数字液压缸（精选八篇）
数字液压缸 篇1
数字液压缸是利用步进电机作为电-机转换元件, 以数字脉冲信号直接控制的机液伺服机构, 具有控制简单、定位精度高、抗污能力强等优点。 但数字液压缸的特殊内部结构使系统特性主要取决于固有的结构参数, 而无法在线调整。这对数字液压缸的结构设计提出了更高的要求。目前, 针对数字液压缸响应的本质特性及结构参数作用的研究还相对较少。
传递函数模型不仅能够表征系统的动态特性, 还可以清晰地体现系统的结构组成, 便于对系统响应从物理本质上作出解释[1-2]。对数字液压缸进行频域建模, 能够有效判断系统的稳定性, 准确分析各结构参数在控制系统中的作用以及对系统性能的影响, 这对提高数字液压缸的系统特性, 并以不同的性能指标对系统进行优化设计具有重要意义。
1工作原理
数字液压缸由步进电机、四边滑阀、液压缸和反馈机构组成, 是一种具有局部内反馈的复合系统, 工作原理如图1所示。输入的脉冲信号经过细分电路驱动步进电机带动滑阀阀芯旋转;阀芯的旋转运动在其端部螺杆螺母副的作用下转化为直线运动, 形成阀口开度;通过改变阀口开度, 调节液压油的流向和流量, 来控制液压缸的运动方向和速度;液压缸位移通过滚珠丝杠, 经减速机减速传动至螺杆螺母副, 形成负反馈, 使阀芯复位, 阀口关闭, 液压缸停止运动。由此实现了以数字脉冲信号对液压缸位移和速度的精确控制。
2数学模型
2.1步进电机及滑阀 (简称数字滑阀) 模型
记输入脉冲数为N, 考虑到脉冲的方向性, 以N的正负代表脉冲方向, 即N>0表示正向脉冲, 电机正转;N<0表示反向脉冲, 电机反转。步进电机实际输出角位移为θr, 则其数学模型可表示为[3,4]
式中, θm为指令角位移;θb为步进电机固有步距角;nd为驱动细分数;Tm为最大静转矩;Zr为转子齿数;Jr为转子转动惯量;Be为转子黏性阻尼系数;TL为负载转矩。
滑阀阀芯与步进电机转子轴直接相连, 可视为刚性连接, 故阀芯旋转动力学方程为
式中, JL为阀芯转动惯量;Bm为阀芯黏性阻尼系数;Tf为摩擦转矩;Tx为轴向合力产生的转矩。
将阀芯旋转运动的惯性矩、阻尼矩和摩擦矩等折算到步进电机转子轴上, 以简化电- 机转换部件的数学模型, 从而得到:
式中, J为综合转动惯量, J=Jr+JL;B为综合黏性阻尼系数, B = Be+Bm;Te为综合阻力矩, Te= Tf+Tx。
联合式 (1) ~式 (3) , 得
由于Δθ=θm-θr较小, 有sin (Δθ) ≈Δθ, 故式 (4) 可变为
式 (5) 经拉氏变换后, 得到输出转角的传递函数:
2.2阀芯及反馈机构模型
由数字液压缸的工作原理可知, 滑阀阀口开度是由阀芯、螺母、滚珠丝杠和减速机反馈机构的旋转运动复合而成的, 参照图1, 可用下式描述其运动过程:
式中, xv为阀芯实际位移;xm为输入位移;xf为反馈位移; xp为活塞位移;kf为位移反馈系数;t1为阀芯螺杆螺母导程;t2为滚珠丝杆导程;i为减速机减速比。
2.3阀控缸模型
数字液压缸一般采用阀控非对称缸结构, 建模时不能简单套用阀控对称缸建模的方法[5], 工作原点的选取和负载压力、负载流量的定义必须考虑系统的不对称特性。
2.3.1确定系统工作原点
液压系统中, 液压弹簧刚度最小时, 系统固有频率最低, 阻尼比最小, 系统稳定性最差[6]。因此以液压弹簧刚度最小位置为工作点对系统特性进行研究具有代表性。
由文献[6]知, 液压缸总液压弹簧刚度为
式中, K为油液的体积模量;L为活塞行程;A1、V1分别为无杆腔的有效作用面积和等效容积;A2、V2分别为有杆腔的有效作用面积和等效容积。
定义面积比n=A2/A1, 则Kh取得最小值的条件为以此位置为工作原点, 取液压缸的总压缩体积Vt=A1L, 则两腔初始体积分别为
2.3.2定义负载压力和负载流量
负载压力pL与负载流量qL的定义必须满足功率匹配的要求, 即输出功率不大于输入功率。参考文献[7], 本文作如下定义:
式中, p1、p2分别为无杆腔压力和有杆腔压力;q1、q2分别为流入无杆腔体积流量和流出有杆腔体积流量。
2.3.3阀口流量线性化方程
xv≥0时, 阀口流量方程为
式中, w1、w2分别为与无杆腔和有杆腔相通的阀口面积梯度;Cd为阀口流量系数;ps为供油压力;p0为回油压力, 且p0≈0。
此时
xv<0时, 阀口流量方程为
同理可得
此时
在工作点处对负载流量进行线性化, 得
式中, Kq为流量增益系数;Kc为流量- 压力系数。
Kq、Kc的取值分别为
2.3.4流量连续性方程
假设连接管道短而粗, 管道内压力损失和动态损失可忽略;液压缸各工作腔内压力均衡, 油温和体积模量为常数;液压缸内外泄漏均为层流流动。可得液压缸两工作腔流量连续性方程:
式中, Ci、Ce分别为液压缸的内外泄漏系数。
整理可得
假设液压缸在初始位置附近做微小位移运动, 则可忽略式 (11) 的最后一项, 可得
式中, Cta为附加泄漏系数;Ctc为等效泄漏系数;Kt为比例系数。
2.3.5力平衡方程
液压缸输出力与负载力平衡方程为
式中, M为折算到活塞杆上的总质量;Bp为活塞及负载的黏性阻尼系数;k为负载弹簧等效刚度;FL为外负载力。
对式 (9) 、式 (12) 和式 (13) 进行拉氏变换, 得到以活塞位移为输出的传递函数:
式中, Ktc为总流量- 压力系数, Ktc= Kc+Ctc。
图2为数字液压缸的系统结构图。忽略弹性负载, 同时由于KtcBp/A12 1, 忽略此项, 化简整理后得到如图3所示的系统结构。
图3中, Ka=θb/nd为细分后的步距角;Kb=t1/ (2π) 为角度-位移转换系数;ωs=为数字滑阀的固有频率;ξs=Bωs/ (2TmZr) 为数字滑阀的阻尼比;ωh=为液压阻尼比。
不考虑负载和油源泄漏引起的干扰作用, 数字缸内反馈回路开环传递函数为
式中, Kv为开环放大系数, Kv= Kqkf/A1。
由自动控制原理可知, 该内反馈回路为一阶无静差系统, 稳态时, 系统位置误差趋于零, 速度误差与开环放大系数Kv成反比。
以脉冲数N为输入、活塞位移xp为输出的数字液压缸总传递函数为
式 (16) 综合考虑了正向运动 (xv≥0) 和反向运动 (xv<0) 两种工况。在不同工况下分别取相应阀系数Kq、Kc即可得到相应的数学模型。同时该传递函数在m =1时为对称阀控数字液压缸模型; 在m≠1时代表非对称阀控数字液压缸, 因此模型具有统一性和通用性。
3系统分析
3.1参数意义分析
对上述数学模型及系统结构图进行分析, 可得出以下结论:
(1) 数字液压缸位移反馈增益为kf, 速度反馈增益为无杆腔作用面积A1。由负载压力pL定义可知, A1本质上为负载面积AL, 需按负载要求设计;kf由滚珠丝杠和阀芯螺母导程、减速比决定, 需要合理选取。
(2) 系统的跟踪误差体现为阀芯位移xv, 控制增益为阀流量增益系数Kq。Kq为常数时, 数字液压缸本质上为比例控制。通过优化设计滑阀结构可将Kq非线性化, 实现系统的非线性控制, 获得更佳的控制效果。
(3) 步进电机至滑阀的电- 机转换环节相当于前处理器, 增益系数Ka、Kb使数字液压缸响应速度、分辨率和定位精度可调。
3.2系统特性分析
由数字液压缸传递函数的推导过程可知, 流量增益系数Kq和流量-压力系数Kc在正反两个运动方向上具有不同的形式, 正反向速度之比实际上为流量增益系数之比。以上标“+”代表正方向, “-”代表反方向, 则有其值与m无关, 即两方向的速度差异主要取决于负载和液压缸的结构, 无法通过采用匹配的非对称阀控方式消除。pL= (1-n) /ps时, v+/v-=1;pL=0时, v+/v-=阀芯正反向偏移量相同时, 流量-压力系数与流量增益系数Kq之比互为倒数。
根据劳斯判据, 系统稳定条件为Kv<2ξhωh。正反向开环放大系数Kv和阻尼比的不同, 使得正反向的稳定性有所差异。数字液压缸结构参数确定后, Kq直接影响Kv, Kc直接影响ξh。阀系数随阀工作点变化, 使得系统的稳定性指标不易确定。 但当阀芯处于原点时, 流量增益最大, 流量- 压力系数最小, 系统阻尼比最低, 此时系统最不稳定。故以零位阀系数分析验证系统稳定性, 能够保证系统在其他工作点处稳定。
4仿真验证
某对称阀控数字液压缸 (m=1) 的主要参数如下:步进电机齿数Zr= 50, 固有步距角θb= π/100, 最大静转矩Tm=1.2N·m, 驱动细分数nd=20;数字滑阀综合转动惯量J = 5.66× 10-5kg· m2, 综合黏性阻尼系数B = 0.06 N·m·s/rad, 阀口流量系数Cd=0.62, 面积梯度w1= w2=0.05m;液压缸无杆腔面积A1= 2.5×10-2m2, 面积比n=0.8, 总压缩体积Vt= 1.15×10-2m3, 反馈系数kf=0.3, 内泄漏系数Ci=2.4×10-11m/ (Pa·s) , 外泄漏系数Ce=4.7× 10-13m/ (Pa·s) ;活塞杆总质量M =360kg, 黏性阻尼系数Bp= 800N· m/s;外负载力FL= 2940N;油源供油压力ps=10MPa;油液密度ρ= 918kg/m3;油液体积模量K =700MPa。
