喷杆喷雾机悬架负载敏感液压系统仿真分析

陈金成， 张校康,， 温浩军， 张 惠， 王国梁,， 纪 超

(1.新疆农垦科学院 机械装备研究所， 新疆 石河子 832000; 2.石河子大学 机械电气工程学院， 新疆 石河子 832003)

引言

随着喷杆喷雾机的广泛应用，农业植保效率和植保效能得以大幅提高[1-7]。悬架液压系统是喷杆喷雾机的关键组成，其系统稳定性与自动化水平将直接影响喷杆姿态与作业质量。

为保证最佳喷施效果，喷雾机需实时控制喷杆离地高度和与地面倾角以提高施药均匀性[8-9]。 其中，被动悬架可衰减车体的高频运动干扰，但难以跟随地面低频波动[10]，目前趋向采用全液压驱动执行机构实时控制喷杆姿态。近年来，负载敏感多路阀集成化程度高，具有系统稳定、能耗低、结构紧凑、通用性好、一阀多控等特点，且能够实现单泵同时控制多路执行器，已被广泛应用于多执行器液压设备中[11-12]。鉴于此，为降低喷雾机作业能耗，提高自动化水平和喷杆姿态稳定性[13-14]，本研究将集成应用负载敏感技术、电液比例控制技术、液压同步回路技术等，设计喷杆喷雾机悬架液压系统，并通过AMESim-ADAMS联合仿真技术对其开展仿真研究，分析喷杆悬架液压系统各执行动作的压力动态响应特性、变化规律及执行液压缸的运动规律，为喷杆悬架液压系统的研发提供理论参考。

1 喷杆悬架工作原理

喷杆悬架装置总成如图1所示，主要包括喷杆、折叠机构和减震机构等。喷杆大臂通过小折叠机构与小臂铰接，通过小折叠液压缸驱动实现小臂与大臂180°折叠与伸展；喷杆大臂与中喷杆通过中转体和大折叠液压缸连接，实现喷杆大臂90°折叠与伸展，降低了喷杆悬架的空间占用率，便于喷杆悬架转运。喷雾机作业时，利用两端测距传感器测量喷杆与地面夹角并输出控制信号，通过PLC控制多路阀阀片电磁阀开关，驱动主动作动器动作，实时保持喷杆与地面平行。

1.喷杆小臂 2.折叠机构 3.小折叠液压缸 4.喷杆大臂 5.中转体 6.大折叠液压缸 7.中喷杆 8.主动作动器9.主动梯形机构 10.悬挂架 11.钟摆 12.液压被动减震器图1 喷杆悬挂架装置总成Fig.1 Spray rod suspension assembly

2 喷杆喷雾机负载敏感液压系统

负载敏感回路是一种系统压力自适应于负载压力的液压回路，即通过梭阀将各处负载压力引至负载敏感阀，根据实际工况，泵输出负载所需的系统压力。负载敏感回路采用并联方式连接各执行回路，使各个支路相互独立，实现多负载协同动作，从而提高系统执行效率、降低能耗比[15-16]；各执行回路通过内置比例阀调节各执行液压缸伸缩量，进而控制喷杆悬架各构架状态。负载敏感回路分为阀前压力补偿和阀后压力补偿，当流量不饱和时若采用阀后补偿，将出现某执行液压缸停止动作牵连其他液压缸失速的现象。因此为确保系统安全性，本研究采用阀前补偿方式设计喷杆喷雾机负载敏感液压系统，其原理图如图2所示。

1.油箱 2.定量泵 3.负载敏感阀 4.溢流阀 5.双平衡阀6.同步阀 7.蓄能器 8.左小折叠液压缸 9.右小折叠液压缸10.左大折叠液压缸 11.右大折叠液压缸 12.主动液压缸13.负载敏感多路阀 14.压力继电器图2 喷杆悬挂架液压系统原理图Fig.2 Principle diagram of hydraulic system of boom suspension

