趙慧鵬，周俊杰，包倩倩，馬惠臣

(北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081)

0 引言

對于傳統液壓閥而言，其品種較多。對于結構確定的液壓閥，功能也隨之確定，應用靈活度較低，常常為了實現特定的功能，將不同功能種類的液壓閥按照一定的方式組合起來，形成特定的液壓回路系統[1]，具有一定的冗雜性。根據系統構成的特點，液壓閥經歷了從手動閥到電磁換向閥，再到比例閥和伺服閥的發(fā)展歷程[2]。隨著液壓傳動技術與電磁技術、自控技術以及計算機技術相互結合，出現了以比例閥和伺服閥為代表的機電液一體化技術，開辟了液壓技術向高精度、高響應發(fā)展的發(fā)展階段，隨后以高速開關閥為代表的各種液壓數字控制技術[3]也相繼出現，這些都為液壓元件的智能化提供了一定的技術儲備[4]，但還未出現真正意義上的智能液壓閥。

目前智能液壓元件技術的研究尚處于初級階段，即可編程液壓控制技術研究階段[5]。智能液壓系統中的可編程控制系統與電路控制系統相似，旨在通過電子控制方法代替機械控制方法，系統的性能由軟件控制?？删幊炭刂葡到y是實現液壓元件智能化的必經途徑?？删幊炭刂萍夹g首先在負載口獨立的控制閥中應用，由于負載口獨立控制閥的執(zhí)行機構進口和出口之間的機械連接已斷開，執(zhí)行器的兩個方向都可以通過電子反饋和軟件控制器進行調整。在可編程控制閥的研究中，美國伊頓公司[6]開發(fā)了ZTS16系列多路閥，并在此基礎上研發(fā)了CMA智能型比例多路閥系列。CMA采用雙閥芯負載口獨立控制結構，增加了控制的靈活性。丹佛斯公司開發(fā)了PVX系列多路閥。在結構上與ZTS16系列不同，PVX系列多路閥的兩個主閥分別常通進油口和油箱，一個用于控制執(zhí)行器的進油，另一個則用于控制執(zhí)行器回油。該閥最高工作壓力42 MPa，單聯最大流量180 L/min。通過編程控制，PVX系列多路閥可以實現閥的多種控制功能。除此之外丹佛斯公司還研發(fā)了PVG32系列多路。該閥的先導部分由先導閥組、驅動器、傳感器等集成為一個獨立電液控制模塊(PVE)[7]。其中先導閥組由4個高速開關閥組成，通過對4個高速開關閥信號的編程控制，根據位移傳感器的反饋信號，調節(jié)4個高速開關閥的控制信號，來改變主閥芯兩端控制腔的壓力，從而實現主閥芯的位移閉環(huán)控制[8]。對于可編程閥控系統而言，由于傳感器對體積的占用不利于液壓閥的集成設計，對于集成傳感器的研究也得到了廣泛的關注。其中的一個解決方案就是使用嵌入式傳感器，如伊頓公司生產的CMA和ZTS16閥控單元利用薄膜壓力傳感器安裝在每個工作油口位置，而且每個主閥芯的位移傳感器也位于閥內。

我國對可編程閥控單元技術的研究起步較晚，浙江大學對此展開了一些研究。其中王雙[9]提出負載口獨立控制可編程閥的設計目標，并將其應用在了挖掘機液壓系統中，通過仿真表明其作業(yè)效率可以提高15.64%。牛明杰[10]重點研究了負載口獨立閥先導-主閥環(huán)節(jié)和閥控缸系統的數學模型，并開展了負載口獨立液壓閥的電控系統實驗。雖然這些研究在一定程度上豐富了液壓閥的功能，但是還不能被稱為真正意義上的智能液壓閥。本文基于高速開關閥先導控制和負載口獨立控制技術系統地提出一種新型的換向閥結構，并對其原理和控制性能進行了仿真研究，具有一定的研究意義。

