一種基于高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng)

1、外文翻譯設（論文）題目 基于高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng) 學院名稱 機械與汽車工程學院 專 業(yè) （班 級） 機械設計制造及其自動化12-4班 姓 名 （學 號） 鄧矗嶺 指 導 教 師 趙小勇 系（教研室）負責人 一種基于高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng)摘要：本文將研究一種新型的利用高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng)。這種液壓增壓系統(tǒng)類似于 電力電子學中的升壓轉(zhuǎn)換器。 高壓是通過高速開關(guān)閥來制動一個帶有慣性飛輪的液壓馬達來獲得的，并通過馬達輸出端的一個液壓電容器組來穩(wěn)定。這種增壓系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)和波動特點正處于研究中。研究表明：輸出壓力總會高于系統(tǒng)壓力，并且會隨著供應到高速開關(guān)閥的脈沖寬頻調(diào)制的占空率增長而增長。研究同時

2、表明：輸出壓力的波動情況很大部分受到脈沖寬頻調(diào)制信號的頻率和油室體積的影響。這一液壓增壓系統(tǒng)已經(jīng)經(jīng)過構(gòu)建和測試了。在脈沖寬頻信號占空率為0.7的情況下，它成功的將系統(tǒng)壓力從50bar增到116bar。這一實驗的成功帶來了一種新的增壓方式。索引詞：液壓增壓系統(tǒng)、液壓轉(zhuǎn)換器、高速開關(guān)閥、轉(zhuǎn)換液壓系統(tǒng) 引言：由于它們的大功率密度、高密實度和易于控制的特點，液壓系統(tǒng)廣泛地運用于建筑和農(nóng)業(yè)機械中。液壓系統(tǒng)的大功率密度來源于它的高壓，相對于電力系統(tǒng)這意味著它可以以一種相對較小的驅(qū)動器來產(chǎn)生高的能量或者轉(zhuǎn)矩。在某些情況下，增加系統(tǒng)壓力宜用來進行重型工作。但是，原動機功率或者泵的壓力等級會限制系統(tǒng)壓力。因此，

3、這種液壓增壓器就應運而生了。一個液壓增壓器或者一個壓力增強器是一種增大系統(tǒng)可用壓力來執(zhí)行要求更高壓力工作的設備。它可以產(chǎn)生幣系統(tǒng)壓力更高的輸出壓強但是不能增大功率。除了桿沒有延伸到外部以外，一個簡單的液壓增壓器是一個有著同樣內(nèi)部結(jié)構(gòu)的液壓氣缸。由于活塞的力平衡，可以通過使用一種更小的活動區(qū)域來獲得更高的輸出壓力。這種增壓器在一些應用方面如夾緊工具、注塑機、液壓站等已經(jīng)商業(yè)化。但是，由于活塞區(qū)域是固定的，這種壓力轉(zhuǎn)換率（被定義為進出口壓力之間的比率）是恒定的。另一種液壓增壓器是液壓轉(zhuǎn)換器。一個傳統(tǒng)的液壓轉(zhuǎn)換器包含了機械耦合在一起的一個固定的和一個可變的位移單元，固定單元接在軌道處，可變單元接在負

4、載處。這兩個單元要么處于泵模式要么處于馬達模式。由于軸轉(zhuǎn)矩平衡，負載壓力可以通過改變可變單元的位移來調(diào)節(jié)。比軌壓更高的負載壓力可以通過使用一個更小的可變單元和一個更大的固定單元來獲得。這種液壓轉(zhuǎn)換器的壓力轉(zhuǎn)換率可以持續(xù)地調(diào)節(jié)。一種新的液壓轉(zhuǎn)換器最近已經(jīng)被荷蘭公司InnasBV研制出來，被叫做innas液壓轉(zhuǎn)換器-（IHT）IHT的原理與傳統(tǒng)的液壓轉(zhuǎn)換器相同，但是結(jié)構(gòu)卻相差很大。它僅有一個活塞單元但是卻有三個分別連接在油路、油箱和負載處的出口。它更為簡單而輕便。IHT和標準活塞單元之間的差別在于配流盤的設計。這種壓力轉(zhuǎn)換率可以通過在一個有限的角度內(nèi)旋轉(zhuǎn)配流盤調(diào)節(jié)。另一種增壓方式是使用基于轉(zhuǎn)換技術(shù)

5、的高速開關(guān)閥，由于它已經(jīng)被運用在氣動系統(tǒng)多年但是直到最近才運用到液壓系統(tǒng)上來，Scheudl提出了兩種液壓開關(guān)轉(zhuǎn)換器，一種是波形變換器，一種是諧振變換器。波行變換器是一種降壓變換器，而諧振變換器則是一種包含一個開關(guān)閥、一個彈簧加載的氣缸和一個蓄能器的增壓變換器。汽缸內(nèi)腔交替連接到壓力油、油箱和消耗路上。諧振變換器控制著流至基本不依賴于壓強的油路的平均流量。它能產(chǎn)生超過供應壓強的壓強。在Scheidl的液壓轉(zhuǎn)換器中，輸油管中液體的慣性被用作液壓電感。在轉(zhuǎn)換器中采用液壓馬達作為電感器是由Dantlgraber首次提出的。GU提出了一種開關(guān)式液壓電源供應的方式，它模仿了電路中開關(guān)式電源的原理。它使用

