基于进油和回油节流协同调节原理的低阻尼液压伺服系统高精度压力控制研究.PDF

基于进油和回油节流协同调节原理的 低阻尼液压伺服系统高精度压力控制研究 曹建伟 1 ,顾临怡 1 ,周 宏 2 1. 浙江大学流体传动及控制国家重点实验室,杭州310027 ; 2.中国计量科学研究院 摘要针对液压伺服系统阻尼比较低,导致高精度压力控制系统超调严重的问题,论文提出了通过进油和回油节流协 同调节提高系统阻尼的原理,并进行了相应的理论分析。在此基础上,进一步提出了压力-位置分段控制策略,以兼顾压 力飞升过程的快速性和活塞上浮过程的平稳性。仿真和试验均表明,采用上述协同调节原理和分段控制策略可有效避免系 统的压力超调问题。 关键词液压伺服系统;低阻尼;压力控制 中图分类号 TH137 文献标识码 A 文章编号 1001 - 3881 2003 4 - 126 - 3 Research on the High Accuracy Pressure Control of Low Damping Hydraulic Servo System Based on Meter - in and Meter - out Coordinated Regulating Principle CAO Jian - wei 1 , G U Lin - yi 1 , ZHOU Hong 2 1. State Key Laboratory of Fluid Power Transmission and Control , Zhejiang University , Hang Zhou 310027 ; 2. National Institute of Metrollogy of China , Beijing Abstract Low damping ratio of hydraulic servo control system leads to serious overshoot in high - accuracy pressure control system. In this paper , a meter - in and meter - out coordinated regulating principle is put forward to increase its damping ratio , and the model is ana2 lyzed. Based on this principle , a pressure - position staging control algorithm is applied to improve the speediness in pressure elevation stage and the steadiness in pistonfloating stage. Simulations and experiments show that the pressure overshoot could be avoided considerably after the coordinated regulating principle and staging control algorithm are applied. Keywords Hydraulic servo system; Low damping; Pressure control 0 前言 液压伺服系统的动态特性受低阻尼影响严重。通 过校正提高阻尼比方法主要有 1阻尼缸阻力阻尼 法。通过引入阻力提高阻尼比,结构简单但仅适用于 双出杆液压缸; 2正开口滑阀软特性阻尼法与回油 泄漏阻尼法。通过引入液压阻尼提高阻尼比,系统结 构较简单,控制精度高,较容易实现,但功率损耗 大; 3功率滑阀静压反馈阻尼法。通过在功率滑阀 上增加反馈控制面积和对中弹簧,产生与负载压力成 比例的反馈,增大系统阻尼,但需要设计专门的伺服 阀; 4瞬态流量稳定器动压反馈阻尼法。通过引入 液压反馈阻尼提高阻尼比,但也仅适用于双出杆液压 缸且结构体积大; 5负载压力电反馈法和活塞加速 图1 液压放大式基 准测力机结构 度电反馈法。