将上述参数代入推导的数学模型, 计算得到Kq+=3.71, Kq-=3.37;数字滑阀的固有频率ωs=1.03×103rad/s, 阻尼比ξs=0.51;液压固有频率ωh=615.5rad/s, 该液压固有频率的计算充分考虑了滑阀结构的影响, 更准确地反映了阀控非对称缸的实际情况, 所得结果小于一般文献中直接通过最小液压弹簧刚度计算得到的固有频率[8]。
图4所示为计算得到的液压阻尼比随相对阀芯偏移量、相对负载压力变化曲线, 液压阻尼比与阀开度成正比, 且正反向运动时的液压阻尼比不相同。相对负载力为负时, 反向运动液压阻尼比大于正向运动, 反之, 正向运动液压阻尼比大于反向运动。pL/ps<0.1即相对负载力较小时, 反向运动阻尼比仍大于正向运动。由此可知液压阻尼比难以确定, 且计算值一般偏小, 而实验测量的零位阻尼比一般为0.1~0.2[9], 为了简化计算, 本文取正向运动阻尼比为0.1, 反向运动为0.12。
容易得到Kv+=43.78, 2ξh+ωh=123.10, Kv+< 2ξh+ωh;Kv-=39.73, 2ξh-ωh= 147.72, Kv-< 2ξh-ωh, 由此可知正反向运动模型均满足稳定条件, 系统稳定。图5为数字液压缸内反馈回路开环Bode图, 可以看出正反向运动的幅值裕度均大于6dB, 相角裕度均大于45°, 系统稳定性良好, 且反向运动幅值裕度大于正向运动, 稳定性更优。 穿越频率处的谐振峰由系统欠阻尼造成, 因此必须设法提高数字液压缸的阻尼比, 如增加负载黏性阻尼、设置压力反馈网络等[9-10]。
数字液压缸系统总传递函数的特征方程为
系统正向运动和反向运动的特征根分别为
可知所有极点均位于虚轴左侧, 数字滑阀部分的极点远离虚轴, 对系统影响较小 (系统响应的过渡过程主要由阀控缸部分的闭环极点引起的暂态分量决定) 。不考虑活塞位移符号, 数字液压缸正反向运动阶跃响应曲线如图6a所示。由图6a可知, 系统响应速度快, 振荡但无超调, 这是由于阀控缸部分的负实数极点与共轭复数极点距离虚轴的距离十分接近, 对应的2个暂态过程共同作用的结果。过渡时间t1+=0.089s, t1-=0.099s, 正向运动的响应速度大于反向运动。
图6b所示为kf=0.03时, 数字液压缸的阶跃响应曲线。其中, 过渡时间t2+= 0.894s, t2-= 0.985s, 正向运动响应速度依然大于反向运动, 但系统响应速度变慢, 无振荡也无超调。此时, 系统的特征根分别为
由此可知, 减小反馈增益使得阀控缸部分的共轭极点远离虚轴, 负实数极点靠近虚轴, 使得负实数极点对应的暂态分量在过渡过程中起主导作用, 这与响应曲线反映出的结果基本一致。
5结论
(1) 综合考虑数字液压缸各组成部分和不同工况建立的传递函数模型, 能适应不同阀控方式和运动方向的差异, 具有系统性和通用性。
(2) 以液压弹簧刚度最小位置为工作原点, 推导得到了液压固有频率和阻尼比的计算公式。由于充分考虑了滑阀结构的影响, 计算结果更准确地反映了数字液压缸的实际情况。
(3) 数字液压缸正反两运动方向上的速度差异实质为流量增益Kq的差异, 主要由负载和液压缸的非对称结构决定, 而与阀的匹配与否无关。 液压阻尼比受流量-压力系数Kc的影响, 与滑阀开度成正比。负载力为负时, 反向运动液压阻尼比较大, 反之, 正向运动阻尼比较大, 但当正向负载力较小时, 反向运动阻尼比略大于正向运动。
(4) 数字液压缸的系统特性主要由内反馈回路决定, 系统稳定性良好。反馈增益kf和阀流量增益Kq的设计决定系统的闭环极点分布, 从而影响系统稳定性和响应过程。
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重庆液压缸 篇2
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位置液压伺服机构数字控制策略研究 篇3
关键词：位置液压伺服机构,数字控制策略,稳定性分析,模糊控制
0 引言
目前,国内外工程界对数字控制液压伺服机构的研究已越来越重视,其理论也已逐渐走向成熟并开始应用[1]。数字控制如PID控制、Bang-Bang控制、脉宽调制(PWN)控制、模糊控制、自适应及自寻优控制、神经网络等等,其原理都是用计算机(单片机或DSP等)与控制阀一起组成伺服系统,利用计算机的软件功能来弥补机械部分的不足,以改善控制性能,达到复杂控制的目的,最终提高系统的可靠性及经济性指标。数字控制比传统的模拟控制有不少优点,是今后液压控制系统的研究发展方向[2]。
1 系统组成及数字描述
本文讨论的位置液压伺服机构的组成如图1,其数字描述如图2所示。系统的主要参数如下:
系统工作时间60～70s
伺服阀额定流量207.5cm3/s
作动器最大运动速度21.28cm/s。
该位置液压伺服机构是单输入-单输出、负载以摩擦力矩为主的模拟控制方式伺服系统;系统对动态响应指标要求较高,作动器从中位运动到极限位置(3.5cm)的时间小于0.3s;系统位置精度即静态误差指标也有较高的要求;要求体积小、质量轻,在满足性能要求的情况下,结构尽可能的简单。由于系统能源采用燃气涡轮加定量泵的方案,加之系统油箱较小,系统油温在工作期间往往上升到120℃以上,有可能达到150℃,甚至更高。
其中,Ka为伺服放大系数,5.83mA/V;Kf为电位器的反馈 系数,2.857V/cm;KQ为伺服阀的流量增益,20.75cm3/s/mA;A为作动器的有效面积,9.76cm2;TV为伺服阀的时间常数,3ms。
此类系统采用模拟控制方式即连续控制方式时,稳定性理论分析及实际试验都表明该系统是稳定的;用大增益提高伺服放大器的放大倍数Ka的方法也可以提高系统的快速性,能够达到系统动态响应指标的要求;但是系统位置精度即静态误差不很理想。影响系统静态误差的因素很多,由死区和零漂引起的静态误差可以用下式表示:
系统静态误差
其中:ΔI1—由静摩擦力引起的液压缸死区折算到电液伺服阀处的电流量;
ΔI2—电液伺服阀本身的死区,以电流值表示;
ΔI3—电液伺服阀的压力及温度零漂,以控制电流值表示。其中温度零漂的数值比较大,如QDY1电液伺服阀温度零漂指标为每升温40℃不大于2%的伺服阀额定控制电量值。
由以上分析可知,以误差调节为特征的模拟控制方式,其系统的输出随误差指令的变化而连续变化,系统是不可能在避开阀门死区和零漂电流的情况下工作的,因而不可能获得满意的结果。为此,同行中也有用在系统中加入温度补偿装置的方法解决此问题。这种做法的结果是增加了系统的复杂性及降低了系数的可靠性。若想获得比较满意的结果,应采用非连续的数字控制方式,使系统在避开阀门死区和零漂电流的情况下工作[3]。
下面对几种数字控制策略的分析讨论
a) Bang-Bang控制
采用Bang-Bang控制,控制阀门可采用简单的开关阀,系统在开或关的状态下工作,可靠性及抗干扰性将明显提高,成本也可降低。由于本文讨论的位置液压伺服机构的动态响应指标要求较高,其作动器运动速度达到21.28cm/s,数学仿真的结果表明,系统输出在目标位置上下会产生脉动,系统输出不够稳定,因此Bang-Bang控制对于本文讨论的位置液压伺服机构不适合。
b) 脉宽调制(PWM)控制
采用脉宽调制(PWM)控制,控制阀门虽在开关状态下工作,但可以通过脉宽调制的方式向作动器输出近似线性的流量。脉宽调制(PWM)控制还可以和其他控制方式相结合,如模糊PWM控制等。用模糊PWM控制策略对本文讨论的位置液压伺服机构进行数学仿真结果表明:若采用响应速度较快的伺服阀,系统可以得到较理想的结果,如图3所示;若采用响应速度较慢的一般的控制阀门,如单级比例阀等,系统输出在目标位置上下也有脉动。
c) 数字PID控制
传统的PID控制是工业控制中使用最广泛的一种控制方式,具有简单、稳定性好、可靠性高等优点[4]。数字PID控制规律(比例、积分、微分)可用“软件”即计算机程序来实现。数字PID控制还可以和其他控制方式相结合,如最优自整定PID控制、自适应PID控制、模糊PID控制等,以使系统得到更好的控制结果。但除模糊PID控制外,其他形式的PID控制系统不可能在避开阀门死区电流的情况下工作,故不太适合本文讨论的特殊位置液压伺服机构。模糊PID控制可以用于本文讨论的液压伺服系统,但一个7语言值条件下的模糊PID控制器需7×7×7=343条语言规则,而语言规则的增加也要增加数字控制器的容量。如果用于一般的工业控制,可采用工控机或体积和容量都较大的单片机,但本文讨论的液压伺服系统采用体积和容量都较小的DSP数字控制器,可以用于控制策略的程序的容量估计在150K以下,因此有可能装不下整个控制策略的程序。
d) 模糊控制
模糊控制是数字控制的一种,属于智能控制范畴。模糊控制是建立在人工经验基础上的,经过模糊推理倒出控制量,并用“IF…THEN…”的形式构成模糊控制器对系统进行控制。模糊控制可以采用多维控制器的方式,如两维、三维控制器等;模糊控制还可以与其他控制策略结合,如模糊自适应控制和模糊自寻优控制等等。若采用两维或三维控制器,或采用模糊自适应控制和模糊自寻优控制等控制策略,系统就要增加速度传感器等硬件,同时控制算法的复杂化也要增加数字控制器的容量。考虑到本文讨论的位置液压伺服机构的控制目的是:
1) 快速、稳定地达到目标位置;
2) 系统可以在避开阀门死区电流的情况下工作,从而使系统有较理想的位置精度;
3) 系统在达到控制目的前提下,要求控制策略尽可能的简单。同时,对控制系统所用控制阀门的要求尽可能的降低,以便既降低成本又提高系统的可靠性。
在此目标下,选用一维控制器,按位置变化对系统进行优化分段控制的策略,即一维模糊自寻优控制策略,用自寻优的方法而不是用模糊推理方法确定控制量的优化分段制,是一种比较适合本文讨论的液压伺服系统的控制策略。一维模糊自寻优控制策略的位置液压伺服机构的原理如图4所示。
2 一维模糊自寻优控制策略及仿真和实物试验
2.1 一维模糊自寻优控制策略
把位置液压伺服系统分为若干个区。在第一个区内令阀门全开度工作,作动器活塞以最快的速度向目标位置运动,因而系统有最快的动态响应;在接近目标区时令阀门在阀门死区电流的情况下工作,因而系统有较好的位置精度;在目标区(0.5%～1%目标位置值)内控制阀门关闭,如图5所示。
为使系统既有快速动态响应,又能控制输出的超调量,同时系统在整个控制过程中又能稳定工作,需要对控制系统的控制量用寻优的方法进行合理的分段。若本系统选用动态响应为20ms的控制阀门,阀门死区和零漂电流为1mA,针对本文讨论的位置液压伺服机构,用控制系统自寻优的方法得到本系统的最佳控制量分段值如表1。
2.2 一维模糊自寻优分段控制位置液压伺服机构的仿真计算与分析
若把优化分段控制的控制策略看成是一个特殊的非线性模块,并与本文讨论的位置控制液压伺服机构串连成一个数学模型,就可以对此特殊的控制系统进行理论仿真分析。阶跃响应仿真分析的结果如图6所示。
从仿真分析的结果可以看出,系统工作是稳定的;作动器从中位运动到极限位置(3.5cm)的动态响应时间为0.285s,小于原系统0.3s得动态响应时间要求;系统既有快速的动态响应,超调量又小于1.03%,效果比较理想。位置回环仿真分析的结果如图7所示。从仿真分析的结果可以看出,在阀门死区和零漂电流为1mA的情况下,系统位置回环的宽度小于0.034mm,不到作动器额定输出的1%。
2.3 一维模糊自寻优分段控制位置液压伺服机构的实物试验
用图1所示位置液压伺服机构进行实物试验,系统采用动态响应为3ms电液伺服阀,采用电动机加变量泵。实物试验包括空载试验和负载试验。负载试验中以摩擦力矩为主,摩擦力矩为1471N·m,此外还有少量位置力矩和偏心力矩。每种试验中又包括各种阶跃响应、正弦响应及位置回环试验。系统采用如下分段控制策略:
a) 实物阶跃响应试验
由响应曲线可知,作动器从零位开始以最快的速度向指定位置运动,与理论分析一致;另外,作动器从中位运动到3cm位置的时间约为183ms,与理论仿真分析也基本一致。
b) 实物正弦响应试验
试验中所加正弦信号的频率为8Hz,系统对正弦信号指令有较好的响应。
c) 实物位置回环试验
比较实物空载试验和负载试验的位置回环曲线,可以发现两者曲线几乎一样。这说明,由于优化分段控制位置液压伺服系统在避开阀门死区电流的情况下工作,所以系统可以克服由静摩擦力引起的静态误差。虽然实物试验中能源用电动机加变量泵,因此系统油温不高,但也可以推断,这种优化分段的控制系统是可以避免或减少由温度零漂引起的影响。
3 一维模糊自寻优分段控制系统的稳定性分析
3.1 问题的提出
从多次、反复的实物试验曲线看,模拟控制位置液压伺服机构采用优化分段控制策略后,系统是能够稳定工作的。但还是需要从理论上对这种控制系统的稳定性进行分析讨论,以便得出有指导意义的结论。
优化分段控制的位置液压伺服系统是一个非线性位置液压伺服系统[5]。实际上,其数学模型是在本文讨论的模拟控制位置液压伺服机构数学模型的基础上串连一个特殊的非线性模块,即优化分段控制策略的模块。对于非线性控制系统,一般采用描述函数法、相平面法等方法来加以讨论[6]。但本系统引入的非线性模块是一种特殊的非线性模块,很难利用上述提出的方法加以讨论。进一步的仿真分析发现,对这种非线性控制系统,在一定范围内施加各种频率的正弦信号,系统都能跟随指令输出不同相位和复制的正弦信号。当频率为6Hz的正弦信号时,优化分段控制的位置液压伺服系统的输出与原模拟控制位置液压伺服机构输出的比较如图8所示。
1—优化分段控制位置液压伺服系统的正弦信号输出 2—原模拟控制位置液压伺服机构正弦信号输出
当加频率为24Hz的正弦信号时,优化分段控制的位置液压伺服系统的输出与原模拟控制位置液压伺服机构输出的比较如图9所示:
比较上述两种不同系统的正弦信号响应曲线可以看出:
1) 优化分段控制的位置液压伺服系统与原模拟控制位置液压伺服系统都能跟随指令输出不同相位和幅值的正弦信号,因此两种系统客观上都应存在开环频率特性,而且可以求出他的开环频率特性。笔者认为,用谐波相关法的原理,从系统的闭环频率特性推导出系统的开环频率特性是一种较好的方法。
2) 比较两种不同系统的正弦信号输出曲线可以看出,在低频段,优化分段控制位置液压伺服系统的相位滞后和幅值衰减比原模拟控制位置液压伺服系统小;在高频段,优化分段控制位置液压伺服系统的相位与原模拟控制位置液压伺服系统几乎相同,但幅值衰减略小。
3.2 谐波相关法推导系统开环频率特性的原理
1) 谐波相关法推导系统闭环频率特性的原理已在参考文献[7]中详细论述,在此只简述如下:
任意系统的频率特性表示为:
复数形式:K(jω)=R(ω)·ejθ(ω),K(jω)=A(ω)+jB(ω)
对应的复变函数A(ω),B(ω)为同向分量和正交分量,且有以下关系:
在计算机对控制系统进行仿真分析和计算是,如果对输出正弦波得m个整波(m﹥5)进行如下积分运算,则可求出A(ω),B(ω)。
如果用各点输入正弦信号的频率作为自变量,系统输出的相位和幅值作为应变量,所得到的图形就是系统的闭环频率特性。
2) 用计算机对控制系统进行仿真计算所求出的是系统的闭环频率特性。如何用计算机对控制系统进行仿真计算,以便从系统闭环频率特性导出系统开环频率特性,笔者进行了如下推导。
如若一单位反馈控制系统有如下形式:
则系统的闭环传递函数可写成如图10形式。
式中:G(S)—系统的开环传递函数;
H(S)—系统的闭环传递函数;
若H(S)=A+jB,可以推导出如下公式。
用上述推导公式,对系统的数学模型用计算机进行谐波相关计算,可以得出系统的开环频率特性曲线。用这种方法对优化分段控制的位置液压伺服系统和原模拟控制位置液压伺服系统进行谐波相关计算,并把相关运算的结果画在同一图内,如图11所示。
1— 优化分段控制位置液压伺服系统的开环频率特性曲线 2— 原模拟控制位置液压伺服机构开环频率特性曲线
3.3 优化分段控制的系统稳定性讨论从图11可以看出:
1) 两种不同伺服系统的开环频率特性曲线很接近。在低频段,优化分段控制的位置液压伺服系统的相位滞后和幅值衰减比原模拟控制位置液压伺服系统略小;在高频段,优化分段控制位置液压伺服系统相位与原模拟控制位置液压伺服系统的相位几乎相同,而幅值衰减略小。
2) 两种不同伺服系统的穿越频率几乎一致。用Nyquist稳定判据对两种伺服系统进行稳定性讨论,可以看出两种系统都是稳定的,而且优化分段控制的位置液压伺服系统的稳定裕量比原模拟控制位置液压伺服系统还略有提高。
由上述分析可以得出以下结论,即对模拟控制位置液压伺服系统实施优化分段控制策略后系统的开环频率特性曲线几乎不变,只要原模拟控制位置液压伺服系统是稳定的,实施优化分段控制策略后,改位置爷爷伺服系统也是稳定的,而且稳定裕量比原模拟控制位置液压伺服系统还略有提高。
4 结论
从工程实际出发,对以摩擦力矩为主的用于航天的位置液压伺服机构提出按模糊控制原理对原系统实施优化分段控制的数字控制策略,即一维模糊自寻优控制策略。
采用此种优化分段控制的控制策略后,不仅有快速响应能力,而且可以使系统在避开阀门死区电流的情况下工作,避免或减少由死区及温度零漂引起的影响,有较好的位置精度。在达到动、静态指标要求情况下,可以降低对系统硬件的要求,利用 “软件伺服”来弥补机械部分的不足。如果系统采用伺服阀作为控制阀门,则伺服阀的响应时间可见到15ms左右,伺服阀本身的死区也可适当放宽,因此降低了伺服阀的加工难度。系统还可以采用单级直动式比例阀作为控制阀门。系统在开关和脉动状态下工作,可以提高系统的抗污染能力。因此,在一定程度上提高了系统的可靠性。理论分析表明,其开环频率特性曲线几乎不变,原模拟控制位置液压伺服系统是稳定的,优化分段控制的位置液压伺服系统也是稳定的。大量实物试验的结果也表明这种控制系统是稳定的。
大量理论探索和数学仿真已经实物试验的结果表明,此种控制策略对本文讨论的位置液压伺服机构是有效的,而且是稳定和可靠的,是一种适合在工程中应该的简单、实用的控制策略[8]。如果在数字控制器中能加入能实时辨识、修正,并不断进行参数优化,也就是具有自学习功能,控制系统的性能会有进一步改善和提高。从这一角度出发,模糊控制与具有自学习功能的神经网络控制相结合,可能是位置液压伺服机构今后的发展方向。
参考文献
[1]李洪人.液压控制系统[M].北京:国防工业出版社.1990.
