电液伺服阀

2024-10-15

电液伺服阀（共8篇）

电液伺服阀篇1

电液伺服阀是该型产品的核心控制部件, 属首次应用, 该型产品电气系统可靠性指标要求1500h以上, 是以往产品该指标的10倍以上, 这就要求必须找到一种高可靠性的控制方法。

1 电液伺服阀概述

电液伺服系统因其具有输出功率大、控制精度高等优点, 而广泛应用于工业生产的各个领域。电液伺服阀作为电液伺服控制系统的核心部件, 其性能的好坏直接影响整个电液伺服控制系统的性能。

电液伺服阀是输出量与输入量成一定函数关系, 并能快速响应的液压控制阀, 是液压伺服系统的重要元件, 它在接受电气模拟信号后, 相应输出经过调制的流量和压力, 它既是电液转换元件, 也是功率放大元件, 它能将小功率的微弱电气输入信号转换为大功率的液压能 (流量和压力) 输出, 实现电液信号的转换与液压放大。

对电液伺服阀的控制是通过控制其线圈通过电流的大小来控制力矩马达产生的力的大小, 进而控制流量, 转变为相应的位移。

2 电液伺服阀控制方法

2.1 电液伺服阀电气特性研究

伺服放大器是电液伺服控制系统的重要组成部分, 用以改善电液控制元件或系统的稳态和动态性能。伺服放大器是指驱动电液伺服阀的直流功率放大器, 其前置级为前置放大电路, 功率级为电流负反馈放大电路。

伺服放大器的作用是将输入电压信号与反馈信号比较后的偏差信号加以放大和运算, 输出一个与偏差信号电压成一定函数关系的控制电流, 输入到伺服电机或伺服力矩马达线圈中去驱动伺服电机或伺服阀。进一步减少这个信号, 使得系统达到所需要的控制精度。

2.2 电液伺服阀电气模型建模及仿真

Multisim9适用于板级的模拟/数字电路板的仿真, 相对于其它EDA软件, 它具有更加形象直观的人机交互界面, 特别是其仪器仪表库中的各仪器仪表与操作真实实验中的实际仪器仪表完全没有两样, 但它对模数电路的混合仿真功能却毫不逊色, 几乎能够100%地仿真出真实电路的结果。

电液伺服阀的线圈为实现冗余设计采用并联连接, 在线圈一路断路的情况下, 电液伺服阀线圈的负载特性发生变化, 电阻变为并联时的两倍, 但是线圈所需电流仍要保持恒定不变, 为了解决这个问题, 有两种方法, 一种是采用恒流源对线圈提供电流, 另一种是处理器实时检测线圈电阻的变化, 当检测到电阻变化时, 提高施加在线圈上的电压以保持电流不变。

电阻变化检测电路的采用检测电流的方式实现, 当并联的两个电阻有一个断路时, 电阻增加一倍, 电流减小一半, 可通过检测电流的变化来反应电阻的变化, 采用这种方法当负载突然发生变化时, 需要一定反应时间才能检测出电流的变化, 不能满足实时性的需要, 可行的方法是采用恒流源实现。

恒流源的实现方法主要有三类:晶体管恒流源、场效应管恒流源、集成运放恒流源, 在Multisim9中采用集成运放实现恒流源, 电液伺服阀电气模型采用电阻加电感的组合来模拟真实工作状态。

恒流源电路模拟电液伺服阀线圈负载工作切换前如图1所示。三极管Q2集电极出的电流I2和三极管Q1集电极的电流I1的关系如下式所示:

采用集成运放实现恒流源输出电流稳定性高, 采用三极管对输出电流进行放大, 可满足负载的范围比较宽。

恒流源电路模拟电液伺服阀线圈负载工作切换后仿真电路如图2所示。

通过上面的仿真结果可以看出当并联线圈有一路断开时电流变化很小, 采用集成运放实现的恒流源可以满足线圈负载切换时对电流的需求。

3 结论

通过对电液伺服阀电气特性的研究建立了比较符合实际的电气工作模型, 通过在Multisim9电路仿真软件中建立仿真电路模型, 对电液伺服阀负载切换特性进行仿真, 可以看到恒流源在负载切换时输出电流基本不变, 可以满足电液伺服阀工作时对电流高稳定性的要求, 为新技术在产品的使用奠定了基础。

摘要：某型产品采用气液混合动力系统, 采用电液伺服阀控制气液混合动力系统实现产品的机构运动, 为实现对电液伺服阀的控制, 需对电液伺服阀的控制方法进行研究。

关键词：电液伺服阀,恒流源,Multisim9,电路仿真

参考文献

[1]薛小玲.新型高精度数控恒流源的设计[J].闽江学院学报, 2010, 31 (5) :29-32.

[2]何志勇.电液比例换向阀替代电液伺服阀的改进实践[J].宽厚板, 2005 (4) .

[3]陈彬, 易孟林.电液伺服阀的研究现状和发展趋势[J].液压与气动, 2005 (6) .

[4]黄卉, 程顺.电液比例技术发展趋势微探[J].机床与液压, 2005.

[5]徐猛, 李智.恒流源在高精度数字多用表中的设计与实现[J].电测与仪表, 2009, 46 (5) :72-75.

电液伺服阀篇2

【摘要】电液伺服系统是水轮机调速器的执行机构，它的性能直接影响调速器的性能。据统计调速器的故障主要由电液伺服系统引起，严重影响水电站的安全运行。因此，研究开发具有新型的可靠性高、标准化的电液伺服系统已势在必行。本文提出的基于液动换向阀的电液伺服系统，采用液压标准元件，不仅提高了可靠性，还使系统体积变小成本降低，采用高速电磁阀作为电液转换元件，使控制和驱动更加简单可靠。电站试验与运行表明其性能指标满足或优于国标GB/T9652.2-2007的要求、可靠高。

【关键词】调速器，电液伺服系统，液动换向阀

【中图分类号】F407.42【文献标识码】A【文章编号】1672-5158（2013）07-0401-01

水轮机调速器是水电站重要的基础控制设备，其质量的好坏直接影响到电能品质和电站安全及经济运行。因此，性能优良的高可靠的水轮机调速器的研究一直是世界各国电力行业的一个重要课题，而电液伺服系统是水轮机调速器的执行机构，它的性能直接影响甚至决定整个调速器的性能。据统计调速器的故障主要由电液伺服系统引起，这些故障严重影响水电站的正常安全运行，因此，研究开发具有新型的、可靠性高、抗油污能力强的电液伺服系统已势在必行。

1. 水轮机调速器电液伺服系统的现状

近年来水轮机调速器的研究与开发取得了明显的进步，却主要集中于电器部分，机械液压部分虽有改进，但其液压元件与数十年的前机械液压调速器一样，工作油压仍然维持在2.5MPa、4MPa、6.3MPa几个较低的等级上，未采用标准，依然是单件、小批量的生产模式，因此液压系统制造费用高、可靠性低，液压件损坏后，替代品不易购买，与现代液压技术存在着巨大差距，也严重影响水轮发电机组的安全可靠运行。因此，研制采用标准液压件的集成化高油压电液伺服系统已成为当务之急。

2. 基于液动换向阀的电液伺服系统

图1为基于液动换向阀的高油压电液伺服系统原理图，主要由压力油源系统和电液伺服系统两部分组成。系统额定工作油压为16Mpa，高油压是系统所需的流量降低，油源系统和控制系统都可采用液压标准元件，使系统的可靠性提高，同时使系统体积变小降低了制造成本，采用高速电磁阀作为电液转换元件，使其控制器和驱动更加简单可靠。

压力油源系统由油箱1、溢流阀2、电机3、油泵4、单向阀5、双筒滤油器6及蓄能器7构成，电接点压力表8根据系统压力控制油泵的启停。油源系统取消了传统的压力油罐，改用标准的气囊式蓄能器储能，使蓄能器中的油气分离，避免液压油受到污染，同时调速器无需再设气源，降低电站成本。

