基于Amesim 的調速閥控同步升降系統仿真研究

魏海濤，魏海鋒，張曉麗，馬志剛，王生金，楊志懷

（1.蘭州蘭石集團有限公司能源裝備研究院，甘肅 蘭州 730314；2.蘭州蘭石能源裝備工程研究院有限公司，甘肅 蘭州 730314；3.蘭州蘭石石油裝備工程股份有限公司，甘肅 蘭州 730314）

0 引言

節流調速是液壓系統的一種主要調速方式，通過調節流量閥來改變進入或流出執行元件的流量，實現對執行元件速度的控制調節[1]。這種調速回路因其結構簡單、成本低、低速穩定性好等優點，在工程實際中廣泛應用[2]。根據使用的流量調節元件的不同，節流調速可分為節流閥節流調速、調速閥節流調速。由于普通節流閥在實際應用中存在速度不穩定、剛性差的問題，因此在機床、工程機械等液壓系統中，調速閥節流調速逐漸代替節流閥節流調速。

按調速閥在回路中位置的不同，調速閥節流調速又可分為進口節流調速、出口節流調速和旁油路調速。某高腳車升降系統要求車體能夠實現平穩升降，保證升降的同步性，否則會造成對車體或液壓油缸的破壞，甚至由于車體的不平橫而對高腳車整體結構造成嚴重的破壞。調速系統速度響應的快速性、平穩性對高腳車升降系統的振動沖擊及同步性有著至關重要的影響[3]。但由于高腳車車體重心位置位于車體左后方，四個升降油缸所受負載不相等，為保證車體升降同步性，本文利用Amesim 液壓系統仿真技術，建立高腳車升降系統調速閥進口節流調速回路、出口節流調速回路以及上升調速閥進口節流調速、下降調速閥出口節流調速回路仿真模型，對比分析三種回路在四個油缸負載不同的情況下，壓力、速度的穩定性以及高腳車車體升降的同步性。結果表明采用調速閥+整流板的升降系統，即上升采用調速閥進口節流調速、下降采用調速閥出口節流調速回路，壓力、速度較穩定，且升降同步性能好，最終達到縮短設計周期、優化系統和提高系統穩定性的目的[4-5]。

1 工作原理

1.1 高腳車升降系統原理

某高腳車車體重心位于左后方，四個升降液壓缸在升降時所受的負載各不相等，系統要求能夠實現平穩升降，保證高腳車升降的同步性。升降系統原理圖如圖1 所示，液壓缸1～4 的結構和參數完全相同，四個液壓缸分別位于四個車輪處，所受負載各不相同，通過控制多路閥5 實現高腳車車體上升和下降動作，當多路閥位于中位時，高腳車車體停止上升或下降，液控單向閥可實現液壓缸鎖緊，可嚴密封閉液壓缸兩腔的油液，這時活塞就不能因外力作用而產生移動。為保證高腳車升降的同步性，采用調速閥3 進行車體升降同步控制。

圖1 升降系統原理圖

1.2 調速閥原理

調速閥是一種由節流閥與定差減壓閥串聯組成的流量控制閥，調速閥原理圖如圖2 所示。

圖2 調速閥原理圖

流經定差減壓閥閥口的流量q1為

式中：Cd1——定差減壓閥閥口流量系數；

A1（x）——定差減壓閥閥口面積；

p1——定差減壓閥進油口壓力；

p2——定差減壓閥出油口、節流閥進油口壓力。

定差減壓閥閥芯受力平衡方程為

式中：A——定差減壓閥的閥芯受力面積；

p3——節流閥出油口壓力；

k——定差減壓閥的彈簧剛度；

δ——定差減壓閥的預開口長度；

x0——定差減壓閥的彈簧預壓縮量；

W——定差減壓閥閥口的面積梯度；

x——定差減壓閥的閥口開度；

α——定差減壓閥的閥口射流角。

流經節流閥閥口的流量為

式中：Cd2——節流閥閥口流量系數；

A2（y）——節流閥閥口面積。

根據流量連續性原理，并不計泄漏，則調速閥的流量為

節流閥進出油口壓力差為

由于定差減壓閥在調速閥中起比較和補償兩方面的作用，因此，當負載干擾引起節流閥的流量波動被節流閥檢測為壓差信號后，一方面通過定差減壓閥的閥芯與設定的壓差比較，另一方面通過定差減壓閥閥芯的位移進行壓力補償，以保證節流閥進出口壓力差p2-p3不變，保證通過節流孔的流量不隨負載的變化而變化。

2 仿真分析

高腳車車體總重為4t，但重心位置在車體左后方，故四個油缸受力不等，在仿真時，假定右前輪油缸負載為500kg，左前輪油缸負載為700kg，右后輪油缸負載為1200kg，左后輪油缸負載為1600kg。選用恒立液壓的2FRM6B 調速閥，2FRM 型流量控制閥是一種二通流量控制閥，用于保持流量恒定，不受壓力和溫度的影響。采用閥后補償，維持節流閥兩端的壓差恒定，保證通過節流孔的流量不隨負載的變化而變化。

