陳 暉，汪啟港，杜 恒，郭志杰，陳 遠(yuǎn)

(1.福州大學(xué) 機(jī)械工程及其自動(dòng)化學(xué)院，福建 福州 350108；2.福建海源自動(dòng)化機(jī)械股份有限公司，福建 福州 350101)

引言

熱塑性復(fù)合材料制品具有多種成型方法，主要包括纏繞成型、拉擠成型以及模壓成型等[1-2]，其中模壓成型的方法應(yīng)用最為廣泛。由于模壓過(guò)程中壓制品形狀復(fù)雜不對(duì)稱、模具溫度不均勻以及壓機(jī)機(jī)械誤差等因素[3-5]，導(dǎo)致活動(dòng)梁受到偏離中心的合力產(chǎn)生傾斜，影響制品的尺寸精度，加劇模具的磨損。壓機(jī)設(shè)備中往往配有同步平衡系統(tǒng)來(lái)避免活動(dòng)梁發(fā)生傾斜，增大獲得高質(zhì)量制件的幾率，能一定程度提高壓機(jī)的使用壽命[5-6]，其中采用四角調(diào)平控制系統(tǒng)是最經(jīng)濟(jì)有效的調(diào)平方法[7-8]。

四角調(diào)平系統(tǒng)中的多缸同步在液壓領(lǐng)域是一個(gè)經(jīng)典的控制問(wèn)題,在各種工程機(jī)械中有非常廣泛的實(shí)際應(yīng)用[9-10]。唐志軍[11]針對(duì)比例閥控組合缸同步控制和負(fù)載干擾問(wèn)題，設(shè)計(jì)了外環(huán)為位置控制，內(nèi)環(huán)為速度控制的雙閉環(huán)控制方法，并以AMESim與Simulink聯(lián)合仿真的方式驗(yàn)證了該控制策略能夠?qū)崿F(xiàn)較高的雙向同步精度，但是速度閉環(huán)能控性會(huì)比較差。在此基礎(chǔ)上，SUN Hong[12]針對(duì)雙缸運(yùn)動(dòng)的同步問(wèn)題，提出一種兩級(jí)同步控制算法，其外環(huán)為同步控制器，內(nèi)環(huán)為壓力控制器，將2個(gè)控制器串聯(lián)實(shí)現(xiàn)了較為精準(zhǔn)的雙缸同步控制，并以試驗(yàn)的方式驗(yàn)證了該控制算法的有效性。

以往對(duì)調(diào)平缸的控制大多采用單閥控制，但是單閥存在大流量工況下難實(shí)現(xiàn)高精度控制的問(wèn)題。L.Shuo[13]等使用大流量開(kāi)關(guān)閥與小流量伺服閥控制調(diào)平缸，在快速響應(yīng)或控制前期使用大流量開(kāi)關(guān)閥，而小流量伺服閥則用于精確調(diào)節(jié)，使得調(diào)平系統(tǒng)擁有較快的響應(yīng)速度與良好的控制精度。劉霞勇[14]在前者的基礎(chǔ)上提出將大流量帶死區(qū)比例閥與小流量高頻響伺服閥并聯(lián)控制的方法解決了系統(tǒng)在低成本下不能兼顧高精度定位控制、高動(dòng)態(tài)跟隨響應(yīng)和大瞬時(shí)流量快速移動(dòng)的問(wèn)題，并通過(guò)AMESim與Simulink的聯(lián)合仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證了方案可行性。

從工程應(yīng)用上考慮，雙閥控制和雙閉環(huán)控制都有著各自的優(yōu)點(diǎn)。本研究將雙閥并聯(lián)思想引入調(diào)平系統(tǒng)，綜合前者的雙閉環(huán)同步控制策略，先設(shè)計(jì)出一種內(nèi)環(huán)為P控制的壓力閉環(huán)，外環(huán)采用分段PID控制的位置閉環(huán)的雙閉環(huán)控制四角調(diào)平系統(tǒng)；再結(jié)合對(duì)內(nèi)環(huán)優(yōu)化，將帶有壓力補(bǔ)償?shù)碾p閥并聯(lián)控制方案用于內(nèi)環(huán)中，滿足大流量工況的同時(shí)提高了壓力控制精度，以最終改善系統(tǒng)的調(diào)平控制精度。

