高速绞车液压控制系统的建模与仿真

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绞车属于大型设备，在工程领域广泛应用 J。液压绞车-般负载 10～3500 kN，速度 0.1～0.5 m/s，个别达到5 m/s2-31。本研究的液压绞车最大负载为 30kN，最大速度为 10 m/s，通过液压马达驱动卷筒上缠绕的钢丝绳来水平牵引重物。如此高速的液压绞车目前还没有检索到相关的公开报道∈车速度越高，负载惯性越大，系统调控就越复杂，特别是绞车在启动、停机过程的平稳性控制至关重要。因此，对高速绞车液压控制系统进行建模与仿真，预知及优化其控制性能有着特别重要的理论和实际意义。

1 系统工作原理如图 1所示，该高速绞车采用阀控马达驱动，马达的正、反转分别由前行主控阀2和后退主控阀3控制。

主控阀2和 3是大通径二位四通液控换向阀，其阀芯左端的控制压力油作用面积比右端的小，且控制压力油始终作用于阀芯左端，阀口的启、闭由电磁换向阀12和调速阀6、7、10、11控制。系统工作原理如下。

(1)小车前行 1DT通电，控制压力油通过换向阀 12的左位，经调速阀 10调节流量后，通过行程阀8，调速阀6到达主控阀 2阀芯右端。此时，主控阀2阀芯两端同时受控制压力油作用，但阀芯左端的控制压力油作用面积比右端的小，阀芯左移，阀口开启，主控阀2右位工作。系统压力油经入口 M1进人马达，马达正转驱动卷筒通过钢丝绳牵引负载小车前行，马达出口M2回油经背压阀4回油箱。当负载小车前行压下行程阀8后 ，阀8右位工作，主控阀2阀芯右端的控制压力油经调速阀 6调节后通过行程阀 8回油箱。

此时阀芯右端的控制压力逐渐减小，在阀芯左端控制压力和回程弹簧力的作用下，主控阀2的阀芯右移，阀口逐渐关闭，即主控阀 2回到左位，马达停止正转，负载小车前行运动停止。

(2)小车后退 2DT通电，控制压力油通过换向阀 12右位，经调速阀 11调节流量后，通过行程阀 9、调速阀7到达主控阀 3阀芯右端。此时，主控阀 3阀芯两端同时受控制压力油作用，但阀芯左端的控制压力油作用面积比右端的小，阀芯左移，阀口开启，主控阀3右位工作。系统压力油经入口 M2进人马达，马达反转驱动卷筒通过钢丝绳牵引负载小车后退，马达出口M1回油经背压阀5回油箱。当负载小车后退压下行程阀9后，阀9右位工作，主控阀3阀芯右端的控制压力油经调速阀7调节后通过行程阀9回油箱。此时阀芯右端的控制压力逐渐减小，在阀芯左端控制压收稿 日期：2013-01-14作者简介：雷艇(1987-)，男，湖南澧县人，硕士研究生，主要研究方向为流体传动与控制。

2013年第7期 液压与气动 41"IM 1～ 平衡阀绸 翻 I 转 ·.- - l 1， ，I//////// ] t反转山M 2- 。

-蔫 r-8 jC- 啦二 1L-I L 1人15 2DTII1.马达 2.前行主控阀 3.后退主控阀 4，5.背压阀 6，7，10，11.调速阀 8，9.行程阀 12.电磁换向阀 13.安全阀14.减压阀 l5.过滤器 16.卷筒 17.滑轮组 l8.负载小车 19.溢流阀 20～23.单向阀图l 高速绞车液压控制系统原理图力和回程弹簧力的作用下，主控阀3的阀芯右移，阀口逐渐关闭，即主控阀3回到左位，马达停止反转，负载小车后退运动停止。

