第72课 I 了解变量液压泵的变量控制系统

让我们一同研读王意教授《车辆与行走机械的静液压驱动》一书的第八章：静液压驱动装置的控制系统、辅助系统和外设元器件，了解变量液压泵的变量控制系统。

和其他液压装置一样，静液压驱动装置的变量控制系统都曾经历过从机械到机械液压再到电子液压的发展过程。

在20世纪70–80年代间，由于伺服阀、比例阀和数字阀等电液转化元件及相关的工业电子技术尚不完全成熟，价格也偏于昂贵，所以许多需要较为复杂的控制功能的液压装置较多地采用了以各种桥接的固定和可变液阻（节流装置）构成的液压网络系统

用各桥臂节点之间的压差作为力、力矩和转速等机械量转化的液压信号，并藉以构成可与电子模拟控制系统相对应的闭环控制系统，如：拖拉机液压提升装置中的按土壤阻力调节耕深的 “力调节” 系统、驱动工作部件的负荷传感液压系统和各种恒功率变量泵的调节装置中。

随着液压挖掘机等具有多个液压传动和控制的工作部件的普及，以液压先导阀作为操控指令发生器的系统也得到了广泛应用。液阻网络型解算和控制方式在静液压驱动装置中的体现就是液压先导型和转速敏感型的变量系统。

到了当今的电子信息时代，原来流行的机械液压控制系统的大多数功能都可被机电转化传感器和电液转化执行器所取代，静液压驱动装置中液压泵和液压马达的变量装置也发展成为在主泵的变量伺服缸上设置通用的比例电磁阀等电液转化元件，以电子数字比例接口取代控制压力油口的形式。

在这个过程中，许多外设的变量控制系统中原本复杂庞大的液阻网络变成了精巧的电子组件，纷繁凌乱的液压控制管道变成了整齐规范的电缆线束。

不仅显著地减小了设备体积和功耗，还为满足更多样、更精细和更为个性化的变量控制策略提供了功能强大的技术平台。

在这样的趋势下，如同现代车用汽油发动机中电控喷油的供给系统已占据了绝对优势，传统的化油器系统仅在小功率摩托车和若干模型动力等狭小领域中能够继续生存的情况类似，非电控的液压泵变量系统的发展空间也受到了越来越大的挤压。

首先是从性能到安装配置都几乎不再具有比较优势的液压先导型变量方式，接着是液阻系统复杂、控制装置能耗较高的转速敏感控制方式，势必都将陆续被智能化的电子数字或比例控制方式所逐步取代。

而具有简单、直观，尤其是可靠等优点的机械和机械伺服控制方式仍将保留，至少是在强调简单廉价的轻系列变量泵上，以及重系列元件上作为冗余备份系统而继续存在，如同车辆液压助力或电动助力转向装置内还必须包含有机械方式的应急转向系统那样。

当然，在一个应用传统机械型操控机构已具有相当丰富的经验乃至根深蒂固习惯的领域，广泛应用电控系统的前提是它们必须具有足以令人信服的安全性、可靠性和可维修性，在价格上也应具备竞争性。为达到这一步仍然需要时间。

机械和机械伺服型变量控制

在机械型变量控制系统（也称手动变量系统）中，操作人员经过一套杠杆、软轴或绳索机构直接操纵液压泵的变量斜盘、斜轴框架或偏心环用以改变其排量。

由于人工操纵力有限，一般只用于行走功率较小的机械上。其明显的优点是价格便宜和维修方便。

机械（手动）型伺服控制的操作力输入方式与直接机械变量相同，但通过设置具有随动助力功能的液压伺服变量系统，使操作人员得以轻松操纵大中排量的变量泵。

这种液压伺服变量机构也是以下各种控制装置的基础执行部件，不同控制方式的区别仅在于变量装置的输入变量的形式不同。在机械伺服控制系统中的输入量是变量机构给定的位移或角位移量。

以控制斜盘型变量泵为例，由人力操纵手柄或踏板经过杠杆等机构首先按照对应的行驶方向开启伺服阀，使变量缸推动斜盘偏摆，同时通过杠杆、凸轮等机构反馈由斜盘实时倾角转化的位移量，通过伺服阀的控制不断消除实时量和输入量之间的误差，使斜盘稳定在所需的倾角角度并因之调节了元件的排量。

