泵车臂架数字液压控制技术

一、 泵车臂架数字液压控制系统总体方案设计

本书的开发目标是构建工程机械臂架运动高精度控制系统， 具体包括液压系统和电气控制系统。 总体方案设计如下：

（1） 摒弃传统的臂架姿态直接测量方式， 采用油缸行程传感器采集油缸的长度， 间接计算臂架的姿态； 研究泵车臂架姿态测量方案，针对传统臂架测量方案的不足， 开发一种精度高、 响应快、 适合实现高精度检测和控制的新型测量方案； 构建高精度的油缸位置和臂架姿态检测系统， 实现液压油缸位置和臂架姿态的精确检测。

（2） 开发高精度的液压比例阀， 液压阀电磁铁采用高分辨率PWM信号的电磁铁， 改善电磁铁的温度漂移特性、 滞环特性和线性度； 研究泵车臂架液压比例阀控制方案， 针对现有液压比例阀的缺陷， 开发一种高分辨率、 高响应、 温度漂移小、 精度高的液压比例阀方案， 实现液压系统流量的高精度控制及油缸速度和位置的高精度控制。

（3） 设计电气控制系统， 对液压比例阀的流量进行闭环控制， 通过压力传感器采集比例阀各油口的压力， 根据液压比例阀的输入信号（阀芯行程） 和固有特性 （流量系数、 面积梯度等） 实时计算比例阀的通过流量； 通过控制液压比例流量阀实现油缸位置和臂架姿态的精确控制。 研究泵车臂架的电气控制方案， 通过电控制器对液压阀流量、油缸速度和位置进行实时控制， 对操作信号进行响应， 开发与液压比例阀系统、 臂架姿态检测系统相适应的电气控制方案。

（4） 通过仿真实验和实车实验， 对新开发的泵车臂架电气、 液压控制系统进行建模和仿真实验， 通过AMESim软件对电液系统进行建模和仿真实验， 通过实车测试对系统性能进行验证。 进行实车实验，针对实验中发现的问题进行电液控制系统的优化设计， 验证前期设计和仿真优化的结果， 以达到预期的开发结果。

二、 泵车臂架高精度控制系统技术设计

1． 高精度油缸行程传感器的技术方案设计

目前国内泵车臂架姿态测量装置普遍采用倾角传感器。 倾角传感器安装在泵车臂架上， 可以直接测量臂架的倾角， 直观方便， 具有较好的稳态性能。 倾角传感器采用加速度测量原理， 因此其动态性能存在很多不足， 主要是信号输出延时大、 动态响应速度低。

另外， 倾角传感器的测量精度较低。 臂架的动作范围较大， 角度范围一般为360°， 倾角传感器的角度精度一般为0.5°， 按照臂架长度50m计算， 臂架末端的精度为0.44m， 对臂架末端的位置精度影响显著。

倾角传感器的这些缺陷制约了臂架姿态测量的实时性和准确性。为了开发高精度的臂架控制系统， 首先要开发高精度的臂架测量系统。本书摒弃了传统的采用倾角传感器的测量方式， 而是采用拉线传感器直接测量油缸的位置。 拉线传感器的技术方案设计如下：

拉线位移传感器将机械位移量转换成可计量的、 成线性比例的电信号。 被测物体产生位移时， 拉动与其相连接的钢绳， 钢绳带动传感器传动机构和传感元件同步转动； 当位移反向移动时， 传感器内部的回旋装置将自动收回绳索， 并在绳索伸缩过程中保持其张力不变， 从而输出一个与绳索移动量成正比例的电信号。

拉线式位移传感器主要由自动回复弹簧、 钢绳、 轮毂、 磁铁以及数据处理单元等部分构成， 如图5－6所示。 本书主要对所设计的拉线传感器中所用的涡旋弹簧与钢绳进行设计计算与选型。

