畢業(yè)設(shè)計（論文）二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)設(shè)計

1、目錄前言11緒論21.1 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究發(fā)展21.1.1 國外二次調(diào)節(jié)技術(shù)研究發(fā)展概況21.1.2 國內(nèi)二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究發(fā)展概況21.2 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的應(yīng)用32 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點42.1 二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)原理42.2 二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)特點52.3二次調(diào)節(jié)加載實驗臺組成52.4 二次調(diào)節(jié)模擬加載系統(tǒng)原理53 二次元件前置級排量控制系統(tǒng)73.1 二次元件前置級排量控制系統(tǒng)建模73.1.1 二次元件前置級排量控制系統(tǒng)的方塊圖模型73.1.2 前置級排量控制系統(tǒng)方塊圖的簡化93.2 驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)的方塊圖模型103.3 加載單元轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)的方塊圖模型143.4 整個二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的方

2、塊圖模型的建立173.4.1 整個二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的物理模型173.4.2 系統(tǒng)參數(shù)194 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)仿真214.1 前置級排量控制系統(tǒng)的仿真214.1.1 前置級排量控制系統(tǒng)的頻域分析214.1.2 前置級排量控制系統(tǒng)的時域分析234.2 轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)分析254.2.1 轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)時域分析254.2.2 轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)頻域分析264.3 轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)分析284.3.1 轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)時域分析284.3.2 轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)頻域分析295 結(jié)論32致謝33參考文獻34附錄a 譯文36附錄b 外文文獻47前言近年來，二次調(diào)節(jié)技術(shù)得到了飛快的發(fā)展和廣泛的應(yīng)用。我國在二次調(diào)節(jié)加載技術(shù)的理論與應(yīng)用研究

3、方面，取得了一些成果和進展，但還存在許多有待進一步研究解決的問題，例如：系統(tǒng)柔性問題，同時還存在如系統(tǒng)阻尼等參數(shù)隨時間和工況而變化的問題，它們對系統(tǒng)的動態(tài)和控制性能影響很大，須對它們進行深入的分析，并從控制方法上采取有效措施，對其進行補償。加載系統(tǒng)中存在液壓耦合和機械耦合，這兩種耦合都將對系統(tǒng)的控制性能帶來不利的影響，須采取有效的方法，對系統(tǒng)進行校正?；谝陨夏承﹩栴}，本次設(shè)計主要研究二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)數(shù)學模型的建立；首先建立方塊圖模型，對前置級排量，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)進行仿真，找出系統(tǒng)參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響。這些問題的解決，對進一步完善二次調(diào)節(jié)加載技術(shù)的理論、控制系統(tǒng)軟硬件的開發(fā)與應(yīng)用、加載系統(tǒng)

4、的分析與設(shè)計等，具有重要的理論意義和實際應(yīng)用價值。由于時間和本人水平有限，難免存在缺點和錯誤，許多深入的問題還有待進一步研究，請老師批評指正。1緒論1.1 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究發(fā)展1.1.1 國外二次調(diào)節(jié)技術(shù)研究發(fā)展概況二次調(diào)節(jié)技術(shù)經(jīng)過20多年的發(fā)展已逐漸成為一項成熟的技術(shù)。在能源短缺的大背景下，在工業(yè)企業(yè)對高效益的追求下，以節(jié)能為特點的液壓二次調(diào)節(jié)技術(shù)在加載系統(tǒng)中引起了足夠的重視、得到了更多的研究和應(yīng)用。它在諸如大型加載試驗臺、車輛傳動、造船工業(yè)、鋼鐵工業(yè)等許多領(lǐng)域獲得了廣泛的應(yīng)用，并表現(xiàn)出許多獨特的優(yōu)點。由于這項技術(shù)的成功利用，使得液壓技術(shù)向前推進了一大步。1993年，w.backe和ch.