电液伺服系统由关机阀9、开机阀12、液控换向阀10、紧急停机电磁阀 11、液压锁13、导叶接力器（油缸）14，两段关闭装置15组成。调速器的控制器输出脉宽调制脉冲控制开关阀12、9的开启及持续时间，从而控制液控换向阀10的开启方向和持续时间，进而控制导叶接力器14的运动方向和速度。通过限位可以调节液控换向阀的最大流量，从而实现调节水轮机开关机时间的目的。当紧急事故发生时，通过紧急停机电磁阀11上电，使发电机组紧急停机，避免事故扩大，图1状态为调速器正常运行时停机阀所处位置，此时其作为停机阀9的回油路及开机阀12压力油路的一部分，当紧急停机电磁阀11换向时，关机阀9 T口通压力油、开机阀12 P口通回油，无论两支阀是否开启，总使关机阀的输出为压力油而开机阀的输出为回油，从而实现可靠的紧急停机。液压锁13是为防止系统中位漏油，两段关闭装置15可实现机组折线关闭。

3.液动换向阀的驱动

基于液动换向阀的电液伺服系统中，对开关阀的PWM控制方式是靠软件来实现的。根据调速器PID控制器的输出iy与接力器反馈iry的差值idy确定脉冲的方向和脉冲高电平的宽度h_pulse，脉冲低电平的宽度l_pulse由脉冲周期h_p_max减去高电平宽度得到。将计算所得的h_pulse，l_pulse作为参量调用可编程计算机控制器PCC功能块LTXdpwm，通过具有TPU（时间处理单元）功能的数字量输出模块DO135实现脉冲的输出。PCC数字量输出模块DO135设两个输出通道，分别控制关机阀9、开机阀12开启和持续时间，当脉冲输出为零时，电磁阀靠复中弹簧回到中位。在程序中设置偏置量以克服了开关阀的死区，在程序中可以通过调整脉冲周期和占空比可获得较优的控制品质。

4.电站试验

采用本文研制的基于液动换向阀的电液伺服系统的PCC水轮机调速器于2007年3月在实验室样机进行了性能测试，主要技术指标均达到或优于国标要求。2008年1月，安装在陕西魏家堡水电站2号机，并进行了调速器的试验，试验结果表明其主要性能指标满足或优于国标GB/T9652.2-2007的要求。其中主要特性试验结果如下：

1）测至主接力器的转速死区0.06%，非线性度0.13%，均优于国标；

2）接力器不动时间测定值为0.17秒，小于国标规定的0.2秒；

3）甩100%负荷时调节时间为39.7秒，满足国标40秒要求。

参考文献

[1] 魏守平，罗萍，卢本捷.我国水轮机数字式电液调速器评述[J].水电自动化与大坝监测.2003（05）

[2] 冯雁敏，张雪源.？？水轮机调速器特性研究综述[J].水电能源科学.2009（03）

电液伺服阀篇3

关键词：直动式,电液伺服阀,应用

0 引言

电液伺服阀是电液伺服控制系统中的关键元件,近年来,工程机械的快速发展以及电液伺服系统应用领域的拓宽,对电液伺服阀提出了更高的技术要求,如高压、大流量、抗干扰、抗污染、高频响等,而传统的喷嘴挡板式电液伺服阀已经难以达到这些要求,因此迫切需要一种新型的电液伺服阀。直动式电液伺服阀(DDV)就是一种新型的电液伺服阀,它取消了喷嘴挡板组,用直线力电动机取代了力矩电动机,提高了阀的抗污染能力和可靠性。国外在20世纪90年代初已开发出直接驱动式电液伺服阀,作为喷嘴挡板式电液伺服阀的补充和发展。目前,国外能生产这种电液伺服阀的厂家主要有美国MOOG公司、德国BOSCH公司、日本三菱株式会社等。国内的厂家主要是北京机床所精密机电有限公司,该公司经过多年科技攻关,研制的QDYD系列直动式电液伺服阀具有抗污染能力强、动态指标高、结构简单、成本较低等特点,已在市场占有一席之地。

直动式电液伺服阀的研制成功,使电液伺服阀的研制进入了一个新的发展阶段,并扩大了电液伺服阀的应用领域。图1为MOOG系列直动式电液伺服阀的外观图。

1 直动式电液伺服阀的结构与工作原理

1.1 永磁式直线力电动机工作原理

直动式电液伺服阀主要由三部分组成,即直线力电动机、液压阀和放大器组件。其核心部件是直线力电动机,结构如图2所示。力电动机包含一个线圈、一对永磁体,永磁体为磁场提供部分所需要的磁力。

当不通电时,电磁力和弹簧力平衡使阀芯处于中位;当通入一种极性的电流后,内部磁场一部分通过磁场叠加得到增强,另一部分则因为磁场相抵而减弱,于是内部磁场将不再平衡,这种不平衡将驱动衔铁向磁场增强的部分移动;如果通入极性相反的电流,衔铁又会向另一个方向移动。这样直线力电动机就可以产生左右两个方向的驱动力,相应推动阀芯产生两个方向的位移。

1.2 直动式电液伺服阀工作原理

直动式电液伺服阀的结构原理图如图3所示。

首先将与所期望的阀芯位移成正比的电信号输入阀内放大电路,此电信号将由内部集成电路转换成一个脉宽调制(PWM)电流作用在直线力电动机上,力电动机产生推力带动阀芯运动产生一定的位移,同时阀芯位移传感器(LVDT)产生一个与阀芯实际位移成正比的电信号,解调后的阀芯位移信号与输入指令信号进行比较,比较后得到的偏差信号将改变输入至力电动机的电流大小,直到阀芯位移达到所需值,阀芯位移偏差信号为零。

2 直动式电液伺服阀应用案例

2.1 压力控制系统

如图4所示,当指令信号作用于系统时,伺服缸输出负载力。负载力由力传感器检测并转换为与负载力成比例的反馈电压,与指令信号相比较,得出偏差信号,经伺服放大器放大后输入到电液伺服阀中,于是电液伺服阀输出与偏差信号电压成比例的压差作用到液压缸的活塞上,使负载力向着误差减小的方向变化,直到负载力等于指令信号所期望的值为止。

2.2 电火花加工机床

电火花加工机床是靠电极和工件之间的放电实现金属加工,其加工精度取决于放电电流的稳定性。如图5所示,当电极和工件之间间隙变小时,则放电电流增加;当间隙变大时,则放电电流减小。通过将正比于这一放电电流值的电压作为反馈信号加到伺服阀力矩电动机的一个线圈上,而另一个线圈上加上给定信号,则安装电极的液压伺服缸的活塞杆上下移动,控制放电间隙,使在电极和工件之间流过恒定的放电电流,提高加工精度。

2.3 速度控制系统

图6为控制滚筒转速的速度控制系统,使之按照速度指令变化,不受工作过程中负载、温度或其他引起速度变化因素的影响,滚筒速度始终保持在给定值。

3 直动式电液伺服阀发展趋势

为适应液压伺服系统向高性能、高精度和自动化方向发展需要,电液伺服阀的主要发展趋势为:

1) 虚拟化。利用CAD∕CAM技术全面支持伺服阀从概念设计、外观设计、性能设计、可靠性设计到零部件详细设计的全过程,并把计算机辅助设计(CAD)、计算机辅助分析(CAE)、计算机辅助工艺规划(CAPP)、计算机辅助测试(CAT)和现代管理系统集成在一起,建立计算机集成制造系统(CIMS)使设计与制造技术有一个突破性的发展。 2) 数字化。电子技术与液压技术的结合是一个大的方向,通过把电子控制装置安装于伺服阀内或改变阀的结构等方法,形成种类众多的数字产品。阀的性能由软件控制,可通过改变程序,方便地改变设计方案,实现数字化补偿等多种功能。

3) 智能化。发展内藏式传感器和带有计算机、自我管理机能(故障诊断、故障排除)的智能化伺服阀,进一步开发故障诊断专家系统通用工具软件,实现自动测量和诊断。还应开发自补偿系统,包括自调整、自润滑、自校正等,这是液压行业努力的方向。另外借助现场总线,实现高水平的信息系统,从而简化伺服阀的使用、调节和维护。

4) 绿色化。减少能耗、泄漏控制、污染控制。将发展降低内耗和节流损失技术以及无泄漏元件,如实现无管连接、研制新型密封等;发展耐污染技术和新的污染检测方法,对污染进行在线测量;可采用生物降解迅速的压力液体,如菜油基和合成脂基的传动用介质将得到广泛应用,减少漏油对环境的危害,适应环境保护(降低噪声和振动、无泄漏)。

4 结语

当前的液压伺服控制技术已经能将先进制造技术、自动控制技术、液压技术与微电子技术有机结合起来,形成新一代的直动式电液伺服阀产品。而随着电子设备、控制策略、软件及材料等方面的发展进步,电液控制技术及伺服阀产品将在机、电、液一体化技术方面获得长足的进步。

参考文献

[1]左健民.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,2005.

