液壓舉升機構的高精度同步控制系統設計與仿真*

劉 忠 梁承杰 資富年

（湖南師范大學機電技術裝備研究所，湖南長沙410081）

所謂同步系統是實現多個執行器以相同位移、相同力或相等速度運動的液壓回路［1］。大型設備因負載力很大或布局的關系，需設多個液壓執行器同時驅動一個執行機構，例如液壓壓樁機中的機身升降液壓缸系統；混凝土泵車的機械臂架液壓驅動系統；鑿巖鉆車的多臂舉升液壓系統；攤鋪機的熨平板升降缸和料斗液壓缸系統等。在這些機器和設備中，由于執行元件存在的非線性摩擦阻力、液壓系統的泄漏、液壓元件的制造精度不同或長時間運轉使其工作特性發生變化以及負載的不均勻等［1］原因，使兩臺或多臺液壓缸或馬達產生較大的同步誤差，從而嚴重影響機器的正常工作，甚至損壞液壓元件。因此，液壓同步控制有著廣泛的意義。

1 液壓舉升機構同步控制原理

盡管目前液壓同步系統的具體實現方式多種多樣，但實際上，實現液壓同步驅動主要是開環控制和閉環控制兩種基本形式。常用的開環同步回路［1］有：（1）利用同步閥實現單向同步運動回路，同步精度主要依賴于同步閥的分流精度。（2）通過串聯兩液壓缸實現同步運動回路，同步精度主要依賴于兩缸的工作面積的接近度。（3）利用雙聯液壓泵實現同步運動，回路的同步精度主要受泵的排量、容積效率和負載的影響，且要求兩缸的工作面積相等。由于開環同步控制回路不能有效消除或抑制外界干擾等不利因素的影響，且其結構簡單、成本低，因此常用于對同步精度要求不高的場合。

隨著工程應用技術的發展，對同步系統的精度要求越來越高，工程機械中液壓同步系統大多均采用閉環同步控制方式實現同步運動，從而達到高精度的要求。液壓同步閉環控制回路是對輸出量進行檢測、反饋，從而構成反饋閉環控制，實現自動控制和機電液一體化。目前，常用的閉環同步控制回路有：（1）電液伺服閥組成的液壓閉環同步控制回路，如圖1，回路具有高的響應速度和同步精度，但這種閥結構復雜、造價高且抗污染能力差，所以使它的廣泛應用受到很大的限制。（2）電液比例閥組成的液壓閉環同步控制回路，如圖2，回路具有較高的同步精度、造價較低、抗污染能力強、性能良好。但電液比例控制系統易出現不穩定狀態和死區范圍較大，且與開關控制相比，其技術實現較復雜，尤其是比例閥的驅動放大電路非常復雜。（3）數字控制閥組成的液壓閉環同步控制回路，該類閥是近年逐漸發展起來的新型機電液一體化控制元件，它的最大特點就是可直接與計算機接口，不需A/D轉換，該類閥也具有高的抗污染能力并且內泄漏小。因此，它組成的液壓同步控制系統控制方便、可靠性高、重復精度高、結構簡單，且易于實現計算機直接控制。而在液壓同步閉環控制中，提高控制精度和響應速度，克服滯后性仍是高精度液壓工程機械中需要解決的問題。基于以上分析，設計了以高速開關閥為先導閥控制錐閥來實現大流量、高精度、高響應同步閉環控制系統。其系統原理圖如圖3所示。

系統采用的脈寬調制式（PWM）高速開關閥價格低、抗污染能力強、工作可靠、重復精度高、成批產品的性能一致性好。但由于高速開關閥本身結構限制而允許通過的最大流量較小，因此不能應用于大流量控制系統［2］中。而把高速開關閥作為一個先導閥控制一個邏輯錐閥，則可進行大流量的比例控制。