这种控制量的输入机构简单、直观和可靠，但在操作台距离变量泵较远时，布置操纵杆件或软轴不很方便，且各构件之间的摩擦容易造成较大的控制死区和滞环，以机械量形式引入控制量和反馈量也不如下述液压或电控系统那样方便和精确。

图8-1示出采用这种控制方式的变量泵，在由操纵机构正反向的位移S和正反向输出流量Q所构成的四个象限中，输出流量随操纵杠杆位移量变化的调节特性。

输出流量在图中的坐标原点附近有一个死区，这是控制杠杆机构中各节点的间隙和杆件的弹性变形以及液压系统中非零遮盖的伺服阀组所造成的。

这个由结构属性所决定的而必然存在的死区虽然对于系统的调节品质，特别是换向灵敏度有不利的影响，但却也是保证车辆具有一个符合人们操作习惯的稳定的零速停车区段所需要的。

液压先导型变量控制

液压先导型控制的输入指令（包括前进、倒退的行驶方向和行驶速度）是由液压控制油源经过先导控制阀产生或称转化而得的先导控制压力，通常把前进和后退的调速指令各由一个先导阀提供。

这一对先导阀由操作人员通过手柄或踏板机构联动操纵，所输出的与手柄或踏板的位移大致成比例关系的控制压力经小通径管道接到变量泵的控制油口，泵的排量则随控制压差的增高而加大，并随控制压差矢量方向的改变而切换供油方向。

其基本调节特性与前述的机械伺服控制相似，只是输入指令由机械位移量改为先导压力值（图8-2）。

由于这一控制压力经液压方式处理后，同时亦可联动控制机械上的其它装置，如调节发动机的转速、变换马达的排量、操纵制动器等，同时也可比较方便地把主油路的反馈压力以及由工作部件液压系统等其它操纵装置引出的相关控制压力叠加到主控制压力上来，对变量泵进行综合调节。

这不仅使它的操纵系统的布置灵活性优于机械伺服变量方式，而且可实现的功能更是大大超过了后者。

著名的Linde系列静液压驱动叉车的前几代产品使用的即是此种控制方式，并将其发展到了十分完善的地步。许多工程机械和起重运输机械采用的也是这类系统。

它的缺点是控制系统中的液压 “硬件”成本较高，而且控制网络中的许多节流液阻等元件参数一旦选定，在主机上就很难改变其调节特性，因之现今正逐渐为更为“柔性”化的电子控制系统所取代。

图8-2液压泵的液压先导型变量控制系统原理简图

本图没有采用常见的以两个先导阀表示输入信号的产生方式，是为了表明这种控制系统可能有更多的输入信号来源，包括利用较复杂的液阻网络产生的与多个参数相关与叠加的综合控制信号等，因此它的实际调节特性也会比图右所示的线性关系更为多样。

在机械伺服和液压先导变量方式中，静液压驱动装置中变量泵的排量与发动机转速（“油门”）通常都是分别调节的，然而变量泵的输出流量是其输入转速和实时排量的乘积，这两个因子对于行驶速度都密切相关。实用中机械伺服和液压先导变量方式比较适合用于作业时受其它工作部件工况制约，发动机转速必须保持恒定而又需要随时调节行驶速度的机械上，如拖拉机、收获机械、振动压路机和路面摊铺机等。在这些变量系统中还可以叠加一套压力反馈装置，当系统超压后使泵的排量回调，以防止发动机过载和系统中大量高压油经安全阀溢流发热。但采用这两种变量系统的静液压驱动装置的输出特性一般比较“硬” (使用压力反馈变量的液压马达时可部分补偿)，不大适合于如推土机，装载机等作业时推进力变化很大的机械使用。

转速敏感型变量控制

随着带液力或机械自动变速箱的汽车的日益普及，人们希望静液压驱动的车辆与行走机械也能具有相似的操纵特性，以满足只用一只脚控制加速踏板 (“油门”) 即可将车辆从零加速到最高速度，负荷大时还能自动减小车速并防止发动机超载熄火的操作习惯。

带转速敏感控制的静液压系统能够实现上述式样的联动操纵。与机械伺服和液压先导控制系统中的变量泵排量与发动机转速无关的情况不同，转速敏感控制中的泵的排量是与其输入转速

