鄭黎明,魯鵬濤

(1. 西安交通工程學(xué)院,陜西 西安 710300;2. 西安航天華威化工生物工程有限公司,陜西 西安 710100)

0 引言

液壓機(jī)被廣泛應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)等領(lǐng)域。針對(duì)當(dāng)前多缸液壓系統(tǒng),謝金晶等[1]提出了內(nèi)環(huán)壓力控制和外環(huán)位置控制的方法;田英等[2]比較了串聯(lián)型和并聯(lián)型同步控制結(jié)構(gòu)的同步誤差,提出了并聯(lián)型同步控制結(jié)構(gòu)更適合液壓缸同步控制的結(jié)論。這些方法雖然提高了多缸液壓系統(tǒng)的控制精度和響應(yīng)速度,但由于液壓系統(tǒng)本身具有較強(qiáng)的非線性、時(shí)滯性以及慣性,造成液壓機(jī)的各個(gè)液壓缸很難保證位置同步[3]。因此,如何在保證液壓機(jī)原有性能的同時(shí),解決好各液壓缸的位置同步問題,提高液壓機(jī)的穩(wěn)定性及可靠性,成為值得研究的問題。本文通過模糊控制理論對(duì)傳統(tǒng)控制環(huán)節(jié)的優(yōu)化,設(shè)計(jì)了一種具有PID控制環(huán)節(jié)的同步控制系統(tǒng),提高液壓多缸系統(tǒng)的同步精度與運(yùn)行穩(wěn)定性,擴(kuò)大液壓機(jī)的使用范圍與效率。

1 液壓機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)與原理

1.1 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)

本文參照我校工程實(shí)訓(xùn)中心的YLS28-H型雙缸液壓機(jī)[4],其基本結(jié)構(gòu)如圖1所示,基本參數(shù)如表1所示。

表1 雙缸液壓機(jī)技術(shù)參數(shù)

圖1 雙缸液壓機(jī)

1.2 液壓機(jī)多缸驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)

1)基本結(jié)構(gòu)

本文以1.1所示的YLS28-H型雙缸液壓機(jī)為基礎(chǔ),利用FluidSIM軟件繪制了液壓機(jī)多缸驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理圖,如圖2所示。

1—Ⅰ號(hào)工作液壓缸;2—Ⅱ號(hào)工作液壓缸;3、4—壓力計(jì);5—油管;6—控制閥;7液壓源。圖2 液壓機(jī)多缸驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理圖

2)仿真分析

如圖2所示,在FluidSIM環(huán)境[5]中進(jìn)行雙缸液壓機(jī)的系統(tǒng)仿真,其液壓機(jī)系統(tǒng)中各工作液壓缸的狀態(tài),如圖3所示。

圖3 工作液壓缸的狀態(tài)圖

如圖3所示,在FLuidSIM的仿真環(huán)境下,若液壓源7的工作壓力為16 MPa,液壓泵流量為5 L/min,運(yùn)行6 s時(shí)雙缸液壓機(jī)中的Ⅰ號(hào)工作液壓缸輸出壓力P1=1.04 MPa,位移193.13mm;Ⅱ號(hào)工作液壓缸輸出壓力P2=0.88 MPa,位移185.83mm。

通過FLuidSIM仿真發(fā)現(xiàn),液壓機(jī)在鍛壓過程中,面對(duì)于形狀不規(guī)則的鍛坯,坯料在各方向的流動(dòng)具有不均勻性,即外部負(fù)載存在脈動(dòng)變化情況。這時(shí)各個(gè)液壓缸出現(xiàn)了位置不同步問題,造成了系統(tǒng)的不穩(wěn)定性。

1.3 系統(tǒng)工作壓力與分析

本文選取了圖2中Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)工作液壓缸為研究對(duì)象,在FLuidSIM仿真環(huán)境中得到了不同外部負(fù)載下Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)工作液壓缸的工作壓力及其相對(duì)位移變化量,如表2所示。

