電控正流量挖掘機分階段控制技術研究

魏森森，杜常清,，鄒 斌，徐玉兵

（1. 武漢理工大學 汽車工程學院，湖北 武漢 430070；2. 武漢理工大學 現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070）

液壓挖掘機作為一種多功能的工程機械，因能在惡劣的環境中連續工作，被廣泛應用于工程建設。自挖掘機問世以來，其工作效率不高一直是科研人員想攻堅的難題?，F階段，在挖掘機工作時，僅有不到一半的發動機輸出功率轉化為有用功，其余大部分在傳遞過程中以熱能和勢能的形式損失了[1-2]。

挖掘機在工作過程中主要通過液壓油缸內液壓油的體積變化來實現液壓能與機械能之間的相互轉化，故其液壓系統主要以流量控制為主[3]。目前，國內外廣泛應用的流量控制方式包括負載敏感控制、正流量控制和負流量控制，這3種流量控制方式的性能對比如表1所示[4]。在國內，大多數挖掘機采用負流量控制方式。雖然負流量控制在節能和穩定性方面表現優異，但是響應速度較慢。為此，本文對挖掘機的液壓系統采用正流量控制方式[5]。

表1 不同流量控制方式的性能對比Table 1 Performance comparison of different flow control methods

除了液壓系統的流量控制方式外，發動機的工作模式也是制約挖掘機工作效率的重要因素。目前，國內大部分挖掘機采用分工況控制方式[6]：將發動機的工作模式分為重負荷模式、標準模式和普通模式，每種工作模式下設有多個擋位供駕駛員選擇[7]。劉順安等人[8]采用分工況轉速感應控制來調節變量泵的排量，以穩定挖掘機中發動機的轉速；何清華等人[9]提出將變功率和恒功率控制策略相結合，實現了發動機-變量泵-負載的功率匹配。但是，上述方法忽略了2個重要問題[10]：1）分工況控制要求駕駛員有一定的操作經驗，能夠根據實際情況合理地選擇發動機的工作模式；2）忽略了挖掘機在執行不同動作時所需的功率是變化的[11]。高宇等人[12]雖在此基礎上提出了挖掘機的分階段控制方式，但未涉及如何識別挖掘機的不同作業階段。

基于挖掘機負流量控制和分工況控制的不足[13]，筆者以某企業生產的正流量挖掘機為研究對象，采用分階段控制方式，基于AMESim和Simulink軟件搭建該挖掘機的聯合仿真模型，并通過聯合仿真和實車實驗來驗證所提出的控制策略的有效性。

1 電控正流量挖掘機分階段控制的特點

1.1 電控正流量液壓系統特點

正流量控制的特點是“所供即所需”，即變量泵的排量正好是執行機構需要的[14]。為滿足這一特性，正流量挖掘機通常要配備電控手柄，控制器對電控手柄傳來的信號進行處理后輸出控制信號，分別用于控制多路閥的開關和變量泵排量的調節。本文電控正流量挖掘機的控制原理如圖1所示。

圖1 電控正流量挖掘機控制原理Fig.1 Control principle of electronically controlled pos‐itive flow excavator

1.2 分階段控制功率需求

挖掘機的作業環境通常比較惡劣，因此其實時工況非常復雜。為了降低負載波動對發動機的影響[15]，本文將挖掘機的一個作業循環分為不同階段，并以此為基礎來控制發動機的轉速。挖掘機的一個完整作業循環可分為4個階段：挖掘階段、滿載返回階段、卸載階段和空載返回階段。挖掘機在不同作業階段的功率需求如圖2所示。

圖2 挖掘機不同作業階段的功率需求Fig.2 Power demand of excavator at different working stages

1）挖掘階段。挖掘是一個作業循環的開始，駕駛員通過操縱電控手柄來使鏟斗系統工作，以使鏟斗內裝滿待裝填的物料。由于挖掘階段要克服較大的挖掘阻力，因此需要發動機提供較大的功率[16]。

