泵控非对称液压缸系统能效特性对比研究王波;李运华;赵斌;葛磊;权龙【摘要】以现有对称泵控非对称缸系统和新型三油口泵控非对称缸系统为对象,对四象限工况下两种系统的能效特性进行了对比研究.介绍了两种系统的工作原理,对系统能效进行了理论分析,进一步在Simulation X软件中进行了仿真研究,并讨论了负载力大小对系统能效的影响.仿真结果表明,与对称泵控系统相比,三油口泵控系统第Ⅰ象限内,可提高系统能量效率7.6％,减少系统能量损失66％;第Ⅲ象限内,可提高系统能量效率21.2％,减少能量损失86.4％,因此具有更好的能效特性,节能效果显著.【期刊名称】《液压与气动》【年(卷),期】2018(000)010【总页数】7页(P8-14)【关键词】对称泵;三油口泵;四象限工况;能效特性【作者】王波;李运华;赵斌;葛磊;权龙【作者单位】太原理工大学新型传感器与智能控制教育部与山西省重点实验室,山西太原 030024;北京航空航天大学自动化科学与电气工程学院,北京 100191;太原理工大学新型传感器与智能控制教育部与山西省重点实验室,山西太原 030024;太原理工大学新型传感器与智能控制教育部与山西省重点实验室,山西太原 030024;太原理工大学新型传感器与智能控制教育部与山西省重点实验室,山西太原030024【正文语种】中文【中图分类】TH137引言传统液压阀控系统响应速度快、控制精度高，但存在节流损失大、系统效率低和能量浪费大等问题[1]。
为了提高系统能量效率，最直接的方法是采用泵控系统，通过控制液压泵的排量或转速，直接无节流损失地驱动液压执行器，具有较高的能量效率[2]。
根据执行元件的不同，泵控系统进一步可分为泵控对称缸(马达)和泵控非对称缸两种。
其中，泵控对称缸系统研究起步较早，技术成熟，已广泛应用于飞机舵机等系统。
而泵控非对称缸系统、液压泵流量与液压缸两腔面积不匹配，如何补偿液压缸面积差造成的不对称流量是其需要解决的首要问题[3]。
为此，LODEWYKS[4]提出了采用液压变压器和采用同轴驱动的2个变排量泵两种方案来补偿液压缸面积差造成的不对称流量。
MONIKA课题组[5]对采用液控单向阀补偿不对称流量的泵控系统进行了深入研究，并设计了挖掘机整机混合动力泵控系统，通过与闭式液压泵同轴联接的辅助泵/马达、以扭矩耦合的方式对负载势能进行回收，与负载敏感系统相比，系统能耗降低了50%[6]。
权龙[7-8]提出了一种采用2个独立驱动的变转速泵控制液压缸两腔、通过控制电机转速来平衡系统不对称流量的分腔容积控制方法。
进一步设计了一种新型三油口液压泵，将液压泵配流窗口由2个改为3个，用配流窗口来平衡系统的不对称流量[9]，并将该液压泵用于驱动挖掘机斗杆，获得了良好的控制特性和节能效果[10-11]。
赵丁选[12]采用并联驱动的2个变排量泵补偿液压缸的不对称流量，并增加了蓄能器平衡负载重量和回收重力势能。
姚静[13]提出了一种通过同轴驱动的2个开式液压泵分别控制液压缸的两腔，用液压泵的排量来平衡不对称流量的开式泵控原理。
综上所述，经过多年发展，泵控非对称缸技术取得了很大的进步，有了多种解决方案，但各方案的系统成本、能效特性均有差别。
而现有工作对各类型泵控方案的对比研究较少，哪种方案具有更高的性价比和更好的能效特性尚无定论。
为此，以现有的对称泵控非对称缸系统[5]和新型三油口泵控非对称缸系统[11]为对象，对两种系统在四象限工况下的能效特性进行了对比研究。