图5－6 拉线式后移传感器结构

1—传动轴；2—轴承；3—自动回复弹簧；4—轮毂；5—磁铁；6—数据处理单元

1） 涡卷弹簧设计计算

假设已知涡卷的最小工作转矩T1和工作转数n，其中，最小工作转矩要大于卷线时拉线回缩的阻力矩与转轴和密封圈的摩擦阻力矩之和， 则工作转数

式中 L——量程 （mm）；

d——绕线轴的直径 （mm）。

假设阻力矩为Tf＝100N·mm（按出线口拉力为4N计算，同思科KS60）， 量程L＝2000mm， 绕线轴直径为d＝50mm， 则工作转数取n＝13。

（1） 材料选取。

常用材料为碳素工具钢T7～T10， 通常用来制作弹簧的钢带有弹簧钢、 工具钢冷轧钢带、 热处理弹簧钢带和汽车车身附件用异形钢丝。

选用Ⅱ级热处理弹簧钢带制作， 材质为 T8A， 抗拉强度为1780MPa。

（2） 计算工作转矩。

涡卷弹簧的力矩特性曲线如图5－7所示。

图5－7 蜗卷弹簧的力矩特性曲线

最小工作转矩要大于卷线时拉线回缩的阻力矩与转轴和密封圈的摩擦阻力矩之和，为安全起见，最小工作力矩T1为

T1＝1.5×Tf＝150N·mm

式中 Tf——阻力矩，N·mm。

则最大工作转矩

T2＝T1／0.6＝250N·mm

（3） 计算弹簧截面尺寸。

宽度b由安装涡卷弹簧的尺寸确定， 取b＝9mm， 厚度h为

式中 m——强度系数， 与弹簧安装方式有关， 取m＝0.7。

将m＝0.7代入式 （5－4） 计算得： h＝0.3657mm， 圆整的h＝0.4mm。 （h根据GB3530圆整）

（4） 弹簧的工作长度L1。

式中 E——弹性模量， E＝206GPa；

n——工作圈数；

m4——转数n的有效系数，由d／h确定，如图5－8所示；d为绕弹簧轴的直径，d＝12mm；d／h＝30，则m4＝0.85；

n2——弹簧卷紧时的圈数；

n1——在安装盒内，弹簧松弛下的圈数。

弹簧的工作长度为3180mm。

弹簧总长度为

L1＋2.5πd＋2.5＝3250mm

图5－8 有效系数m4取值

（5） 其他参数。

弹簧盒内径：

弹簧卷紧在轴上的外直径：

松卷时弹簧内直径：

弹簧无外加转矩的转数：

弹簧卷紧在轴上的转数：

厚度h圆整到0.4mm后， 最大工作转矩为300N·mm；

采用济南思科KS60拉线编码器 （量程2.5m）， 主要参数如下：

①钢丝绳直径1.0mm， 股数7×7， 不锈钢材质， 总长2580mm；

②绕线轴直径63mm， 槽宽13mm；

③绕弹簧轴直径12mm， 弹簧盒内径70mm；

④工作转数n＝13。

弹簧转数见表5－1。

表5－1 弹簧转数

2） 拉线的选型

安全系数法确定钢丝绳直径：

式中 F0——钢丝绳最小破断拉力，k N；

f——钢丝绳最大工作静拉力， k N；

n——安全系数， 取n＝5；

T2——涡卷弹簧的最大工作转矩；

dx——绕线轴直径。

选取直径1.0mm的7×7钢丝绳， 材质为不锈钢钢丝绳， 公称抗拉强度为1870MPa， 最小破断拉力为1080N＞60N， 满足实用要求。

3） 拉线出线角校核

钢丝绳在卷筒上缠绕时， 希望钢丝绳圈与圈之间不接触， 缠绕顺畅， 排列整齐； 多层缠绕时， 排满一层后， 再排另一层， 层与层之间过渡平稳。 但在生产实际中， 由于设计、 安装等多方面的原因， 经常遇到提升钢丝绳在卷筒上不能有序缠绕， 出现 “咬绳” “骑绳” “跳绳” 以及第二层绳压入第一层绳圈间缝隙内等乱绳现象。

