四柱式液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)【中型四柱式液壓機(jī)及液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)】,中型四柱式液壓機(jī)及液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì),四柱式液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)【中型四柱式液壓機(jī)及液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)】,四柱式,液壓機(jī),液壓,系統(tǒng),設(shè)計(jì),中型 附錄2 體積模量對液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)的影響 Sadhana Vol.31, Part 5, October2006, pp. 543–556.(C)Printed in India Yildiz Technical University Mechanical Engineering Department,，34349 Besiktas,Istanbul,Turkey e-mail:aakkaya@yildiz.edu.tr MS received 9 September 2005;revised 20 February 2006 摘要. 這篇研究報(bào)告，我們主要通過PID（比例積分微分）控制方式檢測液壓控制系統(tǒng)對角速度控制的Matlab仿真。有一個(gè)地方很值得關(guān)注，包括對體積模量控制分析系統(tǒng)。仿真結(jié)果表明，體積模量通過變參數(shù)可以獲得更實(shí)用的模型。此外，PID控制器的不足之處在于對變體積模量角速度的控制，而模糊控制能夠?qū)崿F(xiàn)較好的控制。 關(guān)鍵詞 液壓傳動(dòng)；體積模量；PID(比例積分微分)；模糊控制 1.引言 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)是種輸出可實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速的理想動(dòng)力傳遞方式，這樣在工程中得到了廣泛的應(yīng)用，特別是在制造領(lǐng)域，自動(dòng)化和重型車輛。它能夠提供快速的響應(yīng)，在變負(fù)載情況下能保持精確的傳動(dòng)速度，可以改善能量的利用效率和變功率傳動(dòng)。液壓傳動(dòng)的基礎(chǔ)為液壓系統(tǒng)。一般來講，它包括由異步電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的變量泵，定量或變量馬達(dá)，所有要求控制的都在一個(gè)簡單的控制柜中。通過調(diào)節(jié)泵或者馬達(dá)的排量，實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速。 制造廠商和研究人員不斷的改進(jìn)性能和降低液壓傳動(dòng)系統(tǒng)成本。尤其是近十年，體積模量在液壓傳動(dòng)和控制系統(tǒng)的研究中引起了人們的關(guān)注。一些這方面的研究專題在學(xué)術(shù)期刊中可以找到。Lennevi和Palmberg、Lee和Wu運(yùn)用各種轉(zhuǎn)速控制算法求液壓系統(tǒng)的液壓力得到了很好的發(fā)展和應(yīng)用。所有這些設(shè)計(jì)用的體積模量都是固定值，適用的壓力范圍廣。但是，實(shí)際上體積模量是液壓系統(tǒng)中必須考慮的因素。因溫度變化和大氣壓，體積模量可在運(yùn)行過程中求出液壓系統(tǒng)的液壓力。一點(diǎn)空隙足以大副減少體積模量。此外，系統(tǒng)壓力起著重要的作用在體積模量值上。非線性影響了體積模量的不穩(wěn)定，例如：壓力振動(dòng)導(dǎo)致的壓力波會對液壓系統(tǒng)的運(yùn)行不利，還有可能會因磨損而導(dǎo)致部件的使用壽命縮短，干擾控制系統(tǒng)，降低了效率和增加了噪音。盡管有這些不良的影響，但在液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中很少有關(guān)于體積模量的研究。1994年Yu等人開發(fā)了一個(gè)參數(shù)辯識的方法，通過長的管子來測量壓力波在液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中對液壓油體積模量的影響。Marning (1997)發(fā)現(xiàn)了液壓油體積模量與液壓系統(tǒng)壓力之間的線性關(guān)系。但是，迄今為止，在液壓傳動(dòng)控制的設(shè)計(jì)過程中，還沒有文獻(xiàn)將體積模量考慮進(jìn)液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模型中。事實(shí)上，典型的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)變體模量比普通的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)有更復(fù)雜的動(dòng)態(tài)過程。