5、koegl又研究了轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩控制的二次調(diào)節(jié)問題16，其中包括對這種系統(tǒng)中兩個參數(shù)的解耦問題的研究。1994年，r.kodak先生研究了具有高動態(tài)特性的電液轉(zhuǎn)矩控制二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)，并在四輪驅(qū)動車上進行了實物試驗17。目前在德國，這項技術(shù)已進入實用階段，在許多與液壓相關(guān)的領(lǐng)域獲得了成功利用。以力士樂公司為代表，在二次調(diào)節(jié)技術(shù)方面，具有多項專利技術(shù)，用于二次調(diào)節(jié)的二次元件和控制器等也有多種系列產(chǎn)品。1.1.2 國內(nèi)二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究發(fā)展概況在國內(nèi)，從事二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究起步較晚，直到20世紀80年代末才開始這方面的研究。1989年，哈爾濱工業(yè)大學的謝卓偉博士首先對二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的原理及其機液，電液調(diào)速特

6、性進行了理論分析，并于1990 年在哈爾濱工業(yè)大學機械工程系液壓傳動與氣動實驗室內(nèi)的試驗臺上，用單片機組成閉環(huán)控制系統(tǒng)進行試驗研究，提出了用變結(jié)構(gòu)pid控制算法來控制二次元件的轉(zhuǎn)速，并取得了一定的成果。1992年，蔣曉夏博士對二次元件的模型進行了一定的簡化11，同時研究了用微機控制的二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)，并引入了僅需要輸入輸出信號的二次調(diào)節(jié)全數(shù)字自適應(yīng)控制系統(tǒng)。浙江大學的金力民等根據(jù)二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的數(shù)學模型，研究了低速滯環(huán)問題，并采用非線性補償算法來克服低速滯環(huán)18。中國農(nóng)機研究所的閆雨良等也進行過二次元件調(diào)速特性的試驗研究，并且應(yīng)用到遙控裝載機行走液壓傳動系統(tǒng)中19。同濟大學范基等進行了二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的

7、節(jié)能液壓實驗系統(tǒng)研究20。1995 年哈爾濱工業(yè)大學姜繼海等人采用智能pid、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)和模糊控制等方法，分別對轉(zhuǎn)速控制和轉(zhuǎn)角控制的二次調(diào)節(jié)進行了研究14,21。1997年，哈爾濱工業(yè)大學的田聯(lián)房博士在國內(nèi)首次將二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)用于扭矩伺服加載技術(shù)中，并建立了二次調(diào)節(jié)加載試驗臺。同時，還進行了轉(zhuǎn)速控制和轉(zhuǎn)矩控制以及它們之間解耦技術(shù)方面的研究，并將模糊控制和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制引入二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)中，形成了神經(jīng)模糊pid控制方案。1.2 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的應(yīng)用二次調(diào)節(jié)技術(shù)在許多領(lǐng)域有廣泛的應(yīng)用，例如：1）回收性能 在有位能變化的機械中，例如起重機械、搬運機械、卷揚機械、礦井提升機械以及索道機械等，利用二次調(diào)節(jié)技術(shù)可以

8、回收其位能。2）回收慣性能 對于往復(fù)運動機械，在頻繁的啟動、制動過程中會產(chǎn)生和消耗許多慣性能，利用二次調(diào)節(jié)技術(shù)，不僅可以儲存慣性能還可以在啟動時釋放所儲存的能量，以利于加速啟動，提高工作效率。市內(nèi)公共汽車、印刷機械、鍛壓機械、挖掘機、礦區(qū)的采礦車等都是很好的應(yīng)用領(lǐng)域。3）試驗設(shè)備 二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)除了具有可回收能量和重新利用的特點外，其最突出的優(yōu)點在于它同數(shù)字控制的完美結(jié)合，可靈活方便地實現(xiàn)各種控制，使系統(tǒng)獲得相當高的動態(tài)性能，因而可利用二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)來模擬各種復(fù)雜的旋轉(zhuǎn)運動狀態(tài)，這種系統(tǒng)特別適用于各種旋轉(zhuǎn)試件的模擬加載、性能測試等試驗。 2 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點2.1 二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)原理二次調(diào)