1 原理方案設計

1.1 智能閥的原理及功能介紹

智能液壓閥的主要工作原理為通過壓力位移傳感器對主閥油液壓力和閥芯位移的感知，將感知到的信號傳遞給微處理器，經過預置控制算法的計算，完成脈沖寬度調制(PWM)控制信號的輸出。輸出信號通過CAN總線，再由先導閥的機電轉換裝置(壓電感應材料，高速電磁鐵或音圈電機)推動模擬比例先導閥閥芯產生一定的位移或者控制高速開關閥的啟閉響應時間，從而控制主閥閥芯的位移變化，改變主閥的閥口面積來實現對主閥的流量、壓力和方向控制，其中主閥的開口面積與PWM信號占空比的變化有關，因此只需實現對先導閥控制信號占空比的控制，便能完成對液壓閥的功能控制。即智能液壓閥本質上是一種節(jié)流控制閥，可以設計通用的結構，通過實施不同的控制信號和參數，實現不同的液壓控制功能。智能閥的結構原理[4]組成如圖1所示。

對于目前已經存在的各種流量、壓力、方向控制閥[11]，本質上都是利用了閥芯的移動來改變閥口開度，改變流量的通流狀態(tài)，從而實現相應的控制功能，基本原理都等同于一個具有反饋功能的節(jié)流元件。因此對于任何一種形式的控制閥，其基本數學模型都可以用伯努利方程基礎上的流量公式[12]來表示：

(1)

式中：Q表示通過閥的流量；CT表示流量常數；A表示閥口過流面積；Δp表示閥口壓差；α表示閥口結構形式系數。

對于一般的液壓閥常用的結構形式，流量公式也可以表示為

(2)

式中：ρ表示油液的密度；Cd表示流量系數。

在(1)式和(2)式中，液壓閥閥口面積與閥芯位移有關，而閥芯位移可由先導閥輸入PWM信號的占空比τ來控制。因此在智能閥工作過程中，只需給定一定的占空比的值，便可以控制液壓閥實現不同的功能。

1.2 智能換向閥的結構方案設計

本文提出以高速開關閥作為先導閥的智能閥控單元架構，如圖2所示。

如圖2中所示，主閥結構采用三位三通滑閥結構，為防止泄露，中位機能采用O型；先導閥結構采用兩個二位三通的高速開關閥分別控制主閥的兩個控制腔。壓力傳感器通常使用嵌入型薄膜濺射壓力傳感器，主閥閥芯位移則采用線性可變差動變壓器位移傳感器感知。其主要工作原理為：通過壓力傳感器和位移傳感器感知閥的工作狀態(tài)，將感知信號反饋給處理器，根據預置的控制規(guī)則對先導閥輸入PWM信號的占空比進行控制，進而在電磁線圈的作用下，將PWM信號轉換為高速開關閥的開關狀態(tài)。因此可以通過輸出不同占空比的PWM信號來控制兩個先導閥的啟閉時間，從而控制流向主閥控制腔流量，在主閥控制腔的油液壓力的作用下主閥閥芯完成一定的位移響應，最終實現對主閥流量、壓力和方向的控制。

智能換向閥的結構主要包括主閥、先導閥、感知元件和控制器四大部分，在進行結構設計時，各部分要緊湊安裝，提高集成化程度。圖3展示了智能換向閥的結構設計方案。圖3中，pp1和pp2分別表示主閥兩個控制腔的油液壓力，V0表示主閥控制腔初始體積，xm表示閥芯位移，x0表示閥芯負開口量長度，為保證閥的響應精度和泄露程度，x0不能取值過大或過小，Dm為閥芯直徑，dm為閥桿直徑，km為復位彈簧彈性系數。

2 數學模型建立

智能換向閥的數學模型區(qū)別于傳統閥，存在智能換向閥中先導閥和主閥之間的受力耦合關系，先導閥輸出的壓力分別作用于主閥的兩端控制腔，在耦合關系下產生先導作用力推動主閥芯進行運動?；诖丝梢越⒁韵聰祵W模型。