2）滿載返回階段。挖掘機在滿載返回階段主要執行動臂、斗桿的提升和回轉動作，以將挖掘的物料轉移至目標地點。滿載返回階段無需克服挖掘阻力，但要求液壓系統響應快速，因此要提高發動機的轉速，以增大變量泵的排量[17]。

3）卸載階段。挖掘機卸載時，其鏟斗執行機構和斗桿執行機構交替工作，需要發動機提供較大的功率，以保證挖掘機的卸載動作能夠快速完成。

4）空載返回階段。挖掘機在空載返回階段要執行的動作較多，鏟斗、斗桿、動臂等的執行機構均單獨動作，目的是使鏟斗移動至下一個挖掘點[18]。挖掘機在空載返回階段只需克服重力做功，故所需的功率不大，但仍要提高發動機的轉速，以使挖掘機各個動作響應更快[19]。

1.3 發動機特性

本文所研究的挖掘機選用的發動機為柴油機。由于柴油機的工況復雜多變，難以建立精確的數學模型來描述其工作機理，因此本文借助圖3所示的柴油機萬有特性曲線來開展相關研究。

圖3 柴油機的萬有特性曲線Fig.3 Universal characteristic curve of diesel engine

從圖3中可以看出，柴油機的經濟油耗區對應的轉速區間為1 500～1 750 r/min。根據挖掘機分階段控制的功率需求，柴油機的轉速宜控制在1 500～1 750 r/min內，這樣能保證柴油機既滿足挖掘機不同作業階段的功率需求，又能始終在經濟油耗區內工作。

2 電控正流量挖掘機液壓系統建模

本文利用AMESim軟件來搭建電控正流量挖掘機液壓系統模型。AMESim軟件提供了豐富的元件庫和聯合仿真接口，對于具有特殊作用的液壓元件，如三位六通換向閥、閉鎖閥等，可直接利用液壓元件設計庫進行封裝設計。

2.1 三位六通換向閥模型

為減少液壓油傳遞過程中的管道壓力損失以及簡化液壓油路，本文設計封裝了多個三位六通換向閥，其原理如圖4 所示[4]。其中，三位六通換向閥的A、B 口分別與挖掘機執行機構的無桿腔和有桿腔相連，D、P 口連接變量泵，T 口與回油油路相連，C 口與下一個三位六通換向閥的P 口相連。當三位六通換向閥處于中位時，D口與變量泵直接相連，液壓油通過回油油路回到油箱；當三位六通換向閥受到先導壓力時，其閥芯產生位移，此時換向閥根據閥口開度分配流向不同執行機構的流量[20]。

圖4 三位六通換向閥原理Fig.4 Principle of three-position six-way directional valve

2.2 發動機-雙泵模型

為了提高挖掘機執行機構的運行速度，執行機構由2個變量泵同時供油，變量泵直接由發動機驅動?？刂破鞲鶕娍厥直男盘柎_定變量泵的排量，并將變量泵排量的控制信號傳輸至變量泵調節機構，以實現變量泵排量的調節。電控正流量液壓系統的發動機-雙泵模型如圖5所示。

圖5 發動機-雙泵模型Fig.5 Engine-dual pump model

2.3 電控正流量液壓系統模型

根據電控正流量挖掘機液壓系統的原理，利用AMESim軟件中的液壓庫和機械庫建立電控正流量液壓系統模型，如圖6所示。其中，挖掘機的動臂、斗桿和鏟斗執行機構的參數設置如表2所示；液壓油的相關參數均采用默認值。

圖6 電控正流量挖掘機液壓系統模型Fig.6 Hydraulic system model of electronically controlled positive flow excavator

表2 挖掘機各執行機構參數設置Table 2 Parameter setting for each actuator of excavator 單位：mm

3 電控正流量挖掘機控制系統建模

Simulink 是MATLAB 軟件中的可視化仿真工具[21]，被廣泛應用于控制器的設計和嵌入式開發等。本文在MATLAB/Simulink環境中構建電控正流量挖掘機控制系統模型，并聯合AMESim軟件進行仿真驗證。