9、節(jié)加載系統(tǒng)原理如圖2-1所示23?？赡媸奖?馬達元件9（或15）與電液伺服閥8（或17）、變量液壓缸7（或16）、位移傳感器6（或18）等組合在一起，統(tǒng)稱為二次元件。電動機1、恒壓變量泵2、蓄能器3、安全閥4及相應(yīng)的管路等元件構(gòu)成恒壓網(wǎng)絡(luò)，為整個加載系統(tǒng)提供穩(wěn)定的恒壓動力源。元件9和15以壓力耦聯(lián)方式并聯(lián)于恒壓網(wǎng)絡(luò)上，兩元件機械端口之間通過轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器10、13以及加載對象12剛性地連接在一起。元件9為馬達工況，為加載系統(tǒng)提供所需的驅(qū)動轉(zhuǎn)速，它同電液伺服閥8、變量液壓缸、位移傳感器6、轉(zhuǎn)速傳感器10和控制器11構(gòu)成轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)。元件15為泵工況，實現(xiàn)對加載對象12的加載，它同電液伺服閥17、

10、變量液壓缸16、位移傳感器18、轉(zhuǎn)矩傳感器13和控制器14構(gòu)成轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)。1電動機 2恒壓變量泵 3蓄能器 4安全閥 5油箱 6,18位移傳感器 7,16變量液壓缸 8,17電液伺服閥 9,15可逆式泵/馬達元件 10轉(zhuǎn)速傳感器 11,14控制器 12加載對象 13轉(zhuǎn)矩傳感器圖2-1 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理fig.2-1 principle diagram of loading system with secondary regulation在該加載系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)和轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)為典型的電液伺服系統(tǒng)，二者相互獨立，可分別進行調(diào)節(jié)，以滿足加載系統(tǒng)對轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的不同要求。系統(tǒng)工作時，由控制器1

11、1和14分別向電液伺服閥8和17發(fā)出電信號，通過閥控缸機構(gòu)（前置級排量控制）改變元件9和15的斜盤擺角，從而使其排量發(fā)生變化，以適應(yīng)外負載轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化。另外，當系統(tǒng)進行工作時，元件9（馬達）由恒壓網(wǎng)絡(luò)獲取液壓能，并將其轉(zhuǎn)換成機械能來驅(qū)動加載對象12和元件15（泵），實現(xiàn)加載，元件15（泵）將機械能轉(zhuǎn)換成液壓能后又直接回饋給恒壓網(wǎng)絡(luò)，重新用來驅(qū)動元件9（馬達），在元件9（馬達）和元件15（泵）之間形成閉式循環(huán)。這樣，恒壓油源所提供的液壓能只是用來補償系統(tǒng)的容積損失和機械損失，而驅(qū)動元件9（馬達）所需的大部分能量都來自元件15（泵）。此外，在該加載系統(tǒng)中，沒有節(jié)流元件，因而避免了節(jié)流損失。由此

12、可見，該加載系統(tǒng)在工作中不僅減少系統(tǒng)發(fā)熱，而且還可以達到節(jié)能目的。2.2 二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)特點同傳統(tǒng)的加載系統(tǒng)相比，二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)有如下一些特點17,24：1) 多個二次元件可聯(lián)合工作于一個恒壓網(wǎng)絡(luò)上，每一二次元件可單獨進行調(diào)節(jié)，且既能工作于泵工況，又能工作于馬達工況，因此可方便地實現(xiàn)驅(qū)動和加載功能的互換。2) 通過對二次元件斜盤擺角的自動調(diào)節(jié)，可靈活方便地實現(xiàn)轉(zhuǎn)角、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率的計算機數(shù)字控制，系統(tǒng)靜動態(tài)性能好。3) 可實現(xiàn)能量回收、儲存和重新利用，系統(tǒng)效率高。2.3二次調(diào)節(jié)加載實驗臺組成加載試驗臺如圖2-2所示,驅(qū)動單元主要由兩個rexroth公司的a4vso250型軸向柱塞元件串聯(lián)而成