出线角： 出线口到卷筒上钢丝绳的最大内偏角不得超过1°30′。

钢丝绳相对卷筒轴线横截面的角度称为钢丝绳偏角；

单层缠绕时最大内偏角：

式中 L——量程， L＝2500mm；

D——绕线筒直径， D＝60；

B——绕线筒内宽， B＝14；

d——钢丝绳直径， d＝1mm；

ε——钢丝绳缠在滚简上的绳圈间隙， ε＝0.1mm；

Lx——出线弦长，Lx＝100mm。

4） 最大加速度

假设最大摩擦阻力矩为M＝150N·mm；

拉线时， 以钢丝绳的最大破断拉力的一半值出线， 此时为最大加速度； 对绕线筒受力分析， 应用动量矩定理知：

F·R－T2－M＝I （5－13）

式中 F——钢丝绳的最大破断拉力， F＝540N；

R——绕线筒半径， R＝30mm；

T2——弹簧最大力矩，T2＝500N·mm；

M——摩擦阻力矩， M＝150N·mm；

I——绕线筒转动惯量，I＝m×R2＝324kg·mm2；

——绕线筒角加速度，＝4800rad／s2，最大加速度为14.4g。

若以1m／s收线， 需2s， 收线时， 假设最大收线速度为1m／s，则角速度为

由动量矩定理知

T－M＝I· （5－15）

角加速度为

加速到1m／s需

所以2m拉线收线时间为

5） 寿命分析

根据查得的资料， 要由试验数据来预测钢丝绳寿命。

钢丝绳的疲劳破坏是指载荷作用很多次所引起的断裂破坏。 按照载荷用材料力学方法算出的名义应力值虽低于钢料的屈服点， 但多次重复作用后会引起钢丝绳的破坏； 破坏时所对应的载荷作用循环次数就是它的疲劳寿命。

众所周知， 在实际工作中钢丝绳受到张紧、 弯曲、 扭转和挤压等外力作用， 绳中钢丝的受力非常复杂， 要想通过钢丝绳的外加张力来精确计算绳中各钢丝的受力几乎是不可能的， 依此估算钢丝绳的疲劳寿命是不可行的。 于是， 一种模拟钢丝绳实际使用状况的试验方法——钢丝绳疲劳试验应运而生。 经过对影响钢丝绳疲劳试验结论的重要因素进行分析， 找出这些主要因素对应的钢丝绳使用现场的工况参数。

参考 《钢丝绳弯曲疲劳试验方法 （GB／T12347—1996）》 中推荐的方法， 以能最大限度模拟钢丝绳的实际现场应用情况为原则来选择疲劳试验机。

固定载荷模式下钢丝绳疲劳寿命的预测模型：

式中 Noi——第i种载荷模式下钢丝绳的试验疲劳寿命（以载荷循环作用次数）；

ηi——第i种载荷模式在试验验时难以模拟的因素，如钢丝绳的材质、 结构， 工作环境的微小变异， 锈蚀、 粉尘浓度等对在役钢丝绳疲劳寿命影响的综合折减系数，ηi＜1；

Ki——第i种载荷模式下钢丝绳疲劳综合安全系数，Ki＞1。

传感器的设计精密合理， 采用高精密传感元件， 传感器具有体积小、 使用方便、 密封性好、 测量精度高、 温度误差小、 寿命长等优点。

该传感器不仅适宜于做直线运动的机械物体位移测量， 更适宜于机械物体做曲线运动的位移测量。

拉线传感器的测量精度最高可达0.001mm， 折算到泵车臂架末端的位置精度大约为0.1m， 可以显著提高臂架的测量精度， 满足臂架精确测量的要求。

2． 液压比例阀系统的技术方案设计

在阀控液压系统中， 比例阀是流量控制的核心元件， 目前的比例流量控制阀基本都是液控的， 即通过液压先导压力控制主阀的开度，并通过辅助阀组消除负载变化等因素对流量的干扰， 实现流量对负载扰动的自适应。