1 液壓系統(tǒng)與調(diào)平控制策略設(shè)計(jì)

1.1 液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

對(duì)于熱塑性復(fù)合材料壓機(jī)，基于其調(diào)平系統(tǒng)調(diào)平待機(jī)位等待、預(yù)加速、調(diào)平、開(kāi)模這4個(gè)功能需求[15]，從而設(shè)計(jì)被動(dòng)式四角調(diào)平液壓伺服系統(tǒng)[16-18]，其液壓原理圖如圖1所示。

1.恒壓油源 2.過(guò)濾器 3.單向閥 4.蓄能器 5.減壓閥 6.溢流閥 7.卸荷閥 8.油箱 9.壓力傳感器 10.伺服比例閥 11.調(diào)平缸

從執(zhí)行元件來(lái)看，調(diào)平缸無(wú)桿腔和有桿腔分別由2個(gè)閥獨(dú)立控制，以實(shí)現(xiàn)調(diào)平力的快速精準(zhǔn)調(diào)整。無(wú)桿腔壓力用來(lái)提供精確的調(diào)平力，因此采用高精度伺服比例閥進(jìn)行控制；有桿腔使用6 MPa恒壓控制，避免調(diào)平過(guò)程中有桿腔的壓力變化影響調(diào)平力控制。

從供油回路來(lái)看，為保證調(diào)平系統(tǒng)滿足大流量工況需求，系統(tǒng)主油路設(shè)置蓄能器，在調(diào)平缸上升過(guò)程中與泵站一起供油。調(diào)平缸有桿腔的低壓油源由主油路減壓獲得，低壓油路上的蓄能器主要為了減小減壓閥特性對(duì)壓力的影響，保證通入有桿腔的低壓油源的壓力穩(wěn)定。

1.2 雙閉環(huán)控制內(nèi)、外環(huán)控制策略分配

在調(diào)平控制策略上，對(duì)于單缸分析，本研究采用內(nèi)環(huán)為調(diào)平缸無(wú)桿腔壓力閉環(huán)，外環(huán)為調(diào)平缸位置閉環(huán)的雙閉環(huán)控制策略，并使用追逐模式實(shí)現(xiàn)了4個(gè)缸的同步控制[18]，具體如圖2所示。

圖2 壓機(jī)雙閉環(huán)同步控制策略

外環(huán)為位置閉環(huán)，其控制變量位置精度是本研究設(shè)計(jì)調(diào)平系統(tǒng)的重要指標(biāo)。由于調(diào)平階段前滑塊的對(duì)接過(guò)程會(huì)產(chǎn)生較大初始偏差，為保證調(diào)平系統(tǒng)能夠快速消除誤差，實(shí)現(xiàn)有效的位置同步控制，對(duì)外環(huán)采用分段PID控制，根據(jù)實(shí)時(shí)誤差情況調(diào)整PID控制參數(shù)。

內(nèi)環(huán)為壓力閉環(huán)，對(duì)進(jìn)入副回路的干擾起到超前控制；所以內(nèi)環(huán)相對(duì)于外環(huán)應(yīng)有更快的響應(yīng)速度，可以快速建壓，實(shí)現(xiàn)外環(huán)所期望的控制效果，否則內(nèi)環(huán)的響應(yīng)滯后會(huì)影響外環(huán)的控制效果，造成外環(huán)控制變量的擾動(dòng)?；谏鲜鲈颍瑑?nèi)環(huán)壓力控制選擇P控制，使調(diào)平缸大腔壓力快速跟蹤給定壓力。

2 雙閉環(huán)控制系統(tǒng)特性分析

2.1 調(diào)平缸壓力特性分析

在雙閉環(huán)控制系統(tǒng)中，對(duì)于內(nèi)環(huán)，伺服比例閥的控制電壓由P控制器由實(shí)際反饋的壓力與目標(biāo)壓力之間的差值而決定，所以需求出其存在的壓力偏差。