13、的雙聯(lián)二次元件、兩個彈性聯(lián)軸器、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器和驅(qū)動變速器組成，該單元用來模擬車輛發(fā)動機驅(qū)動軸動力，它同轉(zhuǎn)速傳感器、控制器等構(gòu)成驅(qū)動轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)；二次輸出加載單元主要由雙聯(lián)二次元件、兩個彈性聯(lián)軸器、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器和三檔二次輸出變速器組成，該單元用來對車輛傳動橋二次輸出端進行加載，為轉(zhuǎn)矩控制方式，它們同各相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩傳感器、控制器構(gòu)成加載轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)。1 彈性聯(lián)軸器 2轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器 3 齒輪聯(lián)圖2-2加載試驗臺組成fig. 2 -2 component of loading test 2.4 二次調(diào)節(jié)模擬加載系統(tǒng)原理圖2-3為二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的原理圖。由圖可見，兩套二次元件的液壓端口共同并聯(lián)于恒

14、壓網(wǎng)絡(luò)上，機械端口通過各轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器、彈性聯(lián)軸器、變速器、加載試件輪橋等連接在一起。二次元件1工作于馬達工況，用來模擬車輛發(fā)動機驅(qū)動軸動力，它同轉(zhuǎn)速傳感器、控制器1等構(gòu)成驅(qū)動轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)；二次元件2工作于泵工況，分別用來對車輛傳動橋二次輸出端進行加載，為轉(zhuǎn)矩控制方式，它們同各相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩傳感器、控制器分別構(gòu)成加載轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)。在各轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)和轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)中，由對應(yīng)于各二次元件的電液伺服閥、變量液壓缸、位移傳感器lvdt構(gòu)成前置級排量控制回路，再加上相應(yīng)的二次元件、轉(zhuǎn)速傳感器或轉(zhuǎn)矩傳感器，就構(gòu)成了轉(zhuǎn)速控制回路或轉(zhuǎn)矩控制回路。當系統(tǒng)進行工作時，二次元件1（馬達）由恒壓網(wǎng)絡(luò)獲取液壓能，并將其

15、轉(zhuǎn)換成機械能來驅(qū)動加載對象輪橋和二次元件2（泵），實現(xiàn)模擬加載。同時，二次元件2（泵）將機械能轉(zhuǎn)換成液壓能后又直接回饋給恒壓網(wǎng)絡(luò)，重新用來驅(qū)動二次元件1（馬達），在二次元件1（馬達）和二次元件2（泵）之間，功率流形成閉式循環(huán)。這樣，恒壓油源所提供的液壓能只是用來補償系統(tǒng)的容積損失和機械損失，而驅(qū)動二次元件1（馬達）所需的大部分能量都來自二次元件2（泵）。因此，該加載系統(tǒng)實現(xiàn)了能量回收與利用，系統(tǒng)效率高。 圖2-3 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng) fig. 2 -3 secondary regulation loading system3 二次元件前置級排量控制系統(tǒng)3.1 二次元件前置級排量控制系統(tǒng)建模3.1

16、.1 二次元件前置級排量控制系統(tǒng)的方塊圖模型二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)所用核心部件為rexroth公司的a4vso250 ds型二次元件，其實物及原理分別如圖3-1 a）、b）所示。它由可逆式軸向柱塞泵/馬達單元、電液伺服閥、變量油缸、安全保護閥、位移傳感器（lvdt）、濾油器以及防氣蝕單向閥等組成。如前所述，二次元件用作馬達時，其控制方式為轉(zhuǎn)速控制；用作泵時，其控制方式為轉(zhuǎn)矩控制，但兩種控制方式的前置級排量控制（內(nèi)環(huán)）是相同的，都是由電液伺服閥、變量液壓缸、位移傳感器lvdt構(gòu)成的。由圖3-1 b）可見，前置級排量控制回路就是對稱伺服閥控制對稱液壓缸回路，下面分別列寫出該回路各元件的數(shù)學模型。 a)

17、b)1-軸向柱塞單元 2-變量液壓缸 3-電液伺服閥 4-安全保護閥 5-濾油器 6-位移傳感器7-碼盤 8-防氣蝕單向閥 9-二位三通電磁閥 b-高壓油口 s-低壓油口圖3-1 a4vso250ds型二次元件實物及原理圖fig.3-1picture and principle diagram of a4vso250ds type secondary unit電液伺服閥的傳遞函數(shù)通常用二階振蕩環(huán)節(jié)表示98，即 (3-1)如果系統(tǒng)的頻寬較低時，伺服閥的傳遞函數(shù)可用一階慣性環(huán)節(jié)表示，即 = (3-2)當系統(tǒng)的頻寬遠小于伺服閥的固有頻率時，伺服閥的傳遞函數(shù)可近似為比例環(huán)節(jié)，即 = (3-3)式中 第

