进出口独立调节系统是指执行器进出口阀芯位移可以分别调节的一种阀控液压系统，在增加了系统控制自由度的同时，提高了系统的传动效率，在挖掘机、混凝土泵车等工程机械领域具有广阔的应用前景[1-3]．根据不同的工作模式，可以设计不同控制策略，使系统尽可能工作在最节能的状态下[4]．由于不同的工作模式对应不同的控制方法，因此研究进出口独立调节系统在运动过程中不同工作模式之间的切换，是保证运用控制性能与节能特性的基础[5-6]．如何准确判断模式切换点和保证切换前后的速度及压力平稳性是亟需解决的关键问题，国内外针对该问题均开展了相关研究．Eriksson等[7]提出了通过增加有杆腔压力来消除从普通模式切换至再生模式的压力突变，但须要通过增加额外的单向阀来连接有杆腔与泵出口，增加了回路的压力损失与复杂程度．Shenouda等[8]提出了三个阀协调控制的再生模式控制回路，通过在普通模式切换至再生模式时添加部分再生模式作为过渡，实现了从普通模式至再生模式的平稳切换．Lübbert等[9]也对此模式切换过渡方法进行了研究，并提出了过渡过程中液压缸两腔连通阀控制逻辑，但须要额外增加两腔连通阀来实现．Heybroek等[10-11]通过外负载及期望速度来计算系统效率并选择效率值最高的模式，提出了迟滞切换方法．Yao等[12]根据所需的负载力、指令速度和两腔压力来判断模式切换点，其中负载力根据机械臂的动力学方程计算得到．Linjama等[13]研究了模式切换须要考虑的因素，除执行器速度与负载力之外，还与系统压力、压力裕度及在线计算的能量损耗等因素有关．Ding等[14]考虑负载力及速度特性进行模式选择，并提出了一种平滑模式切换控制策略，所提出的方法仅能通过设置固定负载力值来进行不同象限下工作模式切换点的判断，且模式切换停留时间求解过程复杂，实际工程机械上难以获取准确参数，进而造成此方法实际应用较为困难．此外，现有研究均是针对单泵单回路开展研究，而对于中大型工程机械[15-16](以挖掘机为例)，其执行器流量较大，一般须采用双泵多阀回路进行驱动与控制，控制自由度较多[17]，完全实现双泵多阀协调控制非常困难．同时，模式切换过程中速度不平稳和冲击振荡等问题仍未有效解决，还须对进出口独立调节系统模式切换平稳性问题进行深入研究．因此，针对双泵多阀协调系统，本研究着重分析模式切换过程中产生速度与压力冲击振荡的原因，建立了基于出口阀开度与实时负载力识别的模式切换点判断准则，设计了一种阀口信号连续性控制与单向模式切换控制策略，最终通过试验验证了所提出的模式平稳切换方法的有效性．1 挖掘机斗杆双泵多阀协调控制策略1.1　执行器工作模式定义基于进出口独立调节的挖掘机斗杆双泵多阀协调控制系统的原理图如图1所示，包含两个供油泵、两个进口比例阀(序号分别为4和6)、两个出口比例阀(序号分别为5和7)及斗杆液压缸．在挖掘机的实际工作过程中，通过判断斗杆执行器外负载F和速度v的方向，可以将执行器的运动工况划分为四个工作象限[7](如图2所示)，即阻抗伸出、超越缩回、阻抗缩回与超越伸出，并分别用M1，M2，M3和M4表示．10.13245/j.hust.250605.F001图1基于进出口独立调节的斗杆双泵多阀协调控制系统原理图1，2—泵；3—溢流阀；4～7—比例阀；8—单向阀；9—压力传感器；10—液压缸；11—油箱(下同)．10.13245/j.hust.250605.F002图2执行器工作象限定义挖掘机斗杆执行器在运动过程中可能工作在以上四个模式中的任一模式，在速度方向不改变的情况下会出现超越伸出至阻抗伸出和超越缩回至阻抗缩回的模式切换．