基于所設(shè)計(jì)的雙閉環(huán)控制策略，可得到伺服比例閥閥芯位移的表達(dá)式：

xv=Δp×Kp×Ka

(1)

式中, Δp—— 調(diào)平缸無(wú)桿腔實(shí)際壓力p與目標(biāo)壓力pt的差值,Pa

Kp—— P控制器的比例增益

Ka—— 伺服比例閥閥芯位移關(guān)于輸入電壓的比例系數(shù)

在調(diào)平下落過(guò)程中，調(diào)平缸活塞桿需跟隨活動(dòng)梁一起下落，則伺服比例閥必須有一定負(fù)開(kāi)口以實(shí)現(xiàn)調(diào)平缸無(wú)桿腔出油，其流量為：

qout=A1v

(2)

式中,v—— 調(diào)平缸活塞桿的下落速度,m/s

A1—— 調(diào)平缸無(wú)桿腔的有效作用面積,m2

此時(shí)伺服比例閥的閥口流量公式為：

(3)

式中，Cd—— 伺服比例閥的流量系數(shù)

w—— 伺服比例閥的面積梯度,m

xv—— 伺服比例閥的閥芯位移,m

p—— 調(diào)平缸無(wú)桿腔的壓力,Pa

pT—— 調(diào)平系統(tǒng)回油壓力,Pa

聯(lián)立式(1)～式(3)，并認(rèn)為伺服比例閥回油口的壓力pT為0，得到調(diào)平缸無(wú)桿腔實(shí)際壓力與目標(biāo)壓力之間差值的表達(dá)式：

(4)

從式(4)知，調(diào)平缸下落過(guò)程中，無(wú)桿腔的實(shí)際壓力與目標(biāo)壓力之間存在偏差，且這個(gè)偏差值與調(diào)平缸活塞桿的下落速度呈正比，與P控制器的比例放大系數(shù)以及調(diào)平缸無(wú)桿腔的壓力成反比關(guān)系。

2.2 內(nèi)環(huán)控制偏差對(duì)調(diào)平性能的影響

從調(diào)平缸無(wú)桿腔壓力偏差對(duì)控制目標(biāo)的影響分析，由調(diào)平系統(tǒng)控制策略可知，各調(diào)平缸的的目標(biāo)壓力pt為：

pt=p基+ppid

(5)

式中，p基—— 調(diào)平缸的基本壓力設(shè)定值

ppid—— 位置同步控制器得到的位移調(diào)整壓力

ppid表達(dá)式如下：

式中，KP,KI,KD—— 分別表示位置同步控制器的3個(gè)PID參數(shù)

e(t)—— 實(shí)時(shí)位移誤差

則各調(diào)平缸無(wú)桿腔的實(shí)際壓力表達(dá)式應(yīng)為：

pi=p基+ppidi+Δpi(i=1,2,3,4)

(7)

式中,pi——i號(hào)缸的實(shí)際壓力,Pa

ppidi——i號(hào)缸位置同步控制器得到的位移調(diào)整壓力

Δpi——i號(hào)缸壓力誤差，Δpi=pt-pi

同步控制精度可由4個(gè)調(diào)平缸中最高缸與最低缸之間的位移差值體現(xiàn)。而最高缸、最低缸分別為1號(hào)缸、3號(hào)缸或者2號(hào)缸、4號(hào)缸，在偏載不變的情況下，i號(hào)缸輸出調(diào)平力Fti應(yīng)滿足以下公式[19]：

(8)

可改寫為：

(9)

式中，a,b分別表示活動(dòng)梁的長(zhǎng)和寬，m。

從式(8)來(lái)看，調(diào)平系統(tǒng)依靠4個(gè)調(diào)平缸之間的輸出力差值來(lái)進(jìn)行調(diào)平控制的，假設(shè)最低缸為3號(hào)缸，最高缸為1號(hào)缸，則根據(jù)活動(dòng)梁平衡條件可知3號(hào)缸的力和1號(hào)缸的壓力差值n為一個(gè)定值，由于所有調(diào)平缸有桿腔壓力值固定，因此在偏載不變的前提下可以得到：

p3-p1=n

(10)

