多级压力源切换负载口独立控制系统能耗特性实验研究

曹晓明,姚静,2,沙桐,王佩

(1.燕山大学机械工程学院,066004,河北秦皇岛;2.南京工程学院机械工程学院,210000,南京)

随着能源危机的日益加重,液压系统的节能问题越来越引起人们的重视[1-3]。近年来数字液压逐渐成为液压领域的重要发展方向之一[4-6],液压切换系统作为数字液压技术的典型应用,得到了国内外学者的关注和研究[7]。液压切换系统主要可分为切换阀系统和切换液压源系统。阀切换控制系统通常采用PWM信号的数字阀直接控制负载[8],如ABS制动器[9]、切换转换器[10-11]等,目前只在小功率液压系统中得到了一定的应用。对于大功率液压系统来说,切换液压源系统成为了研究热点。浙江大学顾临怡等人提出的开关液压源系统,在系统原理、控制和节能特性方面做了一定的研究工作[12-14],但由于开关液压源各元件动态及瞬态损耗的影响,系统会产生较大的能耗,制约了该系统的进一步应用。奥尔堡大学将离散液压动力系统引入波能转换器液压系统中,研究了该系统离散输出力的切换控制算法,使系统能耗损失降低,提高了波浪能到电能的能量转化效率[15-16]。德国亚琛工业大学Murrenhoff等提出了STEAM系统,通过切换连接到液压缸的不同压力等级,使通过阀的节流损失最小化,研究表明,与传统的负载传感系统相比,STEAM系统具有明显的节能优势[17-18],但是对结合离散和模拟特点液压系统的混合液压系统仍然存在一些挑战。

针对上述问题,姚静教授等提出了一种多级压力源切换系统,在前期的研究中采用了液压缸两腔同时切换的切换方法,导致系统在切换时存在一定的压力冲击及位置抖动[19-20]。为减少切换引起的压力冲击和位置抖动,本文将负载口独立控制技术与多级压力源切换系统相结合,提出了两级压力源切换负载口独立控制系统(以下简称两级压力源切换系统),对液压缸两腔进、出油口进行独立控制,不仅可以增加系统控制的自由度,还能提高系统动静态响应特性及系统效率。针对不同工况提出相应的控制策略,分析系统的能量流动状态,提出该系统能耗的计算方法,并通过实验数据分析系统能耗特性。

1 系统原理

多级压力源切换系统通过引入不同的压力等级实现多个压力源输出力,通过压力切换与执行器负载进行实时匹配,能够有效降低系统的节流损失。以H和M(即高压和中压)两个压力等级为例,两级压力源切换系统原理简图如图1所示。系统中:泵1、溢流阀1、开关阀3、单向阀1以及蓄能器1组成H压力等级;泵2、溢流阀2、开关阀4、单向阀2以及蓄能器2组成M压力等级;通过控制开关阀1和2的启闭来选择H或M压力等级的接入;由4个比例阀1～4与液压缸组成负载口独立阀控缸结构。对于阻抗工况采用位置-压力复合控制策略,即液压缸一腔采用位置控制,另一腔采用背压控制,对于阻抗伸出工况,液压缸无杆腔采用切换控制,有杆腔采用背压控制,而对于阻抗缩回工况,液压缸无杆腔接油箱T,有杆腔采用切换控制,通过负载力大小选择H-T或M-T压力组合,实现系统节能,同时减少压力源切换引起的位置抖动;对于超越缩回工况,无杆腔接油箱,而回油路直接连接蓄能器,对于超越伸出工况,有杆腔接油箱,回油路直接连接蓄能器,用于实现能量的回收、储存。

图1 两级压力源切换系统原理简图

2 系统能耗模型

以两级压力源切换系统输入为起点,建立主要元件及机构能量传递模型,为能耗特性的实验分析提供理论基础。

2.1 液压泵能耗

液压泵将机械能转化为液压能Ppump,并伴随损失能量ΔP′。液压泵的能量损失主要是由于泵的轴和柱塞等之间的摩擦以及油液压缩和泄漏造成的。在两级压力源切换系统中变量泵、控制泵为液压系统提供压力和流量。