6、了一種帶有飛輪的液壓馬達作為電感元件。使用液壓元件來替代開關(guān)式電源供應中的電路元件，有兩種開關(guān)式液壓電源供應方式:一種是降壓式液壓電源供應，一種是增壓式電源供應。本文研究的液壓增壓式系統(tǒng)是一種增壓式增壓開關(guān)式電源供應。在兩個方面它不同于Scheidl的諧振轉(zhuǎn)換器。在諧振轉(zhuǎn)換器中，采用一種彈簧負載的氣缸來產(chǎn)生高的壓強，通常使用強度較高的彈簧，盡管在液壓增壓系統(tǒng)中，高的壓強是通過制動一個帶有飛輪的液壓馬達。而且，在諧振轉(zhuǎn)換器中，并沒有采用蓄能器，而是用一個油箱來維持液壓增壓系統(tǒng)中的高壓。使用油箱作為液壓容器的好處在于油箱的容積是有油箱的體積所決定的，并且不會隨著工作壓力而變化。盡管蓄能器的容量是隨

7、工作壓力所決定的。液壓增壓轉(zhuǎn)換器和減壓轉(zhuǎn)換器為常見的油路系統(tǒng)提供了一個很有前景的解決方案。比如液壓變壓器。在CPR系統(tǒng)中，所有的制動器被接到CPR中，并且通過這樣一種方式空著液壓電源供應，那么油路壓力可以保持恒定。由于在油軌和每一個制動器之間存在著增壓和減壓轉(zhuǎn)換器，油軌壓力可以單獨地根據(jù)所需負載壓強而轉(zhuǎn)變。由于壓力轉(zhuǎn)換器是基于高速開關(guān)閥的，那么在節(jié)流系統(tǒng)中就不會有嚴重的節(jié)流損耗了。不像是在負載感應系統(tǒng)，在這種系統(tǒng)中，只有最高的負載壓力才會被感應到，并且系統(tǒng)壓力只會稍微的高于最高負載壓力。壓力轉(zhuǎn)換器可以將系統(tǒng)壓力轉(zhuǎn)變成每個制動器所需的壓強。者減少了負載感應系統(tǒng)中經(jīng)過節(jié)流閥或者是流量控制閥中的節(jié)流

8、損失。液壓增壓系統(tǒng)A. 系統(tǒng)概述開關(guān)式增壓轉(zhuǎn)換器的原理圖如下，它包含了一個高速開關(guān)、電感器、二極管、電容器和電阻。隨著開關(guān)迅速開啟，可以獲得比源電壓更高的輸出電壓，此時高輸出電壓便由電容器維持。用單向閥來代替電容元件。Fig. 1. 開關(guān)式增壓系統(tǒng)的原理圖(Vi電源Vo 輸出電壓, L電感, S開關(guān), D二極管, C電容器基于高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng)與開關(guān)式增壓轉(zhuǎn)換器相似。使用高速開關(guān)閥來替代開關(guān)，用帶有飛輪的液壓馬達來替代電感器。用單向閥來代替二極管，油箱來替代電容器，液壓增壓系統(tǒng)如Fig2圖所示。節(jié)流閥使用在系統(tǒng)負載中。高速開關(guān)閥由可調(diào)節(jié)占空比和頻率的脈寬調(diào)制信號所控制。Fig. 2. 基

9、于高速閥的液壓增壓系統(tǒng)(1壓力線, 2槽路傳輸線, 3液壓馬達 4飛輪, 5高速開關(guān)閥, 6單向閥, 7油箱r, 8節(jié)流閥).比如說電感器，它儲存的是由電流通過它時產(chǎn)生的磁場中的能量。帶有飛輪的液壓馬達是一中液壓電感器，他儲存的是飛輪通過馬達產(chǎn)生的能量。而不是使用蓄能器，油箱是用來作為液壓電容器。由于油箱的容量不會隨著工作點而變化，但是蓄能器卻會隨著變化。根據(jù)馬達狀態(tài)，在一個脈寬調(diào)制時間段內(nèi)，液壓增壓系統(tǒng)的工作過程可以分為兩步：儲能階段和制動階段，如FIg.3所示。開關(guān)室是在液壓馬達、高速開關(guān)閥、單向閥間的油室。Fig. 3. 液壓增壓系統(tǒng)的工作過程 (a) 儲能階段 (b) 制動階段在儲能階