亦即发动机的转速“捆绑”在一起进行控制的，驾驶员给出的控制指令首先改变发动机的转速，这一转速又通过控制系统改变变量泵（有时也包括变量马达）的排量。

虽然在上述机械伺服和液压伺服两种变量系统的基础上，也可以通过机械或液压的机构，在油门踏板和变量手柄之间建立某种联动关系，如某些静液压驱动的叉车上已经实现的那样，但此类变量系统的综合调节特性往往失之于比较“僵化”，配套对象也过于专一而缺乏通用性。

出于专利保护等原因，各生产厂家的转速敏感型变量控制装置的具体结构各有特点，但传统的液压网络控制型（压差测速式）转速敏感变量系统的基本原理却是相似的，都是利用一个与主泵转速相同或相关的辅助定量泵（通常即为主泵的补油泵）

输出一股流量值与主泵转速相关的控制油流，这股油流在流经一个专门为测定主泵的转速所设的节流量孔时，在测速量孔两侧产生一个与主泵的转速相关的压差Δp，该压差即被用来作为控制主泵排量的反馈信号，以下称其为“测速压差”。

图8-3 所示的此种以液压方式测速的转速敏感变量系统的输出特性曲线中有几个工作区段：n0是变量起调转速，当输入轴转速高于此点时变量机构开始动作。

对于与柴油机直联的变量泵，一般将n0定在对应于驱动此泵的发动机的最低可带负荷的转速，即在略高于柴油发动机怠速（约800r/min）的1000-1100r/min左右。

此后变量泵的排量将随发动机的转速大体成比例地上调，输出流量则按转速和排量的乘积呈近似于抛物线规律增长，直到泵被调节到其最大排量值q = qmax为止。

此后变量泵的排量不再增大，它的输出流量则仅正比于发动机的转速呈线性增长。这样驾驶员只需利用发动机的“油门”踏板即可综合调节发动机的转速及变量泵的排量，控制车辆与行走机械从零起步直到所需的行驶速度，操作感觉如同是在驾驶一辆带自动变速箱的汽车或液力传动的行走机械。

英语称这种变量方式为“Automotive”（“自动”）控制。这种控制方式的另一个优点是能有效地自动防止发动机失速熄火。在运行中，无论何种原因致使发动机转速下降时，控制系统都会自动减小变量泵的排量，从而降低了变量泵所需的输入转矩；

而当发动机转速降到了变量泵的起调转速n0以下时，变量泵的排量将自动归零，使发动机对于行走驱动装置卸载而不致熄火。

但是由于在发动机的转速中不包含车辆行驶方向的信息，所以上述系统需要设置另外一套电磁阀或手动阀来设定变量机构的初始位移方向，通过改变主回路中的油流方向进而控制车辆前进与倒退。

有时也可在转速敏感变量机构中叠加一套机械伺服或液压先导的变量机构，它们兼有控制主液压泵流量方向和限制最大排量的作用。

转速敏感型变量泵在达到最大排量后，如发动机转速继续上升，泵的排量不会再变化，此时在系统压力增高时对于变量泵输入转矩的需求会增加得很快，只有发动机转速下降后才能达到平衡。

这一特性使得发动机往往难以充分发挥有效功率，因为其最大功率点都对应着额定转速，转速的降低就意味着功率的减小。

为改善这种情况，此类变量装置通常都设有压力补偿系统来弥补仅靠转速调节排量性能的不足。

在系统压力达到一定值后，补偿系统能够超越转速参数将变量泵的排量调小以减小输入转矩，使发动机能够在额定转速下运转并输出最大功率。

此种补偿的效果表现为使图8-3中曲线的右侧抛物线区段向高转速方向的偏移，与下述通过人工操纵微调阀的干预的效果相类似，但却是自动起作用的。

利用这样的综合控制系统可以使静液压驱动装置得到一个较 “软” 的推进或牵引特性。 

在一些品牌的变量泵上，由转速敏感型变量系统产生的变量控制压差还可以外接引出同时控制几个功能相关的变量元件，诸如同一静液压驱动装置中的变量马达、分别为车辆前后驱动桥的两组静液压装置供能的双联变量泵等。