[2]张利平.液压控制系统及设计[M].北京:化学工业出版社,2006.

电液伺服阀篇4

阀控缸液压系统在机械工程上的应用是非常广泛的,由于非对称缸具有结构尺寸小、制造简单、成本低廉、驱动力大等优点,因此在机械工程上的应用也很广泛。但对称阀控制非对称缸过程中存在换向压力突跳、易出现气蚀和超压等问题,所以造成两者的不相容性,如果将其中的对称阀改为非对称阀,这些问题都能够得到很好的解决。

1 非对称阀控制非对称缸系统中负载压力和负载流量的确定

图1为零开口四通滑阀控制非对称缸的原理图。图1中,无杆腔和有杆腔压力分别为p1(Pa)、p2(Pa),流量分别为Q1(m3/s)、Q2(m3/s),有效工作面积分别为A1(m2)、A2(m2),且A2/A1=λ,有效工作容积为V1(m3)、V2(m3);液压缸内泄漏系数为Cip(m5/(N·s)),外泄漏系数为Cop(m5/(N·s));伺服阀阀芯位移为xv(m),活塞杆位移为y(m),负载的弹簧刚度为K(N/m),活塞和负载的黏性阻尼系数为B(N·s/m),作用在活塞上的任意外加负载为FL(N),系统的供油压力为ps(Pa),回油口压力为p0(Pa)(假设p0=0)。

1.1 y>0时的负载压力和负载流量

当活塞杆伸出时(y>0),无杆腔进油,有杆腔回油。由液压缸稳态下的平衡方程可知,p1A1-p2A2=FL。定义此时的负载压力,则:

根据功率匹配原则,输入功率和输出功率必须相等,所以p1Q1-p2Q2=pLQL,又因为Q2=λQ1,所以此时的负载流量为:

1.2 y<0时的负载压力和负载流量

当活塞杆收缩时(y<0)有杆腔进油,无杆腔回油。由液压缸稳态下平衡方程可知p2A2-p1A1=FL。定义此时的负载压力,则:

按照功率匹配原则得出此时的负载流量为:

2 非对称阀控制非对称缸数学模型的建立

以图1所示的理想零开口非对称四通滑阀为例,设阀口1、3的面积梯度为ω1(m),阀口2、4的面积梯度为ω2(m),且。

2.1 伺服阀的流量方程

(1)当xv>0时,进油口的流量为:

其中:Cd为流量系数;ρ为液体的密度,kg/m3。

回油口的流量为:

由式(1)、式(5)、式(6)和Q2=λQ1可得:

(2)当xv<0时,进油口流量为:

回油口流量为:

由式(3)、式(9)、式(10)和Q2=λQ1可得:

根据负载流量的定义可得:

将式(13)、式(14)按泰勒级数展开成线性化方程得:

其中:Kq和K′q分别为活塞杆伸出和收缩时的流量增益系数,m2/s;Kc和K′c分别为活塞杆伸出和收缩时的流量-压力系数,m5/(N·s)。

综上所述伺服阀的统一流量方程为:

2.2 液压缸流量连续性方程

2.2.1 xv>0时液压缸流量连续性方程

当xv>0时,无杆腔进油、有杆腔回油。流入液压缸的流量为:

流出液压缸的流量为:

其中:βe为液体的容积弹性模数,Pa。

由式(2)、式(7)、式(8)和式(18)可得:

其中:Cie为此时的等效泄漏系数,m5/(N·s);Cit为此时的附加泄漏系数,m5/(N·s);Vt为此时的等效容积,m3。

2.2.2 xv<0时液压缸流量连续性方程

当xv<0时,有杆腔进油、无杆腔回油。流入液压缸的流量为:

流出液压缸的流量为:

由式(4)、式(11)、式(12)和式(20)得:

其中:C′ie为此时的等效泄漏系数,m5/(N·s);C′it为此时的附加泄漏系数,m5/(N·s);V′t为此时的等效容积,m3。

综上所述,不管伺服阀阀芯向哪个方向运动,液压缸的流量连续性方程可以统一描述为:

2.3 活塞上的力平衡方程

当xv>0时,作用在活塞上的力为:

其中:m为活塞、油液及负载等效到活塞上的质量,kg。

当xv<0时,作用在活塞上的力为:

综上所述活塞上的力平衡方程统一表述为:

2.4 非对称阀控制非对称缸系统的传递函数

2.4.1 液压缸通用传递函数

对式(17)、式(22)、式(25)进行拉普拉斯变换可得线性化动态方程:

如果将式(26)、式(27)、式(28)的中间变量QL和pL消去,可以得出伺服阀阀芯输入位移xv、油源压力ps和外加负载FL同时作用时液压缸活塞的总输出位移的传递函数为:

其中:Kci为总压力流量系数,m5/(N·s)。

应用式(29)时注意分别代入xv>0和xv<0时的相应系数和有效作用面积。

2.4.2液压缸简化传递函数

通用传递函数中考虑了惯性负载、弹性负载、油的压缩性以及液压缸的泄漏等因素,但在实际应用中一般以惯性负载为主,并且负载的弹簧刚度K=0,总流量压力系数Kci很小,黏性阻尼系数B一般也很小,由于油源压力ps造成的式(29)中的Citps/A那部分附加泄漏很小,也可忽略不计。因此将式(29)简化为:

因此液压缸活塞总输出位移y(s)关于xv(s)的传递函数为:

其中:ωh为液压固有频率,rad/s;ξh为液压阻尼比。

液压缸活塞总输出位移y(s)关于外加负载FL(s)的传递函数为:

2.4.3 位移传感器传递函数

对于电液位置伺服系统,通常采用闭环控制以提高精度和抗干扰能力,因此需要加入位移传感器,进而引入负反馈环节。位移传感器传递函数可简化为比例环节,其传递函数为:

其中:uf为位移传感器的输出电压,V;Kf为位移传感器增益。

2.4.4 信号比较点方程

假设输入电压信号为ur,输出电压为uc,则信号比较点的方程为:uc=ur-uf。

2.4.5 功率放大器传递函数

功率放大器的传递函数可简化为比例环节,即:

其中:I为功率放大器的输出电流,A;Ku为功率放大器放大系数,A/V。

2.4.6 伺服阀传递函数

非对称电液伺服阀阀芯位移与输入电流之间可以简化为二阶环节,即:

其中:Ksv为伺服阀流量增益,m/A;ωsv为伺服阀固有频率,rad/s;ξsv为伺服阀阻尼比,一般取值为0.5~0.7。

综上所述,得到的非对称电液位置伺服阀控制非对称缸系统的方框图如图2所示。

3 实例仿真

3.1 仿真模型主要技术参数

某电液位置伺服阀控制非对称缸系统采用的是CSDY2-40型电液伺服阀。系统的主要技术参数如下:A1=3.12×10-3m2;A2=2.15×10-3m2;液压缸总行程L=0.5 m;Vt=1.972 6×10-3m3,V′t=0.790 8×10-3m3;Cip=5.6×10-13m5/(N·s);Cop=0;Kq=1.092 9m2/s,K′q=0.625 2m2/s;Kc=3.503 4×10-12m5/(N·s),K′c=2.004 1×10-12m5/(N·s);Kci=4.156 4×10-12m5/(N·s),K′ci=2.454 1×10-12m5/(N·s);βe=7×108Pa;油液密度ρ=870kg/m3;Cd=0.61;ps=7×106Pa;m=1 200kg;B=800N·s/m。

3.2 利用MATLAB/Simulink进行仿真

根据以上公式和参数经计算可以得到非对称电液伺服阀控制非对称缸模型仿真图,如图3、图4所示。

利用MATLAB/Simulink进行仿真,得到的仿真结果如图5~图8所示。

4 结论

由图5~图8的仿真曲线表明,建立的非对称电液伺服阀控制非对称缸系统的位移和负载压力传递函数是正确的,将对以后这种控制系统的分析和设计具有一定的指导意义。

摘要：重新定义了非对称阀控制非对称缸系统的负载压力和负载流量,推导出液压缸正、反向运动时的数学模型和传递函数,同时运用MATLAB/Simulink对工程案例进行仿真分析,得出位移响应曲线和负载大小对液压缸位移的影响关系。

关键词：非对称阀,非对称缸,电液伺服阀,仿真分析

参考文献

[1]王秋敏.伺服阀控非对称液压缸同步控制系统仿真研究[D].济南:山东大学,2005:14-21.