[2]李福义.液压技术与液压伺服系统[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社.1994:
[3]杨位钦.自动控制理论基础[M].北京:北京理工大学出版社,1999.
[4]韦巍.智能控制技术[M].北京:机械工业出版社,2003.3.
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[7]陈劲松.电液伺服机构动态频率特性算法研究[R].南京晨光集团215所电测室,1999.
数字液压缸 篇4
文献综述
设计（论文）题目：
学 院：＿＿＿＿＿＿＿＿ 专 业：＿＿＿＿＿＿＿＿ 班 级：＿＿＿＿＿＿＿＿ 学 号：＿＿＿＿＿＿＿＿ 学生姓名：＿＿＿＿＿＿＿＿ 指导教师：＿＿＿＿＿＿＿＿
****年**月**日
摘要
在千斤顶液压缸加工机床电气控制系统设计中，设计了PLC控制系统总体方案，概括了PLC的简介，对千斤顶液压缸加工机床进行了设计分析，给出了硬件、软件设计与实现方案。在设计分析千斤顶液压缸加工机床中，对机床的结构及工作原理做出来了阐述，并绘制了机床结构图，还阐述了机床液压系统工作原理以及机床工作流程。在硬件设计部分，阐述了电动机主电路及其电气控制电路的设计过程，画出了注电流图，给出了工作示意图，给出了这两个电路的电器元件的选择结果以及硬件配置接线图。在控制电路的设计部分，阐述了I/O接线图的设计过程，给出 PLC及其输入／输出元件的选择结果。在软件设计部份详细地阐述了PLC用户程序的设计过程，其中包括对公用程序、手动程序、自动程序与故障报警程序的设计过程的阐述，并给出了上述所有程序的梯形图、语句表以及仿真。
关键词：机床系统分析，硬件设计，软件设计
Abstract In the design of electrical control system of hydraulic cylinder of hoisting jack machine, designed the overall scheme of PLC control system, summarizes the introduction of PLC, the cutting machine for jack hydraulic cylinder is designed and analyzed, given the hardware and software design and implementation.In the design of machine tool hydraulic cylinder of hoisting jack, the structure and working principle of the machine to do it described, and draw the structure of machine tool, also describes the working principle and working process of hydraulic system of machine tool.In the hardware design part, expounds the design process of the main circuit and control circuit of the electric motor, draw the current map diagram is given, the electrical components of the two circuit are given and the hardware configuration of the wiring diagram.In the design part of the control circuit, the design process of the I/O wiring diagram is described, and the selection results of the PLC and its input / output components are given.In the software design part describes in detail the design process of PLC user programs, including the design process of alarm program utility, manual procedures, automatic program and fault description, and gives all of the above program ladder diagram, statement table and simulation。
Keywords：Machine tool system analysis, hardware design, software design
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第一章 概述
1.1 千斤顶液压缸加工机床电气控制系统发展现状
目前，随着大规模和超大规模集成电路等微电子技术的发展，PLC已由最初一位机发展到现在的以16位和32位微处理器构成的微机化PC，而且实现了多处理器的多通道处理。如今，PLC技术已非常成熟，不仅控制功能增强，功耗和体积减小，成本下降，可靠性提高，编程和故障检测更为灵活方便，而且随着远程I/O和通信网络、数据处理以及图象显示的发展，使PLC向用于连续生产过程控制的方向发展，成为实现工业生产自动化的一大支柱。现在，世界上有200多家PLC生产厂家，400多品种的PLC产品，按地域可分成美国、欧洲、和日本等三个流派产品，各流派PLC产品都各具特色。其中，美国是PLC生产大国，有100多家PLC厂商，著名的有A-B公司、通用电气（GE）公司、莫迪康（MODICON）公司。欧洲PLC产品主要制造商有德国的西门子（SIEMENS）公司、AEG公司、法国的TE公司。日本有许多PLC制造商，如三菱、欧姆龙、松下、富士等，韩国的三星（SAMSUNG）、LG等，这些生产厂家的产品占有80%以上的PLC市场份额。经过多年的发展，国内PLC生产厂家约有三十家，国内PLC应用市场仍然以国外产品为主。国内公司在开展PLC业务时有较大的竞争优势，如：需求优势、产品定制优势、成本优势、服务优势、响应速度优势。PLC的发展趋势随着PLC应用领域日益扩大，PLC技术及其产品结构都在不断改进，功能日益强大，性价比越来越高。可编程控制器（Programmable Controller）是计算机家族中的一员，是为工业控制应用而设计制造的。早期的可编程控制器称作可编程逻辑控制器（Programmable Logic Controller），简称PLC，它主要用来代替继电器实现逻辑控制。随着技术的发展，这种装置的功能已经大大超过了逻辑控制的范围，因此，今天这种装置称作可编程控制器，简称PC。但是为了避免与个人计算机（Personal Computer）的简称混淆，所以将可编程控制器简称PLC。可编程逻辑控制器(Programmable Logic Controller，简称PLC)是专为在工业环境下应用而设计的数字运算操作电子系统，是微机技术与传统的继电接触控制技术相结合的产物，它克服了继电接触控制系统中的机械触点的接线复杂、可靠性低、功耗高、通用性灵活性差的缺点，充分利用了微处理器的优点。可编程控制器是一种数字运算操作的电子系统，专为工业环境下应用而设计，它采用可编程序的存储器，用来在其内部存储执行逻辑运算，顺序控制，定时，计数和算术运算等操作的指令，并通过数字式、模拟式的输入和输出，控制各种机械和生产过程。可编程控制器及其有关设备都应按易于使工业控制系统形成一个整体，易于扩充其功能的原则设计。
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1.2 未来发展趋势
（1）、在产品规模方面，向两极发展。一方面，大力发展速度更快、性价比更高的小型和超小型PLC。以适应单机及小型自动控制的需要。另一方面，向高速度、大容量、技术完善的大型PLC方向发展。随着复杂系统控制的要求越来越高和微处理器与计算机技术的不断发展，人们对PLC的信息处理速度要求也越来越高，要求用户存储器容量也越来越大。
（2）、向通信网络化发展
PLC网络控制是当前控制系统和PLC技术发展的潮流。PLC与PLC之间的联网通信、PLC与上位计算机的联网通信已得到广泛应用。目前，PLC制造商都在发展自己专用的通信模块和通信软件以加强PLC的联网能力。各PLC制造商之间也在协商指定通用的通信标准，以构成更大的网络系统。PLC已成为集散控制系统（DCS）不可缺少的组成部分。
（3）、向模块化、智能化发展
为满足工业自动化各种控制系统的需要，近年来，PLC厂家先后开发了不少新器件和模块，如智能I/O模块、温度控制模块和专门用于检测PLC外部故障的专用智能模块等，这些模块的开发和应用不仅增强了功能，扩展了PLC的应用范围，还提高了系统的可靠性。
（4）、编程语言和编程工具的多样化和标准化