系统泵源输出功率为Ppump,设整体机械效率为ηm,容积效率为ηv,各泵输出功率可表示为

Tcωcηmcηvc=pcqc

(1)

Tiωiηmiηvi=piqi

(2)

式中:ηmc和ηvc分别为控制泵的机械效率和容积效率;pc和qc分别为控制泵的出口压力和流量;ηmi为第i(i∈[H,M])个压力等级所对应泵的机械效率;ηvi为第i个压力等级所对应泵的容积效率;pi为第i个压力等级所对应泵的出口压力;qi为第i个压力等级所对应泵的出口流量。系统泵源输出功率为

(3)

则泵源输出的总功Epump可表示为

(4)

2.2 切换开关阀能耗

开关阀的流量方程为

(5)

Δp=(q/C)2=q2/C2

(6)

由功率计算公式可得阀口功率损失

Pswitch=qΔp=q(q2/C2)=q3/C2

(7)

2.3 比例阀能耗

比例阀阀前的流入功率为Pvalve1,由液压缸输出能量经比例阀阀后的功率为Pvalve2,则有

(8)

(9)

因此,经比例阀后的节流功率损失分别为

(10)

(11)

(12)

(13)

2.4 液压缸能耗

(14)

(15)

因此,液压缸的输出功率

(16)

式中:q1=A1v,q2=A2v,A1、A2分别无杆腔和有杆腔面积,v为液压缸速度。

2.5 负载能耗

负载能耗主要指克服负载所需功率Pload,计算公式如下

Pload=FLv

(17)

式中:FL为负载力。

克服负载所做有用功E与液压缸输出力F和液压缸速度v的关系如下

(18)

2.6 蓄能器能量回收单元

在超越工况下,两级压力源切换系统具有能量回收功能,驱动负载作为动力源,对系统做功,可回收的功率为Prec,可回收的能量为Erec,其计算公式如下

Prec=FLv

(19)

(20)

(21)

(22)

3 实验和讨论

3.1 实验原理及设备

设计并搭建两级压力源切换系统实验平台,以Ⅰ、Ⅱ象限为例研究该系统能耗特性。实验系统原理如图2所示。实验台系统包括主系统和负载模拟系统两部分。主系统主要由液压泵、溢流阀、卸荷阀、蓄能器、比例阀等组成,负载模拟系统的作用是为模拟不同工作象限模式下的负载。主要元件及传感器参数如表1、表2所示。

图2 两级压力源切换实验系统原理简图

表1 主要元件基本参数

参数数值定量泵排量/(mL·r-1)25变量泵排量/(mL·r-1)0～40液压缸缸径/mm100液压缸活塞杆直径/mm45液压缸行程/mm400比例阀流量/(L·min-1)60蓄能器容积/L40

表2 主要传感器基本参数

3.2 两级压力源切换系统特性实验研究

设定最大的负载力FLmax=50 kN,取H、M和T等级压力分别为7.2、4.7和2 MPa,压力切换点取整:[FM-T]=30 kN,[FT-M]=-20 kN。考虑比例阀压降及管路的压力损失,设置H、M等级的压力阈值Δp=2 MPa。为防止卸荷阀的频繁启闭,设置压力等级区间分别设为[7.2,9.2] MPa和[4.7,6.7] MPa。超越工作象限时,回收能量蓄能器的工作压力约为4 MPa。