本文電控正流量挖掘機的控制系統采用分層控制策略：上層控制器通過電控手柄信號判斷挖掘機各執行機構的流量需求和狀態，以判定挖掘機所處的作業階段，從而確定發動機的基速；下層控制器接收來自上層控制器的發動機基速，并同步采集主供油泵的壓力信號，通過模糊控制對發動機的轉速進行修正，以得到發動機的期望轉速。電控正流量挖掘機的分層控制流程如圖7所示。

圖7 電控正流量挖掘機分層控制流程Fig.7 Hierarchical control flow of electronically controlled positive flow excavator

3.1 上層控制器設計

3.1.1 電控手柄信號濾波處理

挖掘機在工作過程中產生的抖動可能會使駕駛員無意識地操作電控手柄。為了保證挖掘機能夠平穩地工作，采用基于卡爾曼濾波器的PID（propor‐tional-integral-derivative，比例-積分-微分）控制算法[22]，以準確地追蹤電控手柄的信號。該算法的控制原理和控制模型分別如圖8和圖9所示。

圖8 基于卡爾曼濾波器的PID控制原理Fig.8 PID control principle based on Kalman filter

圖9 基于卡爾曼濾波器的PID控制模型Fig.9 PID control model based on Kalman filter

本文電控手柄的信號僅有一個維度且呈周期性變化，由于在傳遞過程中受到干擾和噪聲的作用，電控手柄信號Xk的遞推過程如下：

式中：ωk為隨機干擾，Yk為經PID控制算法處理后的電控手柄信號，εk為隨機觀測噪聲，Ck為變化的系數，k為時刻。

卡爾曼濾波的原理為：將傳感器的測量值與卡爾曼濾波模型的觀測值融合，以獲得準確的電控手柄信號Xk作為上層控制器的輸入信號。具體遞推公式如下：

3.1.2 執行機構狀態判斷

在上層控制器中，先根據鑰匙狀態來判斷挖掘機中發動機的工作狀態；若發動機處于工作狀態，則控制器根據電控手柄的信號判斷執行機構的狀態，進而判斷挖掘機所處的作業階段，由此確定發動機的基速并傳遞給下層控制器。圖10和圖11所示分別為發動機工作狀態的切換邏輯及挖掘機執行機構狀態的判斷邏輯。

圖10 發動機工作狀態判斷邏輯Fig.10 Judgmental logic of working state of engine

圖11 挖掘機執行機構狀態判斷邏輯Fig.11 Judgmental logic of state of excavator actuator

3.2 下層控制器設計

3.2.1 發動機期望轉速計算

當下層控制器接收到上層控制器的輸出信號后，利用模糊控制算法來修正發動機的轉速。由于挖掘機處于不同作業階段時，其主供油泵的壓力存在明顯區別，因此以主供油泵壓力p和主供油泵壓力變化率e作為模糊控制器的輸入，發動機轉速增量Δr作為輸出。定義模糊子集為{NB，NM，NS，ZO，PS，PM，PB}，分別表示輸入p、e和輸出Δr的值為負大、負中、負小、零、正小、正中、正大；輸入、輸出均選用三角形隸屬度函數。相較于文獻[6]提出的僅采用主供油泵壓力來判斷挖掘機的作業階段，本文方法更加可靠。當挖掘機處于挖掘階段時，其所受的負載變大，此時主供油泵壓力p為PB，主供油泵壓力變化率e為PB，說明此時挖掘機所需的功率較大，則輸出發動機轉速增量Δr為NB，即增大挖掘機的輸出功率。同理，可得到挖掘機處于其他作業階段時發動機轉速的模糊控制規則，具體如表3所示。