通过引入电 反馈阻尼使系统阻尼比 方便可调,但由于压力 信号与加速度传感器的 反馈信号毛刺很大,控 制特性并不是很理想。 低阻尼对高精度压 力伺服控制系统的影响 尤为严重,在压力控制 过程中极易引起很大的超调。 用于高精度传感器标定的液压放大式基准测力 机的电液伺服控制单元,就是一个典型的低阻尼液压 伺服压力控制系统,其油路如图1所示。 测力液压缸用于顶住被测传感器,其作用力由电 液伺服控制单元产生,测力液压缸无杆腔压力与工作 液压缸的无杆腔相通。传感器标定时,两液压缸无杆 腔的压力在电液控制单元作用下逐渐上升。当液压力 超过标准砝码重量时,工作液压缸活塞上升并平衡在 指定位置,实现液压力与标准砝码重量的平衡。通过 两液压缸的面积比,可以将标准砝码力放大并作用在 被检测传感器上,其测量力精度要求为相应砝码等级 的万分之一。由于测力机上用于检测液压缸两腔压力 的传感器本身也要由基准测力机标定,其检测精度永 远不可能达到与基准测力机相等的精度等级,因此最 终必须通过对工作液压缸位置的闭环控制实现高精度 压力控制。为了达到万分之一的精度,避免在力值放 大过程中引入干扰力,在工作液压缸上和测力液压缸 上分别采用了动压润滑和静压润滑技术,以实现活塞 与液压缸内壁之间的液体润滑,使得两液压缸活塞的 摩擦均接近于零,工作液压缸的位置反馈采用了的非 接触式位置传感器。系统阻尼比最低时仅为8.39 10 - 5 ,最高时也只有5.3110 - 4 。 在压力控制过程中 砝码加卸和砝码交换很容易产生很大的超调,这 是传感器检定规程所不允许的。 针对上述低阻尼定负载压力伺服系统的控制,论 文提出了一种由相互独立的进油和回油节流阀协同控 制工作液压缸活塞位置和两液压缸无杆腔压力的电液 进油和回油节流协同调节原理,以及相应的压力 位 置分段控制策略,可大幅提高系统的阻尼比,降低控 621机床与液压2003.No.4 1995-2005 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved. 制过程中的压力超调,大大加快压力的飞升过程,获 得较高的工作效率。 1 进油和回油节流协同调节原理 以液压放大式基准测力机控制系统为例,基于电 液进油节流与回油节流协同调节原理的电液伺服压 力控制系统结构原理如图2所示。 1.泵源 2.回油节流阀 3.进口节流阀 图2 基准测力机电液控制系统结构原理图 系统采用两个可以独立调节的进口节流阀和回 油节流阀协同控制两液压缸的进油流量和无杆腔的 压力。其中进口节流阀采用分辨率较高、流量 压力 增益较高的高频响射流管电液伺服阀,回油节流阀则 采用比例节流阀。 两缸无杆腔压力和工作液压缸活塞位置的开环 传递函数方块图如图3所示,相应的传递函数为 ps m A2 kq1xv1s - kq2xv2ss m A g s2 ω 2 h 2ζh ωh s 1 1 Ys 1 A kq1xv1s - kq2xv2s - m A2 kc1kc2kicg- m A2 g V β e s s s2 ω 2 h 2ζh ωh s 1 2 式中,kq1 进口节流阀阀口流量系数; xv1 进口节流阀阀芯位移; kc1 进口节流阀流量 压力系数; p 两液压缸工作压力。 kq2 回油节流阀阀口流量系数; xv2 回油节流阀阀芯位移; V 两液压缸及管路容积; kc2 回油节流阀的流量 压力系数。 β e 有效体积弹性模量 kic 液压缸的泄漏系数。 ωh β e V A2 m ,为系统的开环固有频率, 图3 压力 位置传递函数方块图 ζh kc1kickc2 2 β e V m A2 ,为系统的开环阻尼比。 由阻尼比公式可知,采用了进口节流和回油节流 串联调节后,在活塞上浮阶段增加了回油节流阀的泄 漏系数项 kc2 2 β e V m A2 。由于回油节流阀的流量-压 力系数较大,大幅度提高了系统的阻尼比。 为了在压力控制过程中消除超调和缩短飞升过程 时间,可由回油节流阀与固定阀口的进口节流阀组成 的液压B桥对两液压缸的无杆腔的压力进行控制, 为了在压力接近时需要切换为工作液压缸的活塞位置 控制,通过固定的回油节流阀阀口与可变的进油节流 阀口组成液压C桥对压力进行最终的控制。