【文章內(nèi)容簡介】 tewart運動模擬平臺功率較大，效率越高則越節(jié)能；另外經(jīng)濟性能好、使用維護方便液壓系統(tǒng)設計所追求的目標。運動平臺的液壓元件的誰家需要仔細考慮其應用場合，特別是本文的應用背景是模擬駕駛室運動，平臺需要承載駕駛員，更應考慮其安全可靠性，采取一定的控制措施和強化設計，如平臺結構設計中液壓缸的設計部分所述，注意安全系數(shù)的應用與選擇。 液壓系統(tǒng)的分析由設計要求可知，假設包含動平臺自身的重量，平臺承載1500kg的模擬駕駛室。油缸最大運動速度為vmax=12m/min（），最小速度為vmin=（），通過簡單的受力分析并加入一定的安全系數(shù)，得到液壓缸所受到的最大作用力大約為Fmax=23229N。由前文結構設計的液壓缸參數(shù)為：活塞直徑（缸筒內(nèi)徑）為D=100mm，活塞桿直徑為d=56mm，行程為L=1000mm。由以上數(shù)據(jù)可得：活塞及無桿腔面積：活塞桿腔面積：假設工作時液壓缸油液出口所受背壓為pb=5x105Pa，所以，可求解液壓缸輸入壓力最大值：即 設總壓力損失?p=6105Pa，再根據(jù)所求液壓缸的輸入壓力最大值計算最高工作壓力為：pp=p+?p=106+6105=106Pa確定泵的供油壓力時，可采取近似算法。工程上常用近似算法確定執(zhí)行器的主要規(guī)格等。如本文可按最大負載力確定泵的供油壓力，理論上當負載壓力pL=23pS時系統(tǒng)的輸出效率最高，工程上實際應用時限定pL≤23pS，因此泵的額定壓力可?。簆S ≥106=106Pa=單缸的進油最大流量為：qmax=A1vmax=10312103= L/min單缸的回油最大流量為：qlmax=A2vmax=10312103= L/min整個系統(tǒng)的最大流量為單缸最大流量的6倍，即為：qmax39。=6qmax=6= L/min確定液壓泵的最大流量，取泄露系數(shù)K值為K=：qb=Kqmax39。== L/min 液壓泵如上文所述，我們選擇恒壓變量泵作為能源，又以其額定壓力及最大流量為液壓泵的選型依據(jù)，我們選擇柱塞式變量泵。柱塞泵泄露小、容積效率高，且易于變量。查詢產(chǎn)品樣本并結合設計要求，本文中選用某公司生產(chǎn)的恒壓變量軸向柱塞泵，型號為：250PCY141B。該泵的主要參數(shù)如下：排量250mL/r ,額定轉速選為1500r/min，額定流量為375L/min。，大流量的變量泵額定油壓也更高，所以綜合考慮我們選擇上述額定流量為375L/min的柱塞式變量泵，采用兩泵并聯(lián)同時供應即可滿足系統(tǒng)所需流量。 雙泵并聯(lián)供油原理圖 電液控制閥首先，選擇電液伺服控制系統(tǒng)的前提下，相應的我們需要選用電液伺服閥。壓力控制型或流量控制型的電液伺服閥的落實到最后其控制對象都是閥口開度，開口方向不同，液壓缸的運動方向不同，而開口大小不同則運動速度不同。簡單的用圖表示伺服閥的工作原理。它把小功率的模擬電信號輸入轉換為隨電信號大小和極性變化、且快速響應的大功率液壓能（流量與壓力）輸出，從而實現(xiàn)對液壓缸的位移、速度、加速度和力的控制。伺服閥的優(yōu)點突出，廣泛應用于快速高精度的各類機械設備的液壓閉環(huán)控制中。其次，本文采用非對稱伺服閥控非對稱液壓缸，通過查閱及比較，本文中選用美國MOOG公司的非對稱伺服閥，伺服閥選型條件為：。