本研究分别对四种模式下控制策略进行设计，并讨论不同模式下切换控制策略．1.2　斗杆阻抗伸出模式控制策略当斗杆工作在阻抗伸出模式时，无杆腔侧与泵出口回路连通，有杆腔侧与回油路相连通，其压力流量复合控制策略[18]如图1所示．泵1和泵2同时为斗杆液压缸的无杆腔侧供油，泵出口压力分别为p1和p2，比例阀4和比例阀6左位开启，且两阀的期望流量Qr4和Qr6均应为执行器期望流量的一半．有杆腔侧的油液通过回油路回到油箱，比例阀5和比例阀7右位开启并控制执行器的背腔压力．在背腔压力控制过程中，先将阀5打开，若阀5全开之后仍不能控制背腔压力至期望值，则保持阀5全开，再打开阀7，通过调节阀7开度进而控制背腔压力．入口侧流量通过闭环计算流量反馈控制，入口比例阀4压差Δpa4定义为Δpa4=p1-pa, (1)式中pa为斗杆油缸的无杆腔压力．根据小孔流量方程，入口比例阀4流量Qa4可表示为Qa4=CqAva42Δpa4/ρ, (2)式中：Cq为流量系数；Ava4为比例阀4的节流面积；ρ为油液密度．设函数K(uva4)的表达式为K(uva4)=CqAva42/ρ, (3)式中uva4为比例阀4的阀芯位移．通过比例阀4和比例阀6的期望流量为斗杆液压缸无杆腔期望流量的1/2，即Qr4=Aavr/2, (4)式中：Aa为斗杆液压缸无杆腔侧面积；vr为斗杆液压缸期望速度．入口比例阀4控制信号u4设计为u4=ur4+uf4, (5)式中ur4和uf4分别为前馈和反馈控制项．前馈控制信号ur4根据期望流量进行计算，其表达式为ur4=K-1Qr4/Δpa4. (6)阀口流量反馈控制的基本原理为根据其两端压差及给定比例阀的开度，通过标定好的压力流量特性曲线得到实际计算流量Qa4[19]，与目标流量值比较后，通过PID控制器调整阀口开度，从而减小实际流量与目标流量之间的误差．因此反馈项uf4=KpQe(t)+Ki∫Qe(t)dt+KddQe(t)dt, (7)式中Qe=Qr4-Qa4为期望流量与实际计算流量的差值．入口比例阀6的控制过程与比例阀4相同．液压缸出口侧的压力控制为前馈与反馈复合控制，将两个出口比例阀等效为一个阀，具体控制信号计算过程如下．通过出口侧的期望流量为Qtr=Abvr, (8)式中Ab为斗杆液压缸有杆腔的面积．出口比例阀5和比例阀7两端的理想压差为Δptr=prb-pt, (9)式中：prb为有杆腔期望压力；pt为回油路的压力．阀的控制信号为ut=utr+utf, (10)式中；utr为前馈控制信号，utr=K-1Qtr/Δptr; (11)utf为反馈项，utf=Kppe(t)+Ki∫pe(t)dt+Kddpe(t)dt, (12)其中pe=prb-pb为有杆腔期望压力与实际压力的差值．进一步，可以计算得到阀的控制信号ut，并依次分别控制比例阀5和比例阀7，具体算法如下：将控制信号与比例阀5最大开度u5max进行比较，若ut≤u5max，表示仅通过控制比例阀5便能将压力调节至期望值，则：u5=ut;u7=0. (13)若utu5max，则表示仅通过比例阀5不能将压力调节至期望值，须通过控制比例阀5和比例阀7共同调节，即：u5=u5max;u7=ut-u5max. (14)对于斗杆阻抗缩回模式，有杆腔侧与泵出口回路连通，无杆腔侧与回油路相连通，泵通过入口比例阀5和比例阀7向有杆腔侧供油，无杆腔侧的压力通过出口比例阀4和比例阀6控制，其控制方法与斗杆阻抗伸出模式一致．