表3 發動機轉速的模糊控制規則Table 3 Fuzzy control rule for engine speed

根據模糊控制器的輸出，可得發動機的期望轉速re：

式中：r0為發動機的基速，來自上層控制器。

3.2.2 發動機轉速控制

在挖掘機分階段控制的研究中，發動機的轉速控制十分重要[23]。傳統的挖掘機一般采用PID 控制來穩定發動機的轉速，但基于PID控制的轉速調節具有一定的滯后性且超調量較大，故本文采用滑模PID 控制算法來穩定發動機的轉速。這種綜合控制方式既能快速穩定發動機的轉速，又可在一定程度上消除PID控制調節轉速的弊端。

當發動機的實際轉速與期望轉速的差值大于切換閾值時，采用滑?？刂扑惴▉矸€定發動機的轉速，此時須建立發動機及其調速系統的數學模型。本文發動機數學模型采用一階滯后模型，其調速系統的數學模型采用二階模型[24]，分別表示為：

式中：T、Z分別為發動機的滯后時間和系統增益，T1為發動機加速度時間常數，T2、m、n為與發動機調速系統執行線圈的時間常數有關的待定系數。

選取發動機節氣門位置W、位置誤差E和位置誤差的一階導數?為狀態變量，基于式(9)和式(10)構建發動機工作時的狀態空間方程：

其中：

式中：X為發動機的狀態變量，a0、a1、a2、b為常數。

將切換函數S設計為：

式中：D為系數，D=0.1。

為了使發動機的轉速能沿滑模面快速向期望轉速趨近，采用比例切換函數設計相應的輸入U，如式(13)所示，并以此為基礎搭建發動機的滑?？刂颇Ｐ?，如圖12所示。

圖12 發動機滑?？刂颇Ｐ虵ig.12 Sliding mode control model of engine

式中：α、β為系數，α=0.94、β=0.05。

當發動機的實際轉速與期望轉速的差值小于切換閾值時，采用PID控制來穩定發動機的轉速，直接用PID 控制模塊代替滑?？刂颇K即可，其中PID控制參數設置如下：Kp=1.64，Ki=0.2，Kd=0.03。

3.2.3 主、副閥流量分配

本文電控正流量挖掘機的液壓系統采用雙變量泵供油。其中，主供油泵與主三位六通換向閥相連，副供油泵與副三位六通換向閥相連，2 個變量泵同時為挖掘機的執行機構供油。當不同的執行機構動作時，執行不同的供油規則，如表4所示。

表4 挖掘機變量泵的供油規則Table 4 Oil supply rules for variable pump in excavator

當確定挖掘機執行機構的流量需求后，在變量泵的作用下，液壓油經過三位六通換向閥流入執行機構的液壓油缸。為了確定三位六通換向閥的閥芯開度，須對需求流量進行分配。主、副閥的流量分配控制策略如圖13所示。

圖13 主、副三位六通換向閥流量分配控制策略Fig.13 Flow distribution control strategy of master and aux‐iliary three-position six-way directional valve

確定了主、副三位六通換向閥的流量后，需要進一步計算其閥芯的開度。三位六通換向閥閥口的流量特性如下：

式中：c為流量系數；ρ為液壓油密度；A為閥口開度面積；L為流經閥口的流量，即相應執行機構所需的流量；Δp為流過控制閥前后液壓油的壓力差。

4 電控正流量挖掘機仿真分析

4.1 聯合仿真接口構建

完成電控正流量挖掘機液壓系統和控制系統建模后，搭建聯合仿真模型，以驗證所采用控制策略的有效性，具體流程如下。

1）在AMESim 軟件中創建SimuCoSim 接口，完成挖掘機液壓系統建模后，在進行聯合仿真時該接口會生成一個mex64文件。

2）在Simulink 軟件中創建AME2SLCoSim 接口并讀取mex64文件，完成聯合仿真接口配置。

在聯合仿真時，AMESim軟件將變量泵出口壓力和發動機轉速信號傳遞至Simulink軟件；Simulink軟件將變量泵排量和三位六通換向閥的閥芯開度信號傳遞至AMESim 軟件。圖14 和圖15 分別為挖掘機聯合仿真的Simulink接口和AMESim接口。