[2]王春行.液压控制系统[M].北京:机械工业出版社,2006.

[3]吴博,吴盛林,任好玲.非对称阀控非对称缸系统建模和仿真研究[J].机床与液压,2004(8):73-74.

电液伺服机构故障树分析篇5

电液伺服机构既能控制很大的惯量和产生很大的力或力矩,又具有很高的精度和快速响应能力,因而得到了广泛应用。如用于飞机与船舶舵机控制、雷达与火炮控制、导弹与火箭姿态飞行控制等。作为飞行器控制系统的执行机构,伺服机构驱动摇摆发动机或摆动喷管来完成对飞行器的控制,其性能的好坏及可靠性高低直接关系到整个控制系统的性能及可靠性,由于伺服机构处在整个系统的后段,系统上游部件的一切故障瞬态都有可能传过来以致影响飞行品质,对伺服机构的可靠性要求很高。但作为控制系统中动特性复杂、工作环境恶劣的设备,它也是飞行器控制系统中故障率最高的部件[1]。其次,对于导弹之类一次性使用的武器,发射之后伺服机构一旦发生故障即无法排除[2]。因此其可靠性的高低,将直接影响到飞行器控制系统甚至整个飞行器的可靠性。电液伺服机构作为机电液产品,其故障呈现多样性,既有电气方面的,又有机械液压方面的,因而影响其可靠性指标的因素较多,而且比较复杂。

为提高电液伺服机构的可靠性水平,本研究采用直观性强、灵活性大、通用性好的故障树分析法对电液伺服机构进行全面的可靠性分析,建立可靠性模型,从而为电液伺服机构的改进和可靠性设计提供依据。

1 电液伺服机构

在某型号装备自动控制系统中,主要采用电动泵电液伺服机构,它具有力矩惯性比和功率质量比大、控制精度高、动态响应快、效率高等优点,该伺服机构的系统原理图如图1所示。

1—电机;2—油泵;3—单向阀;4—高压快卸接头;5—油滤;6—高压安全阀;7—磁性油滤;8—充气阀;9—气压传感器;10—清洗阀;11—油面传感器;12—低压安全阀;13—低压传感器;14—低压快卸接头;15—油滤;16—阀供油压力传感器;17—集成块基体;18—蓄能器;19—油箱;20—放气阀;21—压差传感器;22—旁通阀;23—作动器;24—反馈电位计;25—力矩马达;26—阀体;27—伺服放大器;28—温度传感器;29—分流器;30—控制电流测点;31—电压测点

伺服机构在功能上可划分为动力装置、液压油源回路和伺服控制回路3个组成部分。其中,动力装置包括电池,电机(1)和专用电缆;液压油源回路包括油泵(2),单向阀(3),过滤器(5)、(7)和(15),蓄能器(18),增压油箱(19),清洗旁通阀(10),高压安全阀(6),低压安全阀(12),高压快卸接头(4),低压快卸接头(14),放气孔(20),油面高度传感器(11)等;伺服控制回路包括电子伺服放大器(27),双喷嘴二级力反馈电液伺服阀(25),直线双作用式作动器(23),反馈电位计(21)及专用连接器和相应电缆。

当某型号装备转弯或克服干扰纠正姿态时,电机驱动油泵,油泵工作后,泵的吸油管经低压金属软管、活门组件、头部壳体内的低压管道从油箱中吸油,并经泵的排油嘴排出高压油。高压油通过高压金属软管、滤油器、活门组件、头部壳体的高压管道分两路分别进入蓄压器油腔(作为系统的辅助能源)和伺服阀入口。飞行控制系统向伺服控制回路输入电压指令信号,该信号经伺服放大器变换放大成电流信号输出至伺服阀的力矩马达线圈,使伺服阀的阀芯产生位移,阀芯位移打开伺服阀的输出窗口,从而输出方向一定的高压流体,流体流量的大小由电流与系统负载压差决定。高压流体进入作动器对应的一腔,推动活塞杆以与流量成比例的速度运动。活塞杆带动喷管绕定轴摆动,形成转角,从而产生侧向控制力,改变弹体姿态。

2 故障树的建立

故障树的建立把系统中最不希望发生的故障状态作为故障分析的目标,然后找出导致下一级事件发生的全部因素,再找出导致下一级事件发生的全部直接因素,直到那些故障机理已知的基本因素为止[3]。本研究根据电液伺服机构生产、调试及试验情况,以及使用中所出现的故障情况[4]来建立故障树。电液伺服机构如果不能正常地进行工作,则认为机构发生故障,并以此作为故障树的顶事件建立故障树。机构分析表明,组成机构的三部分—动力装置、液压油源回路和伺服控制回路,只要其中一个出现事故,便可发生顶事件,因此三者之间由逻辑“或”门连接;其中动力装置出现故障可能由电池故障或电机故障引起,二者之间用逻辑“或”门连接,由于电池出现故障由很多因素决定,在这里作为未探明事件;液压油源回路由油箱组件、油泵和蓄压器组件组成,只要其中之一出现故障便可导致液压油源回路出现故障,所以三者之间也用逻辑“或”门连接;伺服控制回路主要由作动器组件和伺服阀组件组成,它们之间也用逻辑“或”门连接;如此逐级向下发展,直到所有最低一排原因事件都是底事件为止(如图2～图5所示)。由图可知一共有48个底事件(包括基本事件和未探明事件),用Xi(i=1,2,3,…,48)表示。

3 故障树的分析

故障树是由顶事件和构成它的全部底事件按逻辑关系连结而成的。因此,可用结构函数给出其数学表达式,以便对故障树作定性分析和定量计算。为此必须首先确定故障树的最小割集,从而找出伺服机构最薄弱的环节,再由最小割集写出故障树的结构函数。本研究采用上行法自下而上地求顶事件与底事件的逻辑关系,以得到顶事件积和表达式,再用幂等律和吸收律分别去掉重复事件和多余的项,从而得到全部48个最小割集。若令Φ表示系统的状态,Kj表示第j个最小割集。那么,由最小割集可得该故障树的结构函数为:

$ϕ (X) = \sum_{j = 1}^{48} Κ_{j} = \sum_{i = 1}^{48} X_{j} (1)$

由上式可知,所有的最小割集都是单一的底事件,说明X1,X2,…,X48任一底事件的发生都将引起伺服机构失效,它们的结构重要度是相同的。若假定各底事件和未探明事件相互独立,则在各独立事件的寿命分布已知的条件下,即可按逻辑关系用数值方法求得伺服机构的寿命分布曲线,进而可求出各种可靠性特征指标。

某型号伺服机构的外场故障中,50%以上是密封问题,29%是电子元件的失效[5]。从故障树可以得出密封部位主要的失效模式有:油泵气蚀、蓄压器气体漏入油中、油箱充气嘴密封不好、油箱活塞密封圈发生滚动、油箱活塞密封圈发生破损、蓄压器胶囊漏气、蓄压器密封圈增压杆密封圈发生滚动、蓄压器密封圈增压杆密封圈发生破损。经过对失效密封装置的分解检查发现,造成密封失效的主要原因有2种:①密封圈尺寸偏小,使有效密封面积减小,密封界面存在微缝隙;②密封圈压缩永久变形量和密封圈老化的影响,使密封圈弹性降低,法兰盘与密封圈的接触压力下降,或密封圈永久变形增大,起不到密封作用。

大量的事实证明,影响电子元器件性能和寿命的主要因素是环境条件,贮存环境中的温、湿度水平是影响电子元件的两个主要因素[6]。在温度、湿度的作用下也能导致其潜在的外壳、封装工艺缺陷失效(包括封装漏气失效、引线焊接失效、外引线腐蚀断裂)[7,8]。

4 可靠性模型的建立

通过对故障树的分析可知,影响伺服机构正常工作的因素很多。虽然通过对故障树的分析,依据其结构函数可建立完整的可靠性框图模型,从而可以定量地评定出伺服机构的可靠性指标,但这在实际中却是既不可能也没有必要的,原因有二:①上述模型反映不出影响伺服机构的主要失效因素;②在实际工作中无法得到足够的信息来估计各底事件的寿命分布。因此,根据伺服机构在实际使用和寿命试验中遇到的失效形式,以及各失效因素对伺服机构正常工作的影响程度和逻辑关系,对结构函数进行简化,得到简化后的故障树如图6所示。

按逻辑关系可知,简化后的电液伺服机构的可靠性框图模型为一串联系统(如图7所示)。串联系统要能正常工作,必须是组成它的所有单元都能正常工作,因此串联系统的可靠度为:

$R_{s} (t) = R_{1} (t) R_{2} (t) \dots R_{10} (t) = \prod_{i = 1}^{10} R_{i} (t) (2)$

式中 $R_{i} (t)$ —单元i的可靠度,i=1,2,…10。

5 结束语

本研究通过对电液伺服机构进行故障树分析,以探究电液伺服机构的故障与哪些因素有关、有怎么样的关系以及影响的程度。通过对电液伺服机构的可靠性建模,对寿命分布类型不同的零部件按逻辑关系进行了可靠性综合,从而实现了整机的可靠性评定,并找出对电液伺服机构影响最大的薄弱环节,通过可靠性设计以提高电液伺服机构的可靠性水平。

参考文献

[1]潘荣霖.飞航导弹测高装置与伺服机构[M].1版.北京:中国宇航出版社,1993.