1.1 高速開關閥的結構和工作原理

系統采用的是貴州紅林機械廠研制生產的高速螺線管式電磁閥——HSV系列二位二通高速開關閥。其結構如圖4所示，其工作原理如下：當控制系統發出PWM信號是線圈通電時，銜鐵1產生的電磁推力通過頂桿5使球閥6向右運動，供油球閥6最終緊靠在供油球閥的密封座面上，使供油口與控制口斷開，控制口沒有液壓油輸出。當線圈斷電時，供油球閥6在供油口和控制口壓差的作用下向左運動，使供油球閥6打開，控制口有液壓油輸出。

1.2 高速開關閥為先導閥控制錐閥的工作原理

圖5中1是內帶阻尼孔的邏輯錐閥，2是脈寬調制式高速開關閥。當高速開關閥在圖中狀態時，錐閥控制腔P1和進油腔壓力PS相等，通過錐閥阻尼孔和高速開關閥的油液為零，控制腔油液封閉不流動，此時錐閥關閉；當高速開關閥斷電時，高速 開關閥處于打開狀態，控制油腔通過高速開關閥流回油箱，由于控制油腔壓力P1通過阻尼孔而下降，錐閥芯開啟。由于高速開關閥是采用PWM控制，通過調節調制率D（即占空比）的大小，可以改變通過高速開關閥的流量，進而得到不同的控制腔壓力，從而實現對通過錐閥流量的調節［3］。

1.3 新型同步控制系統原理

如圖3所示，圖中9為主動缸，10為從動缸。主動缸的運動位移由安裝在活塞桿上的位移傳感器11測出。相應地，從動缸的運動位移由位移傳感器12測出。系統基本的工作原理是：以高速開關閥為先導閥，控制邏輯錐閥實現大流量的比例控制。具體的工作過程表述如下；當換向閥3和4通電工作在左側狀態時，單片機AT89S52產生用于控制高速開關閥的PWM信號。當高速開關閥開啟時，錐閥控制腔油壓下降使錐閥開啟，油缸有桿腔泄油，兩缸同時向右運動，即活塞桿伸出。反之，錐閥關閉，油缸有桿腔不泄油。當兩缸在運動中不同步時，由兩位移傳感器分別測量兩缸的位移值并通過ADC0809轉換成數字信號輸入到單片機AT89S52中，通過比較和計算后輸出相應的調制率值的PWM控制信號，從而改變通過錐閥的流量，進而得到缸的不同運動速度，以達到兩缸同步。此處，輸出PWM控制信號有兩種工作方式：一是隨動控制輸出方式以主動缸的運動位移為基準，從動缸跟隨主動缸運動并以兩缸的位移差作為高速開關閥的輸入信號。即單片機AT89S52的輸出信號用于調節高速開關閥8的調制率從而改變從動缸中的流量的大小以達到加快或減慢從動缸運動速度的目的，并同時保持高速開關閥7的調制率不變以使主動缸的運動速度不變。如當從動缸的位移小于主動缸的位移時，通過單片機調大高速開關閥8的調制率以增大通過錐閥6的流量，從而使從動缸加快運行以達到與主動缸同步。反之，減小高速開關閥8的調制率以減慢從動缸的運行速度。二是差動控制輸出方式，即單片機輸出信號同時調節高速開關閥7和8的調制率從而同時改變兩缸的運動速度。如當從動缸的位移小于主動缸的位移時，通過單片機調大高速開關閥8的調制率并減小高速開關閥7的調制率。則主動缸減慢其運行速度而從動缸加快其運行速度以共同實現同步。其同步響應速度比第一種要快。活塞桿縮回時原理一樣。系統中SSR的作用是放大單片機輸出的微弱電壓信號以驅動高速開關閥。

