基于AMESim的起重機支腿機構液壓系統優化與仿真

宋磊,鄭凱

(西安交通工程學院,陜西 西安 710300)

0 引言

起重機在生產運輸、工業設備中應用廣泛。其中支腿機構是起重機進行正常工作的核心部分,一般以H形結構對稱分布于起重車輛的兩側,進而提高起重車輛的起重能力與穩定性。但在實際執行支撐動作的過程中,起重車輛兩側的支撐液壓缸工作位置易受負載不均衡、液壓缸泄漏等因素的影響而產生同步誤差,隨著誤差的累積,可能出現支撐伸出卡死或縮回無法正常復位現象,進而影響起重機的起重能力,阻礙其正常運行[1]。因此,如何在保證支腿機構原有性能的同時,解決好起重車輛兩側支撐液壓缸運動不同步問題,提高支腿機構的起重能力與穩定性,成為值得研究的問題。本文設計了一種自動控制系統,通過PID反饋環節對起重機支腿機構兩側液壓缸進行同步控制,提高起重機支腿機構的穩定性與起重能力。

1 起重裝置的結構與參數

1.1 基本結構

本文參照某SQ5型隨車起重機,其支腿機構的基本結構與參數,如表1所示。

表1 SQ5型隨車起重機的基本結構與參數

1.2 支腿機構簡圖與液壓系統

1)支腿機構簡圖

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

圖1 支腿機構簡圖

圖1中,1號、2號液壓缸與3號、4號液壓缸,分別組成了隨車起重機的前支腿與后支腿機構。實際工作過程中前支腿與后支腿分別處于獨立的液壓回路系統中,既可獨立控制也可以聯動控制。本文主要針對其處于聯動控制時的系統優化。

2)液壓系統原理圖

參照圖1,利用FLuidSim繪制了起重機支腿機構液壓系統的原理圖[2],如圖2所示。

1、2、3、4—雙向液壓鎖;5、8—獨立控制閥;6—聯動控制閥;7—液壓源。

3)液壓系統仿真與分析

在FLuidSim的仿真環境下[3],對圖2進行了仿真,得到了前、后4個支腿液壓缸的工作變化特征曲線,如圖3所示。

圖3 支腿液壓系統仿真

如圖3所示,前支腿與后支腿之間有明顯的不同步現象。若液壓源7的工作壓力為6MPa,液壓泵流量為2L/min時,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仿真發現,首先面對復雜多變的工作環境,起重設備在調整其自身車輛質心時,前、后支腿液壓缸所受負載發生變化,造成液壓系統出現壓力損失。其次,液壓泵站與各支腿之間通過軟管連接,不同的管路長度造成了不同的沿程壓力損失,同時管路接頭間存在泄漏的問題。最后,不同工作環境的溫度對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生不確定的連續變化,造成了系統的不穩定性,進而降低了支腿機構的穩定性。

2 支腿機構的數學模型與受力分析

2.1 支腿機構的簡化模型

結合圖1中SQ5型隨車起重機的基本結構,繪制了支腿機構的簡化模型,如圖4所示。

圖4 支腿機構的簡化模型

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

(1)

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

本文為便于數學模型的建立進行了如下假設:1)忽略管道中的流量與壓力損失;2)負載系統的總質量不變;3)忽略負載系統黏性阻尼系數;4)供油系統為恒壓。

則式(1)可簡化為

AppL=kxp+FJ

(2)

式中k為比例系數。

由式(2)可知,當活塞有效作用面積、系統負載彈簧剛度、位移變化量不變時,系統工作壓力與外負載力之間具有一定的比例關系。

2.2 系統工作壓力與外負載力

本文選取了前支腿1號液壓缸與后支腿3號液壓缸為研究對象,在FLuidSim仿真環境中得到了不同外部負載下,前支腿1、后支腿3液壓缸的工作壓力及其相對變化量,如表2所示。