圖14 挖掘機聯合仿真的Simulink接口Fig.14 Simulink interface for co-simulation of excavator

圖15 挖掘機聯合仿真的AMESim接口Fig.15 AMESim interface for co-simulation of excavator

挖掘機在工作時大多以單動作為主，少量場景下會使用復合動作。在聯合仿真時，通過改變變量泵壓力和發動機轉速來觀察挖掘機執行機構的響應情況。

4.2 挖掘機單動作仿真分析

挖掘機的鏟斗、動臂和斗桿均可進行正反2個方向的運動。本文選擇功率需求最大的鏟斗內收動作進行仿真分析。挖掘機在執行鏟斗內收動作時，發動機轉速和鏟斗油缸壓力的仿真曲線分別如圖16和圖17所示。由圖可知，在仿真開始階段，電控手柄不動作，此時發動機以1 700 r/min 的轉速運行，鏟斗油缸的壓力基本為0 Pa。當t=1 s時，在先導壓力的作用下，三位六通換向閥的閥芯產生位移，液壓油在變量泵的作用下經過油路進入鏟斗油缸，此時鏟斗油缸無桿腔和有桿腔的壓力急速上升，發動機的轉速也因負載波動而產生突變。當t=1.8 s左右時，鏟斗油缸有桿腔和無桿腔的壓力達到最大，說明鏟斗開始動作。當t=2.2 s左右時，發動機轉速穩定在1 600 r/min，由此驗證了滑模PID 控制算法的有效性。

圖16 鏟斗動作時發動機轉速的仿真曲線Fig.16 Simulation curve of engine speed during bucket action

圖17 鏟斗油缸壓力仿真曲線Fig.17 Simulation curve of bucket cylinder pressure

4.3 挖掘機復合動作仿真分析

在挖掘機的實際操縱中，最常見的復合動作為動臂和斗桿同時動作。選取動臂提升和斗桿外伸這一復合動作進行仿真分析。挖掘機在同時執行動臂提升和斗桿外伸時，發動機的轉速、動臂油缸壓力和斗桿油缸壓力的仿真曲線分別如圖18 至圖20 所示。由圖可知，在仿真開始階段，電控手柄不動作，動臂油缸和斗桿油缸的壓力基本為0 Pa，發動機以1 700 r/min的轉速運行。當t=1 s時，在先導壓力的作用下，三位六通換向閥的閥芯產生位移，液壓油在變量泵的作用下經過油路進入動臂油缸和斗桿油缸，此時動臂油缸和斗桿油缸的無桿腔和有桿腔的壓力均急速上升，發動機轉速因負載波動而產生突變；最終發動機的轉速穩定在1 700 r/min左右。對比圖17、圖19 和圖20 可知，動臂油缸和斗桿油缸的壓力明顯小于鏟斗油缸的壓力，說明挖掘機在執行復合動作時，變量泵排出的流量同時流向動臂油缸和斗桿油缸，導致其壓力較執行單動作時小，進而影響執行機構的響應速度，該仿真結果符合預期。

圖18 動臂、斗桿動作時發動機轉速的仿真曲線Fig.18 Simulation curve of engine speed during action of boom and stick

圖19 斗桿油缸壓力仿真曲線Fig.19 Simulation curve of stick cylinder pressure

圖20 動臂油缸壓力仿真曲線Fig.20 Simulation curve of boom cylinder pressure

4.4 挖掘機油耗仿真分析

本文的電控正流量挖掘機采用分階段控制方式。為了驗證該控制方式的優越性，以分工況控制方式為對比，通過聯合仿真比較2種控制方式下發動機的油耗情況。在AMESim軟件中，將發動機轉速設為固定值，即可將分階段控制轉換為分工況控制。在2種控制方式下，挖掘機均完成一個完整的作業循環。不同控制方式下發動機的油耗對比如圖21所示。