2 系統的數字仿真

應用 MATLAB/simulink對系統進行動態仿真。使用simulink仿真首先需要搭建仿真模型，而搭建仿真模型得基于系統的數學模型。根據系統工作原理可得到主動缸數學模型結構原理如圖6所示。為簡化模型不考慮系統泄漏、壓力損失及換向閥對系統的影響。根據該模型可建立主動缸中調制率D與液壓缸位移y或速度v之間的仿真模型，如圖7所示；以及以調制率D為輸入量，Q2為輸出量的高速開關閥控錐閥的封裝仿真模型，如圖8所示。建立仿真模型后就可對系統進行仿真。設置仿真參數，系統的主要參數見表1，仿真時間0.5 s，選擇可變步長 ode15s（stiff/NDF）求解器，下面進行高速開關閥的調制率（即占空比）分別為20%、50%、70%、90%的系統速度和位移的仿真響應對比分析，系統仿真的速度和位移響應曲線結果如圖9所示。

表1 系統的主要物理參數

從圖9可以看出調制率D越大，在相同的響應時間內，液壓缸活塞桿的速度越快，位移越大。因此，通過調節調制率D的大小可以實現對液壓缸活塞桿的速度和位移的調節。在不同調制率下的響應時間基本相同，為0.25 s。也就是說調制率對系統的響應時間影響不大。但調制率對系統的超調量有一定的影響，從圖9a中可以看出調制率越大，超調量就越大。當調制率D為0.2時的最大超調量為5%；當調制率D為0.9時的最大超調量為7.5%。由此可知系統響應快和超調量小。

假定系統中主回路和跟隨回路對應的閥和缸的主要參數相等，由于同步系統的誤差受負載不平衡的影響比較大，在此通過設置其兩缸所受負載不平衡來觀察系統中兩缸在負載不平衡的情況下的同步誤差情況，設主動缸承受負載8 000 kg，從動缸承受負載12 000 kg時，在調制率D為0.5時，可得到系統的速度響應曲線及位移誤差曲線如圖10所示。

圖10a中v1是主動缸的速度曲線，v2是從動缸的速度曲線。根據圖中曲線可知，系統具有很高的同步精度，其同步誤差在0.02 mm以內，且響應時間在0.25 s左右。如再加以位移傳感器檢測兩缸位移反饋到計算機，并通過PWM方式將相應的調制率D送到兩個高速開關閥，進而控制活塞缸的速度和位移，從而實現對同步系統的閉環控制。因此，通過施加合適的控制算法，系統在大型機械臂等需要較高同步控制精度的場合具有很好的應用前景。

3 結語

該液壓舉升機構同步控制系統由于采用了以高速開關閥為先導閥控制錐閥的技術策略，具有以下幾個特點：

（1）對高速開關閥控錐閥實現同步控制的液壓系統建立其數學模型，并通過數字仿真可知系統同步控制方案是可行的。

（2）由于高速開關閥閥芯行程很小，因而能以很高的響應速度跟蹤控制信號，便于單片機進行實時控制。

（3）系統結構簡單、成本低、抗污染能力強、工作穩定可靠、能耗低。

（4）以高速開關閥為先導閥控制錐閥可進行大流量的比例控制，以實現系統的大范圍調速，并能滿足大型機械臂對功率的要求。

（5）高速開關閥和錐閥在控制上都存在著比較嚴重的非線性和延遲，在跟蹤快速變化的連續信號時誤差較大，因此必須施加合適的控制算法，才能有效提高控制精度和調節范圍。

［1］羅艷蕾.液壓同步回路及同步控制系統實現的方法［J］.液壓與氣動，2004（4）：65-67.

［2］何謙，劉忠.高速開關閥的液壓同步系統設計［J］.制造技術與機床，2009（1）：142-143.

［3］湯展躍，劉少軍.以高速開關閥為先導閥的錐閥性能研究［J］.機床與液壓，2007，35（6）：107-109.

［4］劉忠，廖亦凡.高速開關閥先導控制的液壓缸位置控制系統建模與仿真［J］.中國機械工程，2006（4）：745-748.

［5］倪敬等.雙缸同步提升電液系統建模和控制［J］.機械工程學報，2007，43（2）：81-86.

［6］李志紅.出口節流調速系統負載變化對液壓缸壓力的影響［D］.湖南農業大學，2003.