噴桿噴霧機懸架負載敏感液壓系統(tǒng)仿真分析

陳金成， 張?？?， 溫浩軍， 張 惠， 王國梁,， 紀 超

(1.新疆農(nóng)墾科學院 機械裝備研究所， 新疆 石河子 832000; 2.石河子大學 機械電氣工程學院， 新疆 石河子 832003)

引言

隨著噴桿噴霧機的廣泛應用，農(nóng)業(yè)植保效率和植保效能得以大幅提高[1-7]。懸架液壓系統(tǒng)是噴桿噴霧機的關鍵組成，其系統(tǒng)穩(wěn)定性與自動化水平將直接影響噴桿姿態(tài)與作業(yè)質(zhì)量。

為保證最佳噴施效果，噴霧機需實時控制噴桿離地高度和與地面傾角以提高施藥均勻性[8-9]。 其中，被動懸架可衰減車體的高頻運動干擾，但難以跟隨地面低頻波動[10]，目前趨向采用全液壓驅(qū)動執(zhí)行機構實時控制噴桿姿態(tài)。近年來，負載敏感多路閥集成化程度高，具有系統(tǒng)穩(wěn)定、能耗低、結(jié)構緊湊、通用性好、一閥多控等特點，且能夠?qū)崿F(xiàn)單泵同時控制多路執(zhí)行器，已被廣泛應用于多執(zhí)行器液壓設備中[11-12]。鑒于此，為降低噴霧機作業(yè)能耗，提高自動化水平和噴桿姿態(tài)穩(wěn)定性[13-14]，本研究將集成應用負載敏感技術、電液比例控制技術、液壓同步回路技術等，設計噴桿噴霧機懸架液壓系統(tǒng)，并通過AMESim-ADAMS聯(lián)合仿真技術對其開展仿真研究，分析噴桿懸架液壓系統(tǒng)各執(zhí)行動作的壓力動態(tài)響應特性、變化規(guī)律及執(zhí)行液壓缸的運動規(guī)律，為噴桿懸架液壓系統(tǒng)的研發(fā)提供理論參考。

1 噴桿懸架工作原理

噴桿懸架裝置總成如圖1所示，主要包括噴桿、折疊機構和減震機構等。噴桿大臂通過小折疊機構與小臂鉸接，通過小折疊液壓缸驅(qū)動實現(xiàn)小臂與大臂180°折疊與伸展；噴桿大臂與中噴桿通過中轉(zhuǎn)體和大折疊液壓缸連接，實現(xiàn)噴桿大臂90°折疊與伸展，降低了噴桿懸架的空間占用率，便于噴桿懸架轉(zhuǎn)運。噴霧機作業(yè)時，利用兩端測距傳感器測量噴桿與地面夾角并輸出控制信號，通過PLC控制多路閥閥片電磁閥開關，驅(qū)動主動作動器動作，實時保持噴桿與地面平行。

1.噴桿小臂 2.折疊機構 3.小折疊液壓缸 4.噴桿大臂 5.中轉(zhuǎn)體 6.大折疊液壓缸 7.中噴桿 8.主動作動器9.主動梯形機構 10.懸掛架 11.鐘擺 12.液壓被動減震器圖1 噴桿懸掛架裝置總成Fig.1 Spray rod suspension assembly

2 噴桿噴霧機負載敏感液壓系統(tǒng)

負載敏感回路是一種系統(tǒng)壓力自適應于負載壓力的液壓回路，即通過梭閥將各處負載壓力引至負載敏感閥，根據(jù)實際工況，泵輸出負載所需的系統(tǒng)壓力。負載敏感回路采用并聯(lián)方式連接各執(zhí)行回路，使各個支路相互獨立，實現(xiàn)多負載協(xié)同動作，從而提高系統(tǒng)執(zhí)行效率、降低能耗比[15-16]；各執(zhí)行回路通過內(nèi)置比例閥調(diào)節(jié)各執(zhí)行液壓缸伸縮量，進而控制噴桿懸架各構架狀態(tài)。負載敏感回路分為閥前壓力補償和閥后壓力補償，當流量不飽和時若采用閥后補償，將出現(xiàn)某執(zhí)行液壓缸停止動作牽連其他液壓缸失速的現(xiàn)象。因此為確保系統(tǒng)安全性，本研究采用閥前補償方式設計噴桿噴霧機負載敏感液壓系統(tǒng)，其原理圖如圖2所示。

1.油箱 2.定量泵 3.負載敏感閥 4.溢流閥 5.雙平衡閥6.同步閥 7.蓄能器 8.左小折疊液壓缸 9.右小折疊液壓缸10.左大折疊液壓缸 11.右大折疊液壓缸 12.主動液壓缸13.負載敏感多路閥 14.壓力繼電器圖2 噴桿懸掛架液壓系統(tǒng)原理圖Fig.2 Principle diagram of hydraulic system of boom suspension