2.1 主閥數學模型

主閥采用滑閥結構，如圖3所示，其主要結構模型參數包括閥芯直徑Dm、閥桿直徑dm、U形節(jié)流槽半徑r、長度l以及深度h，閥芯行程xm、復位彈簧彈性系數km、控制腔初始體積V0等。

根據(2)式，可以得到流經主閥流量Qm的基本公式：

(3)

式中：Cd表示主閥的閥口流量系數，一般取值0.6；W表示主閥開口面積梯度；pms和pmt分別表示流經主閥兩端的油液壓力；ρ表示油液密度。

主閥在工作狀態(tài)下的受力主要包括先導控制驅動力、閥芯質量慣性力、復位彈簧彈力，閥芯受到的液動力以及閥芯與閥體之間的阻尼力等，如圖4所示。圖4中，Fm為主閥閥芯所受到的液動力，Bm為主閥芯的阻尼系數，xk0表示彈簧的預壓縮量。

通過受力分析，可得主閥閥芯力平衡方程[13]為

(4)

式中：Mm表示主閥閥芯運動部件質量。

閥芯所受到的液動力包括穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力兩部分[14]。穩(wěn)態(tài)液動力是指油液穩(wěn)定流動時液體對閥芯產生的反作用力，與彈簧力的作用相似，通過動量定理可以表示為

Fm1=2πDmCdCv(pms-pmt)cosθ(xm-x0)=

kd(xm-x0)

(5)

式中：Cv表示流體的速度系數，一般取值0.95～0.98；θ表示射流角，對于滑閥一般取值69°；kd表示穩(wěn)態(tài)液動力等效彈性系數。

瞬態(tài)液動力是指由于閥口開度的變化，引起閥口油液流速的變化，導致油液動量發(fā)生變化，從而產生對閥芯的反作用力，其作用效果與阻尼力相似，通過對動量求導可以得到瞬態(tài)液動力的表達式為

(6)

式中：l表示油液流過主閥空腔的流動長度；Bd表示為瞬態(tài)液動力的等效阻尼系數。

對于先導驅動力，主要決定性因素是主閥兩個控制腔的油液壓力，可分別表示為

(7)

式中：Qp1和Qp2分別表示先導閥流入主閥控制腔和流出主閥控制腔的流量；β表示油液彈性模量。

2.2 先導閥數學模型

先導閥的結構包括高速電磁鐵和閥體結構兩部分，電磁鐵主要結構模型參數有電磁線圈匝數N、初始氣隙長度δ0、工作氣隙長度δ(閥芯行程)、線圈電阻R等，閥體主要結構模型參數有球閥直徑db、推桿直徑dr、閥孔直徑ds等。

電磁線圈的電壓平衡方程[15]可表示為

(8)

式中：U表示電磁線圈的驅動電壓；L表示電磁線圈的等效電感；I表示電磁線圈通過的電流。

在電磁線圈中，忽略磁漏和裝配氣隙的影響，可以得到電磁線圈磁路磁阻Rm表達式：

(9)

繼而可以得到電磁線圈電感的表達式：

(10)

式中：Rm表示線圈磁路磁阻，包括銜鐵磁阻Rc和氣隙磁阻Rg；μ0表示空氣磁導率；μc表示銜鐵磁導率；dc表示銜鐵的直徑；xp表示銜鐵的位移，即先導閥閥芯的位移，最大值為工作氣隙長度δ；lc表示銜鐵的長度。

同時，根據電磁力方程，電磁線圈電磁力Fp可表示為

(11)

高速開關先導閥閥芯主要受到電磁線圈的電磁力，閥芯與閥體之間的阻尼力，復位彈簧彈力以及閥芯所受到的液壓力等，由牛頓第二定律，可以得出高速開關先導閥力平衡方程[16]：

(12)

式中：Bp為閥芯的阻尼系數；pps為先導閥的供油壓力；xp0表示先導閥彈簧的預壓縮量；kp表示先導閥彈簧彈性系數；dp表示高速開關先導閥球閥直徑。由于高速開關先導閥球閥直徑較小，忽略液動力的影響。

