鄭凱

(西安交通工程學(xué)院, 機(jī)械與電氣工程學(xué)院, 陜西, 西安 710300)

0 引言

液壓滑臺被廣泛應(yīng)用在工業(yè)與日常生產(chǎn)活動的各個方面,而特殊環(huán)境所產(chǎn)生的突變載荷等外部干擾因素影響會造成液壓滑臺重復(fù)定位精度不準(zhǔn)確等問題[1]。而作為整個系統(tǒng)的核心部分,其能否對液壓系統(tǒng)進(jìn)行有效控制,直接影響了液壓滑臺的位置精度,進(jìn)而對液壓滑臺的正常工作與運行產(chǎn)生干擾,因此如何進(jìn)一步提高液壓滑臺控制系統(tǒng)的穩(wěn)定性與重復(fù)定位精度成為值得研究的問題。本文設(shè)計了一種提高液壓滑臺定位精度的自適應(yīng)控制系統(tǒng)(以下簡稱自適應(yīng)控制系統(tǒng))。通過將比例反饋環(huán)節(jié)應(yīng)用于液壓滑臺的執(zhí)行控制系統(tǒng),提高液壓滑臺在速度與載荷等特殊條件下的工作精度,擴(kuò)大液壓動力滑臺的使用范圍與效率。

1 液壓滑臺總體結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 液壓滑臺基本結(jié)構(gòu)

本文參照《機(jī)械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)(JB/T1995-1999)》液壓動力滑臺的技術(shù)條件。液壓滑臺的核心結(jié)構(gòu)與液壓控制系統(tǒng)分別如圖1、圖2所示。

圖1中,1為底座,2為線軌,3為滑臺,4為滑塊,5為液壓缸。

圖2中,1為液壓源,2為油箱,3為溢流閥,4為電磁換向閥,5為節(jié)流閥,6為液壓缸。

1.2 工作原理

圖2中的SB1按鈕接通時,電磁換向閥的線圈(KY1)得電,此時閥芯處于左位,液壓油經(jīng)油口A流入左腔,壓力升高并帶動活塞桿伸出,當(dāng)伸出至限位開關(guān)(SQ2)時,電磁換向閥4處于中位,活塞桿停止動作。

圖2中SB2按鈕接通時,電磁換向閥的線圈(KY2)得電,此時閥芯處于右位,液壓油經(jīng)油口B流入右腔,活塞桿退回,當(dāng)退回至限位開關(guān)(SQ1)時,停止動作。其液壓滑臺的系統(tǒng)原理仿真,如圖3所示。

圖3 液壓滑臺的系統(tǒng)仿真

由圖3可知,當(dāng)控制按鈕SB1接通時,三位四通換向閥的線圈KY1得電后液壓缸伸出,進(jìn)而在FluidSIM構(gòu)建的仿真系統(tǒng)中得到壓力輸出的相關(guān)參數(shù)。通過仿真實驗驗證了液壓滑臺模型的可行性,為后續(xù)自適應(yīng)仿真模型的建立提供了基礎(chǔ)。

1.3 液壓滑臺的基本參數(shù)

依據(jù)圖1、圖2,給出了液壓滑臺的基本參數(shù)[2],如表1所示。

2 滑臺液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型

2.1 滑臺液壓系統(tǒng)受力分析

由圖2可知,本文以非對稱液壓缸組成滑臺液壓系統(tǒng),其核心結(jié)構(gòu)的原理圖,如圖4所示。

圖4 非對稱缸核心結(jié)構(gòu)原理圖

如圖4所示,當(dāng)處于工作狀態(tài),此閥芯向右移位時,液壓缸的輸出力與負(fù)載間存在一定平衡關(guān)系,其平衡方程[3]為

(1)

式中,mt為負(fù)載總質(zhì)量,BP為負(fù)載粘性阻尼系數(shù),K為彈簧剛度,FL為活塞上外負(fù)載力,AP為活塞的有效作用面積,PL為系統(tǒng)的工作壓力,xP為位移的變化量。

本文以液壓動力滑臺的非對稱液壓系統(tǒng)為研究對象,進(jìn)行了必要假設(shè)及數(shù)學(xué)模型的建立[4]:

(1) 忽略液非對稱液壓系統(tǒng)管道中的流量與壓力損失;

(2) 系統(tǒng)所承載的負(fù)載總質(zhì)量不變;

(3) 液壓系統(tǒng)的粘性阻尼系數(shù)忽略不計;

(4) 液壓系統(tǒng)的油路管道對稱,且恒壓。

2.2 系統(tǒng)壓力與位移變化量

根據(jù)式(1)可知,當(dāng)活塞的有效作用面積、活塞上外負(fù)載力、彈簧剛度不變時,液壓系統(tǒng)的工作壓力與活塞的位移變化之間成一定比例關(guān)系。結(jié)合本文2.1中所述的仿真模型,將式(1)簡化為

AppL=Kxp+FL

(2)

式中,K為比例系數(shù),FL為活塞上的外負(fù)載力,AP為活塞的有效作用面積,PL為系統(tǒng)的工作壓力,xP為位移的變化量。

其作用于系統(tǒng)活塞上的外負(fù)載力若恒定,且活塞的有效作用面積不發(fā)生變化時。則液壓系統(tǒng)工作壓力差(PL)與位移變化量位(xp)之間的比例關(guān)系為

PL=kxP

(3)

式中,k為比例系數(shù)

根據(jù)式(3),列舉在不同系統(tǒng)工作壓力下所對應(yīng)的活塞位移變化量,如表2所示。

表2 系統(tǒng)工作壓力與位移變化量

本文結(jié)合表1的數(shù)據(jù),以式(3)為基礎(chǔ),構(gòu)建以比例系數(shù)(k)為變量的數(shù)學(xué)模型,并結(jié)合MATLAB軟件進(jìn)行分析[5-7],得到了系統(tǒng)的比例系數(shù)。

(4)

根據(jù)式(4)可得k≈11.71

3 控制系統(tǒng)的設(shè)計

本文結(jié)合PID算法中的比例環(huán)節(jié),選用Micro-chip公司較為成熟的DSPIC30F2010數(shù)字信號處理芯片[8-9]為控制核心。通過PID控制器的比例控制環(huán)節(jié)不斷對參數(shù)進(jìn)行調(diào)整,從而實現(xiàn)對比例換向閥的有效控制,進(jìn)而保證系統(tǒng)壓力有效輸出。

圖5為控制系統(tǒng)的主要工作過程。首先位移傳感器完成檢測,輸出位移變化增量(XP),其次比例反饋環(huán)節(jié),按照系統(tǒng)設(shè)定好的比例系數(shù)(k),向電磁比例換向閥輸入適當(dāng)強(qiáng)度的控制電流,改變其開口大小,完成系統(tǒng)壓力、流量、位移的控制,進(jìn)而達(dá)到消除偏差,提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性,實現(xiàn)自適應(yīng)調(diào)節(jié)的目的。

圖5 控制系統(tǒng)流程

4 系統(tǒng)仿真與分析

本文利用AMESim仿真軟件[10],在進(jìn)行系統(tǒng)草圖的繪制的基礎(chǔ)上建立系統(tǒng)仿真模型,同時完成核心參數(shù)的設(shè)置,并進(jìn)行仿真運行。分別建立一般與自適應(yīng)控制系統(tǒng)相應(yīng)的仿真模型,并對兩種模型進(jìn)行仿真實驗,得到各自的工作特性曲線。

4.1 系統(tǒng)模型的建立

打開AMESim軟件的電子器件、機(jī)械庫,完成2種系統(tǒng)的草圖繪制,并為對應(yīng)的元件賦予子模型[11]。由于本設(shè)計所用元件均來自AMESim軟件標(biāo)準(zhǔn)庫,可直接進(jìn)行參數(shù)設(shè)置,既賦予對應(yīng)的值[12],最后通過運行查看相應(yīng)結(jié)果,得到其動態(tài)曲線。

4.1.1 一般控制系統(tǒng)的仿真模型

(1) 建立仿真模型,如圖6所示。

圖6 一般控制系統(tǒng)的仿真模型

圖6中,1為液壓馬達(dá),2為控制信號,3為比例換向閥,4為液壓缸,5為質(zhì)量塊,6為自由端。

(2) 設(shè)定子模型參數(shù),如表3所示。

表3 一般控制系統(tǒng)的子模型參數(shù)