多种编程语言的并存、互补与发展是PLC软件进步的一种趋势。PLC厂家在使硬件及编程工具换代频繁、丰富多样、功能提高的同时，日益向MAP(制造自动化协议)靠拢，使PLC的基本部件，包括输入输出模块、通信协议、编程语言和编程工具等方面的技术规范化和标准化。
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第二章 机床控制方法与控制系统的确定
机床控制系统在现代机床生产业中有很重要的的作用，机床的控制系统相当于机床的大脑和心脏。一台机床要想很好的运行其控制系统一定要做好，一个好的机床控制系统要能够很好的控制机床的运行，能使机床的每一步都能够准确运行到位，并且还要有好的安全保护系统，还要有好的调试系统等。机床控制系统有继电器控制、单片机控制、PLC控制等。现将几种控制系统作出分析比较选取最优的控制系统来实现其功能。
2.1 PLC控制与继电器控制比较
（1）控制逻辑：继电器控制逻辑采用硬接线逻辑，利用继电器机械触点的串联或并联及延时继电器的滞后动作等组合成控制逻辑，其连线多而复杂，体积大，功耗大，一旦系统构成后，想再改变或增加功能都很困难。另外继电器触点数目有限，每只一般只有4～8对触点，因此灵活性和扩展性都很差。而PLC采用存储逻辑，其控制逻辑以程序方式存储在内存中，要改变控制逻辑，只需改变程序，故称为“软接线”，其连线少，体积小，加之PLC 中每只软继电器的触点数理论上无限制，因此灵活性和扩展性都很好。PLC由中大规模集成电路组成，功耗小。
（2）工作方式：当电流接通时，继电控制线路中各继电器都处于受约状态，即该吸合的都应吸合，不该吸合的都因受某种条件限制不能吸合。而PLC的控制逻辑中，各继电器都处于周期性循环扫描接通之中，从宏观上看，每个继电器受制约接通的时间是短暂的。
（3）控制速度：继电控制逻辑依靠触点的机械动作实现控制，工作频率低。触点的开闭动作一般在几十毫秒数量级。另外机械触点还会出现抖动问题。而PLC是由程序指令控制半导体电路来实现控制的，速度极快，一般一条用户指令的执行时间在微秒数量级。PLC内部还有严格的同步，不会出现抖动问题。
（4）限时控制：继电控制逻辑利用时间继电器的滞后动作进行限时控制。时间继电器一般分为空气阻尼式、电磁式、半导体式等，其定时精度不高，定时时间易受环境湿度和温度变化的影响，调整时间困难。有些特殊的时间继电器结构复杂，不便维护。PLC使用半导体集成电路作定时器，时基脉冲由晶体振荡器产生，精度相当高，定时范围一般从0.1s到若干分钟甚至更长，用户可根据需要在程序中设定定时值，然后由软件和硬件计数器来控制定时时间，定时精度小于10ms且定时时间不受环境的影响。
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（5)计数控制：PLC能实现计数功能，而继电控制逻辑一般不具备计数控制功能。
（6）设计与施工：使用继电控制逻辑完成一项控制工程，其设计、施工、调试必须依次进行，周期长，而且修改困难。工程越大，这一点就越突出。而用PLC完成一项控制工程，在系统设计完成以后，现场施工和控制逻辑的设计（包括梯形图和程序设计）。基于PLC的静态切割机控制系统设计可以同时进行，周期短，且调试和修改都很方便。
（7）可靠性和可维护性：继电控制逻辑使用了大量的机械触点，连线也多。触点开闭时会受到电弧的损坏，并有机械磨损，寿命短，因此可靠性和可维护性差。而PLC采用微电子技术，大量的开关动作由无触点的半导体电路来完成，它体积小、寿命长、可靠性高。PLC还配备有自检和监督功能，能检查出自身的故障，并随时显示给操作人员，还能动态地监视控制程序的执行情况，为现场调试和维护提供了方便。
（8）价格：继电控制逻辑使用机械开关、继电器和接触器，价格比较便宜。而PLC使用中大规模集成电路，价格比较昂贵。
2.2 PLC的特点
高可靠性：所有的I/O接口电路均采用光电隔离，使工业现场的外电路与PLC内部电路之间电气上隔离。各输入端均采用R-C滤波器，其滤波时间常数一般为10～20ms各模块均采用屏蔽措施，以防止辐射干扰。采用性能优良的开关电源。对采用的器件进行严格的筛选。良好的自诊断功能，一旦电源或其他软，硬件发生异常情况，CPU立即采用有效措施，以防止故障扩大。大型PLC还可以采用由双CPU构成冗余系统或有三CPU构成表决系统,使可靠性更进一步提高。
丰富的I/O接口模块PLC针对不同的工业现场信号，如：交流或直流；开关量或模拟量；电压或电流；脉冲或电位；强电或弱电等。有相应的I/O模块与工业现场的器件或设备，如：按钮；行程开关；接近开关；传感器及变送器；电磁线圈；控制阀等直接连接。另外为了提高操作性能，它还有多种人-机对话的接口模块；为了组成工业局部网络，它还有多种通讯联网的接口模块，等等。
采用模块化结构为了适应各种工业控制需要，除了单元式的小型PLC以外，绝大多数PLC均采用模块化结构。PLC的各个部件，包括CPU，电源，I/O等均采用模块化设计，由机架及电缆将各模块连接起来，系统的规模和功能可根据用户的需要自行组合。
编程简单易学PLC的编程大多采用类似于继电器控制线路的梯形图形式，对使用者来说，不需要具备计算机的专门知识，因此很容易被一般工程技术人员所理解和掌握。
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安装简单，维修方便PLC不需要专门的机房，可以在各种工业环境下直接运行。使用时只需将现场的各种设备与PLC相应的I/O端相连接，即可投入运行。各种模块上均有运行和故障指示装置，便于用户了解运行情况和查找故障。由于采用模块化结构，因此一旦某模块发生故障，用户可以通过更换模块的方法，使系统迅速恢复运行。
PLC的功能：(1)逻辑控制(2)定时控制（3)计数控制(4)步进(顺序)控制(5)PID控制(6)数据控制：PLC具有数据处理能力（7）通信和联网(8)其它：PLC还有许多特殊功能模块，适用于各种特殊控制的要求，如：定位控制模块，CRT模块。基于PLC的静态切割机控制系统设计
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第三章 机床系统分析
3.1 机床结构及工作原理
数控机床一般由输入、输出装置、数控装置、可编程控制器、伺服系统、检测反馈装置和机床主机等组成。输入输出装置其作用是将零件加工程序、参数、命令送入数控装置。数控装置是一种专用计算机，一般由中央处理器、存储器、总线、输入/输出接口组成，是数控系统的核心，其作用是对数控加工程序进行译码、数据转换、插补计算，最后将加工程序信息转换为输出到伺服驱动系统的脉冲、电流或电压等控制信号。机床本体包括机床的主运动部件、进给运动部件、执行部件和底座、立柱、刀架、工作台等基础部件。机床本体要具有较高的精度和刚度，良好的精度保持性，主运动、进给运动部件要有高运动精度和高灵敏度。本机床用于千斤顶液压缸两个端面的加工，采用装在动力滑台上的左、右两个动力头同时进行切削。动力头的快进、工进及快退由液压缸驱动。液压系统采用两位四通电磁阀控制，并用调整死挡铁的方法实现位置控制。
千斤顶液压缸两端面加工的工作循环如图所示，加工时，将工件放在工作台上并加紧，当工件夹紧后发出加工命令，左、右滑台开始快进，当接近加工位置时，左、右滑台变为工进进给，直到加工完成后再快退返回。至原来左、右滑台分别停止，并将工件放松取下，工作循环结束。既工作循环如下：工件定位—工件夹紧—滑台入位—加工零件—滑台复位—夹具松开。
3.2 机床液压系统工作原理
机床液压系统如图所示，由于左右液压滑台工作油路相同，图中只画出一个液压滑台油路。千斤顶液压缸两端面加工机床采用了两位四通电磁阀控制，液压缸4主要驱动工件的定位，液压缸7主要驱动工件的夹紧和放松，液压缸12主要驱动动力头的快进、工进以及快退。当我们把零件装入夹具后，打开主开关，运行机床，此时只有电磁换向阀YV1得电，电磁换向阀右位接通，液压泵流出的液压油驱动液压缸左行，插入定位销，此时工件定位：工件定位后，经过一段时间，点此换向阀YV2得电，液压油经过压力油经阀5，驱动液压缸7动作，将零件固定在夹具内，压力继电器检测到油路到一定压力，零件夹紧后，电磁换向阀YV3、YV4、YV5同时得电，此时，为了保证滑台入位，YV1失电，使定位油缸退出，YV4得电，使液压缸左行快进，快速进入加工位置，回油经单向阀14流入油缸；当液压缸12驱动动力头到达加工位置时，YV5失电，回油经调速阀17，单向阀15流入油缸，机床进入工进状态，左右动力台进行两端面切削加工；当动力头
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到达加工终点时，停止工进，延长一段时间后，YV4失电，液压油经过单向阀13快速退回原位；左右动力头退到原位后，YV3失电，使滑台复位；滑台复后，电磁阀YV2失电，夹具松开，可以取出工件。
3.3 机床工作流程
1.工件定位人工将零件装入夹具后，定位液压缸动作，工件定位。
2.工件夹紧零件定位后，延时15s，夹紧液压缸动作使零件固定在夹具内，同时定位液压缸退出以保证滑台入位。
3.滑台入位滑台带动动力头一起快速进入加工位置。
4.加工零件左右动力头进行两端面切削加工，动力头到达加工终点位置即停止工进，延时30s后停转，快速退回原位。
5.滑台复位左右动力头退回原位后，滑台复位。6.夹具松开当滑台复位后夹具松开，取出零件。