由于液压阀的机械机构和对液体流动的阻力作用， 液控比例阀存在加工难度大、 动态响应慢、 参数不能随控制要求变化等缺陷。 本书开发了一种通过电力控制的比例流量控制阀， 不但实现了目前液控比例阀的所有功能， 还具有加工难度低、 动态响应快、 参数可随控制要求变化等优点。

液压系统的调速方式包括泵控调速和阀控调速两种， 所谓泵控调速是指通过控制液压泵的排量来调节液压系统的流量， 进而调节执行机构的速度； 所谓阀控调速是指通过控制液压阀的开度来调节液压系统的流量， 进而调节执行机构的速度。 在阀控液压系统中，比例阀是流量控制的核心元件， 目前的比例流量控制阀基本都是液控的， 即通过液压先导压力控制主阀的开度， 并通过辅助阀组消除负载变化等因素对流量的干扰， 实现流量对负载扰动的自适应。

由于液压阀的机械机构和对液体流动的阻力作用， 液控比例阀存在加工难度大、 动态响应慢、 参数不能随控制要求变化等缺陷。 本书研究了一种通过电控的比例流量控制阀， 不但实现了目前液控比例阀的所有功能， 还具有加工难度低、 动态响应快、 参数可随控制要求变化等优点。

1） 电控比例流量控制阀的总体方案

电控比例流量控制阀包含两个可独立控制的节流阀、 压力传感器和控制器， 系统的总体方案如图5－9所示。

图5－9 电控比例流量控制阀的总体方案图

设定比例阀的额定参数为流量Qo，压差为ΔPo，电流为Io，则

当压差为ΔP时， 为使流量达到Q的电流I满足：

当液压电动机和液压缸的速度通过阀来控制时，泵的流量QP大于通过阀设定的流量QL（QP＞QL），经过阀的负载流量QL以外的剩余流量QB＝QP－QL通过流量阀流出。

为了使动力损失降到最小限度， 通过控制泵流量来减小溢流量QB。

2） 电控比例流量控制阀的压差恒定控制方法

下面讨论图5－10中的负载流量QL不随负荷压力PL变化而变化的控制方法，即当负载压力PL发生变化时压差ΔP＝P1－PL保持恒定的方法。

（1） 主阀流量恒定控制。

若图5－10中负载压力PL上升，则压差P1－PL变小， 负载流量QL降低。

此时， 降低电流i使流通面积A（i）减少，压力P1上升。压力P1上升，就可控制负载的流量QL与负载压力PL上升前保持相同。

图5－10 主阀流量恒定控制回路

同样的，当负载压力PL降低时，增加电流i使流通面积A（i） 增大，压力P1降低，负载的流量QL也能与负载压力PL减小前保持相同。控制方案如图5－11所示。

图5－11 主阀流量恒定控制方案

控制方法为反馈控制，检测出实际压力PL、P1，计算出压差ΔP＝P1－PL并且与目标值ΔPo进行比较，二者之间的差值ΔPo－ΔP所对应的电流Δi加上电流io控制旁通流量即可。

负载压力PL上升，ΔPo－ΔP增加，旁通阀节流，流量QB降低，压力P1增大。 相反， 负载PL压力降低， 旁通阀开大流量QB增加，压力P1降低，这样就可以使压差ΔP＝P1－PL与目标值趋于一致。

增益K（PID） 的设定，增益由负载压力PL变化幅度、变化的速度以及旁通阀的压力流量特性、 动作点QB、P1决定。旁通阀的压力流量特性为非线性的， 需要用仿真来确定增益K， 后面将进行具体仿真。