液壓缸動作時，液壓油經(jīng)過負載敏感多路閥13的對應控制閥片與平衡閥，并流入液壓缸，同時最大負載壓力經(jīng)負載敏感口作用于負載敏感閥彈簧腔，而系統(tǒng)壓力作用于負載敏感閥作用腔，負載敏感閥閥芯在上述兩作用力下保持平衡，從而使系統(tǒng)壓力與最大負載力之差始終為一固定正值。多路閥通過內(nèi)置電磁比例閥控制閥口開口大小，同時利用閥前壓力補償穩(wěn)定比例閥前后壓差，從而實現(xiàn)液壓缸速度平穩(wěn)控制。考慮到執(zhí)行機構動作時受到路況影響產(chǎn)生的非期望瞬時負負載問題，本液壓系統(tǒng)采用負負載反饋技術，解決負負載帶來的液壓缸失速、抖動等問題，達到穩(wěn)定執(zhí)行器動作的目的。噴霧機噴桿為對稱機構，其液壓缸采用一閥兩缸控制策略，由于田間作業(yè)環(huán)境下易產(chǎn)生隨機不確定負載，造成左右缸負載力不同步，并導致執(zhí)行液壓缸速度失控，從而在折疊過程中出現(xiàn)一缸先行一缸隨行的現(xiàn)象，最終引起噴桿姿態(tài)不穩(wěn)定甚至噴霧機側(cè)傾等問題?；诖?，本系統(tǒng)采用了同步回路設計方式以確保噴桿折疊過程的同步和動作平穩(wěn)。

A、B.油口 C.控制油口 1.調(diào)壓螺桿 2.調(diào)壓螺母3.閥體1 4.調(diào)壓彈簧 5.閥體2 6.彈簧座 7.導向套8.密封圈 9.主閥閥芯 10.單向閥閥芯 11.復位彈簧 12.底蓋圖3 平衡閥結(jié)構原理圖Fig.3 Schematic diagram of balance valve structure

3 AMESim建模與驗證

3.1 仿真模型

1) 雙平衡閥

雙平衡閥由2個相同平衡閥1，2并聯(lián)而成，而平衡閥分為主閥和單向閥2個部分，如圖3所示。兩油口A分別與油缸連接，兩油口B分別與油源和油箱連接。當閥1油口B接油源，閥2油口B接油箱,壓力油通過單向閥閥芯作用面壓縮復位彈簧，打開單向閥閥芯，使高壓油液通過閥1流入液壓缸一側(cè)，同時高壓油通過閥2控制油口 C，與另一側(cè)的油液壓力作用在閥2主閥閥芯端面上推動主閥芯，打開閥2和主閥閥芯，使油缸另一側(cè)回油。停止供液后，兩閥形成互鎖。采用HCD庫中的元器件搭建平衡閥仿真模型，以此提高液壓系統(tǒng)建模的準確性，其仿真模型如圖4所示。

2) 同步閥

在液壓系統(tǒng)中液壓油總是從高壓區(qū)流向低壓區(qū)，由于噴桿在折疊動作過程中負載力不斷變化，導致系統(tǒng)壓力波動，影響左右噴桿折疊動作的同步性能，加劇了噴桿的抖動。因此為了提高噴桿折疊過程的同步性能，將液壓源輸出流量進行比例分流。

同步閥可通過進口節(jié)流，保證液壓源流量流向兩執(zhí)行器的流量基本相同，其原理如圖5所示，同步閥即分流集流閥，由4個節(jié)流口組成，2個固定節(jié)流口a1，a2和2個可變節(jié)流口b1，b2。負載力pL1，pL2作用在閥芯上，其受力面積大小保持一致，所以當負載力pL1，pL2不相同時閥芯移動，調(diào)節(jié)可變節(jié)流口b1，b2，從而使p1，p2相等；由于節(jié)流壓差pin-p1與pin-p2相等，同時兩固定節(jié)流口面積相等，因此油液通過兩固定節(jié)流口流量相等，實現(xiàn)左右折疊液壓缸同步動作。依據(jù)以上原理分析，建立其仿真模型，如圖6所示。

1.閥體 2.閥芯圖5 同步閥結(jié)構原理圖Fig.5 Schematic diagram of synchronous valve structure

圖6 同步閥仿真模型Fig.6 Simulation model of synchronous valve

3) 液壓系統(tǒng)

基于以上設計和分析，搭建噴桿懸架液壓系統(tǒng)模型。主要仿真參數(shù)：電機轉(zhuǎn)速1500 r/min，液壓泵排量20 mL/r，液壓主安全閥臨界壓力6.3 MPa，閥前補償器壓力0.3 MPa，負載敏感閥彈簧調(diào)定壓力0.8 MPa。

根據(jù)懸架機械結(jié)構參數(shù)，利用ADAMS軟件構建噴桿懸架動力學模型，并為模型添加噴桿懸掛架約束副和負載，同時設置液壓缸位移與速度傳感器，通過FMU接口將液壓缸動作狀態(tài)傳遞給噴桿懸架液壓系統(tǒng)模型，最終構建AMESim-ADAMS聯(lián)合仿真模型，如圖7所示。