表2 外部負(fù)載與液壓缸位移

本文在表2的基礎(chǔ)上,構(gòu)建了比例系數(shù)k的數(shù)學(xué)模型,利用MATLAB分析[6-7]并得到了比例系數(shù)。

(1)

可得k≈5.21。

2 同步控制系統(tǒng)與數(shù)學(xué)模型

本文以YLS28-H型雙缸液壓機(jī)的結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ),通過分析將其等效為2個(gè)閥控單作用液壓缸,并引入PID控制環(huán)節(jié)[8-9],其控制系統(tǒng)原理圖如圖4所示。

圖4 同步控制系統(tǒng)原理圖

由于彈性負(fù)載很小可以忽略不計(jì),液壓缸被視為1階積分環(huán)節(jié)與2階環(huán)節(jié)的組合,其傳遞函數(shù)為

(2)

比例閥一般被視為2階振蕩環(huán)節(jié),其傳遞函數(shù)為

(3)

式中:s為比例閥活塞面積;kq為比例閥流量增益;ωv為比例閥的固有頻率;ζv為比例閥的阻尼比。

系統(tǒng)的傳遞函數(shù)為

(4)

(5)

依據(jù)式(1)及元件選型,位移傳感器的增益kf=1.25;PID控制環(huán)節(jié)的比例系數(shù)kP=5.21;系統(tǒng)的開環(huán)放大增益kq=0.15×10-3;系統(tǒng)固有頻率ωh=150.2 Hz;系統(tǒng)阻尼比ζh=0.2;比例閥的固有頻率ωv=350 Hz;比例閥的阻尼比ζv=0.7。

綜上所述,得到系統(tǒng)的開環(huán)傳遞函數(shù)

(6)

根據(jù)閉環(huán)控制系統(tǒng)原理框圖和各環(huán)節(jié)傳遞函數(shù),在MATLAB Simulink[10]窗口中選取對(duì)應(yīng)模塊建立雙缸液壓機(jī)PID控制系統(tǒng)的仿真模型,并進(jìn)行線性分析,得到液壓系統(tǒng)階躍響應(yīng)曲線,如圖5所示。

圖5 液壓系統(tǒng)階躍響應(yīng)曲線

比例系數(shù)kP分別取2.14、3.23、5.21時(shí),系統(tǒng)的階躍響應(yīng)由圖5可知:隨著kP的增大,系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)明顯改善,響應(yīng)時(shí)間進(jìn)一步縮短。通過調(diào)試及經(jīng)驗(yàn),文中PID控制器的參數(shù)為P=5.21、I=4.8和D=0.01。

3 同步控制系統(tǒng)的仿真與分析

3.1 建立仿真模型

從AMESim軟件[11]的“Signal,Control”電子器件庫(kù);“Hydraulic”液壓庫(kù);選取相應(yīng)的“元件”進(jìn)行相應(yīng)系統(tǒng)草圖的繪制,如圖6所示。

1、4—電磁比例換向閥;2—Ⅰ號(hào)工作缸;3、6—PID環(huán)節(jié);5—Ⅱ號(hào)工作缸;7、8、10—傳感器;9—負(fù)載質(zhì)量塊;11—控制信號(hào);12—油箱;13—液壓泵。圖6 同步控制系統(tǒng)的仿真模型

3.2 設(shè)定子模型參數(shù)

依據(jù)圖2、圖4、圖6,本文給出了液壓機(jī)同步控制系統(tǒng)的基本參數(shù),為后續(xù)液壓機(jī)同步控制液壓系統(tǒng)的仿真提供了依據(jù),如表3所示。

表3 PID同步控制系統(tǒng)仿真模型參數(shù)