图5－12 主阀压差恒定的控制回路

（2） 主阀压差恒定的控制。

下面研究图5－12所示的主阀压力差ΔP＝P1－PL不随着负载压力PL与主阀面积a的变化而变化的控制方法。

控制对象：QP＝QB＋QL（5－23）

ΔP＝P1－PL（5－26）

工作点流量为

当主阀的面积a发生da的变化、负载压力PL发生d PL的变化时，计算主阀的压力差ΔP的变化量dΔP。

因控制对象是非线性的， 若工作点不同， 即使主阀的面积变化da与负载压力变化d PL相同，主阀的压力差的变化dΔP也不同，A为主阀的最大面积。

表5－2所示为工作点QBo、QLo、P1o、PLo、ao与变化率ΔP／PL、ΔP／（a／A） 的关系。

表5－2 工作点与变化率的关系

负载的压力变化d PL的影响最大的是实例2，最小的是实例3。

主阀的面积变化da影响最大的是实例4， 最小的是实例1。

控制对象的增益随工作点变化而发生很大变化， 因此某特定的实例中即使设定了最适合的PID值， 其值对于其他的例子可能不稳定，或是响应缓慢， 即此PID值是对于其他实例不一定适合。

分析表5－2中的CASE1、 CASE2、 CASE3、 CASE4四种实例PID控制器的设定， 研究如何使所有的情况达到良好的控制性能。

控制系统工作，通过反馈控制，检测出压力PL、P1，计算压力差与目标值ΔPo进行对比，把与目标值的差值ΔPo－ΔP对应的负电流－Δi输入旁通阀， 通过控制旁通阀的流量来调整压差ΔP。

若负载压力PL增加，导致ΔPo－ΔP增加，则旁通阀关小，P1压力增加。相对的，负载压力PL降低，旁通阀打开，压力P1降低，压力差ΔP＝P1－PL就会逐渐与目标值ΔPo接近。

因主阀与旁通阀的压力流量特性是非线性的， 所以应用仿真对PID控制器进行研究。

3） 电控比例流量控制阀的仿真试验

控制器对节流阀的流量进行PID控制， 下面通过仿真试验的方法测试不同的PID参数对流量的控制效果。 进行CASE2、 CASE1两种情况的仿真， 通过各种实例对PID参数进行整定， 研究适合于全部情况的PID参数值。

（1） CASE2的仿真。

①给定负载压力等参数， 如下：

负载压力：PL＝0MPa；

主阀通流面积： a／A＝0.7 （最大开度7.5mm的70％行程）；

主阀流量：QL＝28.0L／min；

主阀压力差：ΔP＝P1－PL＝2.5MPa。

②PID的控制参数

a． 影响稳定性的主要控制参数为：

稳定极限： P＝1.019MPa；

振动频率：20Hz；

PID的控制参数KP＝0.0109Io（m A／MPa）；

Io：旁通阀的额定电流（m A）。

b． 影响精度与响应性能的主要参数为：

控制电流增益的设定值I／s；

PID的控制参数KI＝72.74Io（m A／MPa）。

根据主阀流量恒定控制方案及设定的控制参数， 确定了PID传递函数， 如图5－13所示， 仿真结果参照图5－14。

图5－13 PID传递函数

增大PID中的I值，响应性增加了，但是受到旁通阀的响应性能的限制，旁通阀流量的增加很缓慢，最开始压力P1会上升到5.5MPa，主阀流量QL会增加到43L／min。压力差ΔP在0.1s后稳定在2.5MPa。

（2） CASE1的仿真。

负载压力

图5－14 实例2的仿真结果

PL＝0MPa

主阀通流面积

a／A＝1 （最大开度7.5mm行程）

主阀流量

QL＝40L／min

主阀压力差

ΔP＝P1－PL＝2.5MPa

PID与CASE2相同，仿真结果参照图5－15。CASE1响应速度较低，各参数在0.15～0.2s后处于稳定，压力差ΔP在0.2s后稳定到2.5MPa。

图5－15 实例1的仿真结果

在阀控液压系统中， 比例阀是流量控制的核心元件， 目前的比例流量控制阀基本都是液控的， 由于液压阀的机械机构和对液体流动的阻力作用， 液控比例阀存在加工难度大、 动态响应慢、 参数不能随控制要求变化等缺陷。 本书研究了一种通过电气控制的比例流量控制阀，突破了滑阀的结构， 采用两个可以独立控制的电比例节流阀， 并采用压力传感器采集节流阀进出口的压力， 通过控制器对电比例节流阀进行压力—流量的联合控制。 根据新型电比例流量阀的体系结构， 推导了变负载下压差恒定的流量控制算法， 并通过仿真测试对PID控制参数进行整定， 优化了系统方案和控制算法， 并且在起重机臂架上进行了实机测试， 提高了方案的实用价值。