[2]朱忠惠.推力矢量控制系统[M].1版.北京:中国宇航出版社,1995.

[3]维齐利W E.故障树手册[M].1版.北京:原子能出版社,1987.

[4]祝荣喜.电液伺服机构失效模式、影响与严重性分析(FMECA)[J].战术导弹控制技术,2001,34(3):39-44.

[5]李久祥.整机加速贮存寿命试验研究[J].质量与可靠性,2004(4):14-17.

[6]陈迪,周百里,费鹤良.导弹系统贮存可靠性预测的数学模型[J].宇航学报,1996,17(3):51-57.

[7]杨丹,恩云飞,黄云.电子元器件的贮存可靠性及评价技术[J].电子元件与材料,2005,24(7):61-64.

电液伺服阀篇6

TZ 100KN电液伺服综合试验机是一种拉压双向动静试验系统, 主要用于测试各种金属材料、高强度非金属、复合材料及部件, 如汽车板簧、门锁、链条等, 在常温下的动静力学性能, 可对被测试件施加规则波形和任意波形试验, 其负荷、位移 (变形) 两种状况任意转换。试件装夹、横梁升降、锁紧均为液压驱动、操作方便, 安全可靠。随着电子技术、虚拟仪器仪表技术、总线技术的快速发展, 原系统的硬件、软件功能已经跟不上科技发展的步伐, 应用现有的技术成果和先进经验对其进行技术升级改造, 使设备更能满足具体要求, 尤其在我国产品更新换代缓慢的条件下, 具有较大的意义。

1 存在的问题

原系统使用年限已久, 计算机、信号调制电路、伺服阀驱动器、控制电路、油源系统出现不同程度老化;负荷传感器及其信号调制电路出现问题, 致使负荷测量不准确;试验操作界面不友好, 参数设定不直观、不方便, 试验时操作繁琐, 且其程序为16位程序, 不利于升级和修改;液压源采用调压回路和旁路分油的方式实现输出压力调节, 耗电量大。

2 系统设计

由于出现上述问题, 该试验系统已无法正常使用, 为了恢复系统功能, 延长系统寿命, 对原系统进行下列技术升级改造 (如图1所示) , 系统由高压油源 (变频器和液压泵等) 、检测变送装置 (位移、负荷传感器和位移、负荷变送器) 、控制器 (PLC) 、执行机构 (伺服阀及其驱动器) 以及操作界面 (上位机) 组成。

Lab VIEW是虚拟仪器领域中最具有代表性的图形化编程开发平台, 它广泛地被工业界、学术界和研究实验室所接受, 视为一个标准的数据采集和仪器控制软件。上位机采用基于Lab VIEW开发的人机界面, 通过RS232与PLC进行通讯, 实时监测和显示油源系统以及PLC的状态, 完成数据记录、数据分析、数据保存、参数设置、报表统计、打印等功能。

3 系统工作原理

电液伺服综合试验系统有位移控制和负荷控制两种方式, 位移控制系统位移跟随设定变化, 负荷控制系统负荷跟随设定变化。控制算法为PID控制算法, 比例系数、积分增益、微分增益三个参数可调。将位移、负荷传感器信号以及伺服阀控制信号转化成标准电流信号, PLC按一定的时间间隔采集位移、负荷、压力信号, 并对数据进行运算、存储, PLC根据上位机的操作, 载入不同类型的试验 (包括静态位移试验、静态负荷试验、动态负荷试验、动态位移试验) , 位移、负荷PID控制运算输出通过DA模块变成0~10V信号后做为伺服放大器的输入, 伺服放大器在将其转换成-40m A~40m A的控制信号, 控制电液伺服阀中高压油的流量, 从而改变油缸的位置和负荷;压力PID控制运算输出通过DA模块变成0~10V信号后做为变频器是频率设定, 控制液压泵的转速, 从而调整油源系统的出口压力, 控制程序流程图如图2所示。

基于Lab VIEW开发的电液伺服综合试验系统, 操作界面程序部分采用了生产者/消费者的设计模式, 该设计模式要求有一个队列, 生产者以事件驱动方式生成队列中的项, 消费者根据队列中的元素异步执行代码。本系统程序中, 数据通讯和部分需要重复使用的功能, 使用了这一设计模式来设计。

生产者就是一个定时循环结构和一个用户事件结构, 消费者就事件处理器。定时循环中的代码产生周期性事件, 比如数据采集、数据记录和通讯侦测;用户事件结构产生用户进行操作时触发的事件, 比如数据处理、参数设置等等;指令队列处理器包含了多条指令, 每条指令都有不同的功能, 它们主要实现与PLC通讯和显示界面的更新 (如图3所示) 。

4 电液伺服综合试验机信息化管理系统

本信息化管理系统用于微机控制电液伺服综合试验机, 进行各种金属及非金属的试验, 按照相应标准完成实时测量与显示、实时控制及数据处理、结果输出等各种功能 (部分功能如下图4、图5、图6所示) , 具有以下主要特点:

(1) 分权限管理, 不同级别的操作者有不同的操作权限, 可操作的菜单等内容也不同, 有效的保护了系统;

(2) 实时测量与显示试验力及峰值、位移、变形等各信号;

(3) 实现了负荷-变形, 负荷-位移等多种试验曲线的实时屏幕显示, 可随时切换观察, 曲线的放大与缩小非常方便;

(4) 具备试验参数的计算机存储、设定、加载等功能, 调零、标定等操作都从软件上进行, 各参数可方便的进行存储和调入;

(5) 试验数据以文本文件存贮, 以方便用户查询, 以及利用任何通用商业报表、字处理软件对试验数据进行再处理, 同时方便联网传递数据;

(6) 可记录、保存试验全过程的数据曲线, 并具有演示功能, 实现试验曲线再现, 还可以进行曲线叠加对比, 便于对比分析;

(7) 可按用户要求格式打印试验报告, 用户可以自己选择报告输出基本信息和试验结果及试验曲线的内容, 满足各种需要;

(8) 具备过载保护自动停机功能, 并可以自动判断试样断裂, 自动停机。

5 结语

我们设计的这套基于PLC和Lab VIEW的电液伺服综合试验系统, 能够对电液伺服综合试验机性能及工艺参数进行高速实时的数据采集, 并将数据及时地送入计算机进行分析、处理, 最后将结果形象地显示在计算机屏幕上。系统升级改造交付厂家使用以来, 显现出以下优点:人机界面友好、程序结构清晰、易于阅读与维护、数据准确、参数设置简单、操作方便, 企业投入少量的资金对原有设备进行技术改造, 使旧设备再生并获得巨大的经济效益, 同时可使旧设备升值, 该系统适用性好、可移植性强, 具有很好的推广应用前景。

参考文献

[1]刘君华, 贾慧芹, 丁晖, 等.虚拟仪器图形化编程语言LabVIEW教程[M].西安:西安电子科技大学出版社, 2001.

[2]孟武胜, 朱剑波, 黄鸿, 等.基于LabVIEW数据采集系统的设计[J].电子测量技术, 2008 (11) :63-65.

[3]王春行.液压伺服控制系统[M].机械工业出版社, 1989.