高速開關先導閥的瞬時流量可表示為

(13)

式中：Qp,on為先導閥開啟時先導閥流入主閥控制腔的流量；Qp,off為先導閥關閉時主閥控制腔流回先導閥的流量；Ap,on和Ap,off分別表示先導閥進油口和回油口的有效開口面積；ppt表示先導閥的回油壓力。

球閥的閥口結構如圖5所示。

根據幾何關系，球閥有效開口面積Ap可表示為

(14)

式中：α滿足

(15)

將(14)式聯立，可以分別得到高速開關先導閥開啟和關閉過程中的閥口面積與閥芯位移的關系：

(16)

(17)

當高速開關先導閥閥芯位移遠大于球閥直徑時，先導閥進油口和回油口的有效開口面積也可以表示為

(18)

假設高速開關閥為理想開關閥，即開關閥能立即對控制信號做出響應，沒有滯后時間，立即達到啟閉狀態(tài)，則在一個輸入信號周期內高速開關閥的平均流量[17]可表示為

(19)

根據理論分析，可以得到如下結論：

1)主閥的閥芯位移主要取決于先導閥流入主閥控制腔和流出主閥控制腔的流量，而當高速開關先導閥閥芯位移遠大于球閥直徑時，先導閥的流量主要取決于PWM信號的占空比以及先導閥的供油壓力，由此可以通過控制PWM信號的占空比以及先導閥的供油壓力來實現對主閥閥芯位移的控制，進而實現對流量、壓力以及方向的控制，從理論上驗證了智能換向閥的工作原理。

2)由于高速開關閥電磁線圈中存在電感，同時受高速開關閥的閥芯黏性阻尼、復位彈簧以及質量慣性的影響，先導閥閥芯的位移響應較于控制信號的變化存在一定的滯后。

3 性能仿真分析

3.1 物理仿真模型

本節(jié)基于上述智能閥架構方案設計分析，利用AMEsim軟件，搭建了相應的物理仿真模型，如圖6所示。本模型主要分為先導閥級、主閥級以及負載級三級結構。通過利用信號控制庫中的常量控制源實現對PWM信號占空比的控制，進而實現對不同占空比下智能閥的各項性能仿真分析。負載級采用普通液壓缸模型，以機械庫中的力模塊模擬負載力；利用液壓庫中的壓力源模擬具有壓力補償作用的液壓泵，通過設定減壓閥的調節(jié)壓力分別控制主閥和先導閥的供油壓力；主閥采用帶有U形槽的滑閥模型模擬閥口以及采用帶彈簧的活塞模型模擬主閥的先導控制腔；先導閥的部分采用球閥模型模擬閥口以及采用電磁線圈模型模擬高速電磁鐵。

模型主要仿真參數如表1所示。

表1 部分仿真參數

3.2 先導閥液壓靜態(tài)特性仿真分析

因為高速開關閥只有“開”和“關”兩種狀態(tài)，輸出高頻離散流量，可以利用其在一個信號周期內輸出的平均流量隨控制信號占空比的變化關系來仿真分析它的液壓靜態(tài)特性。

在已經建立的AMEsim軟件模型中，將高速開關先導閥的工作口接入油箱，利用AMEsim軟件中的Study Manager模塊計算一個信號周期內先導閥的平均輸出流量，并設定不同的PWM信號占空比，進行仿真，得到空載工況下，高速開關先導閥的平均流量隨占空比的變化關系。同時通過分別設定供油壓力參數值范圍為2～20 MPa以及信號頻率參數值范圍50～200 Hz，得到不同供油壓力下和信號頻率下高速開關先導閥的空載流量特性，如圖7和圖8所示。

基于上述圖像分析，得到不同信號頻率下和不同先導供油壓力下的占空比特性分別如表2和表3所示，可知供油壓力主要影響先導閥輸出流量的大小，而輸入信號頻率則主要影響占空比的線性調控范圍。