不过同时控制的元件越多，需要引出的控制流量就越大，对于控制精度和响应速度的负面影响也就越明显。

选型时应该注意的是，并非所有形式的转速敏感变量装置都能引出这个压差信号进行多元件的联动控制。

转速敏感型变量系统特别适合主要功率用于产生较大推进力的车辆与行走机械，如推土机、装载机、牵引车和越野车等，不过由于它的输出特性较“软”，对于要求行驶速度不应受负荷影响而保持稳定的农用拖拉机等机械并不适合。

而对于除发挥牵引力之外，在某些作业状态下，还要操作若干较大功率的工作装置的机械，如：装载机、叉车等，除了“油门”踏板，

尚需设置一个单独的微动阀踏板，用以干预变量系统中测速节流量孔两端的控制压差与变量机构动作之间的调节梯度，使得当发动机转速因工作部件液压系统的需要而升高时，能够限制车速随之增快，在一定范围内超越发动机转速对行驶速度进行相对独立的控制。

利用补油系统中的液压网络中的量孔压差进行测速的转速敏感型变量装置有两种执行方式，第一种用测速压差直接控制，第二种则将该压差通过伺服阀“放大”后控制变量机构动作。按照为产生测速压差所利用的补油流量的多寡，又可分为全流式和分流式两类。

图8-4 几种压差传感式转速敏感型变量控制系统的原理简图

a) 全流直控式压差测速变量系统   

b) 分流直控式压差测速变量系统   

c) 伺服放大式压差测速变量系统

图中的D为建立测速压差Δp的主节流量孔

基本配置见图8-4a。控制系统采用桥接的液阻回路，其中一组桥臂上串联着测速量孔D和用以设定起调转速的减压阀V1，另一组桥臂上有用于设定调节曲线斜率的减压阀V2和具有可变节流口的微动阀D1。

测速压差Δp由测速量孔D的两端引出，经换向电磁阀的选择切换进入压差控制执行器A的主缸的左右两腔，并由其以机械位移量的形式向主泵的变量伺服液压缸输入调节指令。

在执行器A两端的直径很小的副缸上，还引入了主回路反馈的压力信号，通过与测速压差在主缸上的作用力的对顶构成上述压力补偿系统。

这种通过四个桥臂支路的全桥液阻回路测出的压差直接控制主泵排量的的方式具有较高的测速的精度和灵敏度，工作油液温度和黏度的变化对调节特性影响较小，并能通过各桥臂上设置的阀组独立地设定调节输出流量曲线的走向和拐点。

但控制系统回路比较复杂，而且对于测速量孔两端引出的控制流量的变化很敏感，不便于联动控制多个变量元件。

由于测速回路中串接了多个控制阀，为了得到足够的控制力以使执行器A直接按照测速压差动作，最大测速压差需要达到0.8-1.0MPa的量值，这个压差叠加到正常的补油压力上必然增加了作为控制油源的补油泵的出口压力。

因此某些采用全桥液阻回路的直控变量系统变量泵的补油压力甚至要高达3.2MPa，其中大约三分之一的压力消耗在测速量孔上。

补油压力过高的缺点前文7.2节内已有分析，首先是增加了补油系统的功率损耗，并因之降低了整个静液压驱动系统的实际效率和主回路的有效压差水平；

其次是增加了设置在补油回路中的过滤器F、冷却器C等附件的压力负荷，需要为它们装设更为耐压，从而也更为厚重的壳体。

原理图见图8-b，其特点是在补油泵出口设置了一个由V3、V4、 D2和D3等组成的单稳恒流阀组网络，分出一股保持恒定的流量供给主回路补油系统，剩下的另一股与转速相关的流量则用以通过节流量孔建立测速压差Δp。

由于测速回路和补油回路基本上是并联的，能够利用几乎全部补油压力来测速，所以无需提高补油压力也可以得到较高量值的测速压差，并有足够的控制流量和功率用以联动调节其他变量液压泵和变量液压马达。

当然分流后得到的测速压差值会受到单稳恒流系统的流量波动及测速量孔本身参数漂移的双重影响，控制精度不如全流型的，但一般应用已能满足要求。

图8-4c所示的就是一种成熟而常用的压差传感伺服放大型变量系统，即Bosch Rexroth的DA变量系统。

这种变量系统的核心元件是一个由测速压差控制的等比调压阀。这个调压阀连接在变量泵的补油回路中，其作用相当于一套由补油泵供能，以测速压差Δp作为给定量控制输出压力的伺服系统。

