基于AMESim的起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)優(yōu)化與仿真

宋磊,鄭凱

(西安交通工程學(xué)院,陜西 西安 710300)

0 引言

起重機(jī)在生產(chǎn)運(yùn)輸、工業(yè)設(shè)備中應(yīng)用廣泛。其中支腿機(jī)構(gòu)是起重機(jī)進(jìn)行正常工作的核心部分,一般以H形結(jié)構(gòu)對(duì)稱分布于起重車輛的兩側(cè),進(jìn)而提高起重車輛的起重能力與穩(wěn)定性。但在實(shí)際執(zhí)行支撐動(dòng)作的過程中,起重車輛兩側(cè)的支撐液壓缸工作位置易受負(fù)載不均衡、液壓缸泄漏等因素的影響而產(chǎn)生同步誤差,隨著誤差的累積,可能出現(xiàn)支撐伸出卡死或縮回?zé)o法正常復(fù)位現(xiàn)象,進(jìn)而影響起重機(jī)的起重能力,阻礙其正常運(yùn)行[1]。因此,如何在保證支腿機(jī)構(gòu)原有性能的同時(shí),解決好起重車輛兩側(cè)支撐液壓缸運(yùn)動(dòng)不同步問題,提高支腿機(jī)構(gòu)的起重能力與穩(wěn)定性,成為值得研究的問題。本文設(shè)計(jì)了一種自動(dòng)控制系統(tǒng),通過PID反饋環(huán)節(jié)對(duì)起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)兩側(cè)液壓缸進(jìn)行同步控制,提高起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性與起重能力。

1 起重裝置的結(jié)構(gòu)與參數(shù)

1.1 基本結(jié)構(gòu)

本文參照某SQ5型隨車起重機(jī),其支腿機(jī)構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)與參數(shù),如表1所示。

表1 SQ5型隨車起重機(jī)的基本結(jié)構(gòu)與參數(shù)

1.2 支腿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖與液壓系統(tǒng)

1)支腿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖

參照表1 中SQ5型隨車起重機(jī)的結(jié)構(gòu),其支腿機(jī)構(gòu)中各支腿的分布如圖1所示(1、2、3、4為液壓缸)。

圖1 支腿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖1中,1號(hào)、2號(hào)液壓缸與3號(hào)、4號(hào)液壓缸,分別組成了隨車起重機(jī)的前支腿與后支腿機(jī)構(gòu)。實(shí)際工作過程中前支腿與后支腿分別處于獨(dú)立的液壓回路系統(tǒng)中,既可獨(dú)立控制也可以聯(lián)動(dòng)控制。本文主要針對(duì)其處于聯(lián)動(dòng)控制時(shí)的系統(tǒng)優(yōu)化。

2)液壓系統(tǒng)原理圖

參照?qǐng)D1,利用FLuidSim繪制了起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)的原理圖[2],如圖2所示。

1、2、3、4—雙向液壓鎖;5、8—獨(dú)立控制閥;6—聯(lián)動(dòng)控制閥;7—液壓源。

3)液壓系統(tǒng)仿真與分析

在FLuidSim的仿真環(huán)境下[3],對(duì)圖2進(jìn)行了仿真,得到了前、后4個(gè)支腿液壓缸的工作變化特征曲線,如圖3所示。

圖3 支腿液壓系統(tǒng)仿真

如圖3所示,前支腿與后支腿之間有明顯的不同步現(xiàn)象。若液壓源7的工作壓力為6MPa,液壓泵流量為2L/min時(shí),前支腿液壓缸的輸出壓力P0=5.34MPa,速度為0.04m/s;后支腿液壓缸的輸出壓力P1=5.30MPa,速度為0.13m/s。

通過FLuidSim仿真發(fā)現(xiàn),首先面對(duì)復(fù)雜多變的工作環(huán)境,起重設(shè)備在調(diào)整其自身車輛質(zhì)心時(shí),前、后支腿液壓缸所受負(fù)載發(fā)生變化,造成液壓系統(tǒng)出現(xiàn)壓力損失。其次,液壓泵站與各支腿之間通過軟管連接,不同的管路長(zhǎng)度造成了不同的沿程壓力損失,同時(shí)管路接頭間存在泄漏的問題。最后,不同工作環(huán)境的溫度對(duì)液壓油黏度造成壓力損失等。受這些因素的影響,各支腿的輸出壓力產(chǎn)生不確定的連續(xù)變化,造成了系統(tǒng)的不穩(wěn)定性,進(jìn)而降低了支腿機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性。