因此,伺服控制系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)、 動(dòng)態(tài)狀況對體積模變得更為重要,因?yàn)殚]環(huán)系統(tǒng)本身不會引起穩(wěn)定性問題。體積模量無法直接確定,這樣須要估計(jì)?；谶@一估計(jì), 在液壓控制系統(tǒng)中可能要采用修正的方法。體積模量復(fù)雜的動(dòng)態(tài)相互作用和控制方式是用仿真建模和分析軟件來監(jiān)測的。做一個(gè)真正的模型系統(tǒng)是非常復(fù)雜和費(fèi)時(shí)的，模擬仿真測試是非常有利的。伺服液壓傳控制系統(tǒng)是解決這個(gè)問題的好辦法。靜態(tài)和動(dòng)態(tài)模的仿真試驗(yàn)不需要昂貴的模型。仿真還能縮短產(chǎn)品的設(shè)計(jì)周期。 這項(xiàng)研究的重點(diǎn)是一個(gè)典型的液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)。非線性系統(tǒng)模型是通過MATLAB的仿真軟件來研究的。該系統(tǒng)模型是由泵、閥、液壓馬達(dá)、液壓管等組件組合而成。另外，變體積模量將描述出影響系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的現(xiàn)象與控制算法。為此，兩個(gè)不同的液壓軟管仿真模型被分別接入系統(tǒng)模型中。另外，利用模型來設(shè)計(jì)控制的過程。液壓馬達(dá)角速度的控制是通過PID(比例積分微分)和 模糊控制器來完成的。在第一個(gè)模型中，液壓系統(tǒng)的體積模量和角速度假設(shè)為一個(gè)定值，并由典型的PID(比例積分微分)和模糊控制器來控制。第二個(gè)模型,體積模量被定義為可變參數(shù)，這個(gè)參數(shù)取決于大氣壓和系統(tǒng)的壓力。在應(yīng)用同一PID控制參數(shù)的情況下，這種新模式適用于液壓系統(tǒng)的速度控制。接下來，模糊控制器應(yīng)用于這一新模式中，可以判斷體積模量的非線性關(guān)系。兩種控制辦法的仿真結(jié)果被用來對比分析體積模量在液壓系統(tǒng)中的不同情況。 2．?dāng)?shù)學(xué)模型 液壓系統(tǒng)的物理模型如圖1所示。變量泵由異步電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，提供液壓能給傳動(dòng)系統(tǒng)來產(chǎn)生固定的體積模量效應(yīng)，變量馬達(dá)驅(qū)動(dòng)負(fù)載。為了不讓系統(tǒng)產(chǎn)生過高的壓力，使用減壓閥來解決。 圖1. 液壓傳動(dòng)系統(tǒng) 從客觀的角度來看這個(gè)研究，系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型應(yīng)該越簡單越好。與此同時(shí)，它必須包括重要的實(shí)際特征。了解單獨(dú)組件的目的是為了更好的了解系統(tǒng)模型。利用物理基礎(chǔ)知識，目前可以得到平衡和連續(xù)性方程。模型反映出了每個(gè)組件動(dòng)態(tài)狀態(tài)時(shí)的情況。通過了解每個(gè)組件，將所有組件聯(lián)系起來可以了解整個(gè)系統(tǒng)，從而得到整個(gè)系統(tǒng)模型。本文中，利用各組件來開發(fā)液壓系統(tǒng)模型是早期所用到的方法。 2.1 變量泵 假設(shè)原動(dòng)機(jī)（異步電動(dòng)機(jī)）的角速度是個(gè)常數(shù)。因此，聯(lián)結(jié)泵的軸的角速度也是個(gè)恒定的值。泵的流量可以通過變量泵的斜盤角度和位移得到如下關(guān)系： Qp = αkpηvp, (1) 式中，Qp表示泵的流量(m3/s)，α表示斜盤的傾斜角度(?)，kp表示泵的系數(shù)，ηvp表示泵的容積效率，假設(shè)這個(gè)參數(shù)與泵自轉(zhuǎn)角度沒有關(guān)系。 2.2 減壓閥 為了簡化，減壓閥不考慮動(dòng)態(tài)因素的影響，這樣，可以得到減壓閥在開啟和關(guān)閉時(shí)的兩個(gè)流量方程。 Qv = kv(P ? Pv), 如果P 大于Pv, (2) Qv = 0, 如果 P 小于等于 Pv, (3) 式中，kv表示閥的靜態(tài)特性，P表示系統(tǒng)的壓力（帕），Pv表示開啟壓力（帕）。 2.3 液壓管 作為傳統(tǒng)模型，高壓管用于連接泵和馬達(dá)，在這里體積模量是個(gè)固定值。變體積模量在接下來的章節(jié)中討論。 流體的可壓縮性關(guān)系如下式（4）所示。等式（5）提出了在給定流量時(shí)壓力值的求法。假設(shè)液壓管對系統(tǒng)的壓降忽略不計(jì)。 Qc = (V /β)(dP/dt), (4) (dP/dt) = (β/V )Qc, (5) 式中，Qc表示經(jīng)過壓縮后的流量(m3/s), V表示流體經(jīng)過壓縮后的體積(m3)，β表示流體的固定體積模量，在液壓系統(tǒng)和動(dòng)能傳動(dòng)中它是一個(gè)重要的參數(shù)，因而它將影響動(dòng)力系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的狀況。