對(duì)于1號(hào)缸來(lái)說(shuō)，其位移為各調(diào)平缸的跟蹤目標(biāo)，故其位移跟蹤誤差為0，即ppid1=0。此外，各調(diào)平缸的基本壓力設(shè)定值是相同的，將式(7)帶入式(10)中，可得：

ppid3+Δp3-Δp1=n

(11)

在調(diào)平系統(tǒng)穩(wěn)定的情況下，各調(diào)平缸保持與活動(dòng)梁相同速度下落，各缸速度相等。由于最高缸1號(hào)缸的無(wú)桿腔不存在位移調(diào)整壓力，所以p3大于p1。

根據(jù)式(4)知，Δp與p成反比，與v成正比,由p3大于p1知，Δp3小于Δp1，Δp3-Δp1為負(fù)值。當(dāng)調(diào)平過(guò)程中活塞桿下落速度v增大時(shí)，Δp1和Δp3等倍數(shù)增大，因此|Δp3-Δp1|等倍數(shù)增大。

由式(11)知，在活動(dòng)梁所受偏載不變的情況下，|Δp3-Δp1|的增大會(huì)導(dǎo)致ppid3的增大。由式(6)知，外環(huán)分段PID控制主要靠比例環(huán)節(jié)對(duì)同步位移誤差產(chǎn)生的補(bǔ)償壓力進(jìn)行調(diào)整，故調(diào)平系統(tǒng)最高缸與最低缸的同步位移誤差會(huì)隨ppid3的增大而增大，即調(diào)平系統(tǒng)初期的穩(wěn)定精度會(huì)受到活動(dòng)梁下落速度和無(wú)桿腔實(shí)際壓力影響，下落速度越大，無(wú)桿腔實(shí)際壓力越大，調(diào)平精度越低。

2.3 壓制速度對(duì)調(diào)平精度仿真的影響

為驗(yàn)證內(nèi)環(huán)中調(diào)平速度增大對(duì)調(diào)平系統(tǒng)初期穩(wěn)定精度的影響規(guī)律，對(duì)這一過(guò)程進(jìn)行仿真，結(jié)合MATLAB/Simulink建立調(diào)平系統(tǒng)的仿真模型，基于實(shí)際壓機(jī)與設(shè)計(jì)的調(diào)平系統(tǒng)對(duì)模型的參數(shù)進(jìn)行確定，如表1所示。

表1 四角調(diào)平系統(tǒng)參數(shù)估值

仿真模型中直接給定活動(dòng)梁的下落速度以簡(jiǎn)化系統(tǒng)，基于實(shí)際情況給予活動(dòng)梁2個(gè)偏載力矩Mx=70 kN·m以及My=120 kN·m。在與調(diào)平缸對(duì)接的過(guò)程中由于活動(dòng)梁會(huì)有一定的傾斜，且撞擊也會(huì)造成各調(diào)平缸的位移偏差，故設(shè)置各調(diào)平缸初始位移分別為x1=79.5 mm，x2=80.2 mm，x3=80.5 mm，x4=79.8 mm。

仿真前設(shè)置調(diào)平系統(tǒng)的4個(gè)調(diào)平缸無(wú)桿腔的壓力之和為19 MPa，通過(guò)試湊法調(diào)整調(diào)平系統(tǒng)內(nèi)環(huán)以及外環(huán)的PID控制參數(shù)，使得調(diào)平系統(tǒng)有較好的控制性能，保持仿真模型中的參數(shù)不變，分別設(shè)置活動(dòng)梁下落速度為20，40，60 mm/s，得到不同速度下3號(hào)缸的特性曲線，如圖3～圖5所示。