10、段，高速開關(guān)閥在頻寬脈沖信號的控制下打開。開關(guān)室壓力快速下降到油室壓強。馬達在系統(tǒng)壓力下啟動。液壓能將通過馬達轉(zhuǎn)換成機械能，并儲存在飛輪中。同時，當負載壓力高于高于油室壓力時，單向閥將關(guān)閉。所有通過馬達的油都將流回油室，但不會流過單向閥。負載油將由油室供應，在這一階段，油室將處于放油狀態(tài)，放油后，負載壓強將降低。在制動階段，在PWM信號的控制下，高速開關(guān)閥將關(guān)閉。由于飛輪慣性，馬達旋轉(zhuǎn)速度和流量將不會有顯著改變。此時，儲存在飛輪中的能量將通過馬達釋放到油路中。所有通過馬達的油都將流向單向閥，然后被分配到節(jié)流閥和油室中。油室受壓負載壓力將升高。B.穩(wěn)態(tài)特征在Fig.2圖所示的增壓系統(tǒng)中，開關(guān)室在

11、系統(tǒng)設計中扮演了一個非常重要的角色。通過減小油室體積，開關(guān)室中的壓強轉(zhuǎn)換時間可以被縮短。當高速開關(guān)閥開啟時，開關(guān)室壓強將會降到油室壓強?？偟霓D(zhuǎn)換時間包括了閥門開關(guān)時間和油室壓強轉(zhuǎn)換時間。閥門開關(guān)時間由閥門自身特點所決定，而油室壓強轉(zhuǎn)換時間則由油室體積所決定。油室應當設計得盡可能小，從而使得油室壓強在開關(guān)時轉(zhuǎn)變足夠的快。在增壓系統(tǒng)的實驗臺上，閥門開關(guān)時間只要4毫秒。假設流經(jīng)油室的流量為4.5L每分鐘，那么油體積的彈性模量就是17000bar，開關(guān)室的體積就是15.7毫升，油室壓強從80降至0bar的壓強轉(zhuǎn)換時間就只要1毫秒。因此，總共的轉(zhuǎn)換時間就是5毫秒。當PWM信號的平路是10赫茲，占空比是百

12、分之五十時，儲能時間就是50毫秒，這比總的轉(zhuǎn)換時間長了很多。因此，在下面的分析中，開關(guān)室中總的轉(zhuǎn)換時間就可以忽略不計，這意味著在穩(wěn)態(tài)分析中，閥和油室動力都被忽略不計了。波的傳播對采用流體慣性作為電感器的液壓開關(guān)轉(zhuǎn)換器有很大的影響。但是，在本文研究的增壓系統(tǒng)中，液壓感應器來自飛輪的慣性。管道應當設計得足夠的短從而能夠最大限度的減少管道的影響。由于流體慣性產(chǎn)生的電感因此比飛輪的更小。因此流體慣性在分析中可以忽略不計。忽略掉經(jīng)過開關(guān)閥和單向閥的壓降，假設油箱壓強為0，一個PWM時間段內(nèi)的開關(guān)室壓強可以通過如下表達：在上式中，pc是開關(guān)室壓強，pl是負載壓強，T是PWM信號周期，D是PWM信號占空比。

13、開關(guān)室壓強被設定為典型PWM信號，只有當馬達在整個開關(guān)時間段內(nèi)持續(xù)旋轉(zhuǎn)并且在此之間不停歇才是真實的。在一個有著小的馬達慣性，低的占空比和低的開關(guān)頻率的液壓增壓系統(tǒng)中，在開關(guān)期間，馬達也許會停止，由于慣性小、負載壓強高，它會減速的更快。較長的減速時間可以使馬達逐漸停止。但是，這種操作模式電路系統(tǒng)中并不會發(fā)生，因為使用了一個大慣性飛輪，馬達將會以一個小的速度波動繼續(xù)旋轉(zhuǎn)。這就是為什么可以在分析中采取假設的原因。開關(guān)室壓強會隨著PWM信號在相同時間段內(nèi)改變：開關(guān)室壓強的拉普拉斯轉(zhuǎn)換式為：根據(jù)終值定理：當s趨向于0時，（4）式中的指數(shù)形式就是線性形式的：因此，（4)式可以簡化為：則等價的開關(guān)室壓強為：

14、式中pc就是等價的開關(guān)室壓強。 由于在閥門開關(guān)時，大多數(shù)變量都會發(fā)生波動，因此下列所有變量表示的都是它們的平均值。 通過馬達時的壓降是為了克服粘性摩擦，將馬達的機械效率考慮進去的話，馬達的穩(wěn)態(tài)方程為：上式中PS是系統(tǒng)壓強，Dm是馬達排量，Bm是粘性摩擦系數(shù)，Wm是馬達旋轉(zhuǎn)速度，Nm是一個在一個脈寬屏信號時間內(nèi)的馬達機械效率。 根據(jù)上面所提及的式子，因此負載壓強可以表示為：等式（10）中穩(wěn)態(tài)方程是液壓增壓系統(tǒng)的。它表明不同的負載壓強可以通過改變供應到高速開關(guān)閥中的PWM信號的占空比來實現(xiàn)。為了估計負載壓強，（10）式做了簡化，當馬達粘性摩擦系數(shù)相對較低時，與系統(tǒng)壓力相比，通過馬達時的壓降就可以忽