由液压 半桥的无因次特性曲线可知,在B桥上油路的压力 增益低分辨率高,切换精度高。通过两种不同桥路的 切换,不但提高了系统对工况的适应性,避免了压力 与位置控制切换时的平稳性问题,进一步提高了系统 的稳定性与快速性。 2 压力-位置分段控制 为进一步提高压力飞升速度,降低压力和位置超 调,可以将整个压力控制过程分为两个阶段压力飞 升阶段和活塞上浮阶段,在压力飞升阶段使进口节流 阀全开,由回油节流阀实现压力闭环控制;而在活塞 上浮阶段则将回油节流阀阀口固定在切换时的状态, 由进口节流阀实现工作液压缸活塞位置的闭环控制, 从而也确保了压力切换过程的平稳性,如图4所示。 在压力飞升阶段,由于砝码重力大于液压力,工 作液压缸的活塞处于最底部,控制处于图4初始状 态,位置闭环的输入信号为工作液压缸最大位置偏差 值,使进口节流阀全开。通过回油节流阀实现压力的 闭环控制,由于该闭环控制中不存在低阻尼问题,是 一个强控制,所以无杆腔的压力飞升快。当反馈压力 值超过压力给定值或者压力上升到超过砝码重力时, 工作液压缸的活塞开始上升时,切换控制起作用切换 图4的选择状态,控制过程进入活塞上浮阶段。这时 压力传感器的反馈信号因精度太低已无法介入最终控 制,通过切换使压力闭环的输入为零使得回油节流阀 721机床与液压2003.No.4 1995-2005 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved. 的阀口开度锁定以防止回油节流干扰工作液压缸的 位置控制,通过进口节流阀对工作液压缸活塞的位置 进行位置闭环控制,由于此时低阻尼影响控制过程, 所以位置闭环只能是一个弱控制,通过微调进口流量 Q1将工作液压缸稳定在目标位置,间接实现对两液 压缸无杆腔压力的控制。由于系统阻尼比的提高,且 进口节流阀的频响很高,可满足快速位置控制的要 求。 图4 压力 位置分段控制原理框图 由于在压力飞升阶段与活塞上浮阶段采用了不 同的控制阀口和控制策略,从而可以兼顾压力飞升过 程的的快速性和稳态压力控制精度。另外,在活塞上 浮阶段,固定的回油节流大幅度提高了系统的阻尼 比,使得系统只需要通过对进口节流阀的微调,就可 以有效削弱压力控制过程中的超调,将工作液压缸的 活塞快速、平稳、无超调地控制到设定位置。 3 仿真与实验 以中国计量科学研究院的20MN基准测力机为 例,系统的主要参数为 工作液压缸面积A 18.95 cm2 第一级负载砝码的质量m 100kg 工作液压缸与测力液压缸面积比 1 500 两液压缸总泄漏系数kic 0.1～0.2LΠminΠMPa 油源压力ps 28MPa 两液压缸及管路容积;V 2m3 液压缸的初始位置y0- 20mm 考虑到第一级砝码的加卸压力控制精度的要求 最高,同时动态控制特性又最差,因此在仿真和试验 过程中都将第一级砝码负载的加卸作为控制的重点。 图5 第一级砝码加载过 程动态特仿真曲线 这时系统的固有频率为 ωh 3.55 radΠs;阻尼比 为ζh 2.2910- 3, 而 在引入进油和回油协同 调节原理前,仅用单个 小流量伺服阀进行控制 的系统阻尼比仅为8.39 10 - 5 ,阻尼比得到大大的提高。 第一级负载加载过程的压力初始值为零,目标值 为500kN。通过进油和回油节流协同调节和相应的压 力-位置分段控制策略,可以获得如图5所示的动态 过程特性仿真曲线。 由仿真图可知压力曲线仍存在一定的超调,这是 由于工作液压缸活塞处于最底部时20mm的位置偏差 引起的活塞上方液压油重量变化,以及提供活塞向上 的加速度而引起的,其力值偏差仅为第一级砝码所产 生力值的1 ,超调时间不超过2秒,且活塞位置的 控制过程平稳、无超调,因而对传感器的测量精度以 及结果的可靠性不会产生影响。 将上述基于进口节流和回油节流协同调节原理的 电液压力控制系统以及相应的压力-位置分段控制策 略应用于中国计量科学研究院的20MN基准测力机, 其第一级砝码加载过程的动态曲线如图6所示。其中 图中虚线为协同调节前的压力-位置曲线,实线为协 同调节后的压力-位置曲线。 