表2 液壓缸壓力與外部負載關系

設外部負載力與前支腿1號、后支腿3號液壓缸壓力相對變化量之間比例關系為

FJ=k×ΔP

(3)

本文在表2的基礎上,結合式(3)構建了比例系數k的數學模型,并利用Matlab分析[6]且得到了比例系數。

(4)

可得k≈0.35。

為了減少負載對支腿機構的影響,提高其穩定性,本文結合PID控制環節,進行了優化設計[7-8]。利用Matlab的PID模塊,結合表2通過設置相應的參數,創建S函數。并在Matlab中建立PID仿真模型。通過調試及經驗,本文中PID控制器的參數為P=0.35,I=4.8和D=0.01。

3 控制系統的設計

本文以PID算法為基礎,選用某公司的具有較高響應速度的DSPIC30F2010數字信號處理器為控制核心進行控制,控制流程如圖5所示。

圖5 控制系統流程圖

控制系統的主要功能是,通過壓力傳感器對支腿機構前支腿1號、后支腿3號液壓缸的工作壓力進行檢測,得到兩缸壓力的相對增量ΔP,同時通過PID反饋環節,向控制系統中的電磁比例換向閥輸入適當強度的電流,使系統成比例釋放壓力,進而達到穩定系統壓力,提高支腿機構穩定性的目的。

4 控制系統的仿真與分析

4.1 建立仿真模型

分別從AMESim軟件的“Signal,Control”電子器件庫、“Hydraulic”液壓庫選取相應的“元件”進行相應系統草圖的繪制,如圖6所示。

1—放大器;2—比較器;3—前支腿1號液壓缸;4、8—壓力傳感器;5—外部負載力;6—信號源;7—后支腿3號液壓缸;9—比例換向閥;10—油箱;11—液壓泵;12—PID環節。

4.2 設定子模型參數

依據圖1、圖6,本文給出了支腿機構自動控制系統的基本參數[9],為后續支腿機構自動控制液壓系統的仿真提供了依據,如表3所示。

表3 同步控制系統仿真模型參數

如圖6所示,處于工作狀態時,支腿機構液壓系統中的前、后支腿液壓缸以一定速度伸出,驅動支腿機構上升或下降,同時安裝于前、后支腿液壓缸的壓力傳感器工作,完成壓力信號的采集與處理,在得到壓力變化的增量后,PID控制環節工作并按照預定算法向自動控制回路中的電磁比例換向閥輸入相應比例的控制電流,使液壓系統成比例輸入壓力,進而達到穩定系統壓力,提高支腿機構穩定性的目的。

4.3 控制系統分析

依據4.1中的仿真模型,按照表3中的參數進行設置并進行仿真,得到相應的特性曲線。

1)位移變化特性曲線,如圖7所示。

圖7 位移變化特性曲線

當采用PID控制系統時,前、后支腿的位移無明顯波動,通過仿真實驗證明在同一外部負載下,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

當采用PID控制系統時,前、后支腿的受力呈現穩定的周期性變化,通過仿真實驗證明在同一外部負載下,前、后支腿液壓缸的受力變化基本相同。

通過分析證明PID控制系統起到了較好的壓力補償效果,提高了起重機支腿機構的穩定性,達到了設計目標。

5 結語

本文首先分析了支腿機構液壓系統的結構與工作原理,通過分析與仿真發現傳統的控制方式造成了一定的系統壓力損失。其次,針對壓力損失這一問題,本文以比例換向閥、傳感器為核心設計了一種具有反饋環節的PID控制系統,通過PID控制向工作系統成比例進行壓力輸入,進而達到壓力補償的作用。最后,以AMESim為手段搭建了PID控制系統的仿真模型并進行了仿真實驗。通過實驗結果的對比分析表明,PID控制系統對液壓系統所造成的壓力損失進行了有效補償,保持了起重機支腿機構液壓系統所需壓力,提高了起重機支腿機構運行的可靠性,具有一定的應用價值。