18、個二次元件電液伺服閥的輸出流量(m3/s)；第個二次元件電液伺服閥的輸入電壓(v)；第個二次元件電液伺服閥的固有頻率(rad/s)；第個二次元件電液伺服閥的阻尼比；第個二次元件電液伺服閥的流量增益(m3/s)/v)；第個二次元件電液伺服閥的時間常數(shù)(s)；二次元件序號, =1,2分別對應(yīng)于驅(qū)動加載二次元件。變量液壓缸的流量連續(xù)性方程為= (3-4)式中 變量液壓缸的流量(m3/s)；變量液壓缸活塞的位移(m)；變量液壓缸的有效作用面積(m2)；變量液壓缸的泄漏系數(shù)(m3/s)/pa)；變量液壓缸兩腔的總?cè)莘e(m3)；液壓油的體積彈性模量(n/m2)。變量液壓缸的力平衡方程為 = (3-5)式中

19、 變量液壓缸活塞與斜盤等的等效質(zhì)量(kg)；變量液壓缸的阻尼系數(shù)(n/(m/s)；作用于變量液壓缸活塞上的外負載力(n)；負載的彈簧剛度(n/m)，沒有彈性負載時，=0。位移傳感器視為比例環(huán)節(jié),其傳遞函數(shù)為 (3-6)對式 (3-4)、式(3-5)進行拉氏變換得= (3-7)= (3-8)由式(3-1)、式(3-6)、式(3-7)和式(3-8)，可畫出前置級排量控制即閥控缸的傳遞函數(shù)方塊圖，如圖3-2所示。由圖可見，輸入的是電壓量，輸出的是液壓缸的位移，經(jīng)過一套連桿機構(gòu)，將液壓缸的位移轉(zhuǎn)換為可逆式泵/馬達元件的斜盤擺角，因此將排量控制也稱為擺角控制。圖3-2 前置級排量控制方塊圖 fig.3-

20、2 block diagram of prestage displacement control3.1.2 前置級排量控制系統(tǒng)方塊圖的簡化對于如圖3-2所示的前置級排量控制模型方塊圖，若忽略作用于變量液壓缸活塞上的外負載力，則可得電液伺服閥輸出流量對活塞位移的傳遞函數(shù)為 (3-9)式中的參數(shù)為主要由變量液壓缸泄漏產(chǎn)生的系數(shù)，其值一般都比大得多，因此項與1相比可忽略不計25。另外，本前置級排量控制中的彈性負載較小，可認為0。于是式(3-1)可簡化為 (3-10) (3-11) (3-12)式中 第個變量液壓缸的固有頻率(rad/s)；第個變量液壓缸的阻尼比；若小到可以忽略不計時，則可用下式表示

21、(3-13)在本系統(tǒng)中，變量液壓缸的活塞有效作用面積較大，有效容積和活塞質(zhì)量都較小，由式(3-11)可知，變量液壓缸的固有頻率很高，同固有頻率相對較低的伺服閥相比，可將其二階振蕩環(huán)節(jié)略去，于是變量液壓缸可簡化為一個積分環(huán)節(jié)。電液伺服閥作為二階振蕩環(huán)節(jié)來考慮，則前置級排量控制方塊圖如圖3-3所示。圖3-3 前置級排量控制簡化方塊圖fig. 3-3 simplified block diagram of prestage displacement control3.2 驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)的方塊圖模型二次加載系統(tǒng)驅(qū)動單元的組成如圖3-4 a) 所示，它包括雙聯(lián)驅(qū)動二次元件、彈性聯(lián)軸器、轉(zhuǎn)速傳感器、