3． 泵车臂架电气控制系统技术方案设计

典型的泵车臂架为六节臂， 其电气控制系统技术方案设计如下：

电气控制系统的网络拓扑图如图5－16所示。

图5－16 电气控制系统的网络拓扑图

说明：

（1） 将主控制CR0232的CAN2接口与1～7片比例阀组 （控制回转、1～6臂油缸， 其中最末端阀需要安装120Ω终端电阻） 的CAN1接口连接， 波特率250k B， 用于位移、 位移速度控制命令、 阀进口压力数据下发， 以及位移反馈、 位移速度反馈和心跳、 故障上传。

控制器下发协议见表5－3。

表5－3 控制器下发协议

控制器转发阀组进口压力信号协议见表5－4。

表5－4 控制阀转发阀进压力信号协议

比例阀组上传协议见表5－5。

表5－5 比例阀组上传协议

（2） 将控制CR0232的CAN3接口、 1～7片比例阀组的另一路CAN接口、 1～6臂的位移传感器CAN连接， 由于位移传感器为CANOPEN信号， 因此该网络基于CAN2.0B， 用于采集1～6臂的位移传感器信号， 由于传感器发送周期为10ms左右， 为避免干扰， 该总线只有位移传感器发出信号， 无其他任何信号。 发送阀组进口压力信号协议见表5－6。

表5－6 发送阀组进口压力信号协议

臂架电气控制系统的功能配置如下：

（1） 比例阀组。

电源：1～7片CAN总线阀， 每片功率约为100W， 电流需保证5A，总电流为35A， 需用蓄电池引线， 并增加接触器控制， 再分线至各阀组（1mm2线径对应1片阀）。

控制CAN总线： CAN＿H、 CAN＿L两线即可。

插接件：1～7片阀各带1个控制器， 每个控制器出来散线， 待实物现场确定插接件及接线。

支腿阀： 普通电动机， 电流1.57A， 单独开关控制。

（2） 1～6臂的位移传感器和回转总线编码器。

要求1～6臂的位移传感器和回转总线编码器 （诺玛提供） 独立接入1～7片诺玛阀控制器， 臂架上需布置6根线， 回转布置1根线。

1～6臂的位移传感器和回转总线编码器需要独立配置120Ω终端电阻。

线束出图、 制作， 线束分支长度测量。

（3） 阀组出口压力测量 （IFM压力传感器4～20m A，0～400bar， 2线）。

信号由CR0232读取 （利用空余的AI点： IN15＿ E）， 通过CAN2转发给诺玛阀组， 周期在20ms以内。

安装位置： 由电控柜至左侧阀组位置 （长度应该在5米以内），通过5芯IFM母插， 插接至传感器自带5芯公插。

传感器、 插头： IFM压力传感器、5芯IFM插头。

通过上述电气控制系统， 操作人员可以通过操作遥控器手柄， 控制臂架液压系统的比例阀， 进而控制臂架油缸动作， 驱动臂架完成预定的动作。

4． 泵车臂架控制系统仿真实验

基于多学科仿真软件AMESim， 对车臂架液压系统的仿真模型如下：

本书在AMESim平台上对某型混凝土泵车臂架多路阀进行建模和仿真。 该阀是工程机械常用的液压比例多路换向阀， 共有13个端口， 集成了负载端口溢流阀和流量控制阀等， 其液压原理如图5－17所示。