2 系统数学模型2.1 主控 阀主控阀2和3分别控制马达正、反转，其结构参数及工作原理完全相同。主控阀2阀口开启过程的数学模型为：，孔o00 P2yA2y-P2：A2 -Fm -Ft-Fyg2y dtlg10cl r厢 -篇 ～肋r-I 2，rRz式中，m。-- 阀芯质量，kg- - 阀芯运动的加速度，m/sq： -- 流人阀芯右侧控制腔的流量，m /sP -- 作用于阀芯右侧的压力，PaP：-- 作用于阀芯左侧的压力，PaA： -- 阀芯右侧的受力面积，inA -- 阀芯左侧的受力面积，mF -- 阀芯受到的摩擦力，NF -- 阀芯受到的弹簧力，NF -- 阀芯受到的液动力，NC。 。-- 调速阀 10阀口流量系数A 。-- 调速阀 10阀口过流面积，ITtq 。-- 流经调速阀10的流量，ITI /s卸。-- 调速阀 10的压降，PaP -- 控制油路的压力，PaP-- 介质密度，kg/m。

i - - 主控阀阀口进油通道的过流面积，inD -- 主控阀阀芯直径，in- - 主控阀阀口的倒圆角半径 ，m- - 主控阀阀口开度，m主控阀2阀口关闭过程由调速阀6控制，此时：q6Cq6A √ q2 (2)p2 ：△p6式中，g -- 流经调速阀6的流量，In /sC -- 调速阀6阀口流量系数A -- 调速阀6阀口过流面积，in卸 -- 调速阀6的压降，Pa主控阀3阀口开启、关闭过程分别由调速阀 l1和调速阀7控制，其数学模型与式(1)、(2)形式-样。

2.2 主控阀到马达入 口主控阀2到马达入 口M1的数学模型为：42 液压与气动 2013年第7期q2j q21 qmj善孥q20 g2jCq2 A2j△p 2jP-p mj-△p。-apA寺△p 4q2i式中，g：i-- 流经主控阀进油通道的流量，m /sg j-- 马达进口流量，m /s- - 主控阀到马达入口的容积，m- - 管路等效弹性模量，Pag 、q 。-- 分别为流经单向阀20和21的流量，m /sP -- 马达人口压力，Pac -- 主控阀阀口流量系数△p i-- 主控阀阀口进油通道的压降，PaP-- 系统压力，Pa△p -- 主控阀到马达人口沿程压力损失，Pa△p -- 主控阀到马达人口局部压力损失，PaA-- 主控阀到马达入口沿程压力损失系数- - 主控阀到马达人口局部压力损失系数- - 主控阀到马达人口管道等效长度，md-- 主控阀到马达人口管道等效直径，mu-- 主控阀到马达入口的平均流速，m/s主控阀3到马达人 口M2的数学模型与式(3)形式- 样。

2.3 液压马达、卷筒及负载小车参见图2，液压马达、卷筒及负载小车等机械系统的数学模型为：////////卷筒图2 小车及卷筒受力分析q Vn qM ： D 。叼M 2订-，M bnM M -Md-M。

m口m D警Ffmgf t5 (4)式中，q -- 马达出口流量，m /s- - 马达排量，m /r17，-- 马达的转速，r/s叼 -- 马达的容积效率- - 马达的机械效率- - 钢丝绳对负载小车的拉力，N- - 负载小车受到的摩擦力，Na-- 负载小车运动的加速度，m/s- - 负载小车运动的速度，m/s- - 负载小车运动的位移，mm-- 负载小车及负载的总质量，kgg-- 重力加速度，m/s，-- 负载小车与轨道的摩擦系数D-- 卷筒直径，m.，-- 卷筒和马达的转动惯量，kg·mb-- 马达和负载小车总粘性阻尼系数M-- 马达的输出转矩，N·m- - 马达的理论转矩，N·m- - 卷筒和马达的转矩，N·mM -- 卷筒和马达转矩损失，N·mp 。-- 马达出口压力，Pa小车前行时空载，小车后退时负载。

2.4 马达 出口至油箱马达出口M2经主控阀2至油箱的数学模型为：2013年第7期 液压与气动 43 孥 ：-cq2 (5)Ap4P -△p2 -Ap -Ap式中，g -- 马达出口流量，m /sg -- 流经主控阀回油通道的流量，m /sq ：、g -- 分别为流经单向阀22和23的流量，m /sA -- 主控阀阀口回油通道的过流面积，m△p： -- 主控阀阀口回油通道的压降，Pa- - 马达出口到主控阀的容积，mq4-- 背压阀4的流量，m /sC -- 背压阀4的阀口流量系数A -- 背压阀4的阀口过流面积，m△p -- 背压阀4的阀口压降，Pa马达出口M1经主控阀3至油箱的数学模型与式(5)形式-样，此时马达的回油背压由阀5调节。