15、略不計。 因此負載壓強的估計值為： 上式表明，當系統(tǒng)占空比低于100%時，負載壓強總是高于系統(tǒng)壓強，這意味著，系統(tǒng)壓強得到了增高。負載壓強會隨著PWM信號的占空比而增加但是是非線性化的關(guān)系。由于馬達粘性摩擦在（12）式中忽略不計，所以（12）式中估計的負載值就會高于（10）式所計算的值。C.波動特性 由于油箱中的進油與出油，負載壓強就會存在波動。由于馬達定期的加速與減速，馬大速度也會存在波動。波動特性是開關(guān)室液壓系統(tǒng)中的一個內(nèi)在特性。 （1）負載壓強波動：油箱中油的壓縮與擴張必然導致負載壓強的波動。在一個PWM信號時間段內(nèi)，通過單向閥的流量可以表達為： 上式中Qc是通過單向閥的流量，Qm是馬達

16、流量。 當高速開關(guān)閥關(guān)閉時，油就會通馬達流至單向閥，并分配到負載與油箱中。進油時油箱的流量為：式中Qa1是進油時油箱流量，Ql是負載流量。 假設在進油期間進口流量是恒定的，那么進油時油箱體積為： 上式中Qa2值得油箱的出口流量： 出口流量和負載流量相等。 由上述式子，負載流量為：由此表明，當占空比小于100%時，負載流量是小于馬達流量的。馬達流量是系統(tǒng)的進口流量。這意味著為了獲得一個高于系統(tǒng)壓強的高負載壓強，系統(tǒng)需要提供比負載所需更多的流量。出口的高壓強通過消耗更多的進口流量而獲得。當油箱處于進油狀態(tài)時，壓縮油的連續(xù)性方程為：上式中V0指郵箱體積，Eh為油的體積彈性模量。在放油階段，負載壓強的

17、改變是線性化的：上式中Pl是負載壓強波動量。 根據(jù)（14）和（18）式，進油時流量為：因此，負載壓強可以由下式表示：上式表明，負載壓強與負載流量和PWM信號的占空比是成比例的，并且與PWM信號頻率和油箱容積成反比?？梢酝ㄟ^增加PWM信號頻率或者油箱體積來減少負載壓強波動。（2) 液壓馬達的旋轉(zhuǎn)速度波動量： 由于閥門開關(guān)時，馬達會定期地出現(xiàn)加速與減速，所以馬達速度波動就會存在，由于不同的通過馬達時的壓強，馬達在加減速時的機械效率也會隨之不同。在接下來的研究中，為了簡化馬達機械效率忽略不計。這種簡化帶來的影響之前已經(jīng)討論過了。當高速開關(guān)福開啟時，馬達的動力表達式為：上式中Jm指的是飛輪和馬達總的慣

18、性。根據(jù)前面提及的式子，可以得到馬達的旋轉(zhuǎn)速度式中Wm是加速過程中的馬達速度.C1是加速系數(shù)。 忽略掉閥門開關(guān)時間和開關(guān)油室壓強變化時間，馬達在加速過程中的開始于結(jié)束時的旋轉(zhuǎn)速度可以由下式表示： 式中wm+（0）位加速開始時的馬達旋轉(zhuǎn)速度，wm+（DT)為加速結(jié)束時的馬達旋轉(zhuǎn)速度。忽略通過單向閥時的壓降，當高速開關(guān)閥關(guān)閉時，馬達的動力表達式為：同樣的，馬達旋轉(zhuǎn)速度為：上式中Wm-為馬達加速過程中的旋轉(zhuǎn)速度,C2為減速系數(shù)。忽略掉閥門開關(guān)時間和開關(guān)有時候壓強轉(zhuǎn)換時間，馬達在減速開始和結(jié)束時的旋轉(zhuǎn)速度可以由下式表示：上式中Wm-（DT)為馬達在減速開始的旋轉(zhuǎn)速度，Wm-（T）為馬達在減速結(jié)束時的馬