图6 在20MN基准测力机 上对比的试验曲线 由图可得,采用了 基于进口节流和回油节 流协同调节原理的电液 伺服压力控制系统以及 相应的压力 位置分段 控制策略后,低阻尼电 液伺服压力控制系统的 阻尼比明显提高,有效克服了传统控制系统在压力控 制过程中的超调问题,缩短了工作液压缸平衡时间, 消除了负载加卸动作完成后的压力波动。与高精度力 传感器的比对表明,系统的稳态压力测量精度在各砝 码等级均达到了万分之一的要求,在确保液压缸快速 达到平衡的同时,将各砝码等级的稳态压力精度均控 制在万分之一以内,获得了较好的压力控制效果。 4 结论 1对低阻尼电液伺服压力控制系统采用电液进 油和回油节流协同调节的原理可以有效提高系统的阻 尼比,以及压力-位置控制切换时的平稳性。 2通过采用压力 位置分段控制策略,在压力 飞升阶段由回油节流阀实现压力控制,在活塞上浮阶 段则将回油节流阀阀口固定,由进口节流阀控制实现 工作液压缸活塞位置的闭环控制,间接控制两液压缸 的压力,可以有效缩短压力的飞升时间,削弱压力控 制过程中的超调,缩短工作液压缸的平衡时间。 参考文献 【1】Shi Changyan , Cai Zhengping , Li Zhenming , et al. 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All rights reserved. 中找到目标零部件,按照在拆卸序列中的顺序取出目 标零部件及其之前的零部件的标识号,记录到新的二 维数组DD中。 3令ii 1 ,再判断i是否大于d。如果i 大于d,表示所有的拆卸序列已处理完毕,则转到 第4步;如果i小于d,表示还有拆卸序列未处理, 则转到第2步。 4对数组DD进行搜索,去除重复的序列,就 可以得到最终的目标零部件的拆卸序列数组SD。最 后输出SD。 2 约束解除法 约束解除法,也叫直接法,即如果目标零部件是 非紧固件,通过不断减少待目标零部件的配合约束数 目,拆卸相关零部件,当与目标零部件相配合的零件 数目为1时,就可以拆卸目标零部件了;如果目标零 部件是紧固件,根据紧固件的特点,其拆卸顺序在与 之相配合的所有零部件之前拆卸,再根据干涉检验, 决定紧固件的具体拆卸位置。一般没有干涉时,螺钉 类紧固件最先拆卸。 确定紧固件的具体拆卸位置的方法是如果没有 干涉情况,紧固件可以在与之有配合约束关系的所有 零部件之前的任意位置拆卸;有干涉时,紧固件的顺 序在与之有干涉的零部件之后到与之有配合约束关 系的所有零部件之前的任意位置拆卸。约束解除法得 到目标零部件拆卸序列的算法如下 1当目标零部件是紧固件时,其目标拆卸序列 算法流程为 第1步得到目标零件的标识号。 第2步利用三维软件UG的库函数或者其它方 式,得到目标零件的拆卸方向。 第3步按照拆卸方向进行干涉检验。若没有干 涉,可以直接拆卸目标零件,记录目标拆卸序列。如 果有干涉,得到与目标零件干涉的零件,以此零件为 目标拆卸零件,进行拆卸,具体方法见非紧固件的目 标拆卸序列方法。 第4步当拆卸目标零件无干涉时,输出目标拆 卸序列。 其中利用UG库函数提取的目标零件的拆卸方向 即为紧固件的唯一拆卸方向。紧固件拆卸时只能沿着 零件的轴线方向,而且与紧固件相配合的其它零件配 合平面的法线方向;干涉检验的具体方法一般使用几 何体扫描的方法。 2当目标零部件是非紧固件时,其目标拆卸序 列算法流程为 第1步得到目标零部件的标识号。 第2步在UG中提取与目标零部件相配合的信 息,把与之相配合的零部件的标识号用二维数组A 记录,零部件的个数为m。 第3步如果m等于0或者1 ,表明目标零部件 处于自由状态或者是与之配合的零件数目为1 ,则可 以直接拆卸目标零部件,转到第5步。如果m大于 1 ,则转到第4步。 第4步从A中取出第一个零件作为目标零件进 行拆卸,如果零件为紧固件,按照紧固件的目标拆卸 序列方法操作,如果为非紧固件,则转到第2步。 第5步记录目标拆卸序列,并输出。通过直接 法,得到的不是目标零部件的全部目标拆卸序列,而 是经过部分优化的目标拆卸序列。 3 结论 本文提出了目标拆卸序列的两种方法,对于目标 拆卸序列的优化,有待进一步研究。 参考文献 【1】H. 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