发动机_变量泵功率匹配极限负荷控制

1. 1 号泵 2. 2 号泵 3. 先导泵 4. 溢流阀 5. 比例减压阀 6. 微处理器 7. 3 号泵 8. 2 号泵恒功率控制调节器 9. 2 号泵液压行程调节器 10. 1 号泵液压行程调节器 11. 1 号泵恒功率控制调节器 12. 1 号泵变量调节比例方向压力控制阀 13. 1 号泵变量调节缸 图 2 A8VO 双泵极限负荷控制原理
制调节泵的吸收功率 与发动机输出 功率基本匹
配, 从而使发动机工作转速保持在节能效果突出 的转速范围内。系统控制简化框图如图 3 所示。因 为泵的吸收功率在发动机转速稳定时由泵压力和
泵排 量 决 定, 负 载 变 化, 泵压 力相应 变化, 泵吸 收扭矩 增大 或减
小, 发动机转速出现的 偏差 经转速 传感 器反 馈输 入极限 负荷 控制
ec( k) = e( k ) - e( k - 1)
其增量式为
u( k ) = kP e( k) + k Ie( k ) + k D[ ec( k) - ec ( k - 1) ]
( 4)
式中, u ( k) 为控制器的电压信号输出值; u ( k) 为控制
器电压信号的输出增 量; n 为发 动机给 定转速; n( k) 为 发
0 引言
为了实现节能, 在进一步提高器件单体效率 的难度越来越大的情况下, 学者们将研究重心转 移到提高发动机与液压系统整体最佳效率的匹配 上[ 1] , 通过电子节能控制方法实现高效率的功率 转化。目前电子节能控制系统的研究主要针对以 下几个环节: 动力系统与负载的控制、液压泵的控 制、发动机与液压泵的控制[ 2 4] 。
A8VO 变量双泵调节原理如下( 以 1 号泵为 例, 下同) : 由负荷传感反馈到泵的 x 3 控制口的压 力 p x 3 和泵的出口压力 p b 控制变量缸的比例方向 压力控制阀开口度大小, 左位( 变量缸 1 无杆腔接
通油箱) 时开口度随 p x 3 和 p b 增大而减小, 使无 杆腔压力增大, 推动变量泵调节机构减小泵排量, 从而降低泵的吸收功率; 右位( 变量缸无杆腔接通 1 号泵出口) 时, p x3 和 p b 的合力驱动比例方向压 力控制阀开口度增大, 使变量调节缸的无杆腔与 有杆腔接通, 并使阀口压力损失减小, 无杆腔压力 增大, 差动作用使输出排量变为最小, 极限情况下 可不输出液流。
( 5)
式中, p e( k) 为 比 例 减 压 阀 调 定 压 力; ku 为 减 压 阀 比 例
系数。
( 3) 由比例减压阀输出压力 p x3 、泵出口压力 p b 、先导控制调节压力 p x 1 与作用在比例方向压 力阀阀芯上的弹簧力的平衡关系, 得到比例减压
阀输出压力( p x3 ) 与阀开口度之间的函数关系为
本文基于电比例控制变量泵跟随发动机转速 偏差变化的吸收功率的匹配控制原理, 分析了极 限负荷实现机理, 通过发动机转速感应偏差和电 比例控制变量泵负荷传感实现极限负荷控制, 以 柴油机控 制的 A8V O 变量泵 为对象, 提出 发动 机 变量泵的功率匹配控制方法, 并在 SWD- 20 旋挖钻机上进行了实验验证。
整定的转速感应控制方法, 利用变量泵的电液比 例控制技术, 调节电液比例控制变量泵的吸收功 率[ 5, 6] , 可实现系统极限负荷控制。即发动机输出 功率设定后, 若负载增大, 则泵增大吸收功率, 发 动机降速, 系统检测 到转速变化后, 减小泵的排 量, 从而降低泵的吸收功率, 保证泵的吸收功率和 发动机输出功率相匹配; 若负载减小, 自动增大泵 的排量, 增加泵的吸收功率, 在发动机输出功率允 许范围内使作业速度加快, 提高作业效率, 使发动 机在负荷变化范围内既满足重载, 也满足轻载的 作业要求, 较好地匹配了负载、泵和发动机之间的 功率关系。
P e = Mene
( 1)
式中, M e 为发动机输出扭矩; ne 为发动机转速。
泵的吸收功率为
Pp = p p qV p = p p V p np = M p np
( 2)
式中, p p 为泵出口压力; qV p 为泵输 出流量; V p 为 泵排量;
np 为泵转速; M p 为泵吸收扭矩。
发动机与泵直接相连时, np = ne。不考虑机械
传动的损失时, Mp = M e , 则发动机的输出功率 Pe
与泵的吸收功率 Pp 相等, 系统无功率损失[ 5] 。由
式( 2) 可见, 当负载变化即泵的出口压力 p p 发生
变化时, 实时调整泵的排量 V p, 可使泵的吸收扭
矩 Mp 始终跟踪发动机的输出扭矩 Me , 实现发动
机与泵的功率匹配。由于系统具备实时调节的跟
与重载低速的渐进变化。 3. 2 转速感应控制策略与系统控制框图
根据发动机不同工作转速条件下的负荷特性
与速度特性, 其工作转速保持在一个兼顾经济性 与最大功率输出的转速范围内, 才能实现发动机 运行的节能目标, 而钻机较大范围的负荷变化会 引起泵实际吸收功率发生变化, 使发动机产生较 大转速偏差, 导致发动机燃油消耗率等性能变差。 系统转速感应控制策略就是利用转速偏差感应控
3 系统功率匹配极限负荷控制
3. 1 钻进过程负荷变化特性 旋挖钻机的钻进由动力头驱动钻杆完成, 液
压动力源为力士乐 A8V O 双泵, 采用正流量控制 实现变量调节; 钻孔取土时, 钻机依靠钻杆和钻斗 的自重切入土层, 斜向斗齿在钻斗回转时切下土 块并向斗内推进完成钻取土。钻孔时, 回填土等软 土层切削阻力小, 钻进速度可以很快; 卵石层等硬 土层切削阻力大, 甚至需要装上短螺旋钻头才能 进行钻孔工作, 因而需要大扭矩输入, 钻进速度受 到限制而较慢。泵的负荷变化特性即为轻载高速