19、達旋轉(zhuǎn)速度。由于旋轉(zhuǎn)速度的連續(xù)性，馬達旋轉(zhuǎn)速度在加速過程的結(jié)束時與減速過程的開始時的速度是一樣的：馬達旋轉(zhuǎn)速度穩(wěn)定的前提條件是馬達旋轉(zhuǎn)速度在一個PWM信號的周期內(nèi)速度增加為0：根據(jù)上述式子，可以計算加速系數(shù)和減速系數(shù)：馬達速度波動可以表示為加速過程中旋轉(zhuǎn)速度的增加和減速過程中的降低：上式中wm是馬達的旋轉(zhuǎn)速度波動。因此馬達旋轉(zhuǎn)速度可以由下式表示：當PWM信號頻率較高時，意味著T趨向于0，（36）式中的指數(shù)形式就是線性化的在穩(wěn)態(tài)研究中，負載壓強可以由下式估計：因此，馬達旋轉(zhuǎn)速度波動量可以由下式估計：上式表明：馬達旋轉(zhuǎn)速度波動量與PWM信號占空比是成比例的，并且與飛輪慣性和PWM信號頻率成反比。增

20、加飛輪慣性或者劍俠PWM信號頻率可以減少馬達旋轉(zhuǎn)速度波動量。 仿真結(jié)果A. 仿真模型為了研究增壓系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)和波動特性，F(xiàn)ig。4圖中的AMEsim建立了一個仿真模型。為了避免壓強干擾，系統(tǒng)有兩種單獨的油路，分別是控制油路和主油路。Fig. 4.基于高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng)原理圖控制壓強和系統(tǒng)壓強通過它們自己的安全閥來單獨設定。仿真模型的原理圖和試驗臺的相同，為了比較仿真結(jié)果和測試結(jié)果，仿真參數(shù)由試驗臺獲取，為了獲得大流量，高速開關(guān)閥有兩個步驟。第一階段（導向階段）是一個三向兩通帶有高的自有頻率和小流量的高速開關(guān)閥，實驗閥由PWM信號控制。第二階段（主要階段）是一個大流量的提升閥。提升閥的彈簧腔

21、壓強由導向閥控制以便提升閥可以全液壓控制。單向閥也是一個帶有同樣結(jié)構(gòu)的提升閥，正如高速開關(guān)閥的主要階段。通過將彈簧腔和出口相連接，它也扮演了一個單向閥的角色。為了操縱高速開關(guān)閥的主要階段，控制壓強比系統(tǒng)壓強高得多。Fig. 5. PWM占空比為0.5時馬達的旋轉(zhuǎn)速度Fig. 6. 占空比為0.5時的馬達流速高的控制壓強是為了確保當負載壓強過高時，提升閥可以被牢固地關(guān)閉。提升閥進口腔的參數(shù)略小于控制腔?？刂魄坏膲毫π枰朔M油室的高負載壓力以便提升閥的可以關(guān)閉。當PWM信號的占空比很高時，這是非常重要的，由于負載壓強隨著占空比增加。在仿真模型中，高速開關(guān)閥的主階段和單向閥使用了AMESim中的液

22、壓元件設計庫。其他的液壓元件如泵、馬達、安全閥、節(jié)流閥和管路使用了標準液壓庫。為了反映系統(tǒng)中的壓強動力，模型中包含了一下油腔，如開關(guān)腔和提升閥彈簧腔。為了簡化仿真模型，仿真中采用了一個恒定機械和體積效率的定排量馬達。B.穩(wěn)態(tài)仿真在穩(wěn)態(tài)仿真中，系統(tǒng)壓強設定為50bar。PWM信號占空比設定為50%。PWM信號頻率為10HZ。當占空比從0%到50%時，馬達旋轉(zhuǎn)速度改變?nèi)鏔ig.5圖所示。這表明由于大飛輪慣性馬達達到它的穩(wěn)態(tài)速度需要大約6秒鐘。當PWM信號占空比為0.5時，馬達流量如Fig。6圖所示。它會隨著馬達速度緩慢增加。Fig. 7. Check valve flow rate at the

23、PWM signal duty ratio of 0.5.Fig. 8. Oil chamber flow rate at the PWM signal duty ratio of 0.5.Fig. 9. Load flow rate at the PWM signal duty ratio of D = 0.5.在PWM信號供應到2秒后，波動就會發(fā)生。當PW買新號占空比為0.5時，油腔中流量如Fig.7圖所示。這表明當高速開關(guān)閥開關(guān)時，通過單向閥的流量就會在0和馬達流量間轉(zhuǎn)換。當PWM信號占空比為0.5時油腔流量如Fig.8圖所示。正的流量指的是油腔處于進油狀態(tài)，負值流量指的是油腔處于放油狀

24、態(tài)。PWM信號占空比為0,.5時負載流量如Fig.9所示。盡管通過單向閥的流量會在0和馬達流量之間轉(zhuǎn)化，負載流量是通過油腔穩(wěn)定的。當高速開關(guān)閥關(guān)閉時，油室流量為正值，這意味著油室處于進油狀態(tài)，當高速開關(guān)閥開啟時，油室流量為負值，這意味著油室處于放油狀態(tài)。不管高速開關(guān)閥的狀態(tài)如何，通過單向閥的流量總是油腔流量和負載流量的總和。這種情況下，負載流量可以是連續(xù)性的。在PWM信號占空比為0.5時系統(tǒng)壓強如Fig.10。所示，系統(tǒng)壓強穩(wěn)定在50bar，它不受閥門開關(guān)的影響，因為馬達把它和開關(guān)腔隔離開來。負載壓強如圖Fig.11所示。盡管有一些波動，但負載壓強還是穩(wěn)定在80bar作業(yè)。負載壓強高于系統(tǒng)壓強