1.3　斗杆超越伸出模式控制策略设计当斗杆工作在超越伸出模式时，液压缸的无杆腔须要泵1和泵2同时供油，此时比例阀4和比例阀6左位工作并使执行器无杆腔压力控制在一个较低的值；有杆腔侧的油液通过回油路回到油箱，此时比例阀5和比例阀7右位工作并控制流量，通过阀5和阀7的期望流量Qr5和Qr7均为有杆腔侧期望流量的1/2，其压力流量复合控制策略如图3所示．10.13245/j.hust.250605.F003图3斗杆超越伸出模式压力流量复合控制策略液压缸流量控制方法与上述模式相同，通过每个阀的流量仍为有杆腔侧期望流量的1/2．通过前馈与反馈复合控制方式控制液压缸背腔压力，对于其前馈项，每个阀期望流量为无杆腔侧期望流量的1/2，即Qr4=Qr6=Aavr/2. (15)入口阀4和阀6两端理想压差与期望控制信号分别为：Δpr4=p1-pra,Δpr6=p2-pra; (16)ur4=K-1Qr4/Δpr4,ur6=K-1Qr6/Δpr6, (17)式中pra为无杆腔期望压力．反馈信号uf求出后，将其均分后再分别与两个阀的前馈信号叠加，得到最终的控制信号u4和u6，进而控制无杆腔侧的压力值维持在期望值pra附近，表示为：uf=Kppe(t)+Ki∫pe(t)dt+Kddpe(t)dt; (18)u4=ur4+uf/2,u6=ur6+uf/2. (19)对于斗杆超越缩回模式，有杆腔侧与泵出口回路连通，泵源通过入口比例阀5和比例阀7向有杆腔侧供油并将压力维持至在较低值，无杆腔侧与回油路相连通，通过出口比例阀4和比例阀6控制流量，其控制方式与斗杆超越伸出模式控制方式相同．2 模式切换策略设计2.1　模式切换过程问题分析在斗杆实际作业过程中，涉及的模式切换有两种：a．速度方向改变的模式切换；b．速度方向不变、外负载力方向改变的模式切换．第一种模式切换方式可根据控制手柄指令判断，对于第二种模式切换，由图4可知当斗杆执行器的速度方向不变时，外负载只能由超越模式切换至阻抗模式，无法从阻抗模式切换至超越模式．10.13245/j.hust.250605.F004图4斗杆运动模式切换示意图模式切换稳定性由切换前、切换后及切换过程中的稳定性决定[20]，显然切换前与切换后都为稳定的系统，因此重点对切换过程稳定性进行分析，可得到导致冲击与振动的原因主要有以下几点．a．在斗杆运动过程中，斗杆负载力与其位置及期望速度有关，仅通过设置固定负载力临界值作为切换点会造成模式提前切换或者延迟切换，两者均会导致执行器在切换前后的速度波动，从而造成切换不平稳，进而影响模式切换稳定性．b．由于切换前后进出阀口的控制方法发生阶跃跳变，因此造成控制信号的不连续，从而引发切换不平稳、压力冲击和速度振荡等现象．c．在切换过程中，由于执行器两腔压力的波动，且实际系统中压力信号存在噪声，因此导致计算得到的负载力会在切换临界值附近波动，仅通过负载力进行模式判断容易发生模式反复切换现象，从而造成执行器发生抖动．结合本团队前期搭建的机电液耦合仿真平台[1]，得到采用传统单纯基于负载力的切换方法[4]仿真结果如图5和图6所示，图6中纵坐标M取值为1～4，分别代表M1～M4四个工作象限(后文中均采用该表示方法)．从图中可看出，斗杆模式频繁切换导致负载力频繁波动的现象．切换过程不稳定将导致被控系统发生冲击与振动，不仅影响作业过程中的操作性能，还容易产生故障并影响整机可靠性，因此须要设计合适的平稳模式切换控制策略．