圖21 不同控制方式下發動機的油耗對比Fig.21 Comparison of engine fuel consumption under different control methods

從圖21中可以看出，在一個作業循環內，當挖掘機采用分階段控制時，發動機在不同作業階段的油耗存在明顯變化，尤其是空載返回階段，該階段的油耗為192 g/(kW·h)左右；當采用分工況控制時，發動機的油耗始終為220 g/(kW·h)左右，與分階段控制相比，空載返回階段的能量浪費嚴重。綜上，對于正流量挖掘機而言，分階段控制優于分工況控制。

5 電控正流量挖掘機實驗研究

5.1 實驗設備

通過聯合仿真驗證了電控正流量挖掘機分階段控制策略的有效性，但是任何模型的仿真結果均與實際結果存在一定誤差。因此，開展實車驗證是十分有必要的。圖22所示為實車驗證時所采用的挖掘機機型。

圖22 挖掘機實驗機型Fig.22 Experimental excavator model

5.2 實車實驗

在實車實驗中，挖掘機無論是采用分階段控制還是采用分工況控制，在挖掘開始前鏟斗均已轉移到挖掘點，通過操縱電控手柄完成一個完整的作業循環?；玖鞒倘缦拢涸?—5 s階段，挖掘機的鏟斗完成挖掘動作；在5—11 s階段，鏟斗完成從挖掘點到卸載點的轉移；在11—15 s階段，挖掘機完成卸載；在15—25 s 階段，鏟斗返回至新的挖掘點，準備開始下一個作業循環。在分階段控制下挖掘機的發動機轉速、主供油泵出口壓力以及主供油泵出口流量的實測曲線分別如圖23 至圖25 所示。分階段和分工況控制下挖掘機發動機的工作點分布分別如圖26和圖27所示。

圖23 分階段控制下發動機轉速的實測曲線Fig.23 Measured curve of engine speed under phased control

圖24 分階段控制下主供油泵出口壓力實測曲線Fig.24 Measured curve of main oil feed pump outlet pressure under phased control

圖25 分階段控制下主供油泵出口流量實測曲線Fig.25 Measured curve of main oil feed pump outlet flow under phased control

圖26 分階段控制下發動機工作點分布Fig.26 Distribution of engine operating points under phased control

從圖23中可以看出，當挖掘機采用分階段控制時，發動機在不同作業階段的實際轉速均能穩定在期望轉速附近，進一步驗證了所采用的滑模PID控制算法的有效性。此外，發動機轉速和主供油泵壓力的變化均符合挖掘機在一個作業循環內的負載變化規律：在挖掘階段和卸載階段功率需求較大，主供油泵壓力較大，發動機轉速較低；其他作業階段功率需求較小，主供油泵壓力較小，發動機轉速較高。對比圖26 和圖27 可知，在分階段控制下，發動機在一個作業循環內的大多數工作點均在經濟油耗區，而分工況控制下發動機僅有小部分工作點在經濟油耗區內。由此可知，采用分階段控制時發動機的工作點分布更加合理，能量利用率更高。

圖27 分工況控制下發動機工作點分布Fig.27 Distribution of engine operating points under control by different working conditions

6 結 論

本文以某電控正流量挖掘機為研究對象，提出了一種分階段控制策略。將挖掘機的一個作業循環分為4個階段：挖掘階段、滿載返回階段、卸載階段和空載返回階段。同時，基于AMESim與Simulink軟件建立了電控正流量挖掘機液壓系統和控制系統的仿真模型，通過聯合仿真驗證了所提出的分階段控制策略的有效性。最后，通過實車實驗證明，挖掘機處于不同作業階段時的功率需求不同，采用分階段控制可以及時調整發動機的轉速，改善了發動機工作點的分布并降低了發動機的油耗。