如圖6所示,處于工作狀態(tài)時(shí),液壓機(jī)液壓系統(tǒng)中的Ⅰ號(hào)工作液壓缸2、Ⅱ號(hào)工作液壓缸5以一定速度伸出,驅(qū)動(dòng)液壓機(jī)下降進(jìn)行鍛壓等工作,同時(shí)質(zhì)量塊前端的壓力傳感器10與Ⅰ號(hào)液壓缸壓力傳感器7、Ⅱ號(hào)液壓缸壓力傳感器8分別組成控制系統(tǒng)反饋回路,得到壓力變化的增量后,PID控制環(huán)節(jié)工作,并按照預(yù)定算法向電磁比例閥1、比例閥4輸入相應(yīng)比例控制電流,使液壓系統(tǒng)成比例輸入壓力,提高液壓機(jī)穩(wěn)定性。

3.3 系統(tǒng)的仿真與分析

1)系統(tǒng)仿真

本文依據(jù)3.1中的仿真模型,按照表3中的參數(shù)進(jìn)行設(shè)置并進(jìn)行仿真,得到一般控制系統(tǒng)的位置變化曲線,如圖7所示;PID同步控制系統(tǒng)的位置變化曲線如圖8所示。

圖7 一般控制系統(tǒng)位置變化曲線

圖8 PID同步控制系統(tǒng)位置變化曲線

由圖7可知,在采用一般控制系統(tǒng)時(shí),Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)液壓缸工作時(shí)存在一定的位移波動(dòng),且兩缸的位移偏差較大。由圖8可知,當(dāng)采用PID控制系統(tǒng)時(shí),Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)液壓缸工作時(shí)位移波動(dòng)明顯減小,且兩缸的位移偏差進(jìn)一步減小。

2)結(jié)果分析

結(jié)合圖8,通過多次仿真實(shí)驗(yàn)得到采用PID同步控制系統(tǒng)后Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)液壓缸工作的位移數(shù)據(jù),如表4所示。

表4 仿真實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)

如表4所示,通過對(duì)PID同步控制系統(tǒng)的仿真結(jié)果進(jìn)行數(shù)據(jù)的分析,在2 s后Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)液壓缸的位移偏差明顯減小,實(shí)現(xiàn)了同步控制。

3)系統(tǒng)頻域仿真

依據(jù)圖7與圖8中的仿真運(yùn)行結(jié)果,分別對(duì)二種控制系統(tǒng)的運(yùn)行結(jié)果進(jìn)行頻域分析,并對(duì)結(jié)果進(jìn)行比較分別如圖9和圖10所示。

圖9 一般控制的位置頻域曲線

圖10 PID控制的位置頻域曲線

通過頻域分析發(fā)現(xiàn),圖9中A處Ⅰ號(hào)、Ⅱ號(hào)液壓缸在液壓機(jī)工作的開始階段,存在一定的位移波動(dòng),而這時(shí),在相同時(shí)間與外部振動(dòng)載荷的作用下,將圖10中B處的狀態(tài)與圖9中A處相比較,位移波動(dòng)與偏差明顯進(jìn)一步減弱。通過分析證明PID控制系統(tǒng)起到了較好的補(bǔ)償效果,提高了雙缸液壓機(jī)的穩(wěn)定性,達(dá)到了同步控制的設(shè)計(jì)目標(biāo)。

4 結(jié)語(yǔ)

本文首先分析了液壓機(jī)液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與工作原理,通過分析與仿真發(fā)現(xiàn)傳統(tǒng)的控制方式造成了一定的工作液壓缸的位置偏差。其次,針對(duì)位置偏差造成的不同步問題,文中設(shè)計(jì)了一種具有反饋環(huán)節(jié)的PID控制系統(tǒng),通過PID控制向工作系統(tǒng)成比例進(jìn)行壓力輸入,進(jìn)而起到補(bǔ)償作用。最后,以AMESim為手段搭建了PID同步控制系統(tǒng)的仿真模型,并進(jìn)行了仿真分析。通過仿真結(jié)果的對(duì)比分析,表明PID同步控制系統(tǒng)對(duì)液壓系統(tǒng)所造成的壓力損失進(jìn)行了有效補(bǔ)償,保持了多缸液壓機(jī)各液壓缸所需壓力,提高了多缸液壓機(jī)運(yùn)行的同步性,具有一定的應(yīng)用價(jià)值。