该阀输入口的压力与补油压力相当，二次油口输出的变量控制压差随测速压差变化，但量值则为后者的4-6倍。

这样只需在测速量孔上建立0.1-0.3MPa的测速压差Δp即可得到足够高的控制压差使变量机构动作，不仅补油压力无需增加很多，而且控制压差受变量液压缸动作的影响所引起的变化也不大，能够同时联动控制几个泵或马达的变量机构。

其缺点是变量控制调压阀的结构和设定操作等都比较复杂，系统控制精度和响应速度不如上述直控型的。

转速敏感变量控制系统的工作压力不高，但与之相关的各种阀类元器件的设计和制造却也并不容易，这是因为测速压差的有效测值范围与元器件的滞环值已相差不大，要保证各控制元件性能的均一性和动作的稳定性同样需要精细的加工。所以说低压元器件也有低压的难处。

随着电控变量系统的发展，上述那些基于液阻网络技术的压差测速式转速敏感变量系统已风光不再。

电控系统采用的数字式转速传感系统耗能极低，测值几乎不受温度影响，相关的控制和反馈的参数值的通道数量也可大大超过单一的转速值，加上采用了功能强大、设置灵活的多参数电子调节装置，将来也不会再刻意强调转速敏感这样单一的功能，它将只是功能更加全面的车辆综合管理系统中可以灵活配置的多个组成元素中的一个。

而静液压驱动装置的总体功能、调节品质和系统效率都将明显改善。当然完成这样的过渡仍需时日，目前在只装有相对简单的电子控制系统的一些中小型静液压驱动的车辆和机械中，传统的压差传感式转速敏感变量系统仍有其用武之地。

在由电子装置控制的传统结构的变量泵中（图8-5），其液压伺服变量缸通过一套电液转化装置根据电子信号进行控制。

依靠电子信号处理系统，电子控制的变量泵能实现多种功能，并能较方便地调节各类相关参数，得到不同的输入输出特性

这种变量系统中的指令信号的解算和处理完全由电子电路完成，液压系统仅承担执行器的作用，具有优异的“匹配柔性”。

在控制特性上，不仅原则上可以覆盖上述各种变量型式的全部功能，而且能很方便地通过软件编程获得各种控制策略所需的调节特性，适应各种机械使用要求，实际上是提供了一种多功能的通用变量系统，这体现了静液压驱动装置的一个重要的发展方向。

实现电子变量控制的前提条件是要在机械和液压性质的参量与电参量之间进行转换。电子调节系统的给定量和反馈量的机电参量转换已得到了完善成熟的电子传感器技术的支持，其输出的电参量目前有三种转换为液压和机械量的方式。

最早出现、最为精密但也是最昂贵的是装用电液伺服阀的变量系统，在车辆与行走机械中已几乎不再应用；

其次是电液比例阀变量系统，原理上属于模拟电控技术，其功能和精度按照比例电磁铁的水平高低和是否带有闭环反馈系统等又分多个挡次，但用于行走机械静液压驱动的控制一般均可满足要求；第三种是更为数字化的高速电磁阀脉宽控制（PCM），

目前的频响等动态指标尚略逊于高端的比例控制，但有结构紧凑、控制电路兼容性好和能耗低等优点。

当今的产品态势是电液比例控制和脉宽控制两者并存，主要品牌的行走机械用变量泵的电控变量装置基本上都可以作到二中选一。新出现的数控配流型变量泵和马达更是使电控装置直接融入了元件的功能部件。

当今整个技术领域的特点之一是电子技术、信息技术及相关的各种仿真技术的发展极为迅速，相关的软硬件按照摩尔法则年复一年地更新换代，成本急剧下降。

但传统的液压元件和机械部件的发展却相对缓慢和保守，受材料工艺和制造成本的制约，液压元件几世同堂的现像屡见不鲜。

采用电子控制以后，控制部分可以不断地直接引进和移植最新的信息技术成果，而机械味较浓的液压元件中的核心部件却能作为一个成熟的载体，在不改变基础结构的条件下，不断获得包括遥控和自主控制等在内的新的电子调节和控制功能。

两者优势互补，相得益彰。此点在新型数控配流型液压元件上体现得尤为突出。

图8-5 液压泵的电子控制变量系统原理简图

纸质版原书购买请扫描二维码

（198元/本，顺丰到付）