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第四章 硬件设计
4.1 控制要求
（1）左右动力头旋转切削由电动机M1集中传动，切削时冷却泵电动机同时运转。（2）只有在液压泵电动机M3工作，油压达到一定压力（压力继电器检测）后，才能进行其他的控制。
（3）机床即能半自动循环工作，又能对各个动作单独进行调整。（4）要求有必要的电气连锁与保护，还有显示与安全照明。
4.2 加工过程的设计
1.工件的定位和加紧是靠电动机、液压系统和电磁阀来完成的。通过三者的配合将工件定位和加紧。
2.滑台的入位和复位是靠电动机的拖动和电磁阀来完成的，在滑台入位的过程中，电动机要能够根据滑台的实际位置来实现加速、减速、正转，电磁阀也要能够相应的得电和断电，从而实现滑台的准确入位和精确加工。
3.在加工过程中，根据具体的控制要求使电动机的工作过程、电磁阀的通断电符合控制要求。避免加工过程中的错误。如在工件定位的过程中，电磁阀YV1得电，其它的电磁阀都不能得电，并且只有在工件定位结束后夹紧液压缸才允许动作。
4.在整个工作过程中，能够根据所给出的辅助电路，判断出现在的工作环节。当电路产生故障时可以通过辅助电路判断出故障可能发生在哪个环节。如HL1是动力头M1、冷却泵M2的运行指示.4.3 主电路的设计
其中M1带动动力头，M2带动冷却泵，M3带动液压泵。KM1为M1、M2的接触器。KM2为M3的接触器。左右动力头旋转切削由电动机M1集中传动，切削时冷却泵电机M2同时运转。M3带动液压泵，只有在液压泵电动机M3工作，油压达到一定压（压力继电器检测）后，才能进行其他的控制。主电路图如下
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4.4 I/O点数的确定
根据上述控制要求可知系统采用自动工作方式，控制系统所需的输入端有启动开关SB1、停止开关SB2、压力继电器输入开关SB3、左动力头原位限位开关SB4、右动力头原位限位开关SB5、左动力头工进限位开关SB6、右动力头限位开关SB7、左动力头快进限位开关SB8、右动力头快进限位开关SB9，一共九个输入端；而输出端包括电磁换向阀YV1、YV2、YV3、YV4、YV5和动力头M1、冷却泵M2接触器以及故障指示HL1，一共8个输出端，考虑充裕量要求，因此估算用户程序存储容量：存储器字数≥开关量I/O总数X10=170.所以选用输入点个数≥
9、输出点个数≥
8、用户程序存储器容量≥170的PLC。
4.5 主电路的电机选择
电动机是主要的动力机械，它的应用是非常广泛的，所以就其全国电动机的总耗电量来说，它是极为可观的。因此，合理选择电动机是相当重要的，它直接关系到生产机械的运行安全和投资效益。电动机的选择内容包括电动机种类、外壳型式、额定电压、额定转速、额定功率、各项性能等电力拖动系统中拖动生产机械运行的原动机即驱动电机，包括直流电动机和交流电动机两大种，交流电动机又有异步电动机和同步电动机两种。本次的电机主要选择是异步电动机。
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第五章 软件设计
（1）将零件装入夹具中，按下液压泵M3的启动按钮，启动电机M3，接触器KM2得电，KM2常开开关闭合，电路自锁。
（2）KM2常开开关闭合，电磁阀Y2得电，工件开始定位。
（3）零件定位之后，开始延时，延时15S后，加紧液压缸动作使零件固定在夹具里，同时停止按钮SB2启动，定位液压缸退出以保证滑台入位。
（4）当压力达到一定时，压力继电器开关SP闭合，左动力头原位限位开关SQ1、右动力头原位限位开关SQ2、左动力头工进限位开关SQ3得电，内部辅助继电器得电闭合，此时工件进行左快进动作。
（5）入位之后，电磁阀YV4得电，左右动力头开始进行两端面切削加工。（6）当动力头到达加工终点位置即停止工进，延时30S后复位，工件进行快退动作。
（7）退位后电磁阀YV2、YV3得电动作，动力头开始退回原位。（8）左右动力头退回原位后，滑台复位，夹具松开，取出零件。
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参考文献
数字液压缸 篇5
在工程实际中, 应用最为广泛的调节控制规律为比例、积分、微分控制, 简称PID控制, 又称PID调节[1]。PID控制器问世至今已有近70年历史, 它以结构简单、稳定性好、工作可靠、调整方便而成为工业控制的主要技术之一。伺服系统服务的对象种类繁多, 如机器人手臂各关节的运动控制, 跟踪雷达天线俯仰角、方位角的自动控制, 电动控制阀阀门的位置控制, 计算机的磁盘、光盘的驱动控制等, 都需要伺服系统。伺服系统已经进入全数字化和智能化的时代[2]。
1 电液比例阀及数字伺服控制系统的工作原理
在电液比例方向控制阀中, 与输入电信号成正比的输出量是阀芯的位移或输出流量, 并且该输出量随着输入电信号的正负变化而改变运动方向。因此, 电液比例方向控制阀本质上是一个方向流量控制阀。
图1为电液比例方向控制阀的结构原理图[3], 它主要是由两个比例电磁铁1、6, 阀体3, 阀芯4, 对中弹簧2、5组成。当比例电磁铁1同电时, 阀芯右移, 油口P (出油口) 和B (通道B) 通, A (通道A) 与T (进油口) 通, 而阀口的开度与电磁铁1的输入电流成比例;当电磁铁6通电时, 阀芯向左移, 油口P和A通, 而B和T通, 阀口的开度与电磁铁6的输入电流成比例。
用标准电流信号控制电液伺服阀的阀口的开度, 从而控制进出油量的多少, 实现对伺服对象的位置控制。
图2为数字液压伺服控制系统的原理框图。当控制器开始控制伺服机构时, 反馈测量元件以标准电流值表示伺服机构的位置信息, 用A/D转换器转换成相对位置码形式反馈给伺服控制器, 形成位置反馈回路。控制器每一个控制周期采集一次的相对位置码, 利用反馈信号和控制指令信号的偏差, 通过控制算法计算控制量输出控制信号, 再通过D/A转换器输入对应的模拟控制电流。输出的电流的大小和极性决定了电液伺服阀的液流方向和流量的控制, 从而实现对伺服机构的位置控制。
2 PID控制原理
比例控制是一种最简单的控制方式, 其控制器的输出与输入误差信号成比例关系。在积分控制中, 控制器的输出与输入误差信号的积分成比例关系[4]。在微分控制中, 控制器的输出与输入误差信号的微分 (即误差的变化率) 成正比关系。
在模拟调节系统中, PID算法的表达式为[5]
1, 6—比例电磁铁2, 5—对中弹簧3—阀体4—阀芯
式中:u (t) ——数字控制器的输入信号;e (t) ——数字控制器输入的偏差信号, 它等于测量值和给定值之差;Kp——数字控制器的比例系数;T1——数字控制器的积分常数;TD——数字控制器的微分时间常数。式 (1) 的拉氏转换式为
比例控制器能迅速反应误差, 从而减小误差;但比例控制器不能消除稳态误差, Kp的加大, 会引起系统得不稳定。积分控制器的作用是, 只要系统存在误差, 积分控制作用就不会地积累, 输出控制量就可以消除误差。但积分作用太强会使系统超调增大, 甚至是系统出现振荡。微分控制器可以减少超调量, 克服振荡, 使系统的稳定性提高, 同时加快系统的动态响应速度, 减小调整时间, 从而改善系统的动态性能。PID控制器所构成的模拟控制系统, 由于计算机控制是一种采样控制, 它只能根据采样时刻的偏差值来计算控制量, 因此在数字控制系统中, 必须先对模拟信号进行离散化处理, 转化为计算机能实现的数字量的控制算法。
3 变速积分PID控制原理
比例环节的作用是对信号的偏差瞬间做出反应, Kp越大, 控制作用越强, 但过大的Kp, 会导致系统振荡, 破坏系统的稳定性。积分环节的作用虽然可以消除静态误差, 但也会降低系统的响应速度, 增加系统的超调量, 甚至使系统出现等幅振荡, 减小Kp, 可以降低系统的超调量, 但会减慢系统的响应过程。微分环节的作用是阻止偏差的变化, 有助于减小超调量, 克服振荡, 使系统趋于稳定, 使其对干扰敏感, 不利于系统的鲁棒性。因此, 如何根据系统的偏差大小改变积分的速度, 这对于提高品质是至关重要的。
变速积分PID较好的解决了这一问题, 它的基本思想是设法改变积分项的累加速度, 使其与偏差的大小相对应:偏差越大, 积分越慢;反之则越快。为此, 设置一系数f[e (k) ], 它是e (k) 的函数。当e (k) 增大时, f减小;反之增大。变速积分的PID积分项表示式为
f与偏差当前值e (k) 的关系可以是线性的或高阶的, 如设其为
f的值在0~1区间变化。当偏差大于所给区间A+B后, f=0, 不再进行累加 (即不在加当前值|e (k) |;当偏差k (e) 小于B时, 加当前值e (k) , 即积分项变成了与一般PID积分项相同, 积分动作达到最高速 (全速) ;而当偏差值|e (k) |在B和A+B之间时, 则累加的是部分当前值, 其值在0~|e (k) |之间随ke) (的大小而变化, 因此其积分速度在之间。将 (21) 式代入位置型PID算式, 可得变速积分PID算式的完整形式, 即
变速积分PID与普通积分PID相比, 具有如下一些特点:完全消除了积分饱和现象;大大减小了超调量, 可以很容易地使系统稳定;参数整定容易, 各参数间的互相影响减小了, 而且对A、B两参数的要求不精确, 可作一次性确定。