1 对称泵控非对称液压缸系统原理图1所示为对称泵控非对称缸系统原理，系统采用电机驱动闭式泵/马达，闭式泵/马达的2个油口直接与液压缸的两腔连通，通过改变闭式泵/马达的斜盘摆角可实现对液压缸的速度和方向的控制。
同时，为了平衡液压缸面积差造成的不对称流量，增加了由定量泵、蓄能器和溢流阀组成的流量补偿回路和大流量的液控单向阀。
1.闭式泵/马达 2.流量补偿回路3a、3b.液控单向阀 4a、4b.溢流阀图1 对称泵控非对称缸系统液压缸伸出和收回时，根据不同的负载力和速度方向，系统可分别处于四个象限内进行工作。
图2给出了系统的四象限运行工况，v为液压缸运行速度，FL为液压缸负载力，m为负载质量，AA、AB分别为液压缸无杆腔和有杆腔面积，pA、qA 分别为液压缸无杆腔的压力和流量，pB、qB分别为液压缸有杆腔的压力和流量，qAf为流量补偿回路与液压缸无杆腔交换油液的流量，qBf为流量补偿回路与液压缸有杆腔交换油液的流量。
图2 对称泵控系统四象限运行工况第Ⅰ象限时，液压缸阻力伸出，电机驱动闭式泵/马达向液压缸无杆腔供油，无杆腔为高压驱动腔，面积大、需求流量多，流量补偿回路通过液控单向阀3b向系统提供需求的流量平衡液压缸的不对称流量。
第Ⅱ象限时，在负载力的作用下，液压缸伸出，有杆腔为高压驱动腔，闭式泵/马达在有杆腔高压油的驱动下带动电机发电，流量补偿回路通过液控单向阀3a向系统补油。
第Ⅲ象限时，液压缸阻力收回，电机消耗能量，驱动闭式泵/马达向有杆腔供油，在有杆腔高压油的作用下，液控单向阀3a打开，系统向流量补偿回路排油。
第Ⅳ象限时，液压缸在负载力的作用下收回，电机工作在发电状态，无杆腔多余的流量通过液控单向阀3b和流量补偿回路流回油箱。
2 三油口泵控非对称缸系统原理图3给出了三油口泵控非对称缸系统工作原理，系统采用了变转速电机驱动新型三油口液压泵，通过改变电机的转速和转向来控制液压缸的运行速度和方向。
其中，新型三油口泵通过配流盘平衡液压缸的不对称流量，油口a与液压缸无杆腔连通，油口b与液压缸有杆腔连通，油口c与油箱连通。
理论上，通过调整配流盘窗口面积使3个油口的排量Da、Db、Dc的关系如式(1)所示，三油口泵转动一圈，流过油口a、b的油液分别与液压缸无杆腔和有杆腔的流量相匹配，油口c完全平衡系统的流量差。
但实际工作中，由于存在系统泄漏、油液压缩以及加工制造误差等不确定因素，系流量不能完全平衡，需增加小流量的补油回路和液控单向阀。
(1)1.三油口液压缸2.补油回路3.液控单向阀4a、4b.溢流阀图3 三油口泵控非对称缸系统3 系统能效理论分析静止状态下，液压缸的力平衡方程为:pAAA-pBAB=FL(2)对于图2所示的对称泵控系统，电机仅在第Ⅰ象限和第Ⅲ象限消耗能量；第Ⅱ象限和第Ⅳ象限时，在负载力的作用下，闭式泵/马达带动电机旋转，电机工作在发电状态，不消耗能量。
而四个象限内，流量补偿回路始终输出一定压力和流量，并通过液控单向阀与系统交换油液，系统存在流量补偿回路的溢流损失和单向阀节流损失；第Ⅲ、第Ⅳ象限时，液压缸无杆腔多余的流量分别通过液控单向阀3a、3b 和流量补偿回路直接返回油箱，系统还存在液压缸不平衡流量造成的能量损失。
由此，可得四个象限内，系统消耗电能和损失能量分别为:EⅠ=(vAA(pA-pB)+Pfill1)dt(3)EⅢ=(vAB(pB-pA)+Pfill1)dt(4)EⅡ/Ⅳ=Pfill1dt(5)EⅠloss=(Pfill1-qBfpB)dt(6)EⅡloss=(Pf ill1-qAfpA)dt(7)EⅢloss=(Pfill1+qAfpA)dt(8)EⅣloss=(Pfill1+qBfpB)dt(9)忽略系统泄漏及油液压缩等因素，流量补偿回路与系统交换的流量等于液压缸无杆腔和有杆腔流量之差，即：qAf=qBf=v(AA-AB)(10)四个象限内，液控单向阀在驱动腔高压油的作用下打开，开口恒定不变，可等效为1个固定节流孔，由式(11)可求出其两端的压差。