閥在壓降為7MPa時，兩個節(jié)流口通流流量至少分別滿足100L/min，70L/min。對稱伺服閥控非對稱液壓缸通常在活塞達到行程始末兩端時會在兩腔出現(xiàn)壓力波動現(xiàn)象，而采用非對稱伺服閥則可以削弱這種不良現(xiàn)象，因為非對稱伺服閥可以最大程度的配合非對稱液壓缸，緩解流量的不均，以減少缸內(nèi)氣蝕現(xiàn)象[13]。 伺服放大器伺服放大器是電液伺服控制系統(tǒng)中不可缺少的一部分，它的功用是將輸入信號和反饋信號比較后的偏差信號進行放大和運算，然后得到的控制電流將與輸入的偏差信號成比例（該比值即為伺服放大器的增益），作為伺服閥的電機轉換裝置的力矩馬達線圈在接受到該控制電流后變可驅(qū)動伺服閥。所以簡單說，它即是驅(qū)動電液伺服閥閥芯運動的功率放大器。 位移傳感器本文中Stewart運動平臺關鍵則是控制伺服液壓缸的伸長量，通過控制支腿的長度來實現(xiàn)平臺的各種位姿，所以位移傳感器是必需的。系統(tǒng)利用位移傳感器測得平臺的位移與輸入控制指令比較，形成閉環(huán)控制系統(tǒng)。可以毫不夸張的說，系統(tǒng)的控制精度在很大程度上取決于傳感器的精度，傳感器的精度是系統(tǒng)控制精度的上限，在設計分析控制系統(tǒng)時為了使傳感器的檢測誤差對系統(tǒng)精度的影響小到可以忽略不計的程度，常使傳感器精度比系統(tǒng)要求的精度高一個數(shù)量級。整個系統(tǒng)的運動位置是否精準以及控制系統(tǒng)是否平穩(wěn)都受到位移傳感器性能的直接影響。對于位移傳感器的選型，考慮到控制系統(tǒng)要求的精度以及本文中液壓缸的長行程，我們選擇由某儀表工程有限公司制造的磁致伸縮式位移傳感器，量程為11000mm，，供電電壓為15V，位置測量的輸出信號為010V。磁致伸縮位移測量是近來新興的傳感器，通常用于檢測位移或速度，其測量原理類似“超聲定位”，屬于不接觸測量，由原發(fā)出的脈沖和磁場相互作用所傳回的脈沖之間的時間差來測量速度，其內(nèi)部有自身的一套微型控制系統(tǒng)[14]，所以測量精度高，且相對于傳統(tǒng)的位移傳感器來說，它還具有工作穩(wěn)定、動態(tài)特性優(yōu)良的特點,如今已受到越來越多的青睞。 電液伺服控制系統(tǒng)動態(tài)設計 確定各組成元件的傳遞函數(shù)l 電液伺服閥在伺服控制系統(tǒng)中，電液伺服閥的傳遞函數(shù)近似二階振蕩環(huán)節(jié)[15]，可以寫成以下形式：式中，Ksv電液伺服閥的流量增益，單位為m3/()；ωe為伺服閥的固有頻率，單位為rad/s；ζe為伺服閥的阻尼比。取閥的額定流量為100L/min ，，固有頻率為450Hz。 由以上數(shù)據(jù)得伺服閥傳遞函數(shù)：計算空載流量q0式中，為伺服閥的額定流量；為實際供油流量；為伺服閥通過額定流量時的壓降，一般規(guī)定 。流量增益由此可得伺服閥傳遞函數(shù)表達式：l 伺服放大器在伺服控制系統(tǒng)中，采用的伺服放大器是深度電流反饋放大器，它的傳遞函數(shù)可以簡化分析近似為一個比例環(huán)節(jié)，寫成以下形式： 且 式中，為伺服放大器的系數(shù)，單位為A/V。