(a)位置

(b)压力

(c)功率图3 阻抗伸出工况低压力源切换至高压力源时位置阶跃给定下的位置、压力及功率特性曲线

3.2.1 阻抗伸出工况能耗分析 研究阻抗伸出工况下的能耗分布,分析不同位置给定下高低压切换影响规律:①给定液压缸100～300 mm的位置阶跃信号,以及20～40 kN的阶跃负载力,完成低压力源切换至高压力源的切换实验,实验曲线如图3所示;②给定液压缸100～300 mm的位置阶跃信号,以及40～20 kN的阶跃负载力,完成高压力源切换至低压力源的切换实验,实验曲线如图4所示;③给定100～300 mm、斜率为10 mm/s的位置斜坡信号,以及10～50 kN、斜率为±4 kN/s负载力的斜坡信号,完成高、低压力源间的切换实验,实验曲线如图5所示。

(a)位置

(b)压力

(c)功率图4 阻抗伸出工况高压力源切换至低压力源时位置阶跃给定下的位置、压力及功率特性曲线

对于阶跃信号,从图3a和4a可知:位置精度均小于1 mm;负载力阶跃变化时,高、低压力源相应地完成切换,对应的开关阀启闭,导致出现如图3a所示缓慢位置爬升现象,以及图4a所示位置拐点,之后斜率变大;系统压力在切换时发生抖动,由于开关阀响应和输入压力建压需要一定时间才能完成高低压力间的切换,导致如图3b和4b所示比例阀前输入压力滞后于无杆腔压力变化,液压缸有杆腔压力在切换时发生压力抖动,达到稳态时为给定压力2 MPa。

对于斜坡信号,由图5a可知:液压缸位置跟随较好,存在恒定位置误差4 mm;在负载力斜坡规律变化时,高、低压力源完成切换时系统压力产生约为2 MPa的压力冲击(如图5b所示),故在6.6 s和16.8 s处位置跟随斜率有突变(如图5a所示);无杆腔压力与负载力变化一致,有杆腔压力在跟随过程中约为2 MPa,见图5b。

(a)位置

(b)压力

(c)功率图5 阻抗伸出工况高低压力源切换时位置斜坡给定下的位置、压力及功率特性曲线

由能量计算模型得出系统系统功率曲线如图3c、4c、5c所示,可以看出系统输入功率随负载变化而变化,在开关阀组切换时,压力和流量的突变引起输入总功率和负载功率的瞬间冲击。功率经积分计算可得各工作过程能耗分布如表3所示,可以看出,克服负载所做有用功占输入总共比重均大于50%。

3.2.2 超越缩回工况能耗分析 研究超越缩回工况下的能耗分布,分析不同负载力下系统能耗情况。

表3 各工作过程能耗分布

①给定300～100 mm的位置阶跃信号,50 kN恒定驱动负载力,进行蓄能器能量回收特性实验,实验结果如图6所示;②给定300～100 mm、斜率为-10 mm/s的位置斜坡信号,50 kN恒定驱动负载力,进行蓄能器能量回收特性实验,实验结果如图7所示;③给定300～100 mm、斜率为-10 mm/s的位置斜坡信号,及40～50 kN、斜率为5 kN/s的驱动负载力信号,实验结果如图8所示。

(a)位置

(b)压力

(c)功率图6 超越缩回工况恒力负载时位置阶跃给定下的位置、压力及功率特性曲线

对于位置阶跃信号,控制精度小于1 mm。如图6b所示,有杆腔从油箱吸油压力约为-0.1 MPa,无杆腔压力约为5.52 MPa,蓄能器进行能量回收,压力由4.85 MPa逐渐上升到5.5 MPa。对于位置斜坡信号,从图7a和8a可知,跟随误差分别约为3 mm和4 mm;对于恒力负载,如图7b所示,有杆腔压力约-0.1 MPa,无杆腔压力约为5.5 MPa,蓄能器压力由4.35 MPa逐渐上升到4.87 MPa。对于变力负载,如图8b所示,有杆腔压力约-0.1 MPa,无杆腔压力随着负载力变化由4.6 MPa逐渐上升至5.7 MPa,蓄能器压力由4.4 MPa逐渐上升到4.9 MPa。

