雙作用液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)含開(kāi)題報(bào)告及文獻(xiàn)綜述、任務(wù)書
雙作用液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)含開(kāi)題報(bào)告及文獻(xiàn)綜述、任務(wù)書,作用,液壓缸,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),開(kāi)題,報(bào)告,講演,呈文,文獻(xiàn),綜述,任務(wù)書
附錄1：外文翻譯
雙室連接非對(duì)稱液壓缸的位置控制
摘要
本文涉及不對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。液壓系統(tǒng)包括一個(gè)不對(duì)稱液壓缸，兩個(gè)腔室通過(guò)孔口，兩位置，雙向比例閥和負(fù)載力連接。本文介紹了系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和控制原理。 分析了一些結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的影響。 分析和仿真結(jié)果表明，兩位雙向比例閥可以實(shí)現(xiàn)非對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。 使用本文提出的控制策略后，可以實(shí)現(xiàn)良好的動(dòng)態(tài)性能。
關(guān)鍵詞：不對(duì)稱，液壓缸，位置控制，流量補(bǔ)償，比例閥，控制策略
1.簡(jiǎn)介
液壓系統(tǒng)廣泛地用于許多領(lǐng)域，如航空，導(dǎo)航，武器工業(yè)，并且液壓系統(tǒng)的大多數(shù)應(yīng)用涉及位置控制系統(tǒng)，它可以是線性或旋轉(zhuǎn)的[1]。由于低成本，高承載能力，簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)和較少的工作空間等優(yōu)點(diǎn)，非對(duì)稱液壓缸在線性位置控制系統(tǒng)中起非常重要的作用[2]。有許多著重于這些類型的系統(tǒng)的工作，其中發(fā)送到不對(duì)稱液壓缸的流體動(dòng)力以各種方式調(diào)節(jié)，例如，配有一個(gè)四通，三位伺服閥，一個(gè)三通，兩位伺服閥[3-5]，或具有數(shù)字調(diào)制閥[6]。通常，液壓缸的端口與閥連接。 但是在一些非常特殊的情況下，兩個(gè)氣缸室通過(guò)孔口連接，在操作過(guò)程中油將從一個(gè)孔流到另一個(gè)孔。 由于這種罕見(jiàn)的應(yīng)用，這種結(jié)構(gòu)系統(tǒng)在過(guò)去幾十年沒(méi)有得到足夠的重視。
如果氣缸的兩個(gè)腔室與孔連接，則單個(gè)開(kāi)/關(guān)閥可以執(zhí)行不對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制[7]。然而，開(kāi)/關(guān)閥控制系統(tǒng)具有固有的紋波，差的靜態(tài)性能，并且不能針對(duì)其相互作用而獨(dú)立地調(diào)節(jié)頻率和振幅。 因此，它將僅適用于具有低控制精度要求的場(chǎng)合[8]。
在本文中，采用單，雙位雙向比例閥來(lái)執(zhí)行不對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。 建立了系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模型，提供了控制策略。 分析了比例閥響應(yīng)頻率和孔面積對(duì)系統(tǒng)性能的影響。
2.系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和工作原理
以前的研究已經(jīng)表明，由于液壓缸的不對(duì)稱性，在由對(duì)稱閥控制的非對(duì)稱氣缸周圍的氣缸中發(fā)生壓力跳躍在x=0附近[9,10]。
對(duì)兩個(gè)腔室內(nèi)壓力特性的分析表明，液壓缸的結(jié)構(gòu)（圖1）可以有效地避免壓力跳躍，具有成本低，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的優(yōu)點(diǎn)[7,11]。然而，不對(duì)稱氣缸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性變差，因?yàn)閮蓚€(gè)腔室被連接，并且氣缸的內(nèi)部泄漏增加[11]。這可能是系統(tǒng)結(jié)構(gòu)在過(guò)去幾年中沒(méi)有廣泛應(yīng)用于工業(yè)的主要原因之一。圖1示出了液壓缸的結(jié)構(gòu)，其包括不對(duì)稱液壓缸和孔口。 非桿腔通過(guò)孔與桿腔連接。