4 MATLAB仿真结果
因长时间出现偏差或偏差较大, 计算出的控制量有可能溢出。该伺服控制系统有两个极限位置, 调节阀全开或者全关。如果执行机构已到极限位置, 仍然不能消除偏差时, 由于积分作用, 尽管计算PID差分方程所得的运算结果继续增大或者减小, 但执行机构已无相应得动作, 这就是积分饱和。当出现积分饱和时, 势必使超调量增加, 控制品质变坏。为了防止积分饱和, 可对计算出的控制量u (k) 限幅, 同时把积分作用切除掉。实际中A、B的值可作一次性整定, 当A、B的值选得越大, 变速积分对积分饱和抑制作用就越弱, 反之则越强。使用变速积分PID控制算法, 取A=24, B=16, Kp=4.5, KI=0.32, KD=4.38。
5 结语
由分析可以看出, 变速积分PID控制算法的控制效果比较好, 静态特性和动态特性都得到改善, 且具有比较理想的抗干扰能力。在本课题中采用变速积分PID控制算法作为数字伺服控制器的控制算法。
摘要：本文讨论了电液比例阀的一种高精度变速积分数字PID控制方法, 首先对液压电液比例阀进行了介绍, 然后研究了伺服控制器的数学模型, 进而对变速积分式的数字PID控制的原理和设计中使用的算法进行分析。仿真结果表明, 变速积分PID控制算法改善系统的静态特性和动态特性, 提高系统的抗干扰能力。
关键词：PID控制,液压伺服阀,变速积分PID控制
参考文献
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数字液压作动器在舰艇舵机中的应用 篇6
传统舰艇舵机系统存在不稳定、可维修性不高等问题, 而数字液压作动器具有结构简单、控制准确、可靠性高和免维护等优点, 如果将其应用于舰艇舵机将会大大提高舰艇的机动性和自动化水平, 从而提高整个舰艇的战斗力。
1 数字液压作动器性能介绍
数字液压作动器是将液压油缸、数字阀、传感器和控制电机有机结合的作动机构。数字阀是靠步进电机驱动的, 步进电机可以直接接收计算机或数字控制器发出的数字脉冲信号。步进电机带动数字阀、打开油路、油缸运动, 油缸运动的同时通过内部转换机构将活塞的速度和位置反馈到数字阀, 构成了自动调节的速度闭环和位置闭环, 从而使油缸的速度和位移精确地对应于步进电机的转速和转角, 实现闭环控制的自动调节机理。通过将复杂的电气闭环控制变成简单的电气开环控制, 从而大大简化了系统构成。数字液压作动器结构如图一所示。
1.1 主要特点
(1) 高度集成。液压缸、数字阀、反馈机构、控制电机有机集成为一个整体, 结构简单。
1.数字液压阀;2.连接器;3.数字液压阀阀套;4.数字液压阀阀芯;5.步进电机;6.转换机构;7.定位机构;8.电机外罩;9.电器插头;10.连接管路;11.滚珠丝杆;12.滚珠螺母;13.反馈机构;14.油缸密封圈;15.活塞;16.油缸防尘圈;17.活塞杆
(2) 控制简单。不依赖外部传感器, 数字液压作动器内部有一套精密的位置感应机构, 这套感应机构直接与运动机构的输出连接, 对控制系统来说就是一个开环系统, 不需要复杂的位置反馈、滤波、控制算法。
(3) 控制精度高。使用数字脉冲, 而不是电压或电流信号, 脉冲的个数对应位置, 脉冲的频率对应速度, 脉冲的方向对应方向。因此不仅定位准确、稳定性很好, 而且控制误差固定, 可重复性好。
(4) 稳定性好。无温漂、无零漂。
(5) 抗污染强。使用普通的液压油, 液压系统无需特殊过滤, 从而给使用维护带来很大方便。
(6) 接口简单。与计算机间无需A/D和D/A变换, 直接接收数字脉冲, 便于分布式控制。
1.2 主要技术指标
数字液压作动器主要技术指标如表一所示。
2 传统舰艇舵机系统
图二为某型舰艇上的250k N.m阀控液压舵机原理图, 它的基本原理是采用定量泵与电液换向阀的配合动作实现舵机的液压控制。两个舵叶通过一套拉杆机构和液压缸中的柱塞连接。柱塞可以在油缸中左右移动, 当右边油缸中通入液压油时, 柱塞便向左移动, 带动舵叶向左转动 (左转舵) , 反之, 当左边油缸中通入液压油时, 柱塞便向右移动, 带动舵叶向右转动 (右转舵) 。
它的液压系统有三套, 两套柱塞泵平时互为备用, 同时启动可高速运行;还有一套手摇泵用于应急操纵。舵的运动靠一个三位四通电磁换向阀控制。当需要改变航向时, 操纵部位通过发出电流信号使电磁阀通电、向油缸供油, 使舵机产生相应的运动。
这种通过电磁阀控制转向的舵机, 电磁换向阀的换向比较灵敏, 结构也比较简单, 但电磁阀是开关性质的, 速度和位置不便于控制、冲击大、系统不够稳定。为了克服这些缺点, 有的舵机通过电液伺服阀进行控制, 使用电液伺服不仅可以改善系统的稳定性、减少冲击, 而且也便于实现自动控制, 因此是目前普遍采用的控制方法。
但是使用伺服阀的舵机也存在以下几个方面的问题:
(1) 由于舵机工作在闭环状态, 必须以传感器的测量信号作为基础, 而传感器经常工作在振动、电磁、潮湿等恶劣环境中, 无法保证传感器的正常工作。
(2) 伺服系统采用模拟控制, 这种模拟信号在传输过程中容易受干扰, 影响系统的稳定性。
(3) 控制系统大都采用基于PID调节的控制电路完成, 由于这种闭环控制系统本来就非常复杂, 为了防止各种故障而采取的保护措施使其变得更加复杂, 而控制系统复杂程度的增加又是造成舵机故障的一个重要因素。
(4) 伺服系统的特性依赖于伺服阀的特性, 阀口磨损后特性将发生变化, 造成性能不稳定。
(5) 伺服系统维护环节多, 故障难于查找。机械、液压、电器、控制、传感器、放大器等混为一体, 需要十分内行的多面手专家才能很好维护。这种对人员素质的过高要求, 将给部队的使用带来相当大的困难。
3 使用数字液压作动器的舵机系统
由于数字液压作动器外观与普通液压缸没有太大区别, 而且对原有系统只需作很少的改动, 所以利用数字液压作动器设计全新的舵机系统没有任何问题。如图三所示, 只需要将原来的液压缸换为数字液压作动器, 由于数字液压作动器本身有控制阀, 将不需要外部的电磁换向阀控制, 但为安全起见, 可保留一个电磁换向阀作应急操纵用。这样, 舵机可工作在如下三种模式。
(1) 自动模式。此时根据所需要的航向, 通过罗经信号经解算后由计算机控制数字液压作动器的运动从而改变和保持航向, 这在使用数字液压作动器时很容易实现。
(2) 随动模式。通过一个旋转编码器给数字液压作动器发脉冲, 直接控制其运动。
(3) 应急模式。如果数字控制系统不工作, 数字液压作动器就相当于一个普通液压缸, 此时还可以使用原操纵系统作为应急方式, 起到双重保险的作用。
另外, 原有的手动应急操纵模式不变。
数字化改造后的舵机经台架型式试验, 整个系统运行可靠, 动作灵敏、反应迅速, 振动、噪声、冲击明显减少, 各项性能稳定。试验证明该方案是可行的。
总之, 使用数字液压作动器对舵机系统改造是很方便的, 由于不改变原系统结构, 改造将不存在风险, 而且重新设计还可以使系统更加简单。
4 结束语
本文通过对数字液压作动器的性能介绍, 以及将原来舵机系统与数字化改造后的舵机系统性能进行对比, 论述了对原来舵机系统进行数字化改造的可行性和优势, 从而可以得出数字液压作动器在舰艇舵机中的应用前景相当广阔, 具有较强的现实意义和应用价值。
参考文献
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数字液压缸 篇7
线性摩擦焊接是一种优质、精密、高效、节能的固态焊接技术,已经成为航空发动机制造中一项关键的制造和维修技术,尤其在航空发动机整体叶盘制造中具有很大的技术潜力和广阔的应用前景[1,2]。液压式线性摩擦焊机采用液压伺服系统来产生振动,传动平稳、功率大、结构简单紧凑,可以满足高频大功率稳定线性摩擦焊接的要求,可焊接工件范围宽,成为近年来国内外线性摩擦焊机发展的主要方向[3,4]。
但在使用传统模拟放大器负反馈控制方法调节液压伺服振动系统的内外环时,参数调节繁琐难度大,控制效果并不理想,难以实现高频大功率稳定的振动[5]。
本文对目前液压伺服振动系统进行深入分析,应用数字PID控制器,确定适合本系统的双闭环控制模型,编制计算机软件,以对振动过程进行有效控制,达到线性摩擦焊接的更高要求。
1 模拟放大器负反馈控制系统
图1为模拟放大器负反馈控制系统工作原理图[6]。计算机1发出正弦控制电压信号U(即输入信号),经模拟放大器2功率放大后输出电流信号i,驱动电液伺服阀5动作。电液伺服阀可以分为先导阀和功率阀两部分,输出电流i驱动先导阀阀芯动作,使其阀芯产生位移Xf,从先导阀输出的液压油驱动功率阀阀芯产生位移Xv(简称功阀位移),从功率阀输出的液压油驱动液压缸活塞7产生位移Xp(即振动位移),同时,功率阀阀芯位移传感器12将测到的功阀位移以反馈电压Uf的形式输出给模拟放大器,缸活塞位移传感器11将测到的振动位移Xp以反馈电压Ug的形式输出给模拟放大器,模拟放大器将输入电压信号U和反馈回来的功阀位移电压信号Uf、振动位移电压信号Ug进行比较并输出校正后的控制信号,从而实现对功阀位移和振动位移的双闭环控制。具体的信号转换顺序和工作流程参见图2。
1—计算机, 2—模拟放大器, 3—柱塞泵, 4—溢流阀, 5—电液伺服阀, 6—液压缸, 7—活塞, 8—活塞杆, 9—右腔压力传感器, 10—左腔压力传感器, 11—缸活塞位移传感器, 12—功率阀阀芯位移传感器