非氣液壓油的體積模量取決于溫度和壓力，礦物油根據(jù)添加劑數(shù)量不同，體積模量為1200~2000Mpa。但是，系統(tǒng)壓力和融合空氣，將影響體積模量的值。如果采用液壓膠管而非鋼管，體積模量在這里就回大大降低。由于這些參數(shù)影響體積模量，液壓傳動(dòng)系統(tǒng)模型必須具有更準(zhǔn)確的動(dòng)力系統(tǒng)。 流體和空氣的混合體在液壓管中的變體積模量可以如下所示： (6) 式中，下標(biāo)α、f和h分別指空氣、流體和液壓管。假設(shè)初始總體積為=+，還有 >>。這樣體積模量會比任何, , 和 Vt/Va都要小。積模量中流體的來自于生產(chǎn)廠家體的數(shù)據(jù)。(Cp/Cv)P = 1.4P主要用于絕熱狀態(tài)下空氣的體積模量。（6）式還可以改寫如下： (7) 式中：s表示融入空氣的總體積(s = Va/Vt )。 2.4 液壓馬達(dá)和負(fù)載 液壓馬達(dá)的流量(m3/s)可以用公式表示如下： Qm = kmω/ηvm, (8) 式中：km表示液壓馬達(dá)的系數(shù)，ω表示液壓馬達(dá)的角速度，ηvm表示液壓馬達(dá)的容積效率。假設(shè)液壓馬達(dá)的效率不受轉(zhuǎn)動(dòng)軸的影響。液壓馬達(dá)的扭矩可有公式表示如下： Mm = kmt_Pηmm, (9) 式中：kmt表示液壓馬達(dá)的扭矩系數(shù)，P表示液壓馬達(dá)的壓降，ηmm表示液壓馬達(dá)的機(jī)械效率。液壓馬達(dá)所產(chǎn)生的扭矩等于瞬間馬達(dá)負(fù)載的總和，可由公式表示如下： Mm = MI +MB +Mo, (10) 式中，MI、MB和Mo表示瞬間形成的負(fù)載慣性，摩擦力伴隨機(jī)械運(yùn)行而生，這樣可以描述為： Mm = Im(dω/dt) + Bω +Mo, (11) 式中，Im表示液壓馬達(dá)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，B表示馬達(dá)和軸的摩擦系數(shù)，ω表示馬達(dá)軸的角速度。等式（11）用于確定液壓馬達(dá)軸的角速度。從新定義角速度公式如下： dω/dt = (Mm ? Bω ?Mo)/Im. (12) 2.5 液壓傳動(dòng)系統(tǒng) 通過基本數(shù)學(xué)模型，結(jié)合液壓系統(tǒng)中各組件和發(fā)生的現(xiàn)象，從而方便獲得總體液壓傳動(dòng)系統(tǒng)模型。由此，液壓系統(tǒng)是根據(jù)模型仿照而成的系統(tǒng)。在開發(fā)動(dòng)態(tài)模型系統(tǒng)時(shí)，假設(shè)傳動(dòng)的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)特性不取決于液壓馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)方向，傳動(dòng)處于平衡狀態(tài)。不考慮模型中液壓泵和馬達(dá)的泄露量。通過數(shù)學(xué)模型可以得到液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的兩個(gè)等式如下： 流量方程： Qp = Qm + Qc + Qv, (13) 瞬時(shí)： Mm = MI +MB +Mo. (14) 聯(lián)合等式（5）和（12），可以得到如下公式： dP/dt = (β/V )(Qp ? Qm ? Qv), (15) dω/dt = (Mm ? Bω ?Mo)/Im. (16) Matlab仿真一個(gè)常用的模擬仿真方式，它主要用于求解非線性方程。仿真模型是基于圖2中所示的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。系統(tǒng)模型中的組件可以很容易在規(guī)定要求內(nèi)變換。據(jù)此，改變液壓組件中的液壓管，通過等式（7）可以得到第二種模型。 3.控制應(yīng)用 許多相關(guān)的刊物記載出版了液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中馬達(dá)與相連負(fù)載的速度控制方法。為了完成這個(gè)目標(biāo)，設(shè)計(jì)中采用了不同的閉環(huán)控制。但是，1996年Lee和Wu通過調(diào)節(jié)泵的位移來調(diào)節(jié)負(fù)載的速度，這種測試方法是最有用的。此外，1996年Re等人解決了用改變泵的排量來控制負(fù)載的速度，改變泵和馬達(dá)的流量是最高效的，在任何時(shí)候應(yīng)該盡可能首選這種控制方法。為此，正在研究液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的這一問題，輸出角速度通過液壓馬達(dá)提供的流量來控制，通過調(diào)節(jié)變量泵斜盤的角度來調(diào)節(jié)流量。為了研究的方便，在應(yīng)用中不考慮斜盤的動(dòng)力學(xué)影響。此外，斜盤控制系統(tǒng)動(dòng)態(tài)速度通常比其它系統(tǒng)要快，因此忽略動(dòng)力學(xué)影響是有理由的。液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)中液壓馬達(dá)的角速度通過精確控制得到，因而事先必須設(shè)計(jì)好控制器。