表2 不同輸入信號頻率下占空比特性

表3 不同先導供油壓力下占空比特性

從圖7和表3中可知，平均流量隨占空比增大而增大，在占空比0.2～0.8范圍內呈現出良好的線性關系，并且隨著供油壓力的增大而增大。當信號頻率為50 Hz、供油壓力為2 MPa時，其他相關參數均為表1設定值的情況下，最大輸出平均流量約為1.1 L/min。

圖8和表2表明，高速開關先導閥的平均輸出流量大小受輸入信號頻率的影響很小，但對平均輸出流量的占空比線性調控范圍產生了一定的影響。隨著輸入信號頻率的增大，高速開關先導閥的最大流量飽和區(qū)逐漸擴大。當輸入信號頻率為50 Hz時，最大流量飽和區(qū)占空比范圍約為0.9～1.0，而當輸入信號頻率為200 Hz時，最大流量飽和區(qū)占空比范圍則達到了0.5～1.0，這是因為高速開關閥在響應過程中產生了一定的滯后時間，當信號周期不足以滿足高速開關閥完整啟閉過程所需時間時，高速開關閥并沒有完全關閉便進入下一個周期的響應，隨著信號頻率的增大，高速開關閥的響應周期時間越來越短，最終導致高速開關閥一直處于開啟狀態(tài)，產生輸出流量飽和，從而縮短了高速開關閥的線性調控范圍。

為了仿真分析高速開關先導閥的平均流量隨工作壓力的變化關系，將高速開關先導閥仿真模型的工作口接入溢流閥，通過控制溢流閥的調節(jié)壓力來模擬控制負載壓力的變化。設定先導供油壓力為10 MPa，輸入信號頻率為50 Hz，得到高速開關先導閥的流量壓力特性曲線如圖9所示。

圖9中顯示在供油壓力和輸入信號占空比一定的情況下，高速開關閥的平均流量隨其工作壓力的變化呈現開口向下的拋物線變化規(guī)律，隨著工作壓力的增大，平均流量逐漸減小。在低占空比情況下，工作壓力對流量特性的影響并不明顯，隨著占空比的增大，工作壓力對流量特性的影響越來越大。

3.3 先導閥動態(tài)響應特性仿真分析

由于高速開關閥電磁線圈中存在電感，在線圈通入高電平電壓后，電流不能瞬間上升到穩(wěn)定值，同理，當線圈通入低電平時，電流也不能瞬間消失。同時，由于高速開關閥的閥芯黏性阻尼以及質量慣性的作用，使得閥芯的位移響應較于控制信號的變化存在一定的滯后。設置仿真模型先導閥輸入PWM控制信號的頻率為50 Hz，占空比為50%，輸入高電平電壓為24 V，得到高速開關先導閥線圈電流以及閥芯位移隨PWM控制信號動態(tài)響應曲線，如圖10所示。

通過仿真和理論分析可知，在一個信號周期內，高速開關閥閥芯的運動可以分為6個時間階段，分別為開啟滯后時間，開啟動作時間，開啟保持時間，關閉滯后時間，關閉動作時間以及動作保持時間[18]。在上述設定的參數條件下，通過對圖形光標測量，得到先導閥啟閉時間如表4所示。通過對高速開關閥的理論分析，可知影響其響應特性主要因素包括線圈驅動電壓、線圈匝數、閥芯質量、供油壓力、彈簧彈性系數等[19]，本節(jié)選取驅動電壓，彈簧彈性系數以及先導閥的供油壓力對高速開關閥響應特性進行展開分析。