10.13245/j.hust.250605.F005图5传统切换方法负载力曲线10.13245/j.hust.250605.F006图6传统切换方法工作模式频繁切换现象2.2　基于实时负载力与出口阀开度的切换点判断由上述分析可知造成模式切换过程中不平稳的重要原因为切换点判断不准确，因此须重点研究模式切换点的选取原则．以超越伸出切换至阻抗伸出为例，在运动过程中，模式切换判断逻辑为先判断外负载力FL的大小，通过液压缸两腔的压力与液压缸有效面积计算得出FL，当忽略液压缸摩擦力时，负载力FL=paAa-pbAb. (20)若FL＞0 N，则由超越伸出切换至阻抗伸出；若FL≤0 N，还须将执行器期望速度vref与速度上限vmax比较，此时执行器运动速度的上限并不是由泵的最大流量决定，而是与执行器的有杆腔压力pb与回油口压力pt有关，此时出口阀侧最大流量Qmax=CqAmax2(pb-pt)/ρ, (21)式中Amax为出口阀最大开口面积．因此，速度上限可以表示为vmax=Qmax/Ab. (22)由于vmax会跟随压力变化而改变，因此须先计算每一种控制循环中的速度上限vmax，为简化判断过程，可通过比较出口阀当前的开度与最大开度判断模式切换点．执行器期望速度vref=Qref/Ab, (23)式中Qref为出口阀期望流量，Qref=CqAref2(pb-pt)/ρ, (24)其中Aref为出口阀的实际开口面积．由式(23)和(24)可知模式切换点的速度判据与阀口开度判据等效，因此可通过比较Aref与Amax来判断模式切换点，其中Aref=QrefCq2(pb-pt)/ρ-1. (25)出口阀最大开口面积Amax由其本身结构参数决定．在超越模式中，无论是否有模式切换点判断，Aref均须根据期望速度计算得到，故在模式切换判断过程中只须比较Aref与Amax，而无须计算速度上限vmax，其判定逻辑如下．a．若ArefAmax，则表示外负载力FL在此时仍能推动执行器维持在期望速度，工作在超越模式下．b．若Aref≥Amax，则表示外负载力FL不能推动执行器维持在期望速度，尽管此时FL＜0 N，仍须从超越伸出模式切换至阻抗伸出模式．2.3　控制信号连续性控制策略设计模式切换过程不平稳的原因之一为切换前后控制器指令信号不连续，从而造成压力冲击与速度波动．在阻抗工作模式中，期望背腔压力值pref为一较低值，当出口阀未全开且外负载力越过零点进行切换时，实际背腔压力值p高于期望值pref．因此，为了快速将背腔压力值调节至期望值，出口阀开度会快速增大至最大开度，造成模式切换前后出口阀信号值产生阶跃跳变．为了解决阀口信号模式切换前后不连续问题，须要在切换前后增加一个平滑过渡过程，以消除信号的阶跃变化．在该平滑过渡变化过程中，入口阀通过流量控制决定执行器运动速度，出口阀控制执行器背腔压力，切换前后仅出口阀出现信号跳变，因此该过渡过程仅针对出口阀的开度控制．为实现该过程平滑过渡，本研究参考团队前期提出的双向隐藏跟踪控制策略[14]，进一步设计了一种信号连续性控制策略．先比较模式切换前出口阀开度信号uq,i与切换后信号up,i(下标i表示比例阀序号，i=4,5,6,7)，若uq,iup,i，则以uq,i为基准值来跟踪切换后的值，出口阀的跟踪信号upf,i通过控制器的每一个控制循环来递增至切换后的出口阀开度up,i，在此过程中出口阀的信号upf,i=uq,i+kN,式中：upf,i的初始值为uq,i；k为递增值；N为控制循环次数．总控制循环次数Nf的大小可根据人为设定的平滑过渡时间T得到，即Nf=T/tc,式中tc为控制器循环中执行一次指令的时间．