在工業(yè)中，經(jīng)典的控制方法有PI、PID，它們被用于液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中的速度控制。關(guān)鍵是要確定控制參數(shù)，因?yàn)镻ID控制方法具有線性的特性。特別是在控制器中應(yīng)該把體積模量當(dāng)作一個(gè)非線性的。由于有可變范圍，這樣控制器的性能要非常的穩(wěn)定。以理論知識為基礎(chǔ)的控制越來越多，特別是在模糊控制領(lǐng)域。不像經(jīng)典控制方法，模糊控制結(jié)合非線性來設(shè)計(jì)控制思路。因此，這種控制方法的應(yīng)用可以用于判斷對減少體積模量影響的控制能力。 3.1 PID控制 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)對角速度控制的算法在公式（17）、（18）中已經(jīng)給出。用Ziegler-Nichols法校正控制參數(shù)，例如比例增益(Kp),響應(yīng)時(shí)間常數(shù)(τd )，積分時(shí)間常數(shù)(τi)。通過參考角速度來確定最優(yōu)的控制參數(shù)。圖3表示液壓傳動(dòng)系統(tǒng) 仿真模型。 uv(t) = Kp·e(t) + Kp·τd·de(t)/dt +Kp/τi·dt, (17) e(t) = ωr ? ω. (18) 4、結(jié)論 利用系統(tǒng)模型和仿真技術(shù)分析了體積模量非線性對液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的影響。通過這個(gè)研究表明，如果忽略了液壓傳動(dòng)系統(tǒng)體積模量的動(dòng)態(tài)影響，對系統(tǒng)的響應(yīng)和安全運(yùn)行將帶來很大的錯(cuò)誤。因此，應(yīng)該把體積模量作為變參數(shù)考慮，這樣可以得到實(shí)際的整體模型和確定更精確的PID控制器參數(shù)。迄今為止，還沒有分析液壓系統(tǒng)模型體積模量的同時(shí)描述模型的設(shè)計(jì)特點(diǎn)的文獻(xiàn)。于是，對于當(dāng)時(shí)最早的設(shè)計(jì)，PID控制器應(yīng)用于液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)可能是有用的。這樣可以清楚的看到模糊控制器消除變體積模量的不良影響。這樣有利于控制設(shè)計(jì)開發(fā)更好的控制器。今后的研究發(fā)展的方向，將包括模型斜盤的動(dòng)力學(xué)問題、閥的動(dòng)力學(xué)問題、液壓馬達(dá)和泵的流動(dòng)復(fù)雜和轉(zhuǎn)矩問題。這樣，一個(gè)合適的控制方法將被應(yīng)用于調(diào)速和變負(fù)載的情況。 參考文獻(xiàn) Dasgupta K 2000 Analysis of a hydrostatic transmission system using low speed high torque motor. Mech. Mach. Theory 35: 1481–1499 Dasgupta K, Chattapadhyay A, Mondal S K 2005 Selection of fire-resistant hydraulic fluids through system modelling and simulation. Simul. Model. Pract. Theory 13: 1–20 Eryilmaz B,Wilson B H 2001 Improved tracking control of hydraulic systems. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 123: 457–462 Huhtala K 1996 Modelling of hydrostatic transmission – steady state, linear and non- linear models. Acta Polytech. Sci. Me. 123: Jedrzykiewicz Z, Pluta J, Stojek J 1997 Research on the properties of a hydrostatic transmission for different efficiency models of its elements. Acta MontanisticaSlov - aca 2: 373–380 Jedrzykiewicz Z, Pluta J, Stojek J 1998 Application of the Matlab-Simulink package in the simulation tests on hydrostatic systems. Acta Montanistica Slovaca Rocnik 3: 29–36 Kugi A, Schlacher K, Aitzetm¨uller H, Hirmann G 2000 Modelling and simulation of a hydrostatic transmission with variable-displacement pump. Math. Comput. Simul. 