而流量补偿回路输出压力恒定不变，第Ⅰ象限时，液压缸非驱动腔压力如式(12)所示。
(11)pBI=p补-Δp(12)联立式(2)、式(3)、式(10)～式(12)可得：EⅠ=vFL-v(AA-AB)p补+km(AA-AB)3v3+Pfill1dt(13)同理，进一步可推出：EⅢ=vFL+v(AA-AB)p补+km(AA-AB)3v3+Pfill1dt(14)EⅠloss=EⅡloss=Pfill1+v(AA-AB)p补+km(AA-AB)3v3dt(15)EⅢloss=EⅣloss=Pfill1+v(AA-AB)p补+km(AA-AB)3v3dt(16)式中，tⅠ、tⅡ、tⅢ、tⅣ 分别为液压缸工作在第Ⅰ、第Ⅱ、第Ⅲ和第Ⅳ象限的时间； p补为流量补偿回路和补油回路压力； Pfill1为流量补偿回路功率； Cd为单向阀口流量系数； A为单向阀开口面积；ρ为油液密度；三油口泵控系统通过液压泵配流盘平衡系统的不对称流量，补油回路仅输出一小部分流量补偿系统泄漏和维持液压缸非驱动腔压力，液控单向阀造成的节流损失可忽略不计，系统仅存在补油回路造成的能量损失。
因此，四个象限内，系统消耗电能和损失能量分别为：(17)(18)(19)式中， Pfill2为补油回路功率。
通过上式可以看出，四个象限内，对称泵控系统始终存在着与液压缸速度有关的液控单向阀节流损失，液压缸运行速度越大，单向阀节流损失也越大，并造成系统能耗的增加，使系统能耗不仅与负载大小有关，还受液压缸运行速度影响。
而三油口泵控系统通过配流盘平衡液压缸的不对称流量，相较于对称泵控系统，没有单向阀配流造成的节流损失，系统能耗不受液压缸运行速度影响，仅与负载大小有关。
4 仿真研究与结果分析4.1 仿真模型搭建为了进一步对两个系统的能效特性进行验证，利用多学科仿真软件Simulation X 分别参照图1和图3搭建了对称泵控系统和三油口泵控系统仿真模型，建立的仿真模型如图4和图5所示。
图中，对称泵控系统各元件均为现有元件，可直接从软件自带元件库中选取；三油口泵控系统中，三油口液压泵不是现有元件，采用基础元件进行搭建，并进行封装。
为了模拟相同工况，两个仿真模型中各元件规格尺寸相同，负载力大小和方向也相同。
其中，闭式泵/马达和三油口泵排量为45 mL/r(三油口泵为油口a排量)，流量补偿回路流量为22.5 L/min，补油回路流量为5 L/min，设定压力均为2 MPa，负载力大小为30 kN。
图4 对称泵控非对称液压缸系统仿真模型图5 三油口泵控非对称液压缸系统仿真模型4.2 能效特性对比分析为了研究四个象限内两个系统的能效特性，分别对液压缸施加大小相等、方向相反的负载力进行仿真。
图6和图7分别给出了四个象限内，对称泵控系统和三油口泵控系统的液压缸位移、压力和流量曲线。
图6和图7中，液压缸运行20 s为一个周期；0～3 s、7.33～12 s和16.33～20 s，电机不工作，液压缸没有速度；3～7.33 s，液压缸伸出，从200 mm运行到700 mm，最大速度为150 mm/s；12～16.33 s，液压缸收回，以150 mm/s 的速度从700 mm运行到200 mm。