3.2 仿真結(jié)果分析

1) 大折疊液壓缸

大折疊機構展開工況下，分析液壓缸伸展過程中位移和液壓缸壓力動態(tài)特性。設置系統(tǒng)安全壓力為6.3 MPa，雙平衡閥調(diào)定壓力為12 MPa，其展開過程位移和壓力動態(tài)曲線如圖8所示。

圖8 大折疊液壓缸動態(tài)特性Fig.8 Dynamic characteristics of large folding hydraulic cylinder

分析圖8可知：

(1)電磁比例閥開啟后，蓄能器和液壓管路充液，系統(tǒng)壓力與液壓缸執(zhí)行壓力緩慢上升并呈現(xiàn)較小沖擊性，大折疊液壓缸在0.2 s后開始動作，且系統(tǒng)壓力與負載壓力差值始終為正值0.8 MPa；

(2) 隨著噴桿大臂不斷展開，系統(tǒng)壓力出現(xiàn)抖動，其主要原因為噴桿慣性較大，折疊過程中噴桿轉(zhuǎn)動速度與液壓缸執(zhí)行速度呈非線性關系，導致負載力波動較大；但通過雙平衡閥負載反饋口實時調(diào)節(jié)液壓缸回油壓力，有效克服了噴桿動作時負負載的影響，因此壓力抖動幅度較??；

(3) 因進油口壓力作用面積大于出油口，在運行過程中液壓缸出口壓力大于進口壓力；

(4) 同步閥在大折疊機構展開時等同于分流閥，噴桿左右大臂在折疊過程位移幾乎同步，誤差小于4 mm。

2) 小折疊液壓缸

在小折疊機構折疊工況下，分析液壓缸收縮過程中位移動態(tài)特性和液壓缸壓力動態(tài)特性。雙平衡閥設置開啟壓力為12 MPa，其折疊過程中位移和壓力動態(tài)特性曲線如圖9所示。

圖9 小折疊液壓缸動態(tài)特性Fig.9 Dynamic characteristics of small folding hydraulic cylinder

分析圖9可知：

(1) 電磁閥開啟后，系統(tǒng)壓力存在瞬時沖擊，初始時刻波動較大；

(2) 隨著小折疊機構逐步展開， 兩執(zhí)行液壓缸壓力逐漸趨于平穩(wěn)，0.5 s后系統(tǒng)負載壓力達3.2 MPa，系統(tǒng)壓力4 MPa，系統(tǒng)壓力與負載壓力差值始終為正值0.8 MPa；

(3) 液壓缸收縮過程中，同步閥等同于集流閥，噴桿左右小臂在折疊過程中位移幾乎同步，誤差小于3 mm。

3) 主動仿形液壓缸

噴桿噴霧機在田間作業(yè)受到低頻路面激勵時，設定地面傾角與噴桿偏轉(zhuǎn)角度的差值為輸入量，通過PID閉環(huán)控制驅(qū)動主動仿形液壓缸動作，實時維持噴桿與地面平行。為驗證地面激勵下主動仿形液壓缸的響應規(guī)律是否滿足作業(yè)要求，設定噴桿懸架激勵信號為振幅5°、頻率0.15 Hz的余弦信號，其仿真結(jié)果如圖10所示。

圖10 主動平衡缸動態(tài)特性Fig.10 Dynamic characteristics of active balancing cylinder

分析圖10可知：

(1) 噴桿傾斜角度與跟隨激勵信號最大誤差為1.5°，噴桿角度滯后激勵信號約0.2 s；

(2) 噴桿懸架受到初始激勵時(0 ～ 0.1 s)，由于慣性力較大導致液壓系統(tǒng)受到較大沖擊，系統(tǒng)壓力曲線呈現(xiàn)較大階躍；

(3) 0.1 s后，系統(tǒng)壓力逐漸趨于平穩(wěn)，并隨著角度不斷調(diào)整存在微小波動，有桿腔和無桿腔壓力亦隨角度調(diào)整呈現(xiàn)較小波動，系統(tǒng)響應平穩(wěn)。

4 結(jié)論

基于負載敏感理論與負負載理論設計了噴桿懸架液壓系統(tǒng)，系統(tǒng)壓力始終與負載壓力相適應，液壓系統(tǒng)作業(yè)過程中系統(tǒng)能耗較低；采用負負載控制技術，液壓缸在動作突變過程中除有局部壓力波動外，油缸無失速現(xiàn)象，故研究設計的液壓系統(tǒng)具有響應時間短，瞬時沖擊小和動作穩(wěn)定等特性。

基于AMESim 液壓仿真軟件建立了液壓系統(tǒng)整體模型，分析了大小折疊機構作業(yè)過程中液壓缸動作的穩(wěn)定性和同步性，折疊過程中系統(tǒng)壓力雖出現(xiàn)抖動，但折疊速度基本穩(wěn)定，且大小折疊油缸動作同步誤差均小于5 mm。

對噴桿主動懸架跟隨特性進行了仿真研究，在振幅為5°、頻率為0.15 Hz余弦激勵下，噴桿擺角幅值滯后于余弦激勵信號0.2 s左右，跟隨誤差小于1.5°，仿真結(jié)果表明，所設計的負載敏感回路響應速度快，且動作平穩(wěn)。