电液伺服阀篇7

为了检测游梁式抽油机的性能指标, 有必要对抽油机进行加载试验, 电液伺服加载系统的参数能够方便地进行改变, 是一种有效的加载试验系统[1]。抽油机伺服加载系统, 是一个典型的位置扰动型施力系统, 其加载过程受被加载体运动的影响[2]。为了减少抽油机运动位置和加载力之间的相互干扰, 现有文献多采用顺馈控制, 补偿位置扰动对系统加载力输出的干扰, 但顺馈控制在实际应用中难以做到完全补偿。由于伺服加载系统建立精确数学模型比较困难, 基于模型的控制方法[3,4], 在应用中消除位置干扰的效果受限。

本文在分析抽油机加载系统原理的基础上, 考虑悬点位置和加载力之间的干扰, 通过一个模糊-PID切换控制系统来补偿悬点位置干扰下加载力精确模拟问题, 从而提高了抽油机加载系统整体的控制精度。

2 抽油机伺服加载系统模型分析

抽油机电液伺服加载系统的原理如图1。

首先由位移传感器检测抽油机悬点位移, 经由A/D转换器、力函数发生器, 把悬点位移转换为加载力, 此力为加载液压缸的输入信号。输入加载力信号通过D/A转换器、伺服放大器进入伺服阀, 驱动加载液压缸产生输出力。当力传感器检测到的实际输出力与给定输入力有偏差时, 误差信号通过D/A转换器、伺服放大器进入伺服阀, 控制加载液压缸, 实现对给定加载力的闭环反馈控制[5]。

3 模糊-PID切换控制系统设计

本文采用模糊-PID切换控制系统, 控制原理如图2所示。PID控制和模糊控制结合, 在输出加载力和输入设定值之间偏差较大时以模糊控制为主, 在偏差较小时进行PID控制;两种控制的输出信号Ufuzzy和UPID利用模糊方法进行切换, 实现两种控制切换的平稳性[6,7,8]。图中KE、KEC和KU为模糊控制输入偏差信号、偏差变化率信号和输出信号Ufuzzy的系数。

3.1 设计模糊控制

模糊控制系统中, 输入量为液压缸加载力的偏差e及其变化率ec, 输出量为Ufuzzy。

设偏差语言变量|e|, 偏差变化率语言变量|ec|的论域为{B, M, S, Z}={0, 3, 6, 10}, 隶属函数为高斯y=gaussmf (x) 。输出变量的语言变量论域为{VB, B, M, S}={0, 0.5, 1.0, 1.5}, 隶属函数取为三角形隶属函数y=trimf (x) 。

根据经验得到表1的模糊控制规则。

3.2 设计模糊-PID切换方案

对于K时刻的模糊切换输入变量E (K) 和EC (K) 的隶属度函数如图3所示。模糊控制的输出用w表示, PID控制的输出用1-w表示, 则模糊切换输出变量w的隶属度函数如图4所示。

根据模糊切换输入、输出隶属度函数及经验, 设计模糊切换规则为:

If E is PB or NB then w is P;If E is NM, and EC is not (NM or NB) , then w is M;If E is PM, and EC is not (PM or PB) , then w is M;If E is O then w is O

则模糊-PID切换系统输出为

U (k) =w·Ufuzzy+ (1-w) UPID

4 实验验证

为验证模糊-PID切换控制系统对抽油机电液伺服加载系统的有效性, 在伺服加载实验台上进行实验研究。输入为阶跃力信号, 大小为0.15×105N, 位置干扰为10sin (10πt) (mm) 。加载系统在PID控制和在模糊-PID切换控制系统作用下的阶跃响应曲线如图5所示, 图中曲线1为PID控制输出, 曲线2为模糊-PID切换控制输出。

实验表明, 模糊-PID切换控制系统, 最大振荡幅度为0.1×105N, 系统输出趋于稳定。在上升阶段, 模糊-PID切换控制系统比普通PID控制平稳。实验中, PID控制参数确定为kp=0.69, ki=0.06, kd=0.06;模糊控制参数确定为KE=1.8, KEC=7和KU=1.4。

5 结论

模糊-PID切换控制系统, 补偿了悬点位置干扰下加载力精确模拟问题, 提高了抽油机加载系统整体的控制精度。

摘要：文中设计一种模糊-PID切换控制系统来解决抽油机伺服加载系统悬点位置干扰下加载力精确模拟问题。在加载力输出偏差较大时, 系统采用模糊控制, 以快速抑制超调;在加载力输出偏差较小时, 系统采用PID控制, 以保证稳态输出。并采用模糊方式避免两种控制切换时的扰动。实验证明该控制系统提高了抽油机加载系统整体的控制精度。

关键词：抽油机,电液伺服加载系统,模糊-PID切换控制系统,模糊切换

参考文献

[1]高纪念.抽油机电液伺服加载系统及其数学模型[J].西安石油学院学报, 1993, 8 (2) :20-24.

[2]晏梦云, 张锡宁.抽油机电液伺服加载系统的神经网络PID控制[J].石油矿场机械, 2008, 37 (11) :48-51.

[3]DUAN Suolin, AN Gaocheng, XUE June.Adaptive sliding mode control for electrohydraulic servo force control systems[J].Jixie Gongcheng Xuebao, 2002, 38 (5) :109-113.

[4]JOSEPH K, ROGER F.Experimental modelling and control of a servo-hydraulic force control system[J].International Journal of Fluid Power, 2010, 11 (1) :7-19.

[5]魏航信, 吴伟.抽油机电液伺服加载系统的模糊PID控制[J].西安石油学院学报:自然科学版, 2003, 18 (1) :43-46.

[6]邵俊鹏, 韩桂华.电液位置伺服系统模型辨识及其控制方法[J].中南大学学报:自然科学版, 2008 (2) :22-24.

[7]韩桂华.重型数控车床静压推力轴承油膜控制研究[D].哈尔滨:哈尔滨理工大学, 2009.

电液伺服阀篇8

电液系统因其具有响应速度快和输出功率大等优点,在汽车、冶金及工程机械等领域中得到了广泛应用。电液系统在本质上具有强非线性、系统参数不确定及时变、受外负载干扰等特点[1],因此需要对其采取恰当的控制策略才能发挥其高精度的伺服能力。为获得较好的控制性能,近年来结合非线性理论与自适应技术的控制方法在电液控制系统中得到了越来越多的应用,如状态反馈精确线性化方法[2]、自适应反步法[3]、滑模变结构控制[4]等。但精确反馈控制需要知道系统的精确模型,这在电液伺服系统中很难做到。反步法存在“计算膨胀”问题,故使得基于该方法的控制器难以实现。

滑模变结构控制(sliding mode control, SMC)具有较强的抗干扰能力,将SMC技术应用于电液伺服系统时能获得良好的控制效果[5,6,7]。但输入控制量的抖振问题一直是SMC应用到工程实践时难以克服的主要障碍。为有效降低输入高频颤抖,应采用具有可变边界层和可变控制增益调节机制的控制方案,该方案既能有效消除抖振,又能提高跟踪精度[8,9,10]。本文针对一类典型的具有不确定参数的非线性电液伺服系统,提出一种带自适应参数调节律的滑模变结构控制方法,将伺服系统的非线性、不确定性和外部干扰的影响都视作系统不确定项,在设计时控制器无需知道不确定性及外加干扰的上下界。

1 电液伺服系统模型

控制对象为四通阀控制的对称液压缸位置跟踪系统,该系统包括一个双出杆液压缸、一个伺服阀及负载系统,如图1所示。由orifice定律可得系统的流量方程[1]:

QL=kqxv-kcpL (1)

$k_{q} = k_{v} c_{d} w \sqrt{p_{s} - sgn (x_{v}) p_{L}} / \sqrt{ρ}$

xv=kaU

式中,QL为负载流量;kq为阀的流量增益;xv为伺服阀为阀芯位移;U为阀控制电压;ka为阀位移的输入电压放大系数;kc为阀的流量压力系数;ps和pL分别为油源压力和负载压力;kv为阀增益;cd为流量系数;w为阀的面积梯度;ρ为油液密度。

伺服系统的力平衡方程和流量方程可以写为

$\begin{array}{l} A p_{L} = m \ddot{x} + B_{L} \dot{x} + k_{s} x + F_{f} \\ Q_{L} = A \dot{x} + k_{c e} p_{L} + \frac{V_{t}}{4 Κ} \frac{d p_{L}}{d t} \end{array}} (2)$

式中,A为液压缸活塞面积;m为负载质量;BL为液压缸黏性阻尼系数;x、 $\dot{x}$ 和 $\ddot{x}$ 分别为活塞的位移、速度和加速度;ks为弹簧刚度;Ff为外负载;kce为液压缸总泄漏系数;Vt为液压缸两腔总容积;K为体积模量。