25、。這意味著系統(tǒng)壓強被成功增高了。但是，根據(jù)（12）仿真所得負載壓強是低于所估計的負載壓強的，估計值為100bar。這是正確的，因為（12）圖中忽略了馬達粘性摩擦。開關(guān)室壓強如Fig.12圖所示。開關(guān)室壓強在油箱壓強和負載壓強間變化。C.波動仿真在波動仿真中，PWM信號占空比保持0.5不變，而研究負載壓強在不同油腔體積和PWM信號頻率下的變化情況。負載壓強在不同油腔體積下的變化情況如圖Fig.13所示。當油腔體積從2.36降至1.181時，負載壓強波動量就會從13bar增至23bar。這與分析結(jié)果相一致，分析結(jié)果表明負載壓強波動量與油室體積成反比關(guān)系。Fig. 12. Switching cha

26、mber pressure at the PWM signal duty ratio of 0.5.Fig. 13. Load pressures at different oil chamber volumesFig. 14. Load pressures at different PWM signal frequencies.負載壓強在不同PWM信號頻率下的情況如Fig。14圖所示，當PWM信號頻率從10HZ降至5HZ時，負載壓強波動量會從13bar增高至29bar。這也與分析結(jié)果相符合，分析結(jié)果認為負載壓強波動量與PWM新好漂亮成反比。D.連續(xù)性壓強轉(zhuǎn)變在連續(xù)性壓強轉(zhuǎn)變仿真過程中，負載壓

27、強在不同PWM信號占空比下的情況通過Fig.15圖模擬出來。仿真參數(shù)和穩(wěn)態(tài)仿真中的參數(shù)一樣。不同占空比下的負載壓強都高于系統(tǒng)壓強，這也表明負載壓強隨著占空比的增加而非線性地增加。實驗結(jié)果A. 試驗臺液壓增壓系統(tǒng)的試驗臺原理圖如Fig.16圖所示。串聯(lián)泵為齒輪泵，有著更高的泵排量25ml/rev和更小的泵排量10ml/rev，兩種的泵都有一個最大壓強為200bar。試驗臺上的液壓馬達是一個彎軸的活塞馬達，其排量為12ml/rev。飛輪是耦合到馬達軸上的，它是一個直徑為240毫米，高度為120毫米的圓柱塊。飛輪和馬達的總慣性為0.324kg.m2.。液壓馬達、高速開關(guān)閥和單向閥之間的開關(guān)室容積為1

28、5.7ml。安全閥被安裝在馬達出口以限制其最大壓強。Fig. 17. Test bench of the hydraulic pressure-boost system.Fig. 18. PWM signal duty ratio change in the test.為了獲得大流量，高速開關(guān)閥有兩個步驟，第一步是一個三向兩通的NACHI公司的高速開關(guān)閥，其最大壓強為170bar，最大流量為8L/min。高速開關(guān)閥的開關(guān)時間大約為4秒。第二階段是一個擁有大流量的提升閥。提升閥的彈簧腔壓強由先導閥控制以便提升閥可以全由液壓系統(tǒng)控制。高速開關(guān)閥的先導閥由PWM信號所控制。單向閥也是一個擁有同樣結(jié)構(gòu)

29、的提升閥。兩種閥的參數(shù)如Table.1所示。根據(jù)Section3所討論的，仿真參數(shù)取自試驗臺，因此試驗臺數(shù)據(jù)和仿真參數(shù)相一致。增壓系統(tǒng)的試驗臺如Fig.17所示。B.實驗結(jié)果實驗是在不同的PWM信號占空比下所做的。系統(tǒng)壓強設定為50bar。PWM信號頻率為10Hz。占空比從0.2逐漸調(diào)至0.7，都有特定的時間間隔.PWM信號占空比的改變?nèi)鐖DFig。18所示。當占空比為0.2和0.7時持續(xù)時間為30秒，當占空比為0.3、0.4、0.5、0.6時持續(xù)時間為20秒。在不同PWM信號占空比下的系統(tǒng)壓強如圖Fig.19所示。盡管占空比發(fā)生了改變，但系統(tǒng)壓強還是穩(wěn)定在50bar左右。它不受閥門開關(guān)的影響，