4.1.2 自適應(yīng)控制系統(tǒng)的仿真模型

(1) 建立仿真模型,如圖7所示。

圖7 自適應(yīng)控制系統(tǒng)的仿真模型

圖7中,1為液壓馬達(dá), 2為比例反饋, 3為比例換向閥, 4為液壓缸, 5為質(zhì)量塊, 6為位移傳感器, 7為自由端。

(2) 設(shè)定子模型參數(shù),如表4所示。

表4 自適應(yīng)控制系統(tǒng)的子模型參數(shù)

4.2 系統(tǒng)仿真與分析

本文在4.1建立的仿真系統(tǒng)的基礎(chǔ)上,對一般控制系統(tǒng)與自適應(yīng)控制系統(tǒng)進(jìn)行仿真實驗。

4.2.1 控制系統(tǒng)的壓力變化

依據(jù)圖6、圖7,本文對照表2、表3中的參數(shù),對建立的仿真模型賦值并仿真,得到2種不同控制系統(tǒng)的壓力變化特性曲線,如圖8所示。

圖8 壓力變化特性曲線

將圖7中的A處進(jìn)行放大處理,如圖9所示。

圖9 圖7-A處的局部放大

由圖9可知,在系統(tǒng)工作的開始階段,自適應(yīng)控制系統(tǒng)的響應(yīng)速度高于一般控制系統(tǒng),同時自適應(yīng)控制系統(tǒng)的壓力變化特性曲線更加平滑,穩(wěn)定性優(yōu)于一般控制系統(tǒng)。

4.2.2 控制系統(tǒng)的流量變化

依據(jù)圖6、圖7,參照表2、表3中的核心參數(shù)進(jìn)行仿真,得到2種不同控制系統(tǒng)的流量變化特性曲線,如圖10所示。

圖10 流量變化特性曲線

由圖10可知,在自適應(yīng)系統(tǒng)的控制下,系統(tǒng)流量震蕩明顯減少,同時自適應(yīng)控制系統(tǒng)的流量變化特性曲線更加平滑,穩(wěn)定性優(yōu)于一般控制系統(tǒng)。

4.2.3 控制系統(tǒng)負(fù)載的位置變化

依據(jù)圖7,對照表3中的參數(shù)進(jìn)行設(shè)置與仿真,得到了在自適應(yīng)系統(tǒng)的控制下外部負(fù)載(質(zhì)量塊)的位移變化特性曲線,如圖11所示。

圖11 位移變化特性曲線

由圖11可知,在自適應(yīng)系統(tǒng)的控制下,外部負(fù)載(質(zhì)量塊)的位移變化先達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài),穩(wěn)定性優(yōu)于一般控制系統(tǒng)。

由圖9～圖11可知,通過對一般控制系統(tǒng)與自適應(yīng)控制系統(tǒng)的壓力、流量、位置的變化特性分析。證明在相同時間與外部負(fù)載的作用下,自適應(yīng)系統(tǒng)對滑臺的控制使其運行更加穩(wěn)定,進(jìn)而為滑臺的精確控制提供了基礎(chǔ)。

5 總結(jié)

本文以提高液壓滑臺的控制精度為目標(biāo),分析了滑臺液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性問題,并以液壓動力滑臺的液壓執(zhí)行系統(tǒng)為研究對象,將基于比例控制環(huán)節(jié)的自適應(yīng)控制系統(tǒng)應(yīng)用于液壓動力滑臺,結(jié)果表明:

(1) 在自適應(yīng)控制系統(tǒng)的控制下,系統(tǒng)壓力達(dá)到穩(wěn)態(tài)的時間比一般控制系統(tǒng)縮短了0.2 s;

(2) 在自適應(yīng)控制系統(tǒng)的控制下,系統(tǒng)流量震蕩明顯減少,系統(tǒng)的響應(yīng)性得到了很好的優(yōu)化。

下一階段,本研究將進(jìn)在工程應(yīng)用中進(jìn)一步研究并驗證自適應(yīng)控制系統(tǒng)在大流量、大輸出力液壓滑臺系統(tǒng)中的合理性以及控制精度等問題。