圖1 液壓缸示意圖
如圖2所示，液壓系統(tǒng)由非對(duì)稱液壓缸，油源，位移傳感器，兩個(gè)壓力傳感器，控制器和比例閥組成。 桿腔與油源連接，非桿腔與閥連接。 目標(biāo)位置，壓力傳感器和位移傳感器的信號(hào)可以用作控制器的輸入，并且控制器計(jì)算比例閥的輸入信號(hào)，以根據(jù)控制規(guī)則實(shí)現(xiàn)非對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。
圖2 系統(tǒng)示意圖
根據(jù)流量連續(xù)性，工作流程寫為：
qL = q1 ? q2 （1）
孔口處的流量可以寫為
（2）
代入方程 （2） （1），工作流程表示為：
（3）
根據(jù)流體的連續(xù)性：
（4）
基于牛頓第二定律，活塞的運(yùn)動(dòng)方程可以寫為：
（5）
根據(jù)活塞的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程，系統(tǒng)的控制原理可以表示如下:
隨著閥口開(kāi)口的尺寸減小，進(jìn)入無(wú)桿室的流量通過(guò)孔口比通過(guò)閥門的非桿室流出更多，非桿室內(nèi)的壓力逐漸增加，活塞將在的條件下移動(dòng)，當(dāng)閥口開(kāi)口的尺寸增加時(shí)，通過(guò)孔口進(jìn)入非桿室的流量比通過(guò)閥門的無(wú)桿室外的流量小; 無(wú)桿室內(nèi)的壓力將逐漸減小，活塞向后在的條件下移動(dòng)。顯然，兩位二通比例閥作為新的可變孔; 當(dāng)節(jié)流孔減小時(shí)，節(jié)流動(dòng)作增加，無(wú)桿室內(nèi)的壓力增大，因此向前推動(dòng)活塞。 隨著孔口增加，節(jié)流作用減小，無(wú)桿室的壓力隨活塞向后移動(dòng)而減?。?1）。 結(jié)果，通過(guò)調(diào)節(jié)兩位置二通比例閥的開(kāi)口口可以有效地實(shí)現(xiàn)位置控制。
3. 控制策略和系統(tǒng)模型
從系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和工作原理，比例閥作為節(jié)流閥。 通過(guò)調(diào)節(jié)比例閥前開(kāi)口的尺寸來(lái)控制不對(duì)稱氣缸系統(tǒng)的位置控制的本質(zhì)是控制非桿室中的油量。 活塞必須跟蹤輸入目標(biāo)位置，否則控制器根據(jù)當(dāng)前位置和目標(biāo)位置之間的差異來(lái)計(jì)算比例閥的開(kāi)口尺寸。 當(dāng)活塞的當(dāng)前位置等于目標(biāo)位置時(shí)，活塞需要靜止。 由于壓力差，桿室中的油將通過(guò)孔口流到非桿室。 如果活塞需要靜止，則無(wú)桿室應(yīng)保持其油量不變。 由于非桿室中的油量是恒定的，通過(guò)孔口進(jìn)入非桿室的流量必須等于通過(guò)閥門的室外流量。
對(duì)非對(duì)稱氣缸系統(tǒng)的控制策略有很多調(diào)查（13-15）。在本文提出的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的條件下，如果采用傳統(tǒng)的PID控制器，忽略了活塞與缸內(nèi)壁之間的摩擦，則控制過(guò)程可以表示為：當(dāng)活塞到達(dá)目標(biāo)位置時(shí)，位置誤差為“0”，PID輸出信號(hào)為“0”，閥關(guān)閉;無(wú)桿室的油量增加，因?yàn)閝 = 0和q> 0，因此活塞向前移動(dòng)。然后，活塞的位置誤差不等于“0”，PID控制器的輸出值不為“0”，閥打開(kāi)，無(wú)桿室的油量減小，活塞向后移動(dòng)，當(dāng)q> q，當(dāng)活塞到達(dá)目標(biāo)位置時(shí)，位置誤差再次為零;所以活塞在目標(biāo)位置周圍重復(fù)振蕩。也就是說(shuō)，在PID控制器下，活塞不能穩(wěn)定在目標(biāo)位置，而是在目標(biāo)位置附近的窄范圍內(nèi)振蕩。閥口的開(kāi)口尺寸在一定范圍內(nèi)保持周期性振蕩，這對(duì)控制性能不利?；钊麌@目標(biāo)位置擺動(dòng)的原因是無(wú)桿室中的油量的變化，其中的本質(zhì)是由于壓力差而從桿1通過(guò)孔流動(dòng)到無(wú)桿室的油在這兩個(gè)房間之間。當(dāng)活塞到達(dá)目標(biāo)位置時(shí)，流量補(bǔ)償可以通過(guò)孔口進(jìn)入無(wú)桿室的流量和通過(guò)閥門流出室之間的流量補(bǔ)償相等，從而將油體積保持在無(wú)桿腔體和活塞位置不變，并使振蕩衰減。