3 系统仿真分析假设主控阀2控制马达正转，驱动小车空载前行至行程末端后停止并停留-段时间，然后由主控阀3控制马达反转，驱动小车负载后退至原位停止，完成-个工作循环。在Simulink模型窗口中搭建液压控制系统的仿真模型，利用Mux功能拈 将多个参数的曲线合并在-个示波器中显示，仿真分析绞车在-个工作循环内小车的速度、位移及马达前后压差的变化，并研究不同马达排量、工作介质、主控阀芯启闭速度对这些性能参数的影响。仿真用系统参数见表 1。

表 1 系统参数取值表参数 取值 参数 取值m0(ks) 14 R(m) 0.008m(kg) 350(3000) L(m) 2P(MPa) 10 A2 、A3 (m ) 4.42e-Pk(MPa) 4.5 A2 、A3y(m ) 7.08e-。

， (N) 500 A4、A5(m。) 2.5e-F (N) 68 (m ) 8.4e-F (N) 14 vo(m ) 8.4e-。

D(m) 0.5 (m /r) 3.6e-续表 1参数 取值 参数 取值D (m) 0.O75 v2(m。/r) 3e-A6(m ) 6.8e- C啦 ～C 、O.67A7(m ) 4.1e- Cql0-CqlAl0(m ) 4.99e- 0.1Al1(m ) 1.84e- A O.15d(m) O.O65 5g(m/s ) 10 0.99.，(kg·m ) 36 叼 O.98pl(kg/m ) 920 El(MPa) 1.4eP2(kg/m ) 1070 E2(MPa) 3.45ebl 550 b2 1850(1)图3是马达排量分别为 v13600 mL/r和 3000 mL/r，液压介质为聚酯(p1920 kg/m )和水乙二醇(p21070 kg/m ) 时，调节调速阀6，7、10、108时间 0a) 3600 mL/r，Pl 920 kg/m。

时间 s时间f/s- 时间f/s3000 mL/r， 1070 kg/m绞车系统动态性能曲线0 8 6 4 2 O O 8 6 4 2 0 -s.-H BH - l -s.ds 苣 ' I液压与气动 2013年第7期11使主控阀2启闭时间 为 2 S，主控阀 3启闭时间为4 S，调节背压阀4、5使其过流面积为250 mm ，仿真得到驱动马达 Ml口的压力P 、M2口的压力PM2及小车速度 和位移 .s的变化曲线。

从图中可以看出，小车前行的最大速度约为 10 m/s，运行 196 m耗时约22 S，后退最大速度约6.5 m/s，返回到原位耗时约 34 S，马达进口压力约为 8.5 MPa，几种情况的趋势基本-致；这主要是因为系统压力及主控阀的启闭时间-定。但马达出口压力有较大差异，即马达排量大、介质密度高时马达出口压力大；这主要是因为马达排量大时系统流量大流速高，系统背压就高；介质密度大时其流动惯性大，流阻大，背压损失就大；且排量(流量)是影响马达出口压力大小的主要因素。如表 2所示，说明驱动马达的排量小，介质密度低，系统的能耗低，效率高。

表2 马达排量和介质对系统性能的影响马达排量介质 聚酯 水乙二醇 聚酯 水乙二醇小车前行最大速度(m/s) 9.97 9.96 9.91 9.9小车后退最大速度(m/s) 6.59 6.57 6.54 6.54小车位移(in) 196 196 196 196小车前行马达出口最大 5.56 6.43 3.81 4.42压力(MPa)小车后退马达 出口最大2.43 2.79 1.66 1.92压力(MPa)(2)图4是排量为 3000 mL/r，介质为水乙二醇时，调节调速阀6、7、10和 11使主控阀2启闭时间为2.5 s、主控阀3启闭时间为 4.5 s，背压阀4和5的开度不变，仿真得到的P ，P ：， ，S的变化曲线。

堇-；图4 绞车系统动态性能曲线与图3d比较，小车的速度、位移及马达进出口的压力基本保持不变，如表3所示，但小车的运行时间稍长，速度曲线上升和下降的斜率变校这是因为阀芯(阀口)启闭时间变长，负载小车加减速的时间变长，其加减速运动的加速度减小，运动惯性减小，运动将更平稳。