30、因為馬達已經(jīng)它與開關(guān)腔隔離開來。當PWM信號占空比高于0.6時，系統(tǒng)壓強會發(fā)生稍許降低。不同PWM信號占空比下的負載壓強如圖Fig.20所示。負載壓強在占空比為0.2時大約和系統(tǒng)壓強相同。隨著占空比增加，系統(tǒng)壓強也會增高。由于大飛輪的慣性，負載壓強達到它的心的穩(wěn)態(tài)需要幾秒的時間，當PWM信號占空比發(fā)生改變時。盡管負載壓強會有波動，但是負載壓強在占空比為0.7時達到了116bar，這比系統(tǒng)壓強高出了兩倍。負載壓強隨著占空比的增加而增加。不同PWM信號占空比下的馬達旋轉(zhuǎn)速度如Fig.21所示馬達旋轉(zhuǎn)速度會隨著系統(tǒng)占空比增加而增加，隨著占空比的增加，一個PWM信號周期內(nèi)的儲能時間就會增加。馬達加速時

31、間變得更長，更多的液壓能轉(zhuǎn)變?yōu)轱w輪的動能，因此馬達旋轉(zhuǎn)速度增加。Fig. 22. Load pressure fluctuation at different PWM signal duty ratiosTABLE IITESTED, SIMULATED, AND ESTIMATED LOAD PRESSURES AT DIFFERENT PWMSIGNAL DUTY RATIOS (UNIT: BAR)Fig. 23. Tested, simulated, and estimated load pressures at different PWMsignal duty ratios.負載壓強

32、在不同信號下的占空比如Fig.22圖所示。負載壓強波動量會隨著占空比的增加而增加。根據(jù)（22）負載壓強波動量由與占空比和負載流量成比例關(guān)系。當占空比增加時，負載壓強和負載流量都會增加。負載壓強波動量不僅是因為占空比的增加還因為負載流量的增加。不同PWM信號占空比下的測試、模擬和估計負載壓強如Table2所示。估計的負載壓強是用（12）式中計算出來的，在這個式子中馬達粘性摩擦忽略不計。這就是為什么估計的負載值高于模擬至和測試值的原因。在更高的占空比下，估計值、模擬值和實驗值的差異變得更大。這不僅是因為馬達旋轉(zhuǎn)速度增加了，而且還是因為占空比增加了。測試的負載壓強表現(xiàn)了一條和模擬負載相同的曲線趨勢，

33、只是稍微低了一些。不同占空比下測試值和模擬值之間的平均差值約為6bar。盡管模擬和測試值都會隨著PWM信號增加呈非線性的增加。不同占空比下的負載壓強還是高于系統(tǒng)壓強，這表明液壓增壓系統(tǒng)可以獲得增壓的功能。總結(jié)本文研究的是基于高速開關(guān)閥的液壓增壓系統(tǒng)，它與電力中的升壓轉(zhuǎn)換器相類似。高壓可以通過制動一個帶有飛輪的馬達來獲得，這將通過高速開關(guān)閥得以實現(xiàn)。高壓通過設定在馬達出口的液壓電容器來穩(wěn)定。通過研究增壓系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)與波動特性，結(jié)果表明出口壓強可以通過改變供應到高速開關(guān)閥中PWM信號來調(diào)節(jié)。出口壓強總是系統(tǒng)壓強并且以一種非線性的關(guān)系隨著占空比的增加而增加。出口壓強會存在一些波動。增加PWM信號的頻率

34、或者油腔容積可以減少出口壓強波動量。實驗結(jié)果展示了理論分析和模擬情況。實驗是在不同PWM信號占空比下做的。結(jié)果表明在PWM信號占空比為0.7時系統(tǒng)壓強成功從50bar增加至116bar。負載壓強會隨著PWM信號占空比的增加而呈非線性增加。實驗負載壓強顯示了一條和模擬負載壓強相同的曲線趨勢，只是略微低了一些。盡管實驗和模擬負載壓強存在著一些差異，這兩個結(jié)果都表明增壓系統(tǒng)可以增加系統(tǒng)壓強。盡管增壓系統(tǒng)的出口壓強可以通過改變占空比來調(diào)節(jié)。但是它是一個開環(huán)特性。在現(xiàn)實應用中如氣缸位置調(diào)節(jié)、馬達速度控制時，需要通過反饋來調(diào)節(jié)PWM信號的占空比以便實現(xiàn)預期的位置和速度。在氣缸控制系統(tǒng)中，位置和速度是通過氣

35、缸壓強來調(diào)節(jié)的，而在馬達控制系統(tǒng)中，角度和旋轉(zhuǎn)速度是由馬達轉(zhuǎn)矩來控制的。結(jié)果表明由于飛輪慣性大，系統(tǒng)動力反饋相對較慢，這意味著實際應用中迅速的反應也許很難達到。即使實際運用中采用了反饋控制來調(diào)節(jié)PWM信號的占空比。致謝浙江大學流體動力傳輸與控制國家重點實驗室參考文獻1 H. Merritt, Hydraulic Control Systems. New York: Wiley, 1967.2 P. A. J. Achten, Z. Fu, and G. E.M. Vael, “Transforming future hydraulics:A new design of a hydraulic