圖3可以看出，在相同時(shí)間點(diǎn)，速度越大，位移誤差越大。圖4可得出,當(dāng)系統(tǒng)趨于穩(wěn)定時(shí)，調(diào)平缸實(shí)際壓力與目標(biāo)壓力之間存在穩(wěn)定的差值，且壓力誤差會(huì)隨著壓制速度的增加而增大，符合式(4)的結(jié)果。仿真中最高缸為1號(hào)缸，將3號(hào)缸的壓差減去1號(hào)缸的壓差，記為Δp3-1，得到曲線如圖5所示。對(duì)比圖3和圖5，可發(fā)現(xiàn)在調(diào)平初始階段，調(diào)平缸的位移誤差與其壓差差值的趨勢(shì)是一致的，3號(hào)缸與1號(hào)缸壓差差值越大，穩(wěn)態(tài)誤差也就越大，仿真結(jié)果符合上述整體理論分析。

圖3 不同速度3號(hào)缸位移誤差曲線

圖4 不同速度下3號(hào)缸壓力誤差曲線

圖5 不同速度3號(hào)缸與1號(hào)缸壓差差值曲線

3 基于雙閥并聯(lián)的內(nèi)環(huán)優(yōu)化控制

3.1 雙閥并聯(lián)控制原理及策略的提出

基于上述理論分析和仿真過(guò)程可知，雖然內(nèi)環(huán)采用P控制在一定程度上可以增強(qiáng)控制系統(tǒng)抗干擾能力，但在壓機(jī)高速下落中仍然存在著內(nèi)環(huán)控制精度及快速性下降的問(wèn)題。因此需對(duì)內(nèi)環(huán)進(jìn)行進(jìn)一步的改進(jìn)和優(yōu)化。

對(duì)于被動(dòng)式調(diào)平系統(tǒng)，調(diào)平缸無(wú)桿腔在調(diào)平過(guò)程中處于出油狀態(tài)，其壓力由活塞桿運(yùn)動(dòng)引起的油液壓縮產(chǎn)生，故調(diào)平缸的運(yùn)動(dòng)速度對(duì)其壓力控制有一定影響；在活動(dòng)梁高速下落的過(guò)程中，需要放油閥高速放油，因此需要大流量的閥來(lái)進(jìn)行控制，但大流量的伺服比例閥會(huì)面臨低響應(yīng)和低頻響的問(wèn)題。為解決大流量和高頻響的矛盾，改善調(diào)平缸壓力控制效果，提高調(diào)平控制性能，提出雙閥并聯(lián)壓力控制方案，如圖6、圖7所示。雙閥并聯(lián)控制方案采用大流量伺服比例閥與小流量伺服比例閥并聯(lián)的形式對(duì)調(diào)平缸進(jìn)行控制，其中，大流量伺服比例閥使用開(kāi)環(huán)控制，用于補(bǔ)償調(diào)平缸運(yùn)動(dòng)引起的流量，以消除P控制算法引起的穩(wěn)態(tài)誤差；小流量伺服比例閥使用閉環(huán)控制，對(duì)調(diào)平缸無(wú)桿腔的壓力進(jìn)行精確控制。

1.流量補(bǔ)償閥 2.壓力控制閥 3.調(diào)平缸

圖7 調(diào)平缸內(nèi)環(huán)雙閥并聯(lián)控制框圖

對(duì)內(nèi)環(huán)采用雙閥并聯(lián)控制的優(yōu)點(diǎn)在于其壓力控制閥不僅能夠?qū)崿F(xiàn)調(diào)平缸無(wú)桿腔的出油，也能通過(guò)泵站對(duì)其進(jìn)行補(bǔ)油，不僅使泵站的油液得到充分利用，且一定程度上改善了壓制速度對(duì)壓力控制的影響。除此之外，雙閥另一優(yōu)勢(shì)在于剝離閥口開(kāi)度變化與頻率變化的關(guān)系，保證了調(diào)平控制的快速性。由于調(diào)平缸運(yùn)動(dòng)引起的主要流量均由流量補(bǔ)償閥排出，故壓力控制閥需要的流量小，閥芯基本處于零位附近，有最佳的壓力控制特性與響應(yīng)頻率，使壓力控制閥控制效果不會(huì)受到調(diào)平缸運(yùn)動(dòng)情況的影響。