取状态变量 $x = [x_{1} x_{2} x_{3}]^{Τ} = [x \dot{x} \ddot{x}]^{Τ}$ ,得系统状态方程:

$\begin{array}{l} \dot{x}_{1} = x_{2} \\ \dot{x}_{2} = x_{3} \\ \dot{x}_{3} = f (x) + g u - d \end{array}} (3)$

$f (x) = - \sum_{i = 1}^{3} a_{i} x_{i}$

a1=ksβ1/m

a2=ks/m+BLβ1/m+A2α/m

a3=βL/m+β1α=4K/VT

β1=α(kce+kt) g=Aαkqka/m

$d = \frac{1}{m} \frac{d F_{f}}{d t} + \frac{β_{1}}{m} F_{f}$

伺服阀阀口的压力流量特性使系统呈现出强非线性,系统的流量系数、泄漏系数、由伺服阀窗口形状引起的放大器非线性增益等参数具有明显的不确定性,且随着工作状态、温度等的变化而缓慢变化;外负载Ff也可能发生变化。因此,系统参数a1、a2、a3、g、d均是不确定的。

为了进行自校正滑模控制律的设计,引入下列假设:①系统状态变量均可测,且都有界,期望信号xd、 $\dot{x}_{d}$ 、 $\ddot{x}_{d}$ 存在;②ai=ai0+Δai,g=g0+Δg,其中ai0、g0为系统的标称参数,Δai、Δg为未知界的不确定部分;③f(x)、g和d均有界。

2 滑模变结构控制器的设计

将式(3)改写为一般状态方程:

$\dot{x} = f (x) + g (x) u (4)$

其中,u为控制输入;f(x)、g(x)为时变函数,f(x)=f0(x)+Δf(x),g(x)=g0(x)+Δg(x)。f0(x)=[x2x3f0]T和g0(x)=[0 0g0]T为系统参数取标称值时的已知确定部分。Δf(x)=[0 0 (Δf0-d)]T和Δg(x)=[0 0 Δg0]T为由伺服系统建模误差、参数摄动而引起的未知不确定部分,可见Δf(x)、Δg(x)包含有系统的非线性、不确定性和外负载的影响。

定义期望状态向量xd=[x1dx2dx3d]T,跟踪误差e=[e1e2e3]T=x-xd。本文控制器设计的目标为:在不确定部分Δf(x)、Δg(x)及其上下界等信息都未知的情况下,使用滑模变结构方法来选择合适的控制量u,使得状态x1能跟踪期望状态x1d,即使得e1→0。

首先设计滑模切换函数。定义如下函数:

S=CT·e (5)

C=[c1c2c3]T

选择正系数ci使得多项式c3s2+c2s+c1满足Hurwitz稳定性条件,并确保CTg0(x)≠0和|(CTg0(x))-1CTΔg(x)|≤1成立。C的选择决定了跟踪误差的衰减速率,在C确定后,滑模的误差动态性便可由上述多项式形成的方程(c3s2+c2s+c1)e1=0确定。

接着,再设计合适的控制量u使得切换函数S趋近于零。选择控制输入量u使得下列条件得到满足:

$S \dot{S} < 0 (6)$

若式(6)成立,则由S→0可得e1→0。定义如下的控制输入:

$u = - (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} (C^{Τ} f_{0} (x) - C^{Τ} \dot{x}_{d} + β sgn (S)) (7)$

其中,滑模切换增益β满足下列不等式:

$β > \frac{| C^{Τ} Δ f (x) + (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} C^{Τ} Δ g (x) C^{Τ} (\dot{x}_{d} - f_{0} (x)) |}{1 - | (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} C^{Τ} Δ g (x) |} (8)$

对于式(4)所表示的不确定系统,选取式(5)中定义的滑模切换函数,在式(7)、式(8)的控制律作用下,则式(6)得到满足且系统的跟踪误差将渐近减小。在上述控制量的作用下系统进入滑动模态的可达性证明如下:

对切换函数S求导数并将控制量代入得

$\begin{array}{l} \dot{S} = C^{Τ} (\dot{x} - \dot{x}_{d}) = C^{Τ} Δ f (x) + C^{Τ} f_{0} (x) + C^{Τ} g_{0} (x) u + \\ C^{Τ} Δ g (x) u - C^{Τ} \dot{x}_{d} = φ (x) - β (1 + η (x)) sgn (S) (9) \end{array}$

$\begin{array}{l} φ (x) = C^{Τ} Δ f (x) + C^{Τ} Δ g (x) (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} \cdot \\ (C^{Τ} \dot{x}_{d} - C^{Τ} f_{0} (x)) \end{array}$

η(x)=CTΔg(x)(CTg0(x))-1

r(x)=β(1-|η(x)|)-|φ(x)|

此时,由前面C值选择应满足的条件有|η(x)|<1;由式(8)可推得r(x)>0,则ξ(x)≥1。考虑这些条件后,式(9)两边同时乘以S,并化简可得

$\begin{array}{l} S \dot{S} = S φ (x) - S β (1 + η (x)) sgn (S) < \\ - | S | ξ (x) r (x) < - | S | r (x) (10) \end{array}$

ξ(x)=(1+η(x))/(1-|η(x)|)

式(10)意味着S可在有限时间内到达零,r(x)越大,所需的到达时间越短,系统进入滑模状态过程越快。在滑模状态下,误差动态方程的所有根均具有负实部,则跟踪误差将渐近减小并收敛到零,从而保证控制器的稳定性。

3 参数自校正控制器的设计

由于常规滑模控制中存在强烈的控制量抖振,故实际控制方案中常采用边界层技术来减小这种抖动。边界层的厚度和控制增益经常被设置为常数,这不利于稳定的精确跟踪。为此,本节将给出一种既能减小抖振又能确保高精度跟踪的参数自校正滑模控制方法,该方法使用可变的边界层厚度和可变的控制增益。

考虑如下的控制量:

$u = - (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} (C^{Τ} f_{0} (x) + \hat{β} ϕ (\hat{ε}, S)) (11)$

其中,ϕ( $\hat{ε}$ ,S)为双极性sigmoid连续函数,即 $ϕ (\hat{ε}, S) = (1 - e^{- \hat{ε} S}) / (1 + e^{- \hat{ε} S})$ ; $\hat{β}$ 和 $\hat{ε}$ 为待调节参数,其目标值为理想的控制增益βd和边界层厚度参数εd, $\hat{ε}$ 决定了函数在零点附近的陡峭程度。调节 $\hat{β}$ 和 $\hat{ε}$ 趋近于βd和εd,从而使得跟踪误差e1→0。

设计如下的参数自校正律:

$\dot{\hat{ε}} = μ e_{1} C^{Τ} g_{0} (x) sgn (\partial x_{1} / \partial u) S (12)$

$\dot{\hat{β}} = γ e_{1} C^{Τ} g_{0} (x) sgn (\partial x_{1} / \partial u) ϕ (\hat{ε}, S) (13)$

式中,γ和μ为表示调节速率的正常数。

对于式(4)代表的系统,选取式(5)中定义的滑模切换函数,在式(11)的控制律及式(12)、式(13)的自校正律作用下,系统(式(4))是稳定的,且输入抖振和稳态误差将最终消除。上述带参数自校正律的控制输入作用下的系统稳定性证明如下:

选择稳定函数V=0.5e $_{1}^{2}$ ,依据求导的链式法则,可得V对时间的导数:

$\frac{d V}{d t} = \frac{\partial V}{\partial e_{1}} \frac{\partial e_{1}}{\partial x_{1}} \frac{\partial x_{1}}{\partial u} (\frac{\partial u}{\partial \hat{β}} \frac{\partial \hat{β}}{\partial t} + \frac{\partial u}{\partial \hat{ε}} \frac{\partial \hat{ε}}{\partial t}) (14)$

将式(11)代入式(14),则式(14)右边第一项、第二项可分别进一步化为

$\begin{array}{l} \dot{V}_{1} = \frac{\partial V}{\partial e_{1}} \frac{\partial e_{1}}{\partial x_{1}} \frac{\partial x_{1}}{\partial u} \frac{\partial u}{\partial \hat{β}} \frac{\partial \hat{β}}{\partial t} = \\ - e_{1} \frac{\partial x_{1}}{\partial u} (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} \frac{1 - e^{- \hat{ε} S}}{1 + e^{- \hat{ε} S}} \dot{\hat{β}} (15) \end{array}$