36、transformer,” in Proc. 5th Scandinavian Int.Conf. Fluid Power, Linkoping, Sweden, 1997.3 P. A. J. Achten and Z. Fu, “Valving land phenomena of the innas hydraulictransformer,” Int. J. Fluid Power, vol. 1, pp. 3947, 2000.4 P. Achten, T. v. d. Brink, J. Potma, M. Schellekens, and G. Vael, “Afour-quadr

37、ant hydraulic transformer for hybrid vehicles,” in Proc. 11thScandinavian Int. Conf. Fluid Power, Linkoping, Sweden, 2009.5 K.Ahn and S.Yokota, “Intelligent switching control of pneumatic actuatorusing on/off solenoid valve,” Mechatronics, vol. 15, pp. 683702, 2005.6 T. Nguyen, J. Leavitt, F. Jabbar

38、i, and J. E. Bobrow, “Accurate slidingmodecontrol of pneumatic systems using low-cost solenoid valves,”IEEE/ASME Trans. Mechatronics, vol. 12, no. 2, pp. 216219, Apr. 2007.7 X. Shen, J. Zhang, E. J. Barth, and M. Goldfarb, “Nonlinear modelbasedcontrol of pulse width modulated pneumatic servo systems

39、,” Trans.ASME, J. Dyn. Syst., Meas., Control, vol. 128, no. 3, pp. 663669, 2006.8 M. Q. Le, M. T. Pham, R. Moreau, and T. Redarce, “Comparison of aPWM and a hybrid force control for a pneumatic actuator using on/offsolenoid valves,” in Proc. IEEE/ASME Int. Conf. Advan. Intell. Mechatronics,Montreal,

40、 QC, Canada, 2010, pp. 11461151.9 S. Liu and B. Yao, “Automated onboard modeling of cartridge valve flowmapping,” IEEE/ASME Trans.Mechatronics, vol. 11, no. 4, pp. 381388,Aug. 2006.10 S. Liu and B. Yao, “Coordinate control of energy saving programmablevalves,” IEEE Trans. Control Syst. Technol., vol

41、. 16, no. 1, pp. 3445,Jan. 2008.11 B. Yao and C. Deboer, “Energy-saving adaptive robust motion control ofsingle-rod hydraulic cylinders with programmable valves,” in Proc. Amer.Control Conf., Anchorage, AK, 2002, pp. 48194824.12 B. Yao, F. P. Bu, J. Reedy, and G. T. C. Chiu, “Adaptive robust motionc

42、ontrol of single-rod hydraulic actuators: Theory and experiments,”IEEE/ASME Trans. Mechatronics, vol. 5, no. 1, pp. 7991, Mar. 2000.13 R. Scheidl and B. Manhartsgruber, “State of the art in hydraulic switchingcontrolComponents, systems, applications,” in Proc. 9th ScandinavianInt. Conf. Fluid Power,

43、 Linkoping, Sweden, 2005.14 R. Scheidl, D. Schindler, G. Riha, andW. Leitner, “Basics for the energyefficientcontrol of hydraulic drives by switching techniques,” in Proc. 3thConf. Mechatronics Robot., Paderborn, Germany, 1995, pp. 118131.15 E. Guglielmino, C. Semini, Y. Yang, D. G. Caldwell, H. Kog

44、ler, andR. Scheidl, “Energy efficient fluid power in autonomous legged robotics,”in Proc. ASME Dyn. Syst. Control Conf., Hollywood, CA, 2009, pp. 847854.16 B. Manhartsgruber, G. Mikota, and R. Scheidl, “Modelling of a switchingcontrol hydraulic system,” Math. Comp. Modell. Dyn. Syst., vol. 11, no. 3

45、,pp. 329344, 2005.17 R. Scheidl, M. Garstenauer, and B. Manhartsgruber, “Switching type controlof hydraulic drivesA promising perspective for advanced actuationin agricultural machinery,” SAE International,Warrendale, PA, Tech.Paper 2000-01-2559, 2000.18 R. Scheidl and G. Hametner, “The role of reso

46、nance in elementary hydraulicswitching control,” Proc. Inst. Mech. Eng. J. Syst., Cont. Eng.,vol. 217, no. 6, pp. 469480, 2003.19 H. Kogler and R. Scheidl, “Two basic concepts of hydraulic switchingconverters,” in Proc. 1st Works. Digital Fluid Power, Tampere, Finland,2008, pp. 113128.20 H. Kogler,

47、R. Scheidl, M. Ehrentraut, E. Guglielmino, C. Semini, andD. G. Caldwell, “A compact hydraulic switching converter for roboticapplications,” in Proc. Bath/ASME Symp. Fluid Power Motion Control,Bath, U.K, 2010, pp. 5568.21 E. Guglielmino, C. Semini, H. Kogler, R. Scheidl, and D. G. Caldwell,“Power hydraulics-switched mode control of hydraulic