3.2 閥口補(bǔ)償值的計(jì)算

對(duì)于流量補(bǔ)償閥，其補(bǔ)償流量由一個(gè)電壓信號(hào)控制，根據(jù)閥口流量公式，將調(diào)平缸的目標(biāo)壓力以及活動(dòng)梁的下落速度引入計(jì)算，可得流量補(bǔ)償閥的控制電壓計(jì)算公式為：

(12)

通過(guò)閥口開(kāi)度補(bǔ)償，消除了調(diào)平系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)壓力誤差，能給伺服比例閥一個(gè)前饋控制信號(hào)，減少調(diào)平缸初期的壓力突增，加快壓力控制的響應(yīng)速度。

4 調(diào)平缸壓力控制試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)臺(tái)架搭建

為探求并驗(yàn)證內(nèi)環(huán)雙閥并聯(lián)控制對(duì)比于單閥控制的具體優(yōu)勢(shì)，本研究設(shè)計(jì)調(diào)平缸壓力控制試驗(yàn)臺(tái)架原理圖和最終搭建的壓力控制試驗(yàn)臺(tái)架如圖8和圖9所示。

1.油源 2.油箱 3.流量補(bǔ)償閥 4.壓力控制閥 5.速度控制閥 6.壓力控制缸 7.連接塊 8.速度加載缸

圖9 調(diào)平缸壓力控制試驗(yàn)臺(tái)架

所設(shè)計(jì)的試驗(yàn)臺(tái)架擁有2個(gè)液壓缸，分別為速度加載缸與壓力控制缸。速度加載缸用來(lái)模擬活動(dòng)梁對(duì)調(diào)平缸的加載作用；壓力控制缸等同于調(diào)平缸，其有桿腔與油箱相連，無(wú)桿腔使用2個(gè)伺服比例閥，分別實(shí)現(xiàn)流量控制和壓力控制的結(jié)合。2個(gè)缸的缸徑為80 mm，活塞桿的桿徑45 mm，總行程為350 mm，大流量控制閥采用10通徑伺服閥，壓力控制閥采用6通徑伺服閥。在電氣系統(tǒng)方面，采用S7-300系列的PLC作為控制器，并利用LabVIEW數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行相關(guān)數(shù)據(jù)的采集。進(jìn)行試驗(yàn)時(shí)，設(shè)置3～5 MPa 之間正弦變化的壓力信號(hào)來(lái)模擬目標(biāo)壓力，以壓力控制缸的無(wú)桿腔壓力跟蹤性能來(lái)評(píng)判壓力控制效果。

4.2 單、雙閥壓力試驗(yàn)

為驗(yàn)證雙閥并聯(lián)壓力控制的有效性，將其與在單閥控制下的效果相對(duì)比，先進(jìn)行單閥試驗(yàn)，由于單閥試驗(yàn)只用到大流量伺服比例閥進(jìn)行控制，試驗(yàn)前，用蓋板將小閥安裝面封死，避免小閥泄漏對(duì)大閥壓力控制有影響。同時(shí)，提前測(cè)試獲得閥口補(bǔ)償?shù)南嚓P(guān)參數(shù)，運(yùn)用試湊法調(diào)整好壓力控制器的增益。將臺(tái)架調(diào)整到較好狀態(tài)后，進(jìn)行不同速度與不同目標(biāo)壓力變化頻率的壓力控制試驗(yàn)。

設(shè)置目標(biāo)壓力的變化頻率為1 Hz，分別控制速度加載缸的速度為20, 40, 60 mm/s，并保持速度閉環(huán)控制一段時(shí)間后再進(jìn)入壓力控制缸的壓力閉環(huán)控制環(huán)節(jié)。在此工況下，進(jìn)行單閥無(wú)補(bǔ)償壓力閉環(huán)控制試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如圖10、圖11所示。

圖10 單閥控制下不同速度無(wú)桿腔壓力

圖11 單閥控制下不同速度無(wú)桿腔壓力誤差

由圖10、圖11可以看出，在單閥無(wú)補(bǔ)償情況下，所控制的壓力與目標(biāo)壓力之間的偏差會(huì)隨壓制速度的增大而增加，壓力偏差從0.6 MPa上升到1.4 MPa，系統(tǒng)誤差越來(lái)越大。