图5－17 臂架多路阀液压原理

1—梭阀；2—流量控制阀；3—端口溢流阀；4—主控制阀

该多路阀主要技术参数如下：

（1） A口额定压力：300bar；

（2） A口额定流量：63L／min；

（3） B口额定压力：330bar；

（4） B口额定流量：40L／min。

其中， A、 B口压力由端口溢流阀3调定， 流量由流量控制阀2和主控制阀4共同调定， 梭阀1用于向负载反馈负载压力。

1） 模型构建和主要技术参数设置

在图5－17所示多路阀中， 梭阀、 流量阀、 溢流阀均可采用AMESim液压元件库中提供的模型， 但主控制阀是一个三位十三通阀，液压元件库中没有对应的模型。

用液压元件设计库 （HCD） 可以构建此多路阀的模型， 但需要该阀的结构参数。 对于液压元件使用者， 难以获得液压元件的结构参数等固有特性， 往往只有液压元件的性能特性， 如压力、流量等。

本书采用AMESim液压元件库中的模型组合构建该三位十三通多路阀。 该阀共有13个油口， 各口编号如图5－18所示。 将上述13个油口分为5组： 1、 6、 7口； 2、 8口； 3、 4、 9、 10口； 5、 11口；12、13口。

图5－18 主控制阀液压原理

当多路阀动作时， 每个组的油口之间或通或断， 而与其他组的油口之间无关， 所以， 可以采用5个液压元件组合， 通过控制其动作的逻辑关系， 等效建立三位十三通多路阀的仿真模型。 臂架多路阀液压仿真模型如图5－19所示。

各元件模型的主要参数设置如下：

（1） 主阀。

①P、 A间流量：100L／min＠30bar；

②P、 B间流量：70L／min＠40bar；

③T、 A间流量：100L／min＠30bar；

④T、 A间流量：100L／min＠30bar。

（2） 开关阀开口面积：12mm2。

（3） 溢流阀设定压力：330bar。

（4） 流量阀。

图5－19 臂架多路阀液压仿真模型

①弹簧预紧力：20bar；

②额定流量：100L／min＠3bar；

③阀芯全打开压差：14bar。

（5） 梭阀通径：10mm2。

（6） 节流孔开口面积：10mm2。

2） 仿真试验分析

流量特性是上述多路阀的主要特性， 下面对其流量特性进行试验研究。

在上述组合仿真模型中， 多路阀流量的影响因素包括主阀的开口特性和流量阀的弹簧预紧力、 额定流量和阀芯全打开压差等参数。 下面分析主阀流量对上述影响因素的变化的敏感程度。

（1） 主阀开口特性对流量的影响如图5－20所示 （在压差40bar下的流量分别为Q1＝50L／min，Q2＝70L／min，Q3＝90L／min）。可见， 主阀芯开口对流量影响较大。

图5－20 主控制阀开口特性对流量的影响

（2） 流量阀弹簧预紧力对流量的影响如图5－21所示 （弹簧预紧力F1＝10bar，F2＝20bar，F3＝30bar）。可见，流量阀弹簧预紧力对流量影响较大。

图5－21 流量控制阀弹簧预紧力对流量的影响

（3） 流量阀阀芯全打开压力对流量的影响如图5－22所示 （压差分别为P1＝7bar，P2＝14bar，P3＝21bar）。可见，流量阀阀芯全打开压差对流量的影响不明显。

图5－22 流量控制阀芯全打开压力对流量的影响

（4） 流量阀开口特性对流量的影响如图5－23所示 （在压差3bar下的流量分别为Q1＝50L／min，Q2＝100L／min，Q3＝150L／min）。

图5－23 流量控制阀开口特性对流量的影响

综合以上分析可见， 多路阀流量的主要影响因素是主阀开口和流量阀弹簧预紧力。 预期流量在主阀开口上产生的压差作用在流量阀两端， 其压差克服流量阀弹簧预紧力使流量阀打开到合适的开度， 从而对流量进行控制。