l 位移傳感器對于位移傳感器的的傳遞函數(shù)，可以寫成以下形式：式中，Kf—傳感器的放大增益，單位V/m；ωf—位移傳感器的工作頻率，單位rad/s； 整個系統(tǒng)中，閥控液壓缸的固有頻率最低，起到?jīng)Q定性作用，而相對的，位移傳感器的動態(tài)特性可以忽略，從工程實際角度考慮，我們將位移傳感器環(huán)節(jié)也視為比例環(huán)節(jié)，則有實際上在本文建立的控制系統(tǒng)中，磁致伸縮位移傳感器是位置檢測和反饋元件，直接返回活塞桿的長度，在系統(tǒng)建模中可將位移傳感器當作單位反饋環(huán)節(jié)來處理。所以傳感器增益Kf取值為Kf=1（V/m） 閥控非對稱液壓缸的特性分析及傳函推導閥和液壓缸組成了閥控液壓缸系統(tǒng)并決定了該系統(tǒng)的動態(tài)性能，同時負載也對系統(tǒng)有一定作用。假設液壓系統(tǒng)具有理想特性以進行接下來的推導[7]。定義液壓缸兩腔的面積比為： （）式中，A1—液壓缸無桿腔的有效作用面積；A2—液壓缸有桿腔的有效作用面積，n為常數(shù)，且n1； 定義非對稱伺服閥的閥芯節(jié)流口面積梯度比為： （）式中，w1—伺服閥節(jié)流口1和2的面積梯度； w2—伺服閥節(jié)流口 3 和 4 的面積梯度， 且m 為小于等于1的常數(shù)。液壓缸在穩(wěn)定的狀態(tài)下，總能滿足流量方程和力平衡方程，即： （） ，也可寫成 （）式中，p1—液壓缸無桿腔的壓力；p2—液壓缸有桿腔的壓力； FL—液壓缸所受的負載； Q1—液壓缸無桿腔的流量； Q2—液壓缸有桿腔的流量； 對于閥控非對稱液壓缸，定義滑閥的負載流量為： （）定義伺服閥的負載壓力為： （）結合前式可得： （）滑閥的靜態(tài)特性分析：1) 液壓缸向右運動，假設此時伺服閥閥芯位移xv0，此時有： （） （）式子中，Cd滑閥流量系數(shù)；ρ液壓油的密度；pS供油壓力；綜合（）（）（）（）可得： （） （）將（）（）帶入到（）（）式中，并且根據(jù)（）負載流量的定義，可以計算出液壓缸向右運動時伺服閥的壓力流量方程： （）將式（）進行泰勒展開可以得到伺服滑閥的三個特性系數(shù)：流量增益： （）流量壓力系數(shù)： （）壓力增益： （）2) 液壓缸向左運動，假設此時伺服閥的閥芯位移xv0，此時有： （） （）由（）（）（）（）（）便可以求得液壓缸向左運動時伺服閥的法力流量方程為： （）將式（）進行泰勒展開可以得到伺服閥的三個閥系數(shù)：流量增益： （）流量壓力系數(shù)： （）壓力增益： （）比較可得，顯然不同于對稱液壓缸，非對稱液壓缸的左右方向運動的閥系數(shù)不相等的。可以寫出伺服閥的流量壓力特性的線性化形式為： （）液壓缸無桿腔的連續(xù)性方程為： （）式中，V1—液壓缸無桿腔的容積；Ce—液壓缸外部泄露系數(shù)；βe—液壓油的體積彈性模量； 液壓缸有桿腔的流量連續(xù)性方程為： （）式中，V2 液壓缸有桿腔的容積， （） （）式中，V10 液壓缸無桿腔的初始容積；V20 液壓缸有桿腔的初始容積；y 液壓缸的位移；對（）（）進行求導可得： （） （） （）假設活塞在附近做微小的運動，由于βe很大，在計算過程中可以加以忽略不計。所以由（）,可以解得液壓缸的流量連續(xù)性方程，并且進行拉斯變換得： （）液壓缸的力平衡方程為： （）式中，M 負載所折合的總質(zhì)量； K 負載的彈性系數(shù)； FL 液壓缸所受的干擾力； B 粘性摩擦系數(shù)；實際上，液壓缸負載類型中沒有彈性負載，因此接下來的推導中我們?nèi)サ羲淖饔?。