雙閥試驗(yàn)是在單閥試驗(yàn)的基礎(chǔ)上安裝6通徑伺服比例閥作為壓力閉環(huán)控制閥，并調(diào)整好控制器的增益，原大流量閥作為流量補(bǔ)償閥使用，保持原閥口補(bǔ)償參數(shù)不變，同樣設(shè)置目標(biāo)壓力變化頻率為1 Hz，分別進(jìn)行速度為20, 40, 60 mm/s下的壓力控制試驗(yàn)，得到的各速度下的無(wú)桿腔壓力與跟蹤誤差情況如圖12、圖13所示。

圖12 雙閥控制下不同速度無(wú)桿腔壓力

圖13 雙閥控制下不同速度無(wú)桿腔壓力誤差

將雙閥試驗(yàn)結(jié)果與單閥試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，可以明顯發(fā)現(xiàn)雙閥并聯(lián)控制能夠?qū)崿F(xiàn)快速建壓，雙閥壓力控制缸的無(wú)桿腔相對(duì)于單閥壓力控制缸的無(wú)桿腔來(lái)說(shuō)，用更短的時(shí)間就能接近目標(biāo)壓力。同時(shí)，在壓力相對(duì)穩(wěn)定后，雙閥并聯(lián)控制下的壓力誤差振蕩幅度更小，基本都在-0.08～0.07 MPa之間。

試驗(yàn)結(jié)果表明，雙閥并聯(lián)控制方案相對(duì)于單閥控制具有更高的控制精度以及響應(yīng)速度，試驗(yàn)雖存在初期壓力振蕩的現(xiàn)象，但仍有較高的壓力控制精度。因此，雙閥并聯(lián)控制較好的改善調(diào)平缸無(wú)桿腔的動(dòng)態(tài)壓力控制精度。通過(guò)雙閥并聯(lián)提高了其壓力閉環(huán)的控制精度后，內(nèi)環(huán)能夠快速達(dá)到目標(biāo)壓力，實(shí)現(xiàn)外環(huán)所期望的控制效果，使雙閉環(huán)控制性能提高，為整個(gè)調(diào)平系統(tǒng)的高精度控制提供了內(nèi)環(huán)的保障。

5 結(jié)論

(1)以復(fù)合材料壓機(jī)活動(dòng)梁下落過(guò)程作為研究對(duì)象，設(shè)計(jì)了一種采用雙閉環(huán)控制策略的被動(dòng)式四角調(diào)平系統(tǒng)。并對(duì)雙閉環(huán)控制下的調(diào)平系統(tǒng)進(jìn)行特性分析，得出了內(nèi)環(huán)調(diào)平控制精度會(huì)隨著下落速度的增加而減小，從而降低整個(gè)系統(tǒng)的控制精度。在不同速度下對(duì)最低缸位置同步控制進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果驗(yàn)證了分析的合理性。

(2)針對(duì)高速壓制過(guò)程中內(nèi)環(huán)僅靠單閥較難實(shí)現(xiàn)高精度控制的問(wèn)題，提出了雙閥并聯(lián)壓力控制方案。創(chuàng)建了調(diào)平缸壓力控制試驗(yàn)臺(tái)架，對(duì)比分析在不同速度下單、雙閥壓力和壓力誤差，結(jié)果顯示：在低速20 mm/s下，雙閥的壓力誤差會(huì)比單閥低0.6 MPa左右；在高速60 mm/s下，雙閥壓力誤差比單閥低1.7 MPa，進(jìn)而驗(yàn)證了雙閥控制相對(duì)于單閥而言，可減少控制穩(wěn)態(tài)誤差并提高控制精度，證實(shí)了本研究提出的雙閥并聯(lián)控制方案較單閥而言，可改善系統(tǒng)的控制效果，對(duì)復(fù)合材料壓機(jī)調(diào)平控制有一定的理論參考和工程指導(dǎo)意義。