通过以上论述和试验分析， 可以得出混凝土泵车臂架多路阀建模与仿真的两点结论：

（1） 对于较为复杂的工程机械多路换向阀， 可以采用AMESim液压元件库中现有模型组合构建多路阀的仿真模型， 从而避开基于元件物理结构的液压元件设计库。

（2） 对于本书所述的多路阀， 其流量由流量阀弹簧预紧力和主阀芯开口共同决定。 其控制方式是： 以流量阀弹簧预紧力为基础， 初步确定多路阀的流量范围， 主阀芯PA、 PB开口对A、 B口的流量进行微调， 得到不同的流量特性。

3） AMESIM与MATLAB联合仿真

通过在AMESIM内搭建典型的阀控缸液压模型， 并将油缸位移及速度发送至MATLAB， 由MATLAB完成控制算法实现， 并传回驱动量给AMESIM中液压模型进行驱动。

AMESIM中液压模型如图5－24所示。

图5－24 AMESIM中液压模型

MATLAB中控制模型如图5－25所示。

图5－25 MATLAB中控制模型

（1） 仿真结论。

当油缸的两个液压油腔面积不一样时 （如有杆腔和无杆腔的差别）， 使用的PD参数应该做相应的变化。

通过设置一个较大 （合适） 的P和D参数， 可以使速度跟踪特性良好， 而且鲁棒性好， 对负载变化不敏感。

多路阀存在的死区对于较大PD参数调节效果影响不大， 不是导致系统控制恶化的关键点。

当采用上述PD调节时， 传感测量的延时将导致系统速度跟踪震荡， 比例多路阀变为高速开关阀， 以高频率不断调节， 不满足控制要求。

PD较小时， 速度跟踪缓慢， 死区的存在会使得系统产生震荡。

（2） 方法改进。

通过不断的仿真研究， 改进的控制模型如图5－26所示。

（3） 控制思路。

对多路阀的开度与油缸速度关系之间找到一个粗略的线性映射关系；

多路阀控制输出量是两个部分的综合：

图5－26 MATLAB中控制模型

drive＝drive＿line＋drive＿pid；

其中， drive＿line是根据给定速度， 由线性映射关系求得的多路阀开度； drive＿pid是根据给定速度与反馈速度的偏差量， 由PID调节求得的多路阀开度。

这里的PID参数不易取得过大， 积分量相对比例和微分稍微偏大即可， 仿真中Kp＝10， Ki＝20， Kd＝10。 通过上述方法可以使系统在存在多路阀死区、 系统延时及负载变化的情况下趋于收敛。 在速度跟踪时， 跟踪性能满足控制需求。

4） 泵车臂架高精度控制系统试验分析

（1） 试验情况。

本试验采用46m泵车， 对其臂架液压和电气控制系统进行改装，采用高精度的比例多路阀和油缸位置传感器， 测试各节臂架油缸的控制精度和臂架的运动轨迹精度。

测试结果为：

油缸位置的控制精度达到0.3mm，油缸响应时间达到100～180ms。

油缸点到点位置控制的精度漂移为0.1～0.2mm。

油缸最大动作速度可达75mm。

（2） 不同工况下的试验曲线图。

①直线行走波形一， 如图5－27～图5－31所示。

图5－27 1臂油缸速度曲线

图5－28 2臂油缸速度曲线

图5－29 3臂油缸速度曲线

图5－30 4臂油缸速度曲线

图5－31 末端高度位移曲线

②直线行走波形二， 如图5－32～图5－36所示。

图5－32 1臂油缸速度曲线

图5－33 2臂油缸速度曲线

图5－34 3臂油缸速度曲线

图5－35 4臂油缸速度曲线

图5－36 末端高度位移曲线

③4臂节流口变化， 给定为固定阀口时的速度波形图， 如图5－37～图5－39所示。

图5－37 4臂低速速度曲线

图5－38 4臂中速速度曲线

图5－39 4臂高速速度曲线

（3） 试验结论。

通过泵车臂架实车试验测试， 泵车臂架高精度控制系统相对原有系统的精度有显著提高， 具有明显的性能优势和可靠性优势， 各项精度性能指标达到了预期的要求。