$\begin{array}{l} \dot{V}_{2} = \frac{\partial V}{\partial e_{1}} \frac{\partial e_{1}}{\partial x_{1}} \frac{\partial x_{1}}{\partial u} \frac{\partial u}{\partial \hat{ε}} \frac{\partial \hat{ε}}{\partial t} = \\ - e_{1} \frac{\partial x_{1}}{\partial u} (C^{Τ} g_{0} (x))^{- 1} \hat{β} \frac{2 S e^{- \hat{ε} S}}{(1 + e^{- \hat{ε} S})^{2}} \dot{\hat{ε}} (16) \end{array}$

分别将式(12)、式(13)代入式(15)和式(16),进一步化简得到

$\dot{V}_{1} = - γ e_{1}^{2} | \frac{\partial x_{1}}{\partial u} | (\frac{1 - e^{- \hat{ε} S}}{1 + e^{- \hat{ε} S}})^{2} \leq 0 (17)$

$\dot{V}_{2} = - μ e_{1}^{2} | \frac{\partial x_{1}}{\partial u} | \frac{2 e^{- \hat{ε} S}}{(1 + e^{- \hat{ε} S})^{2}} \hat{β} S^{2} \leq 0 (18)$

由dV/dt<0而V>0,可知V将在有限时间内到达零值,即误差信号将会渐近收敛到零点e1=0。式(14)中dV/dt=0的唯一成立条件是e1=0或S=0,此时误差都会为零。由于使用了双极性连续函数以取代开关切换量,故抖振现象将会得到有效消除。

4 仿真与试验分析

考虑某四通阀控制对称液压缸位置跟踪系统,如式(1)所述,未考虑弹性负载,各参数的标称值为A=10.2×10-4m2,m=10kg,BL=0,α=4.515×1012N/m5,kv=0.01m3/2Pa1/2/s,ps=3MPa,ka=4×10-4m/V,β1=1.0,γ=αcdwρ-0.5=1.354×108N/(m5/2·kg1/2)。

令函数 $f_{0} (x) = [x_{2} x_{3} - 46 989.8 x_{2} - x_{3}]^{Τ} ‚ g_{0} (x) = [0 0 0.055 243 2 \sqrt{3 \times 10^{6} - sgn (u) p_{L}}]^{Τ}$ ,参数Δai为标称值的50%,控制增益Δg(x)为标称值的-20%,则包含伺服系统建模误差、参数变化和外负载的不确定性 $Δ f (x) = (0, 0, - 23 494.5 x_{2} - 0.5 x_{3} + 0.1 (\dot{F}_{f} + F_{f}))^{Τ} ‚ Δ g (x) = - 0.2 g_{0} (x)$ 。外负载Ff=Ff1+Ff2包含两种类型,其中正弦干扰Ff1=100(1+sint)N,Ff2为t=2.5s时施加的200N冲激负载。

使用三种控制方法(本文提出的参数自校正滑模控制方法、变厚度滑模控制、常规滑模控制)对该电液伺服系统进行位置跟踪控制。期望跟踪轨迹为:①阶跃信号x1d=40mm,初始状态x(0)=[0 0 0]T;②正弦跟踪x1d(t)=50sint(mm),初始状态x(0)=[50 0 0]T。

从图2可见,参数自校正滑模控制响应迅速、调整时间短,且几乎无超调,稳态时跟踪误差近似为零;变厚度滑模控制和常规滑模控制有明显的超调,调整时间较长,表1列出了各种方法性能的具体数值;变厚度滑模控制在给定参数变化和外负载干扰下的稳态误差产生了零值附近的抖动现象。图3为三种控制方法的量纲一控制量输入,相比较于常规滑模控制,本文方法的输入抖振现象不明显,基本达到了消除抖振的目的。由于突加外负载的影响,控制量在t=2.5s时有明显的阶跃变化。值得注意的是,由于对期望输出阶跃变化的要求,因此初始时刻的控制量较大且存在短暂的调整过程,这可以通过设置较小的调节参数初值来解决,但会带来较长的调整时间。

从图4可见,参数自校正滑模控制具有跟踪迅速、跟踪时间短的明显优势,稳态时跟踪误差近似为零;变厚度滑模控制和常规滑模控制跟踪时间较长,且在给定参数变化和外负载干扰下的稳态误差产生了零值附近的抖动,误差明显大于参数自校正滑模控制方法,这主要是由于控制器参数的在线调节可有效克服系统的不确定性。但当参数和外负载的不确定性过大时,参数自校正滑模方法的稳态跟踪误差将不再近似为零,这一点在实际仿真中也得到了体现。

为验证本文控制方法的有效性,针对电液位置跟踪系统进行了试验研究,系统公称参数值和控制器参数如前所述。试验系统包括液压动力单元、双动液压缸、Moog A076-585型伺服阀及计算机控制电路。伺服阀输入电压范围为[-10V,+10V]。控制电路包括计算机接口和16位DA/AD数据获取卡,MITUTUYO-AT2型光编码器(分辨率为40脉冲/mm)输出位置传感器的数据,正弦位置跟踪结果及跟踪误差如图5所示。从图5可见位置跟踪良好,稳态误差小于0.4mm,且低于文献[11]中变厚度滑模控制的误差值,从而验证了本文控制方法有效性。

5 结论

(1)针对一类具有未知不确定项的非线性电液伺服系统跟踪控制,基于Lyapunov稳定性方法,在无需不确定项上下界等信息的情况下,设计出的控制器能使伺服系统实现滑模控制,且具有良好的鲁棒性与跟踪性能。

(2)为减少控制电压U的抖动并改善跟踪性能,采用式(11)确定的控制量,同时自适应调节控制增益和边界层厚度参数。

(3)相比较于常规滑模控制和变厚度滑模控制,参数直接自校正滑模控制方法基本消除了控制量的高频抖动,稳态跟踪误差小,且跟踪速度快,能增强电液系统对参数不确定和外负载干扰的鲁棒性。

摘要：提出一种用于电液伺服系统位置跟踪的参数自校正滑模变结构控制方案。该方案引入参数可调的双极性sigmoid函数来替代符号函数,从而能有效地减轻输入控制量的高频抖振,同时能获得比使用饱和函数时更小的跟踪误差。基于李雅普诺夫稳定性理论,推导出sigmoid函数的切换增益与边界层厚度两个参数的自校正规律,计算出合适的非线性控制量,证明了位置跟踪误差将在有限时间内收敛到零。仿真与试验结果证明了该方案的可行性及有效性。

关键词：电液伺服系统,滑模变结构控制,抖振消除,边界层调节

参考文献

[1]王占林.近代电气液压伺服控制[M].北京:北京航空航天大学出版社,2004.

[2]Vossoughi G,Donath M.Dynamic Feedback Linear-ization for Electro-hydraulically Actuated Control System[J].Dynamic System Measurement Control Transactions of ASME,1995,117(3):468-477.

[3]Sha Daohang,Bajic V B,Yang Huayong.New Model and Sliding Mode Control of Hydraulic Elevator Ve-locity Tracking System[J].Simulation Practice and Theory,2002,9(6/7/8):365-385.

[4]管成,朱善安.电液伺服系统的多滑模鲁棒自适应控制[J].控制理论与应用,2005,22(6):931-938.

[5]段锁林,王明智.电液位置伺服系统的自适应滑模鲁棒跟踪控制[J].中国机械工程,2004,15(3):202-205.

[6]Hwang C L.Sliding Mode Control Using Time-varying Switching Gain and Boundary Layer for Electrohydraulic Position and Differential Pressure Control[J].IEE Proc.Control Theory and Appli-cations,1996,143(4):325-332.

[7]Chang Wei Der,Hwang Rey Cheu,Hsieh Jer Guang.Application of an Auto-tuning Neuron to Sliding Mode Control[J].IEEE Trans.on System,Man and Cybernetics.Part C,Applications and Rei-views,2002,32(4):517-522.

[8]Lhee C G,Park J S,Ahn HS,et al.Sliding Mode-like Fuzzy Logic Control with Self-tuning the Dead Zone Parameters[J].IEEE Trans.on Fuzzy Systems,2001,9(2):343-348.

[9]Chen Jen Yang.Expert SMC-based Fuzzy Control with Genetic Algorithms[J].Journal of the Frank-lin Institute,1999,336(4):589-610.

[10]张友旺,钟向明,黄元峰.电液位置伺服系统的自适应模糊神经网络控制[J].中国机械工程,2004,15(8):681-684.

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