由于被控對象是非對稱液壓缸，所以伺服滑閥的靜態(tài)特性方程的也不“對稱”，方程系數(shù)的大小和符號在液壓缸朝左右兩個運動方向時并不一樣，對應的閥于左右兩向動態(tài)特性也不一樣。所以由（）、（）、（）式，可以將非對稱閥控非對稱液壓缸的模型簡化如下（設液壓缸的位移為xp）： （）式中，系統(tǒng)總的流量壓力系數(shù)；，液壓無阻尼固有頻率；，液壓阻尼比；，系統(tǒng)的轉折頻率；空載時有： ，式（）可以整理成：由此可知，非對稱閥控制非對稱液壓缸的靜態(tài)特性既收到液壓缸的非對稱性影響，同樣受到了滑閥的非對稱影響。對阻尼比和系統(tǒng)固有頻率，我們參考同類設計取經(jīng)驗值：液壓阻尼比 液壓系統(tǒng)固有頻率 以下計算 、。伺服閥閥芯的直徑D取D=16mm（參考閥壓降和負載流量、閥芯直徑的關系曲線），則閥芯面積梯度W為，；液體動力粘度為，則又面積比n為；系統(tǒng)的轉折頻率:式中液體有效體積彈性模量為；液壓缸總控容積為；故有其倒數(shù)又稱動態(tài)柔度系數(shù)系數(shù)綜上可得非對稱閥控非對稱液壓缸的傳遞函數(shù)為： 單缸液壓控制系統(tǒng)特性分析l 根據(jù)前文的關于伺服閥、伺服放大器、位移傳感器和閥控非對稱液壓缸的負載特性等的分析，： 單缸液壓伺服控制系統(tǒng)的方框模型圖 單缸液壓伺服控制系統(tǒng)的方框圖系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù)： 式中，Kv系統(tǒng)開環(huán)增益。l 繪制頻率特性曲線（伯德圖）由上述系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù)可作出系統(tǒng)開環(huán)伯德圖[16]，：由該伯德圖顯示可知，閉環(huán)系統(tǒng)穩(wěn)定，但從穿越頻率ωc來看，系統(tǒng)需要校正。我們選擇基于頻率法的串聯(lián)滯后校正，該法適用于未校正系統(tǒng)，只需增大開環(huán)增益以提高系統(tǒng)精度。由于本系統(tǒng)為Ⅰ型系統(tǒng)，相位裕量較富裕，增益裕量滿足時，相位裕量也能滿足，而工程設計中，一般相位裕量γ=3060176。，增益裕量Kg=620dB，故取Kg=10dB，此時相位裕量γ≈176。將0分貝線下移至0’線（圖中粗線處），0分貝線移動的距離即為所求系統(tǒng)校正開環(huán)增益。即：則系統(tǒng)開環(huán)增益放大系數(shù)k為：該放大校正環(huán)節(jié)可通過軟件編程實現(xiàn)。l 快速性（閉環(huán)系統(tǒng)頻寬）計算由系統(tǒng)開環(huán)伯德圖可看到，系統(tǒng)開環(huán)穿越頻率 閉環(huán)系統(tǒng)的頻寬近似等于且比稍大，故取 。l 準確性（穩(wěn)態(tài)誤差）計算由上文所得校正后的開環(huán)增益，我們可得系統(tǒng)階躍響應(根據(jù)開環(huán)傳函，將系統(tǒng)化成單位反饋系統(tǒng)以考察系統(tǒng)階躍響應，下文同)如下： 系統(tǒng)單位階躍響應曲線①. 跟隨誤差。本系統(tǒng)為Ⅰ型系統(tǒng)，對階躍輸入信號不存在穩(wěn)態(tài)位置誤差。②.