在模拟放大器负反馈控制系统中,控制方法单一不易更改,经优化得出的调节参数,如内环增益、外环增益、内环反馈增益和外环反馈增益等,难于保存,重现性也较差。经过分析前期大量调试数据发现,在该系统控制中,振动位移信号与输入信号相比,存在严重相位滞后,幅值比也衰减很大,且随着频率的增加,相位滞后角度增大,幅值比衰减更剧烈。对于依靠误差进行调节的负反馈控制系统来说,相位滞后严重使得系统的控制难度加大非常容易失稳。
2 数字PID控制系统设计及仿真
2.1 数字PID控制系统设计
为了达到液压伺服振动系统要求,并针对振动系统出现严重滞后导致不稳定的问题,本文设计了双闭环数字PID控制系统,工作原理如图3所示。
该系统将图2中原模拟放大器去掉,通过数据采集卡将反馈回来的功阀位移电压信号Uf和振动位移电压信号Ug采集到计算机中,并与输入信号(正弦信号)进行比较,再经过前向通道上外环PID控制器和内环PID控制器的校正,最后将控制信号输出给电液伺服阀,从而实现对功阀位移和振动位移的双闭环控制。
2.2 数字PID控制系统仿真模型
为提高线性摩擦焊机的动态控制品质,研究数字PID控制系统的性能,有必要建立起液压伺服振动系统的数学模型。
先导阀采用直动式比例方向控制阀,根据生产厂家提供的说明书,输出先导阀阀芯位移Xf对输入电压信号Uf的传递函数如式(1)所示:
功率阀是一个四通滑阀,经过分析计算得到输出功阀位移Xv对输入先导阀阀芯位移Xf的传递函数如式(2)所示。
液压缸是振动系统的执行元件,将大功率高频振动施加在待焊工件上,是整个系统需要精确控制的终端。本系统采用一个四边阀控液压缸,经过分析计算得到输出缸活塞位移Xp(即振动位移)对输入功阀位移Xv的传递函数如式(3)所示:
根据图3及以上各环节传递函数建立Simulink仿真模型,如图4所示。Sine Wave模块用于提供正弦信号;Gain1模块表示正弦信号的增益;PID Out模块表示外环PID控制器;PID In模块表示内环PID控制器;Pilot valve模块表示先导阀阀芯位移传递函数W(s);Power valve模块表示功率阀阀芯位移传递函数ϕ1(s);Oil Cylinder模块表示缸活塞位移传递函数ϕ2(s);Gain2模块表示功率阀阀芯位移增益;Gain3模块表示缸活塞位移增益;Gain In模块表示功率阀阀芯位移反馈增益;Gain Out模块表示缸活塞位移反馈增益;示波器Scope模块同时显示输入信号、功阀位移和振动位移三条曲线。
2.3 数字PID控制系统仿真实验及控制方式优化
在数字计算机直接控制系统中,PID控制器是通过计算机PID控制算法程序实现的。本次实验采用增量式PID控制算法:
u(k)=u(k-1)+KP[e(k)-e(k-1)]+KIe(k)+KD[e(k)-2e(k-1)+e(k-2)]
其中u(k)—第k个采样时刻的控制量;e(k)—第k个采样时刻的误差;KP—比例放大系数;—积分放大系数;—微分放大系数;TS—采样周期。
设定振动频率为50 Hz,计算机采样周期为1 ms时,经调试发现内外环PID控制器均采用PD控制模式时最好。因为PD控制模式具有相角超前校正作用,能够在误差信号变化之前给出校正信号,防止系统出现过大的偏离和振荡,可以有效改善系统的动态性能[7]。用经验试凑法,结合液压伺服振动系统需要,当外环P、D系数值分别为0.3、0.7,内环P、D系数值分别为1、1时,系统能取得较好的仿真效果,如图5所示。
3 数字PID控制系统现场应用
在Windows环境下,采用VC软件将增量式PID算法写成程序,应用于实际线性摩擦焊机,并进行实验。
实验条件如下:液压缸油路压力7 MPa,功率阀油路压力18 MPa,计算机采样周期1 ms,振动频率50 Hz,振幅1 mm。
当外环P、D系数KP1=0.48,KD1=1.8,内环P、D系数KP2=1.38,KD2=1时,数字PID控制系统输出稳定,取得了较好的实验效果,与仿真实验相符,功阀位移和振动位移的响应曲线如图6所示。
在上述实验条件下,采用经验试凑法,确定好系统各项参数,数字PID控制系统和模拟放大器负反馈控制系统的实验结果对比如表1所示。从表1中得出,当振动频率为50 Hz时,与模拟放大器负反馈控制系统相比,数字PID控制系统输出振动位移信号达到稳定振幅的调整时间减少81.8%,振幅提高30.8%,相位滞后角度减少35.7%。
注:功阀位移和振动位移滞后均相对于输入信号
4 结论
本文基于数字PID控制方法,实现了对液压伺服振动系统的双闭环控制。实验证明,该方法参数调节简单重现性好,控制精度高,可靠性好,工作效率高。与传统模拟放大器负反馈控制方法相比,控制性能有了较大提高。
参考文献
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数字液压缸 篇8
1 调距桨数字液压执行机构液压系统模型的建立
调距桨数字液压执行机构液压部分的核心数字液压缸从本质上来说是一种内置机械反馈的液压位置伺服系统, 其机电液一体化程度极高。为了更好地研究这一系统, 将其拆分为两部分进行分布式建模, 一部分为液控部分, 主体为阀控缸, 在AMESim中建模;另一部分为机械反馈机构, 在ADAMS中建模。
1.1 调距桨数字液压执行机构液压系统主要部件的建模
1.1.1 不对称缸的建模
不对称缸是数字液压缸的主要承载元件, 建立其模型时需要考虑到油缸的泄漏以及液压油的弹性, 同时, 缸的位移做为系统内部反馈又作用于阀芯, 因此需要添加位移反馈器对缸的位移进行检测。按照图1搭建模型:
1.1.2 其他液压元件的建模
液压泵站的主要功能是为调距桨执行机构的运动提供动力, 根据不同的工况要求为数字液压缸的运动提供充足的流量。建模时选用AMESim中自带的定量泵, 同时采用单向阀和溢流阀组合的方式调定泵站出口压力, 起到保护泵站供液系统、增大系统阻尼的作用。按照图2搭建模型:
1.2 调距桨数字液压执行机构液压系统整体模型
根据数字液压缸的原理将建好的模型联接起来, 即得到调距桨数字液压执行机构液压部分的整体模型图3, 因为数字液压缸的机械反馈部分在ADAMS中进行建模, 所以此时模型并不完整, 需在联合仿真时对建模的准确性进行验证。
2 调距桨数字液压执行机构机械结构模型的建立
对拆解的调距桨进行测绘, 并参照已有的数字液压缸参数, 以此为参数进行机械结构三维建模。首先在UG中对桨叶、桨榖、曲柄销盘、步进电机等零部件分别进行建模, 再按其原理进行装配得到了最后的整体装配爆炸视图 (图4) 。
将上节所建模型导入ADAMS/View。三维模型导入ADAMS后, 需要对其进行适当的简化, 这样既方便添加合适的驱动, 也可以保证在下一步在ADAMS中进行动力学和运动学求解时较为顺利。调距桨数字液压执行机构模型已经导入到ADAMS/View中, 还需要在ADAMS/View中添加必要的约束与驱动。最终得到如图5所示的添加运动副后的模型:
3 模型验证
调距桨执行机构的动力学模型已经构建成功, 需要对其进行验证并不断改正, 为之后的联合仿真奠定基础。以下即是模型的最终验证结果曲线。
为与理论结果相比较, 将输入速度 (实线) 恒定为0.01m/s, 此时由图6中可以看出, 调距桨执行机构推力轴 (即数字液压缸活塞) 的水平位移变化曲线 (点划线) 以及桨叶角速度曲线 (粗虚线) , 均变化平稳, 没有出现突变以及断点;利用公式对桨叶转过角度 (细虚线) 进行计算 (具体计算可在Matlab软件中进行) , 仿真结果与计算结果符合较好;整个调距桨执行机构的系统响应速度较快, 变化平稳。
图7为在数字液压缸活塞速度发生突变的情况下的输出曲线。其中, 0~6s内:活塞速度为-10mm/s, 6~12s内:活塞速度为10mm/s。同图6比较可以看出, 前6s内时, 两图内活塞位移 (点划线) 、桨叶转角 (细虚线) 以及桨叶角速度 (粗虚线) 的曲线变化趋势基本一致, 6~12s内, 图7内活塞速度、桨叶转角、桨叶角速度的曲线变化情况与前6s的曲线变化趋势整体对称。
由整个图可以看出, 当输入发生变化时, 调距桨执行机构模型的各个部分能够迅速响应, 无明显延迟。该结果与理论仿真基本相符, 证明了该模型的准确性。
需要注意的是, 部分模型进行仿真时会出现输入方向与设定不符 (即输入速度方向不恒定, 存在一定偏差) , 这是因为ADAMS对曲面的解析能力较差, 导入的三维模型中的平滑曲面在ADAMS中会被解析成若干相连接的三角形, 导致导入的图形曲面不光滑, 从而对输入造成一定程度的干涉, 也对仿真过程中力和速度信号的传递造成一定影响。要避免这种情况, 按照上一节的要求在ADAMS中对零部件进行一定的简化即可。
4 小结
在参考已有数字液压缸参数基础上, 利用AMESim建立了调距桨数字液压执行机构液压部分模型, 然后通过对已拆解调距桨的测绘, 先在UG中建立了调距桨液压执行机构各零部件模型, 然后按照自下而上的三维顺序进行装配, 再将模型导入模型ADAMS对模型进行了简化并添加了约束, 最后在ADAMS中对模型整体进行了简单的仿真验证, 仿真结果表明了模型建立的正确性, 为进行调距桨数字液压执行虚拟样机的联合仿真奠定了基础。
参考文献
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