2.1 調速閥進口節流調速回路

采用調速閥進口節流調速對升降液壓缸進行同步控制。在Amesim 中搭建仿真模型[6-10]如圖3 所示。

圖3 調速閥進口節流調速回路仿真模型

仿真模型參數設置如表1 所示。

表1 仿真元件參數設置表

通過對圖3 中多路閥4 進行控制，實現高腳車車體在0～2s 保持，2～12s 平升，12～17s 保持，17～27s平降。仿真計算可以得到四個油缸位移、速度和壓力曲線，如圖4 所示。

圖4 調速閥進口節流調速回路仿真結果

由圖4 可得：

（1）四個液壓油缸上升位移曲線基本重合，可以實現高腳車車體上升同步，但下降位移曲線不重合，車體下降不同步，前后相差時間為1s。這是由于車體自重的影響，下降速度取決于液壓油缸無桿腔油液流量，所以進油調速無法實現高腳車車體升降同步。

（2）高腳車車體下降時液壓油缸速度和無桿腔壓力出現嚴重振蕩，無法實現平穩下降。這是因為下降時采用進油調速，液壓缸無桿腔油液通過單向閥直接回油箱，由于自重的影響，導致桿腔供油不足，出現吸空的現象，使得液控單向閥的控制油壓力不足，液控單向閥關閉，油缸停止運動，待桿腔補油建壓后，液控單向閥再次打開，造成下降過程液控單向閥頻繁啟閉，導致壓力和速度出現嚴重振蕩。

2.2 調速閥出口節流調速回路

采用調速閥出口節流調速對升降液壓缸進行同步控制。仿真模型在進口節流調速回路的基礎上，將進口節流調速改為出口節流調速，其他參數設置相同[11-12]。

仿真結果如圖5 所示。通過對比液壓缸位移、無桿腔壓力、有桿腔壓力、速度曲線，可以得到：

圖5 調速閥出口節流調速回路仿真結果

（1）四個液壓油缸上升和下降位移曲線都基本重合，故高腳車車體上升和下降均能實現同步。

（2）當調速閥節流孔開度為39%時，四個液壓油缸上升速度均為52mm/s，下降速度均為31mm/s，上升和下降速度不同，下降速度較小。當四個液壓油缸桿腔一側的調速閥節流孔開度為39%和無桿腔一側的調速閥節流孔開度為64%時，四個液壓油缸上升速度一致，下降速度也一致，均為52mm/s。

（3）高腳車車體上升和下降瞬時壓力和速度會出現波動，0.7s 后趨于穩定。這是因為多路閥換向的瞬間，流量突變，導致速度波動，瞬時沖擊，導致壓力波動。

（4）采用調速閥出口節流，在車體上升時，液壓缸無桿腔的壓力p1為系統壓力減去多路閥、單向閥、液控單向閥、管路等的壓力損失，約為158bar，故有桿腔壓力p2=(p1A1-mg)/A2，A1為無桿腔面積，A2為桿腔面積，通過計算可以得到右前輪、左前輪、右后輪、左后輪液壓缸桿腔壓力分別為221bar、204bar、162bar、123bar。因此采用出口節流油缸會放大桿腔的壓力，造成系統局部壓力過高。

2.3 調速閥+整流板節流調速回路

在調速閥進口節流調速回路的基礎上，取消液壓缸有桿腔一側的調速閥，保留無桿腔一側的調速閥，并增加整流板，仿真模型如圖6 所示[13-14]，車體上升采用調速閥進口節流調速、下降采用調速閥出口節流調速回路。

圖6 調速閥+整流板節流調速回路仿真模型

仿真結果如圖7 所示,通過對比液壓缸位移、無桿腔壓力、有桿腔壓力、速度曲線，可以得到：

圖7 調速閥+整流板節流調速回路仿真結果

（1）四個液壓油缸上升和下降位移曲線都基本重合，故高腳車車體上升和下降均能實現同步。這是因為通過增加整流板，上升采用進油調速，下降采用回油調速，可以提高同步性。

（2）當四個調速閥節流孔開度均為70%時，四個液壓缸上升速度和下降速度相同均為58mm/s。

（3）車體上升下降瞬時壓力和速度會出現波動，0.7s 后趨于穩定。這是因為多路閥換向的瞬間，流量突變，導致速度波動，瞬時沖擊，導致壓力波動。

3 結論

通過仿真對比分析高腳車升降系統調速閥進口節流調速回路、出口節流調速回路以及上升調速閥進口節流調速、下降調速閥出口節流調速回路液壓缸位移、無桿腔壓力、有桿腔壓力、速度曲線，采用調速閥+整流板節流調速回路，即上升采用調速閥進口節流調速、下降采用調速閥出口節流調速回路，壓力、速度較穩定，且升降同步性能好，最終達到縮短設計周期、優化系統和提高系統穩定性的目的。該調速方法只需用四個調速閥，在成本上也存在明顯的優勢，為同步系統的設計提供了依據。