由能量计算模型得出系统功率曲线如图6c、7c、8c所示,由于比例阀的节流损失及管路和液压缸摩擦损失等,可回收能量并未被蓄能器完全回收,功率经积分计算可得能耗分布如表4所示,可以看出,能量回收率均在70%以上。

(a)位置

(b)压力

(c)功率图7 超越缩回工况恒力负载时位置斜坡给定下的位置、压力及功率特性曲线

表4 各工作过程能耗分布

(a)位置

(b)压力

(c)功率图8 超越缩回工况变力负载时位置斜坡给定下的位置、压力及功率特性曲线

3.2.3 两级压力源与单压力源比较实验分析 单压力源设定为9 MPa,阻抗伸出工况,给定与3.2.1中相同的斜坡位置和斜坡负载信号,同样采用压力-位置复合控制,比较两种系统阻抗伸出工况的能耗特性。实验结果如图9所示。

(a)位置

(b)压力

(c)功率图9 单压力源系统位置斜坡给定下的位置、压力及功率特性曲线

从图9a可以看出,单压力源系统输出位置跟随误差约为3 mm,与两级压力源切换系统基本相同;从图9b可以看出,随着负载力变化,无杆腔压力随着负载变化而变化,系统输入压力保持在约9 MPa,有杆腔压力在跟随过程中约为2 MPa;图9c为单压力源系统功率曲线。通过对比两个系统的实验结果可以看出,两级压力源切换系统根据负载大小变化选择更匹配的压力源,在小负载工况时选择了低压力源,而在大负载工况时选择了高压力源。在单压力源系统中,整个实验周期都是以高压力源9 MPa工作,因此,两级压力源切换系统能够有效降低系统的输入功率,验证了两级压力源切换系统节能的本质。

图10 系统输入能量对比图

功率经积分计算可得能耗分布,计算得到两个系统能耗对比,如图10所示。由图10可见,两个系统的负载能量基本保持一致,系统输入总功分别为10.496 J和9.406 kJ。对比单压力源系统,两级压力源切换系统比其节能约10.4%,单压力源系统有用功占输入功比例为59.69%,两级压力源切换系统与其相比得到一定的提高。从图9b可知,采用单压力源系统系统输入压力与工作腔压力存在巨大压差,无杆腔比例阀两端的压差最大高达6 MPa左右,最终造成了40.3%的巨大损失功。从图5b可知,两级压力源切换系统系统输入压力根据负载大小变化,无杆腔比例阀两端的压差大大降低,最大时为4 MPa左右,损失功约为36.5%。整体而言,与没有能量储存功能的传统单压力源系统相比,在阻抗工况两级压力源切换系统的输入总功比单压力源节能约10.4%,且在超越工况时能够回收并储存负载所做功。因此,本文所提出的两级压力源切换系统具有较大的节能潜力。

4 结 论

(1)本文提出一种两级压力源切换负载口独立控制系统,建立了系统能耗传递模型,以阻抗伸出和超越缩回工况为例,通过实验测试了在这两种工况下的性能、功率曲线和能耗分布情况。同时,对传统单压力源系统在相同阻抗工况下进行实验研究,对比两种系统的能耗特性,验证了所提系统节能的优越性。

(2)实验结果表明:超越缩回工况下,两级压力源切换负载口独立控制系统可进行能量的回收和储存,其控制精度均在阶跃信号下为1 mm左右,斜坡信号下位置跟随良好,能量回收率达70%以上;阻抗伸出工况下,高低压力源切换对位置阶跃和位置斜坡的响应有一定影响,位置曲线出现缓慢爬升或位置曲线斜率突变现象,斜坡信号下位置精度均在1 mm左右,斜坡信号下位置跟随良好,克服负载所做有用功占输入总功比例均在50%以上。与单压力源系统比较,两级压力源切换系统可减少系统输入功率约10%,且有用功占输入功比例得到一定的提高。因此,本文所提出的两级压力源切换系统不仅能够减少系统输入功率,而且能够进行能量回收,具有较大的节能潜力。