2 支腿機(jī)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型與受力分析

2.1 支腿機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)化模型

結(jié)合圖1中SQ5型隨車起重機(jī)的基本結(jié)構(gòu),繪制了支腿機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)化模型,如圖4所示。

圖4 支腿機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)化模型

如圖4所示,當(dāng)閥芯右移時(shí),主、從舉升液壓缸的輸出力和外部負(fù)載間的平衡方程為[4-5]

(1)

式中:mt為負(fù)載系統(tǒng)總質(zhì)量,kg;BP為負(fù)載系統(tǒng)黏性阻尼系數(shù);FJ為作用在活塞上的外負(fù)載力,N;AP為活塞有效作用面積,mm2;PL為系統(tǒng)工作壓力,MPa;xP為位移變化量,mm。

本文為便于數(shù)學(xué)模型的建立進(jìn)行了如下假設(shè):1)忽略管道中的流量與壓力損失;2)負(fù)載系統(tǒng)的總質(zhì)量不變;3)忽略負(fù)載系統(tǒng)黏性阻尼系數(shù);4)供油系統(tǒng)為恒壓。

則式(1)可簡(jiǎn)化為

AppL=kxp+FJ

(2)

式中k為比例系數(shù)。

由式(2)可知,當(dāng)活塞有效作用面積、系統(tǒng)負(fù)載彈簧剛度、位移變化量不變時(shí),系統(tǒng)工作壓力與外負(fù)載力之間具有一定的比例關(guān)系。

2.2 系統(tǒng)工作壓力與外負(fù)載力

本文選取了前支腿1號(hào)液壓缸與后支腿3號(hào)液壓缸為研究對(duì)象,在FLuidSim仿真環(huán)境中得到了不同外部負(fù)載下,前支腿1、后支腿3液壓缸的工作壓力及其相對(duì)變化量,如表2所示。

表2 液壓缸壓力與外部負(fù)載關(guān)系

設(shè)外部負(fù)載力與前支腿1號(hào)、后支腿3號(hào)液壓缸壓力相對(duì)變化量之間比例關(guān)系為

FJ=k×ΔP

(3)

本文在表2的基礎(chǔ)上,結(jié)合式(3)構(gòu)建了比例系數(shù)k的數(shù)學(xué)模型,并利用Matlab分析[6]且得到了比例系數(shù)。

(4)

可得k≈0.35。

為了減少負(fù)載對(duì)支腿機(jī)構(gòu)的影響,提高其穩(wěn)定性,本文結(jié)合PID控制環(huán)節(jié),進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)[7-8]。利用Matlab的PID模塊,結(jié)合表2通過設(shè)置相應(yīng)的參數(shù),創(chuàng)建S函數(shù)。并在Matlab中建立PID仿真模型。通過調(diào)試及經(jīng)驗(yàn),本文中PID控制器的參數(shù)為P=0.35,I=4.8和D=0.01。

3 控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

本文以PID算法為基礎(chǔ),選用某公司的具有較高響應(yīng)速度的DSPIC30F2010數(shù)字信號(hào)處理器為控制核心進(jìn)行控制,控制流程如圖5所示。

圖5 控制系統(tǒng)流程圖

控制系統(tǒng)的主要功能是,通過壓力傳感器對(duì)支腿機(jī)構(gòu)前支腿1號(hào)、后支腿3號(hào)液壓缸的工作壓力進(jìn)行檢測(cè),得到兩缸壓力的相對(duì)增量ΔP,同時(shí)通過PID反饋環(huán)節(jié),向控制系統(tǒng)中的電磁比例換向閥輸入適當(dāng)強(qiáng)度的電流,使系統(tǒng)成比例釋放壓力,進(jìn)而達(dá)到穩(wěn)定系統(tǒng)壓力,提高支腿機(jī)構(gòu)穩(wěn)定性的目的。

