液壓伺服系統阻尼優化控制研究

0在壓力控制單元的應用由于低衰減，混凝土支撐系統的動態特性受到了嚴重影響。通過校正提高阻尼比方法主要有:(1)阻尼缸阻力阻尼法。通過引入阻力提高阻尼比,結構簡單但僅適用于雙出桿液壓缸;(2)正開口滑閥軟特性阻尼法與回油泄漏阻尼法。通過引入液壓阻尼提高阻尼比,系統結構較簡單,控制精度高,較容易實現,但功率損耗大;(3)功率滑閥靜壓反饋阻尼法。通過在功率滑閥上增加反饋控制面積和對中彈簧,產生與負載壓力成比例的反饋,增大系統阻尼,但需要設計專門的伺服閥;(4)瞬態流量穩定器動壓反饋阻尼法。通過引入液壓反饋阻尼提高阻尼比,但也僅適用于雙出桿液壓缸且結構體積大;(5)負載壓力電反饋法和活塞加速度電反饋法。通過引入電反饋阻尼使系統阻尼比方便可調,但由于壓力信號與加速度傳感器的反饋信號毛刺很大,控制特性并不是很理想。低阻尼對高精度壓力伺服控制系統的影響尤為嚴重,在壓力控制過程中極易引起很大的超調。用于高精度傳感器標定的液壓放大式基準測力機的電液伺服控制單元,就是一個典型的低阻尼液壓伺服壓力控制系統,其油路如圖1所示。測力液壓缸用于頂住被測傳感器,其作用力由電液伺服控制單元產生,測力液壓缸無桿腔壓力與工作液壓缸的無桿腔相通。傳感器標定時,兩液壓缸無桿腔的壓力在電液控制單元作用下逐漸上升。當液壓力超過標準砝碼重量時,工作液壓缸活塞上升并平衡在指定位置,實現液壓力與標準砝碼重量的平衡。通過兩液壓缸的面積比,可以將標準砝碼力放大并作用在被檢測傳感器上,其測量力精度要求為相應砝碼等級的萬分之一。由于測力機上用于檢測液壓缸兩腔壓力的傳感器本身也要由基準測力機標定,其檢測精度永遠不可能達到與基準測力機相等的精度等級,因此最終必須通過對工作液壓缸位置的閉環控制實現高精度壓力控制。為了達到萬分之一的精度,避免在力值放大過程中引入干擾力,在工作液壓缸上和測力液壓缸上分別采用了動壓潤滑和靜壓潤滑技術,以實現活塞與液壓缸內壁之間的液體潤滑,使得兩液壓缸活塞的摩擦均接近于零,工作液壓缸的位置反饋采用了的非接觸式位置傳感器。系統阻尼比最低時僅為8.39×10-5,最高時也只有5.31×10-4。在壓力控制過程中(砝碼加卸和砝碼交換)很容易產生很大的超調,這是傳感器檢定規程所不允許的。針對上述低阻尼定負載壓力伺服系統的控制,論文提出了一種由相互獨立的進油和回油節流閥協同控制工作液壓缸活塞位置和兩液壓缸無桿腔壓力的電液進油和回油節流協同調節原理,以及相應的壓力—位置分段控制策略,可大幅提高系統的阻尼比,降低控制過程中的壓力超調,大大加快壓力的飛升過程,獲得較高的工作效率。1向壓力控制的液壓半橋s以液壓放大式基準測力機控制系統為例,基于電液進油節流與回油節流協同調節原理的電液伺服壓力控制系統結構原理如圖2所示。系統采用兩個可以獨立調節的進口節流閥和回油節流閥協同控制兩液壓缸的進油流量和無桿腔的壓力。其中進口節流閥采用分辨率較高、流量—壓力增益較高的高頻響射流管電液伺服閥,回油節流閥則采用比例節流閥。兩缸無桿腔壓力和工作液壓缸活塞位置的開環傳遞函數方塊圖如圖3所示,相應的傳遞函數為:p(s)=mA2(kq1xv1(s)?kq2xv2(s))s+mAgs2ω2h+2ζhωhs+1(1)Y(s)=1A(kq1xv1(s)?kq2xv2(s))?mA2(kc1+kc2+kic)g?mA2gVβess(s2ω2h+2ζhωhs+1)(2)p(s)=mA2(kq1xv1(s)-kq2xv2(s))s+mAgs2ωh2+2ζhωhs+1(1)Y(s)=1A(kq1xv1(s)-kq2xv2(s))-mA2(kc1+kc2+kic)g-mA2gVβess(s2ωh2+2ζhωhs+1)(2)式中,kq1—進口節流閥閥口流量系數;xv1—進口節流閥閥芯位移;kc1—進口節流閥流量—壓力系數;p—兩液壓缸工作壓力。kq2—回油節流閥閥口流量系數;xv2—回油節流閥閥芯位移;V—兩液壓缸及管路容積;kc2—回油節流閥的流量—壓力系數。βe—有效體積彈性模量kic—液壓缸的泄漏系數。ωh=βeVA2m?????√ωh=βeVA2m,為系統的開環固有頻率,ζh=kc1+kic+kc22βeVmA2?????√ζh=kc1+kic+kc22βeVmA2,為系統的開環阻尼比。由阻尼比公式可知,采用了進口節流和回油節流串聯調節后,在活塞上浮階段增加了回油節流閥的泄漏系數項kc22βeVmA2?????√kc22βeVmA2。由于回油節流閥的流量-壓力系數較大,大幅度提高了系統的阻尼比。