当跟踪信号upf,i=up,i时，出口阀的开度值便不再由隐藏跟踪层决定，而由此时阻抗伸出模式的出口阀开度值up,i决定，表示为upr,i=K-1Qref/Δpref;upf,i=Kppe(t)+Ki∫pe(t)dt+Kddpe(t)/dt;up,i=upr,i+upf,i,式中：Δpref=pref-pt为期望压差；upr,i和upf,i分别为比例阀i控制信号的前馈和反馈项．2.4　不可逆单向模式切换控制策略设计此外，所估计的负载力会因为压力振荡或传感器噪声在切换临界值附近波动，导致系统在两个模式之间频繁切换．为解决这一问题，Ding等[14]提出将“快切换”转变为“慢切换”，引入停留时间来解决该问题，但恰当的停留时间选取较为困难．对于挖掘机斗杆执行器动作，其模式切换发生于与土壤无接触的自由运动过程，而其负载力方向只存在一次换向，当速度方向不变时，模式切换只能从超越工况切换至阻抗工况．基于此，本研究提出了不可逆单向模式切换控制方法，以超越伸出切换至阻抗伸出为例，其模式切换示意图如图7所示．对于不可逆单向模式控制器，当期望速度vref=0 mm/s时，模式选择控制器初始化输出为M0，此时K=0，不可逆单向模式控制器的输出Init=0．在之后的期望速度vref≠0 mm/s的运动过程中，模式选择不受不可逆单向模式控制器影响，仅根据期望速度vref及外负载力FL进行工作象限判断．10.13245/j.hust.250605.F007图7模式切换示意图当vref＞0 mm/s时，FL第一次越过零点，模式控制选择器输出便从超越伸出转变为阻抗伸出模式；在发生了第一次切换后，K值也随之从0增加至1，记录模式切换已完成；当K的输入值为1时，不可逆单向模式控制器的输出Init也随之改变，由0变为1；此时无论外负载力FL在零点附近如何波动，模式选择控制器的输出一直锁定在M1，工作象限保持在阻抗伸出，即vref0FL0→FL0→K=1;Init=1.在满足上式中的条件后，模式选择控制器的输出与外负载无关，即：vref0;K=1;Init=1,则模式为M1．对于超越缩回单向切换至阻抗缩回的过程与上述控制逻辑相同，此处不再赘述．通过上述不可逆单向模式切换控制策略，能让工作模式一次切换成功，避免在不同模式切换时产生速度振荡现象．3 试验3.1　试验平台为验证上述控制策略的有效性，搭建了基于进出口独立的20 t级挖掘机双泵多阀协调控制系统试验平台．试验过程中将手柄先导油压力通过传感器采集，然后转换为各执行器的速度信号，同时采用压力传感器和拉线式位移传感器测量各执行器压力、位移和速度等状态信号．电控系统如图8所示，系统压力信号通过模拟信号通道传入系统控制器，先导手柄指令先传入中央控制器并最终传入系统控制器．系统控制器将接收的先导手柄压力信号转换为速度信号，并根据采集的系统压力计算出各阀的阀芯开度与两个泵的排量，系统控制器通过CAN总线将比例阀4至比例阀7阀芯位移信号发送到对应的阀，通过CAN总线将泵排量信号发送到中央控制器，由中央控制器通过模拟信号输出通道将信号发送至对应的泵．10.13245/j.hust.250605.F008图8挖掘机双泵多阀协调系统控制方案3.2　试验结果首先，在20 t挖掘机试验平台上对信号连续性控制方法进行算法验证，试验结果如图9和图10所示，结果表明：在应用信号连续性控制器后，阀芯信号在模式切换前后有一个平滑的过渡过程，与传动模式切换方法相比，采用平滑模式切换策略可以使速度抖动降低91%．10.13245/j.hust.250605.F009图9模式切换工况下阀芯位移信号10.13245/j.hust.250605.F010图10模式切换速度对比图其次，为验证所提出的模式切换控制策略的有效性，在上述平台中完成了不同速度下斗杆模式切换实验验证．