表4 先導閥滯后響應時間

3.3.1 驅動電壓對先導閥動態(tài)響應的影響

在其他參數值不變的情況下，設置驅動電壓U分別為12 V、24 V、36 V，得到閥芯位移響應曲線如圖11所示。由圖可知，隨著驅動電壓的增大，高速開關閥的開啟滯后時間有所減小，但關閉滯后時間卻有所增加。這是由于當線圈通電時，較高的電壓會產生較快的電流響應，但隨著電壓的升高，在線圈斷電后，也會產生較多的剩磁，從而導致電磁力減小的滯后。因此目前許多學者為了改善高速開關閥的響應特性，提出了多種混合電壓驅動方法[20]，基本工作原理是利用高電壓快速激勵線圈產生電流，在接收到關閉指令后，向線圈中通入反向電壓，以提高閥芯關閉響應速度。

3.3.2 彈簧彈性系數對先導閥動態(tài)響應的影響

設定彈簧彈性系數分別為50 N/mm、100 N/mm、150 N/mm，得到閥芯位移響應曲線如圖12所示。彈簧力是線圈斷電后閥芯位移的主要恢復力，其值的大小必然會對先導閥的響應產生影響，彈簧彈性系數越大，閥芯的關閉滯后時間就越短，但彈簧彈性系數的增大對閥芯的開啟動作時間是不利的。由圖12可知，彈簧彈性系數對高速開關閥關閉滯后時間的影響要大于其對開啟滯后時間的影響，因此可以在一定的條件下，適當提高復位彈簧的彈性系數以縮短高速開關閥的響應滯后時間。

3.3.3 先導閥供油壓力對先導閥動態(tài)響應的影響

設定先導閥的供油壓力pp分別為2 MPa、10 MPa、20 MPa，得到閥芯位移響應曲線如圖13所示。先導閥的供油壓力直接影響著閥芯所受到的液壓力，通過分析曲線可知，供油壓力越大，高速開關閥的開啟滯后時間越長，關閉滯后時間越短。圖13中顯示先導閥的供油壓力的變化對先導閥動態(tài)響應的影響較小，由(12)式可知，這是因為閥芯直徑以及閥芯的運動行程較小，液壓力對先導閥的啟閉特性影響較小。

基于上述曲線展開分析，可知先導閥驅動電壓主要影響先導閥的開啟時間；而彈簧彈性系數則主要影響先導閥的關閉時間；供油壓力則對先導閥的啟閉特性影響很小。

3.4 主閥運動特性仿真分析

主閥閥芯位移由主閥兩端控制腔的壓力驅動產生，而主閥兩端控制腔的壓力與先導閥的流量有著密切的關系，通過之前的分析，可以知道在一定的條件下，先導閥輸出平均流量與控制信號占空比呈現出良好的線性關系，由此可以通過控制兩個先導閥控制信號的占空比來控制主閥閥芯的位移。在3.1節(jié)所搭建的物理仿真模型中，設定先導供油壓力為10 MPa，控制信號頻率為100 Hz，輸入高電平電壓為24 V，主閥彈簧剛度為30 N/mm，右端高速開關先導閥的控制信號占空比為0.5，改變左端先導閥的控制信號占空比，得到在空載工況下閥芯運動特性曲線如圖14所示，設定主閥位移向右為正方向。從圖14中可以看到，主閥閥芯位移受先導閥控制信號占空比的影響，當兩個高速開關閥輸入控制信號的占空比相同時，主閥受力平衡，不發(fā)生運動；當兩個高速開關閥的輸入信號占空比有了差值后，主閥閥芯開始向輸入信號占空比較小的先導閥一側運動，并且隨著差值的增大，運動速率也逐漸增大。

同時主閥閥芯在運動過程中，發(fā)生了一定的周期性振動，且振動周期與控制信號的周期相同，同時振動幅度隨著閥芯位移的增大而增大。這是由高速開關閥先導閥輸出離散流量引起，為了提高主閥閥芯的穩(wěn)定性，可以通過適當地增大控制信號頻率或者減小先導閥的供油壓力來減輕主閥閥芯的周期性振動，如圖15和圖16所示。