液压缸动作时，液压油经过负载敏感多路阀13的对应控制阀片与平衡阀，并流入液压缸，同时最大负载压力经负载敏感口作用于负载敏感阀弹簧腔，而系统压力作用于负载敏感阀作用腔，负载敏感阀阀芯在上述两作用力下保持平衡，从而使系统压力与最大负载力之差始终为一固定正值。多路阀通过内置电磁比例阀控制阀口开口大小，同时利用阀前压力补偿稳定比例阀前后压差，从而实现液压缸速度平稳控制。考虑到执行机构动作时受到路况影响产生的非期望瞬时负负载问题，本液压系统采用负负载反馈技术，解决负负载带来的液压缸失速、抖动等问题，达到稳定执行器动作的目的。喷雾机喷杆为对称机构，其液压缸采用一阀两缸控制策略，由于田间作业环境下易产生随机不确定负载，造成左右缸负载力不同步，并导致执行液压缸速度失控，从而在折叠过程中出现一缸先行一缸随行的现象，最终引起喷杆姿态不稳定甚至喷雾机侧倾等问题。基于此，本系统采用了同步回路设计方式以确保喷杆折叠过程的同步和动作平稳。

A、B.油口 C.控制油口 1.调压螺杆 2.调压螺母3.阀体1 4.调压弹簧 5.阀体2 6.弹簧座 7.导向套8.密封圈 9.主阀阀芯 10.单向阀阀芯 11.复位弹簧 12.底盖图3 平衡阀结构原理图Fig.3 Schematic diagram of balance valve structure

3 AMESim建模与验证

3.1 仿真模型

1) 双平衡阀

双平衡阀由2个相同平衡阀1，2并联而成，而平衡阀分为主阀和单向阀2个部分，如图3所示。两油口A分别与油缸连接，两油口B分别与油源和油箱连接。当阀1油口B接油源，阀2油口B接油箱,压力油通过单向阀阀芯作用面压缩复位弹簧，打开单向阀阀芯，使高压油液通过阀1流入液压缸一侧，同时高压油通过阀2控制油口 C，与另一侧的油液压力作用在阀2主阀阀芯端面上推动主阀芯，打开阀2和主阀阀芯，使油缸另一侧回油。停止供液后，两阀形成互锁。采用HCD库中的元器件搭建平衡阀仿真模型，以此提高液压系统建模的准确性，其仿真模型如图4所示。

2) 同步阀

在液压系统中液压油总是从高压区流向低压区，由于喷杆在折叠动作过程中负载力不断变化，导致系统压力波动，影响左右喷杆折叠动作的同步性能，加剧了喷杆的抖动。因此为了提高喷杆折叠过程的同步性能，将液压源输出流量进行比例分流。

同步阀可通过进口节流，保证液压源流量流向两执行器的流量基本相同，其原理如图5所示，同步阀即分流集流阀，由4个节流口组成，2个固定节流口a1，a2和2个可变节流口b1，b2。负载力pL1，pL2作用在阀芯上，其受力面积大小保持一致，所以当负载力pL1，pL2不相同时阀芯移动，调节可变节流口b1，b2，从而使p1，p2相等；由于节流压差pin-p1与pin-p2相等，同时两固定节流口面积相等，因此油液通过两固定节流口流量相等，实现左右折叠液压缸同步动作。依据以上原理分析，建立其仿真模型，如图6所示。

1.阀体 2.阀芯图5 同步阀结构原理图Fig.5 Schematic diagram of synchronous valve structure

图6 同步阀仿真模型Fig.6 Simulation model of synchronous valve

3) 液压系统

基于以上设计和分析，搭建喷杆悬架液压系统模型。主要仿真参数：电机转速1500 r/min，液压泵排量20 mL/r，液压主安全阀临界压力6.3 MPa，阀前补偿器压力0.3 MPa，负载敏感阀弹簧调定压力0.8 MPa。

根据悬架机械结构参数，利用ADAMS软件构建喷杆悬架动力学模型，并为模型添加喷杆悬挂架约束副和负载，同时设置液压缸位移与速度传感器，通过FMU接口将液压缸动作状态传递给喷杆悬架液压系统模型，最终构建AMESim-ADAMS联合仿真模型，如图7所示。