表 3 主控阀启闭时间对系统性能的影响主控阀2启闭时间(s) 2 2.5主控阀3启闭时间(s) 4 4.5小车前行最大速度(m/s) 9.9 9.91小车后退最大速度(m/s) 6.54 6.58小车位移(n1) 196 196小车前行马达出121最大压力(MPa) 4.42 4.41小车后退马达出口最大压力(MPa) 1.92 1.91(3)图 5是排量为 3000 mL/r，介质为水乙二醇时，主控阀2启闭时间为 2 s，主控 阀3启闭时间为4 s，调节背压阀4和 5的过流面积由原来的250 mm变为220 mE ，仿真得到的P 。，P ， ，S的变化曲线。

殿表 4 背压对系统性能的影响背压阀的过流面积(mm ) 250 220小车前行最大速度(m/s) 9.9 9.92小车后退最大速度(m/s) 6.54 6.55小车位移(in) 196 l96小车前行马达出口最大压力(MPa) 4.42 7.O6小车后退马达出I1最大压力(MPa) 1.92 3.084 结论通过对高速绞车液压控制系统的建模和仿真分析，得到如下结论：(1)马达排量对系统能耗影响显著，排量越大能耗越大，选择排量为3000 mL/r的驱动马达更为合适。

(2)介质密度对系统能耗有-定的影响，但当有抗燃需求时，可以选择水乙二醇为工作介质。

(3)可通过调节主控阀的启闭时间、马达回油背压来控制绞车的运动惯性，以实现高速绞车的平稳可靠运行。

2013年第7期 液压与气动 45DOI：10.1 1832/j.issn.1000-4858.2013.07.013水射流噪声控制试验研究金迎村 ，陈 亮Experimental Study on Water Jet Noise C ontrolJIN Ying-cun，CHEN Liang(中国舰船研究设计中心，湖北 武汉 430064)摘 要：针对高压水射流控制阀在工作时产生的噪声问题，在 实验室使用阀配流式轴向柱塞泵为动力源，对其进行 了试验研究。试验结果表明，使用蓄能器能够降低系统压力脉动，从而降低水射流噪声。喷嘴的结构对噪声具有明显的影响，相同压力或流量下，圆锥喷嘴的噪声要明显低于圆柱喷嘴〉低系统压力脉动和改进喷嘴结构等措施能够有效降低水射流噪声。

关键词：水射流噪声；喷嘴；压力脉动；蓄能器中图分类号：TH137 文献标志码：B 文章编号：1000-4858(2013)07-0045-03引言高压水射流控制阀是高压水射流系统中的重要元件，是决定高压水射流质量的关键元件。然而高压水射流控制阀在系统工作时产生的噪声问题仪常突出，必须加以研究和控制 J。

本研究以试验为基础，对影响水射流噪声的因素进行研究，采用专门设计的水射流噪声测试系统，进行了多次水射流噪声测试及结果分析，得出通过降低系统压力脉动和优化喷嘴结构来降低水射流噪声的结论，为今后进-步降低水射流噪声提供了重要依据。

1 试验系统1.1 试验系统简图与工作原理本试验的主要 目的是研究不同压力脉动幅度、不同喷嘴形状情况下的水射流噪声。试验系统主要包括电源系统、水压系统和噪声采集与分析系统。水压系统主要由水箱、水泵、溢流阀、节流阀、蓄能器、压力传感器、流 量计、喷嘴组成。噪声采集 与分 析采 用B&K3560D型振动噪声测试分析系统。所测得的噪声信号为实验室条件下射流口9O。方向，距离为1 m处的空气噪声信号。试验系统原理图如图 1所示。

图 1 噪声测试试验原理图试验系统的工作原理：本试验主要由某型阀配流式柱塞泵 提供高压水源，系统启动后调节节流阀，使喷嘴的进口压力达到预定值，然后通过噪声测试仪记录喷嘴在不同进口压力下的水射流噪声。测试喷嘴收稿 日期 ：2013-03-04作者简介：金迎村(197O-)，女，湖北武汉人，高级工程师，硕士，主要从事船舶装置方面的研究设计工作。