圖15表示在先導閥供油壓力為10 MPa，左右兩端控制信號占空比為0.2和0.5，頻率分別為50 Hz、80 Hz、100 Hz下的閥芯運動特性圖。在信號頻率為50 Hz時，振動幅度約為0.4 mm，其閥芯振動幅度隨著控制信號頻率的增大而減小，當信號頻率增大到100 Hz時，振動幅度減小到了0.15 mm左右。圖16表示在先導閥輸入信號為50 Hz，左右兩端控制信號占空比為0.2和0.5，先導供油壓力分別為2 MPa、5 MPa、10 MPa、15 MPa下的主閥閥芯運動特性圖。在先導供油壓力為2 MPa時，主閥閥芯位移振動幅度最小，約為0.1 mm，隨著先導供油壓力的增大，主閥閥芯位移振動幅度也在增加，當先導供油壓力達到15 MPa時，主閥閥芯位移振動幅度則達到了0.6 mm。

受彈簧回復力的影響，對于不同的占空比組合，主閥閥芯達到平衡位置時的位移也不同，如圖17所示，主閥閥芯行程范圍內的穩(wěn)態(tài)位移均可通過設定不同的占空比組合來實現，驗證了通過控制先導閥控制信號的占空比來控制主閥閥芯實現指定位移方案的可行性。

3.5 PWM信號占空比控制方法研究與仿真

由3.4節(jié)的仿真結果可以看出，可以通過控制兩個先導閥PWM信號的占空比來實現對主閥閥芯的位移控制，本節(jié)進一步結合模糊PID控制理論，利用對不同的偏差信號和偏差變化率信號進行模糊化處理，在提前確定的隸屬度函數和模糊規(guī)則下進行推理，輸出PID參數的修正量，從而完成對PID參數的實時調整，得出兩個先導閥PWM信號占空比的控制算法分別表示為

Kd[Δx(k)-Δx(k-1)]

(20)

Kd[Δx(k)-Δx(k-1)]

(21)

式中：Kp、Ki、Kd分別為位移模糊PID的比例系數、積分系數和微分系數；Δx為k時刻目標位移與實際位移的偏差。

主閥閥芯位移控制方法如圖18所示。

根據PWM信號占空比的控制算法以及主閥閥芯位移控制方法，在Simulink中搭建控制器模型如圖19所示。

在先導閥的供油壓力為10 MPa，控制信號頻率為50 Hz的條件下，分別在0 s、1 s、2 s時刻輸入1 mm、3 mm、-1 mm的階躍信號以及頻率為2 Hz，幅度為4 mm的正弦信號，得到主閥閥芯位移響應如圖20和圖21所示。

由圖21可知，雖然階躍信號位移響應和正弦信號位移響應都產生了一定的滯后時間，但滯后時間都在80 ms之內，表現出了良好的位移控制特性，進一步驗證了通過控制PWM信號占空比來控制主閥閥芯位移的可行性。

4 結論

本文提出帶有高速開關先導閥的智能換向閥原理方案，并設計得到高速開關閥先導控制的智能閥結構方案。通過仿真，得到了該閥的性能特性。得出主要結論如下：

1)先導閥的輸出流量主要受供油壓力影響，且隨著供油壓力的增加，先導閥的最大輸出流量也在不斷增加，供油壓力為20 MPa時，最大輸出流量達到了3.3 L/min；信號頻率主要影響先導閥的占空比線性調控范圍，隨著頻率的增加，占空比線性調控范圍逐漸減小。

2)先導閥的響應存在滯后時間，約為5 ms，驅動電壓主要影響先導閥的開啟滯后時間，并且隨著驅動電壓的增加，開啟滯后時間逐漸減??；而先導閥的關閉滯后時間主要與彈簧彈性系數有關，并且隨著彈簧彈性系數的增加而減小。

3)在先導閥控制信號的頻率為50～100 Hz且占空比在0.2～0.8范圍內，主閥具有良好的線性位移控制特性。并結合模糊PID控制理論，提出了PWM信號占空比控制方法，該方法下主閥閥芯位移響應滯后時間在80 ms之內，驗證了通過控制先導閥PWM信號占空比進而控制主閥閥芯位移方案的可行性。