3.2 仿真结果分析

1) 大折叠液压缸

大折叠机构展开工况下，分析液压缸伸展过程中位移和液压缸压力动态特性。设置系统安全压力为6.3 MPa，双平衡阀调定压力为12 MPa，其展开过程位移和压力动态曲线如图8所示。

图8 大折叠液压缸动态特性Fig.8 Dynamic characteristics of large folding hydraulic cylinder

分析图8可知：

(1)电磁比例阀开启后，蓄能器和液压管路充液，系统压力与液压缸执行压力缓慢上升并呈现较小冲击性，大折叠液压缸在0.2 s后开始动作，且系统压力与负载压力差值始终为正值0.8 MPa；

(2) 随着喷杆大臂不断展开，系统压力出现抖动，其主要原因为喷杆惯性较大，折叠过程中喷杆转动速度与液压缸执行速度呈非线性关系，导致负载力波动较大；但通过双平衡阀负载反馈口实时调节液压缸回油压力，有效克服了喷杆动作时负负载的影响，因此压力抖动幅度较小；

(3) 因进油口压力作用面积大于出油口，在运行过程中液压缸出口压力大于进口压力；

(4) 同步阀在大折叠机构展开时等同于分流阀，喷杆左右大臂在折叠过程位移几乎同步，误差小于4 mm。

2) 小折叠液压缸

在小折叠机构折叠工况下，分析液压缸收缩过程中位移动态特性和液压缸压力动态特性。双平衡阀设置开启压力为12 MPa，其折叠过程中位移和压力动态特性曲线如图9所示。

图9 小折叠液压缸动态特性Fig.9 Dynamic characteristics of small folding hydraulic cylinder

分析图9可知：

(1) 电磁阀开启后，系统压力存在瞬时冲击，初始时刻波动较大；

(2) 随着小折叠机构逐步展开， 两执行液压缸压力逐渐趋于平稳，0.5 s后系统负载压力达3.2 MPa，系统压力4 MPa，系统压力与负载压力差值始终为正值0.8 MPa；

(3) 液压缸收缩过程中，同步阀等同于集流阀，喷杆左右小臂在折叠过程中位移几乎同步，误差小于3 mm。

3) 主动仿形液压缸

喷杆喷雾机在田间作业受到低频路面激励时，设定地面倾角与喷杆偏转角度的差值为输入量，通过PID闭环控制驱动主动仿形液压缸动作，实时维持喷杆与地面平行。为验证地面激励下主动仿形液压缸的响应规律是否满足作业要求，设定喷杆悬架激励信号为振幅5°、频率0.15 Hz的余弦信号，其仿真结果如图10所示。

图10 主动平衡缸动态特性Fig.10 Dynamic characteristics of active balancing cylinder

分析图10可知：

(1) 喷杆倾斜角度与跟随激励信号最大误差为1.5°，喷杆角度滞后激励信号约0.2 s；

(2) 喷杆悬架受到初始激励时(0 ～ 0.1 s)，由于惯性力较大导致液压系统受到较大冲击，系统压力曲线呈现较大阶跃；

(3) 0.1 s后，系统压力逐渐趋于平稳，并随着角度不断调整存在微小波动，有杆腔和无杆腔压力亦随角度调整呈现较小波动，系统响应平稳。

4 结论

基于负载敏感理论与负负载理论设计了喷杆悬架液压系统，系统压力始终与负载压力相适应，液压系统作业过程中系统能耗较低；采用负负载控制技术，液压缸在动作突变过程中除有局部压力波动外，油缸无失速现象，故研究设计的液压系统具有响应时间短，瞬时冲击小和动作稳定等特性。

基于AMESim 液压仿真软件建立了液压系统整体模型，分析了大小折叠机构作业过程中液压缸动作的稳定性和同步性，折叠过程中系统压力虽出现抖动，但折叠速度基本稳定，且大小折叠油缸动作同步误差均小于5 mm。

对喷杆主动悬架跟随特性进行了仿真研究，在振幅为5°、频率为0.15 Hz余弦激励下，喷杆摆角幅值滞后于余弦激励信号0.2 s左右，跟随误差小于1.5°，仿真结果表明，所设计的负载敏感回路响应速度快，且动作平稳。