器, 通 过 自 适 应 模 糊
PID 参数整定[ 7] , 获得 控制 A8VO 泵 排量的
图 3 极限负荷 控制原理框图
电液比例减压阀的最优调节参数, 输出比例压力
控制信号, 调节控制变量缸的比例方向压力控制
阀的开口度大小, 改变变量缸驱动压力的大小和
方向, 最大限度吸收发动机功率而又保证发动机
中国机械工程第 18 卷第 4 期 2007 年 2 月下半月
发动机- 变量泵功率匹配极限负荷控制
柳 波 何清华 杨忠炯
中南大学, 长沙, 410083
摘要: 根据负荷多变工况条件下发动机 变量泵系统的节能要求, 分析了发动机功率极限负荷的控
制机理; 运用转速传感控制原理, 提出了变量泵随发动机功率变化进行功率匹配的动态调节方法; 给出
用面积; p x3 为极限负荷反 馈控制压力, p x3 = p e(k) ; A 2 为 比例方向压力阀上极限 负荷反 馈压力 作用面 积; A 3 为 比
( ka - ky ) x v + p x1 A 1 = p x3 A 2 + p b A 3
( 6)
p=
k d/
x
2 v
( 7)
式中, ka 为比例方向压力阀弹簧刚度; ky 为 泵液压行程 调
节弹簧刚度; x v 为比例 方向压 力阀开 口度; p x1 为 比例 方 向压力阀先导控制压力; A 1 为泵液 压行程 调节液 压力 作
1 极限负荷控制机理与转速感应极限负 荷控制方法
1. 1 极限负荷控制机理 发动机与液压系统的简化模型如图 1 所示。
发动机的输出功率为
收稿日期: 2006 09 04 基金项目: 国 家 863 高 技 术 研 究 发 展 计 划 资 助 项 目 ( 2003A A430200)
500
图 1 发动机与液压系统的 简化模型
随性能, 因此发动机不需设置功率储备, 该方式为 极限负荷控制。通过极限负荷控制, 可以提高系统 功率利用率, 达到节能目的。
1. 2 转速感应极限负荷控制方法
将系统功率流与电子流( 负荷传感与电反馈 控制) 有机结合起来, 通过检测负荷变化引起的
发动机转速变化, 运用自适应模糊 PID 参数调节
发动机- 变量泵功率匹配极限负荷控制 柳 波 何清华 杨忠炯
了发动机 电比例控制变量泵功率匹配控制方框图, 推导出系统控制调节传递函数。实验证明: 外负荷
变化时变量泵吸收功率与发动机输出功率基本匹配, 发动机无须功率储备就可以保持正常工作, 节能效
果明显。
关键词: 功率匹配; 转速感应控制; 极限负荷控制; 匹配调节控制
中图分类号: U 270. 11
文章编号: 1004 132X( 2007) 04 0500 04
动机实际转速; ec( k) 为转 速偏差 增量; k P 为 比例系 数, k I 为积分系数; k D 为微分 系数。
其中, kP 、kI 、kD 的数值由模糊控制规则确定。
( 2) 考虑比例减压阀的响应频率远大于泵变
量调节缸的响应频率, 减压阀环节可看成比例环
节, 即
p e( k) = k uu( k)
Load Limit Sensing Control of Power Matching for Engine- variable Pump System L iu Bo H e Qinghua Yang Zhongjiong
Cent ral Sout h Universit y, Chang sha, 410083 Abstract: Based on t he energ y- sav ing demands f or load- changeful eng ine- v ar iable pump sys t em, t he mechanism f or t he utm ost using of engine pow er w as analyzed. A dy namic adjust able method of po w er mat ching based on t he electr on regulat io n bet w een t he engine and t he variable pump w as a chieved by means of t he ro tat ion speed f eedback load lim it ing cont rol. T he pow er mat ching cont ro l principle and t ransf er funct ion of t he syst em w as est ablished for t he engine- electr on regulated varia ble pump syst em. T he perf ect condit ion w ith t he optimum ef ficiency of po w er matching is sho wn t o be tr ue by exper im ent s on a hydraulic drilling - rig . Key words: pow er matching; rotation speed feedback control; load limiting control; matching adjust ment