為了在壓力控制過程中消除超調和縮短飛升過程時間,可由回油節流閥與固定閥口的進口節流閥組成的液壓B橋對兩液壓缸的無桿腔的壓力進行控制,為了在壓力接近時需要切換為工作液壓缸的活塞位置控制,通過固定的回油節流閥閥口與可變的進油節流閥口組成液壓C橋對壓力進行最終的控制。由液壓半橋的無因次特性曲線可知,在B橋上油路的壓力增益低分辨率高,切換精度高。通過兩種不同橋路的切換,不但提高了系統對工況的適應性,避免了壓力與位置控制切換時的平穩性問題,進一步提高了系統的穩定性與快速性。2回油節流閥控制原理為進一步提高壓力飛升速度,降低壓力和位置超調,可以將整個壓力控制過程分為兩個階段:壓力飛升階段和活塞上浮階段,在壓力飛升階段使進口節流閥全開,由回油節流閥實現壓力閉環控制;而在活塞上浮階段則將回油節流閥閥口固定在切換時的狀態,由進口節流閥實現工作液壓缸活塞位置的閉環控制,從而也確保了壓力切換過程的平穩性,如圖4所示。在壓力飛升階段,由于砝碼重力大于液壓力,工作液壓缸的活塞處于最底部,控制處于圖4初始狀態,位置閉環的輸入信號為工作液壓缸最大位置偏差值,使進口節流閥全開。通過回油節流閥實現壓力的閉環控制,由于該閉環控制中不存在低阻尼問題,是一個強控制,所以無桿腔的壓力飛升快。當反饋壓力值超過壓力給定值或者壓力上升到超過砝碼重力時,工作液壓缸的活塞開始上升時,切換控制起作用切換圖4的選擇狀態,控制過程進入活塞上浮階段。這時壓力傳感器的反饋信號因精度太低已無法介入最終控制,通過切換使壓力閉環的輸入為零使得回油節流閥的閥口開度鎖定以防止回油節流干擾工作液壓缸的位置控制,通過進口節流閥對工作液壓缸活塞的位置進行位置閉環控制,由于此時低阻尼影響控制過程,所以位置閉環只能是一個弱控制,通過微調進口流量Q1將工作液壓缸穩定在目標位置,間接實現對兩液壓缸無桿腔壓力的控制。由于系統阻尼比的提高,且進口節流閥的頻響很高,可滿足快速位置控制的要求。由于在壓力飛升階段與活塞上浮階段采用了不同的控制閥口和控制策略,從而可以兼顧壓力飛升過程的的快速性和穩態壓力控制精度。另外,在活塞上浮階段,固定的回油節流大幅度提高了系統的阻尼比,使得系統只需要通過對進口節流閥的微調,就可以有效削弱壓力控制過程中的超調,將工作液壓缸的活塞快速、平穩、無超調地控制到設定位置。3壓力-位置分段控制以中國計量科學研究院的20MN基準測力機為例,系統的主要參數為:工作液壓缸面積:A=18.95cm2第一級負載砝碼的質量:m=100kg工作液壓缸與測力液壓缸面積比:1:500兩液壓缸總泄漏系數:kic=0.1～0.2L/min/MPa油源壓力:ps=28MPa兩液壓缸及管路容積;V=2m3液壓缸的初始位置:y0=-20mm考慮到第一級砝碼的加卸壓力控制精度的要求最高,同時動態控制特性又最差,因此在仿真和試驗過程中都將第一級砝碼負載的加卸作為控制的重點。這時系統的固有頻率為ωh=3.55rad/s;阻尼比為ζh=2.29×10-3,而在引入進油和回油協同調節原理前,僅用單個小流量伺服閥進行控制的系統阻尼比僅為8.39×10-5,阻尼比得到大大的提高。第一級負載加載過程的壓力初始值為零,目標值為500kN。通過進油和回油節流協同調節和相應的壓力-位置分段控制策略,可以獲得如圖5所示的動態過程特性仿真曲線。由仿真圖可知壓力曲線仍存在一定的超調,這是由于工作液壓缸活塞處于最底部時20mm的位置偏差引起的活塞上方液壓油重量變化,以及提供活塞向上的加速度而引起的,其力值偏差僅為第一級砝碼所產生力值的1%,超調時間不超過2秒,且活塞位置的控制過程平穩、無超調,因而對傳感器的測量精度以及結果的可靠性不會產生影響。將上述基于進口節流和回油節流協同調節原理的電液壓力控制系統以及相應的壓力-位置分段控制策略應用于中國計量科學研究院的20MN基準測力機,其第一級砝碼加載過程的動態曲線如圖6所示。其中圖中虛線為協同調節前的壓力-位置曲線,實線為協同調節后的壓力-位置曲線。由圖可得,采用了基于進口節流和回油節流協同調節原理的電液伺服壓力控制系統以及相應的壓力—位置分段控制策略后,低阻尼電液伺服壓力控制系統的阻尼比明顯提高,有效克服了傳統控制系統在壓力控制過程中的超調問題,縮短了工作液壓缸平衡時間,消除了負載加卸動作完成后的壓力波動。與高精度力傳感器的比對表明,系統的穩態壓力測量精度在各砝碼等級均達到了萬分之一的要求,在確保液壓缸快速達到平衡的同時,將各砝碼等級的穩態壓力精度均控制在萬分之一以內,獲得了較好的壓力控制效果。4切換時的平穩性(1