根據(jù)不對(duì)稱氣缸系統(tǒng)的特殊結(jié)構(gòu)，采用流量補(bǔ)償方式和傳統(tǒng)PID控制器進(jìn)行液壓系統(tǒng)的位置控制。 圖3示出了所提出的控制方案。
圖3 不對(duì)稱氣缸系統(tǒng)的控制方案
從上述分析可以看出，該液壓系統(tǒng)采用的控制策略可以表示為：該控制器采用流量補(bǔ)償信號(hào)。 流量補(bǔ)償信號(hào)的值可以通過(guò)補(bǔ)償流量根據(jù)比例閥的壓力和流量特性來(lái)計(jì)算。 當(dāng)活塞到達(dá)目標(biāo)位置時(shí)，根據(jù)補(bǔ)償信號(hào)的調(diào)整，比例閥將處于適當(dāng)?shù)拈_(kāi)口尺寸，這確保通過(guò)孔口進(jìn)入非桿室的流量等于通過(guò)腔室通過(guò)的流量閥門
AMESIM代表執(zhí)行工程系統(tǒng)仿真的高級(jí)建模環(huán)境。 它基于直觀的圖形界面，其中系統(tǒng)在整個(gè)仿真過(guò)程（16）中顯示。 在AMESIM的模型庫(kù)中提供了液壓系統(tǒng)的常見(jiàn)液壓元件模型。 根據(jù)液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，可以通過(guò)連接相應(yīng)的液壓元件建立系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模型。 在編制建立的模型并設(shè)定液壓元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)后，得到液壓系統(tǒng)的仿真模型。 AMESIM下的仿真模型如圖4所示。
圖4 AMESIM下的仿真模型
建立具有相同名稱的AMESIM模型的S函數(shù)，SIMULINK下的協(xié)同仿真模型如圖5所示，它是通過(guò)將AMESIM模型導(dǎo)入Simulink并設(shè)置仿真參數(shù)來(lái)實(shí)現(xiàn)的。
圖5 SIMULINK下的仿真模型
S功能塊（AMESim：Project_）代表除了圖4中的AMESim / Simulink塊之外的AMESIM模型，圖5中SIMULINK下的模擬模型的其余部分對(duì)應(yīng)于圖4中的AMESim / Simulink塊。 SIMULINK中控制器模塊的結(jié)構(gòu)如圖1所示。 3，計(jì)算程序可以表達(dá)如下：
將e定義為位置錯(cuò)誤：
（6）
控制器的輸出信號(hào)可以表示為：
（7）
4.模擬與分析
基于系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和控制策略，液壓缸，比例閥等液壓元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)置在AMESIM型號(hào)下：活塞直徑為50 mm;桿直徑為28mm;最大行程為30mm;液壓缸中運(yùn)動(dòng)部件的總質(zhì)量為1.5 Kg;在標(biāo)稱壓力為3.5MPa的條件下，比例閥的額定流量為7.6L / min;比例閥的響應(yīng)頻率為30 Hz;孔徑為2mm。 Simulink模擬和求解器的環(huán)境參數(shù)如下：供給壓力為9.5 MPa;負(fù)載為5400 N; PID控制器的控制器參數(shù)設(shè)計(jì)為P = 85，I = 2和D = 1;模擬時(shí)間為6秒;并且求解器是可變步長(zhǎng)的ode15s（剛度/ NDF）（內(nèi)置在MATLAB中的ode15s程序）。其他的是默認(rèn)設(shè)置。系統(tǒng)的控制要求是穩(wěn)態(tài)誤差小于0.03 mm;最大百分比超過(guò)4％
4.1 PID控制器和流量補(bǔ)償PID控制器的仿真結(jié)果
在模擬過(guò)程中，分別對(duì)不同的目標(biāo)位置進(jìn)行模擬。
在PID控制器下，仿真結(jié)果如下圖所示：輸入步進(jìn)目標(biāo)位置曲線和活塞當(dāng)前位置如圖6所示。 絕對(duì)誤差如圖7所示，PID控制器的輸出如圖8所示。
圖6 PID控制器下的位置軌跡
圖7 PID控制器下的絕對(duì)位置誤差
圖8 PID控制器下閥門的控制信號(hào)
從圖6，圖7和圖8，活塞圍繞目標(biāo)位置振蕩。 閥口的開(kāi)口尺寸在一定范圍內(nèi)振蕩。
在具有流量補(bǔ)償?shù)腜ID控制器下，輸入步進(jìn)目標(biāo)位置曲線和活塞的當(dāng)前位置如圖9所示。 絕對(duì)誤差如圖10所示。 孔口的流速如圖11所示。
圖9 帶有流量補(bǔ)償?shù)腜ID控制器下的位置軌跡
圖10 帶有流量補(bǔ)償?shù)腜ID控制器下的絕對(duì)位置誤差