试验过程中，使用PID(比例-积分-微分)控制器对比例阀进行压力控制或流量控制，PID控制器参数见表1．经过多次试验分析，当控制循环时间为0.06 s、阀口递增值为0.039 mm时，模式切换的稳定性最高．根据模式切换前后的阀口开度差值，将两种工况下的平滑过渡时间分别设置为5.29 s和3.40 s，试验结果如图11和图12所示．10.13245/j.hust.250605.T001表1比例阀PID控制参数控制方式比例单元积分单元微分单元压力控制1.00.50.0流量控制0.52.00.010.13245/j.hust.250605.F011图11斗杆模式切换运动控制试验结果(伸出速度为150 mm/s)10.13245/j.hust.250605.F012图12斗杆模式切换运动控制试验结果(伸出速度为300 mm/s)以斗杆超越伸出至阻抗伸出且执行器速度为150 mm/s试验为例，整个运动过程分为超越伸出模式和阻抗伸出模式两段． a.超越伸出模式阶段在该阶段有杆腔侧比例阀7作为流量控制阀来控制斗杆的伸出速度，无杆腔侧入口比例阀4和6作为压力控制阀向无杆腔内供油，使无杆腔内压力保持较低状态，当满足模式切换条件时，由超越伸出模式切换至阻抗伸出模式．在试验平台中，出口阀开度切换临界值设置为8 mm，此临界值为通过多次试验数据得到．当执行器运动至14.35 s时，出口阀开度为6.6 mm，未达到切换临界值，但负载力FL第一次越过零点，此时由超越伸出模式切换至阻抗伸出模式．b．阻抗伸出模式阶段根据所提出方法，由于模式切换只发生一次，在切换至阻抗伸出模式后，无杆腔侧入口比例阀4和比例阀6作为流量控制阀向无杆腔内供油，使执行器保持期望速度运动，有杆腔侧出口比例阀7作为压力控制阀来控制有杆腔侧压力维持在较低值，在阻抗伸出模式中，将背腔压力设为2 MPa．模式切换前出口比例阀7开度为6.6 mm，有杆腔压力为6.4 MPa，与期望值2 MPa相差较大，此时比例阀7开度期望值为10 mm(即最大开度)，为了避免比例阀7开度发生跳变导致有杆腔压力波动，信号连续性控制器将比例阀7开度值平滑过渡至期望开度，在此过程中有杆腔压力也逐渐下降至期望值，从而在阻抗伸出模式中，执行器伸出速度也能跟随期望速度．由图11和图12试验结果可知：在各个速度的运动过程中，执行器实际运动速度与期望速度相匹配，且在模式切换过程中不发生速度振荡及压力波动，实现了由超越伸出至阻抗伸出模式的平稳切换．4 结语由于进出口独立调节液压系统中存在多种工作模式，因此系统在运动过程中存在模式切换速度振荡与压力冲击的现象．为解决该问题，本研究针对进出口独立调节的挖掘机斗杆双泵多阀控制系统，设计了压力流量复合控制策略，提出了基于负载力和出口阀开度的模式切换点判断方法；设计了模式切换信号连续性控制策略以避免切换信号跳变，提出了不可逆单向模式切换控制策略以避免模式频繁切换．最后，在搭建的基于进出口独立调节的20 t级挖掘机双泵多阀协调控制系统试验平台上进行了试验验证．不同速度下斗杆模式切换结果表明，所提出的控制策略实现了不同工况下的平滑模式切换，执行器速度和进出口压力控制平稳，避免了阀口信号切换不连续现象，保证了系统运行的稳定性．目前研究仅针对挖掘机斗杆执行器的单独动作过程中的模式切换问题，为进一步提升控制策略在挖掘机实际工作过程中的适用性，后续可开展挖掘机多个执行器复合动作下的模式切换平稳性研究．