4 控制系統(tǒng)的仿真與分析

4.1 建立仿真模型

分別從AMESim軟件的“Signal,Control”電子器件庫(kù)、“Hydraulic”液壓庫(kù)選取相應(yīng)的“元件”進(jìn)行相應(yīng)系統(tǒng)草圖的繪制,如圖6所示。

1—放大器;2—比較器;3—前支腿1號(hào)液壓缸;4、8—壓力傳感器;5—外部負(fù)載力;6—信號(hào)源;7—后支腿3號(hào)液壓缸;9—比例換向閥;10—油箱;11—液壓泵;12—PID環(huán)節(jié)。

4.2 設(shè)定子模型參數(shù)

依據(jù)圖1、圖6,本文給出了支腿機(jī)構(gòu)自動(dòng)控制系統(tǒng)的基本參數(shù)[9],為后續(xù)支腿機(jī)構(gòu)自動(dòng)控制液壓系統(tǒng)的仿真提供了依據(jù),如表3所示。

表3 同步控制系統(tǒng)仿真模型參數(shù)

如圖6所示,處于工作狀態(tài)時(shí),支腿機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)中的前、后支腿液壓缸以一定速度伸出,驅(qū)動(dòng)支腿機(jī)構(gòu)上升或下降,同時(shí)安裝于前、后支腿液壓缸的壓力傳感器工作,完成壓力信號(hào)的采集與處理,在得到壓力變化的增量后,PID控制環(huán)節(jié)工作并按照預(yù)定算法向自動(dòng)控制回路中的電磁比例換向閥輸入相應(yīng)比例的控制電流,使液壓系統(tǒng)成比例輸入壓力,進(jìn)而達(dá)到穩(wěn)定系統(tǒng)壓力,提高支腿機(jī)構(gòu)穩(wěn)定性的目的。

4.3 控制系統(tǒng)分析

依據(jù)4.1中的仿真模型,按照表3中的參數(shù)進(jìn)行設(shè)置并進(jìn)行仿真,得到相應(yīng)的特性曲線。

1)位移變化特性曲線,如圖7所示。

圖7 位移變化特性曲線

當(dāng)采用PID控制系統(tǒng)時(shí),前、后支腿的位移無明顯波動(dòng),通過仿真實(shí)驗(yàn)證明在同一外部負(fù)載下,前、后支腿液壓缸的位移變化基本相同。

2)受力變化特性曲線,如圖8所示。

圖8 受力變化特性曲線

當(dāng)采用PID控制系統(tǒng)時(shí),前、后支腿的受力呈現(xiàn)穩(wěn)定的周期性變化,通過仿真實(shí)驗(yàn)證明在同一外部負(fù)載下,前、后支腿液壓缸的受力變化基本相同。

通過分析證明PID控制系統(tǒng)起到了較好的壓力補(bǔ)償效果,提高了起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性,達(dá)到了設(shè)計(jì)目標(biāo)。

5 結(jié)語(yǔ)

本文首先分析了支腿機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與工作原理,通過分析與仿真發(fā)現(xiàn)傳統(tǒng)的控制方式造成了一定的系統(tǒng)壓力損失。其次,針對(duì)壓力損失這一問題,本文以比例換向閥、傳感器為核心設(shè)計(jì)了一種具有反饋環(huán)節(jié)的PID控制系統(tǒng),通過PID控制向工作系統(tǒng)成比例進(jìn)行壓力輸入,進(jìn)而達(dá)到壓力補(bǔ)償?shù)淖饔?。最?以AMESim為手段搭建了PID控制系統(tǒng)的仿真模型并進(jìn)行了仿真實(shí)驗(yàn)。通過實(shí)驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比分析表明,PID控制系統(tǒng)對(duì)液壓系統(tǒng)所造成的壓力損失進(jìn)行了有效補(bǔ)償,保持了起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)所需壓力,提高了起重機(jī)支腿機(jī)構(gòu)運(yùn)行的可靠性,具有一定的應(yīng)用價(jià)值。