圖11 PID控制器孔徑流量補(bǔ)償
從圖9和圖10可以看出，可以有效地實(shí)現(xiàn)目標(biāo)位置軌道上的活塞。 位置誤差約為2×10-5 m。 如圖11所示，孔口處的流量在相當(dāng)小的范圍內(nèi)變化。 仿真結(jié)果表明，本文提出的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和控制方法可以實(shí)現(xiàn)對(duì)不對(duì)稱液壓缸的位置控制，控制性能好。
本文提出的PID控制器與控制器方法的對(duì)比表明，PID控制器的流量補(bǔ)償控制結(jié)果優(yōu)于PID控制器。
4.2孔口尺寸對(duì)系統(tǒng)的影響
在具有流量補(bǔ)償?shù)腜ID控制器下的系統(tǒng)模型中，孔徑配置為不同的值，如2.05 mm，2 mm和1.95 mm，不改變其他參數(shù)。 圖12顯示了絕對(duì)位置誤差，圖13顯示了不同孔徑下孔口處的流速。 不同孔徑尺寸下的模擬結(jié)果如表1所示。
圖12 帶PID補(bǔ)償?shù)腜ID控制器的絕對(duì)位置誤差
圖13 流量補(bǔ)償下PID控制器下孔口流量
表1 不同孔徑尺寸下的模擬結(jié)果
從圖12和表1可以看出，當(dāng)孔口直徑發(fā)生變化時(shí)，活塞位置的穩(wěn)態(tài)精度會(huì)發(fā)生變化。 活塞的絕對(duì)位置誤差約為2×10-5 mm。 當(dāng)孔的直徑擴(kuò)大時(shí)，相對(duì)于當(dāng)前目標(biāo)位置的穩(wěn)態(tài)精度增加，而當(dāng)孔的直徑減小時(shí)，其明顯下降。 圖13顯示，當(dāng)活塞向后移動(dòng)時(shí)，孔口處的流量在孔口直徑為1.95mm的條件下在小范圍內(nèi)波動(dòng)。 總之，流量隨著孔口直徑的增加而增加。 它變化大約2.81 L / min。
4.3比例閥響應(yīng)頻率的影響
在具有流量補(bǔ)償?shù)腜ID控制器下建立的系統(tǒng)模型中，以圖6所示的信號(hào)作為輸入目標(biāo)位置，比例閥的響應(yīng)請(qǐng)求配置為5,15,30和45 Hz，其他參數(shù) 這個(gè)模型保持不變。 圖14顯示了活塞位置的絕對(duì)誤差，圖15顯示了閥門的流量。
圖14 帶PID補(bǔ)償?shù)腜ID控制器的絕對(duì)位置誤差
圖15 PID控制器下閥門流量補(bǔ)償?shù)牧髁课恢谜`差
如圖14所示，曲線分別對(duì)應(yīng)于響應(yīng)頻率5,15,30和45 Hz時(shí)活塞位置的絕對(duì)誤差。 穩(wěn)態(tài)誤差在寬范圍內(nèi)發(fā)生變化，并且在比例閥的響應(yīng)頻率為5Hz的情況下，系統(tǒng)的穩(wěn)定時(shí)間增加，并且絕對(duì)誤差在30Hz和45Hz響應(yīng)頻率之間幾乎沒(méi)有差異 。
如圖15所示，曲線分別表示響應(yīng)頻率為5，15，30和45 Hz時(shí)通過(guò)比例閥的流量。 流量波動(dòng)范圍寬，分別為5 Hz和10 Hz，響應(yīng)頻率為30 Hz和45 Hz時(shí)波動(dòng)較小。
根據(jù)上述分析，當(dāng)比例閥的響應(yīng)頻率下降時(shí)，系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差和穩(wěn)定時(shí)間增加。 但如果頻率大于30Hz，則靜態(tài)精度不能提高。
5.結(jié)論
仿真結(jié)果和分析得出以下結(jié)論：
（1）本文提出的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)非對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制，控制性能好。 傳統(tǒng)的PID控制器在結(jié)構(gòu)上得不到滿意的控制結(jié)果。 相比之下，本文提出的控制方法提高了穩(wěn)態(tài)誤差和控制效果。
（2）當(dāng)流量補(bǔ)償控制策略下，孔口加工誤差在一定范圍內(nèi)時(shí)，系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差較小。 這表明控制方法具有良好的穩(wěn)定性。
（3）模擬結(jié)果表明，隨著比例閥的響應(yīng)頻率過(guò)低，穩(wěn)態(tài)精度急劇下降。 但如果頻率大于30Hz，靜態(tài)精度不能有效提高。
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附錄2：外文原文
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