53: 409–414 Lee C B, Wu H W 1996 Self-tuning adaptive speed control for hydrostatic transmiss- ion systems. Int. J. Comput. Appl. Technol. 9: 18–33 Lennevi J, Palmberg J O 1995 Application and implementation of LQ design method for the velocity control of hydrostatic transmissions. Proc. Inst. Mech. Eng., J. Syst. Control Eng. 209: 255–268 Manring N D 1997 The effective fluid bulk modulus within a hydrostatic transmission. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 119: 462–466 Manring N D, Luecke G R 1998 Modelling and designing a hydrostatic transmission with a fixeddisplacement motor. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 120: 45–49 McCloy D, Martin H R 1980 Control of fluid power, analysis and design (New York: John Wiley &Sons) Merrit H E 1967 Hydraulic control systems (New York: John Wiley & Sons) Ogata K 1990 Modern control engineering (Englewood Chiffs, NJ: Prentice-Hall) Piotrowska A 2003 The control of the rotational speed of hydraulic engine in hydro- static transmission by use of the module DSP. 28th ASR Seminar, Instruments and Control (Ostrava:V?SB-TU) pp. 291–297 Prasetiawan E A 2001 Modelling, simulation and control of an earthmoving vehicle powertrain simulator. M Sc thesis, Mechanical Engineering in Graduate College, University of Illinois, Urbana, Il Re L, Goransson A, Astolfi A 1996 Enhancing hydrostatic gear efficiency through nonlinear optimal control strategies. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 118: 727–732 Tan H Z, Sepehri N 2002 Parametric fault diagnosis for electrohydraulic cylinder drive units. IEEE Trans. Ind. Electron. 49: 96–106 Tanaka K 1996 Introduction to fuzzy logic for engineering application (Berlin Springer) Tikkanen S, Huhtala K, Vilenius M 1995 Fuzzy controllers in hydrostatic transmis- sion. IEE Colloquium on Innovative Actuators for Mechatronic Systems (London: Inst. Elec. Eng.) 15/1–15/3 Watton J 1989 Fluid power systems: Modelling, simulation, analog andmicroco - mputer control (Englewood Chiffs, NJ: Prentice-Hall) Wu K, Zhang Q, Hansen 2004 Modelling and identification of a hydrostatic trans- mission hardwarein-the-loop simulator. Int. J. Vehicle Des. 34: 63–75 Yu J, Chen Z, Lu Y 1994 The variation of oil effective bulk modulus with pressure in hydraulic systems. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 116: 146–150 Zadeh L 1965 Fuzzy sets. Inf. Control 8: 338–353 8