22、驅(qū)動變速器以及齒輪聯(lián)軸器等。驅(qū)動單元物理模型如圖3-4 b）所示，下面分別列出它們的有關(guān)方程。二次加載系統(tǒng)驅(qū)動單元的組成如圖3-4 a) 驅(qū)動單元物理模型如圖3-4 b）fig. 3 -4 a) second-driven loading system component modules fig. 3 -4 b) driver modules physical model 二次元件排量方程為 (3-14)并有如下關(guān)系式 (3-15)式中 二次元件的排量(m3/rad)；二次元件的最大排量(m3/rad)；二次元件變量斜盤的擺角(deg)；二次元件變量斜盤的最大擺角(deg)；二次元件變量液壓缸

23、活塞的位移(m)；二次元件變量液壓缸活塞的最大位移(m)；變量液壓缸活塞位移對斜盤擺角的變換系數(shù)(deg/m)。腳標是二次元件的序號，此處指的是驅(qū)動單元二次元件，故應(yīng)取=1。雙聯(lián)驅(qū)動二次元件的力矩平衡方程為 (3-16)式中 二次元件的理論輸出轉(zhuǎn)矩(nm)；二次元件的實際輸出轉(zhuǎn)矩(nm)；二次元件轉(zhuǎn)動件和彈性聯(lián)軸器輸入軸的等效轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)；二次元件的等效阻尼系數(shù)(nm/(rad/s)；二次元件的轉(zhuǎn)角(rad)；二次元件的進出油口壓差(n/m2)；二次元件的排量(m3 /rad)。彈性聯(lián)軸器的力矩平衡方程為 (3-17)式中 彈性聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)剛度系數(shù)(nm/rad)；彈性聯(lián)軸器的輸出軸轉(zhuǎn)

24、角(rad)。轉(zhuǎn)速傳感器的力矩平衡方程為 (3-18)式中 轉(zhuǎn)速傳感器的輸出軸轉(zhuǎn)矩(nm)；彈性聯(lián)軸器輸出軸、轉(zhuǎn)速傳感器和彈性聯(lián)軸器 輸入軸的轉(zhuǎn)動慣量之和(kgm2)。轉(zhuǎn)速傳感器視為比例環(huán)節(jié)，其傳遞函數(shù)為 (3-19)式中 轉(zhuǎn)速傳感器的變換系數(shù)v/(rad/s)。彈性聯(lián)軸器的力矩平衡方程為 (3-20)式中 驅(qū)動變速器的輸入軸轉(zhuǎn)矩(nm)； 彈性聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)剛度系數(shù)(nm/rad)； 驅(qū)動變速器的輸入軸轉(zhuǎn)角(rad)。驅(qū)動變速器及齒輪聯(lián)軸器的力矩平衡方程為 = (3-21) = (3-22)式中 輪橋輸入軸轉(zhuǎn)矩(nm)；輪橋輸入軸轉(zhuǎn)角(rad)；驅(qū)動變速器的總傳動比；彈性聯(lián)軸器輸出軸、驅(qū)動變速

25、器、齒輪聯(lián)軸器(包括輪橋輸入加載軸)的等效轉(zhuǎn)動慣量(向驅(qū)動變速器輸入軸等效)(kgm2)；變速器及齒輪聯(lián)軸器的等效阻尼系數(shù)(nm/(rad/s)。對式(3-14)式(3-18)和式(3-20)式(3-22)進行拉氏變換得 (3-23) (3-24)= (3-25) (3-26) (3-27) (3-28) (3-29) (3-30)由式(3-19)、式(3-23)式(3-30)和前置級排量控制方塊圖，可以畫出驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)（至輪橋輸入端）的傳遞函數(shù)方塊圖，如圖3-5所示。圖中的閥控缸為前置級排量控制，kl11和kl12表示兩個柔性環(huán)節(jié)彈性聯(lián)軸器的影響。圖3-5 驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)方塊圖

26、fig.3-5 block diagram of drive unit speed control system參照圖3-5所示的驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)方塊圖，前置級排量控制系統(tǒng)采用圖3-3 所示的方塊圖模型，忽略加載系統(tǒng)中各彈性聯(lián)軸器的柔性和液壓管路的阻力損失，并將所有機械件的轉(zhuǎn)動慣量和阻尼向驅(qū)動二次元件輸出軸進行等效，最后得到驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)的簡化方塊圖，如圖3-6所示。圖3-6 驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)簡化方塊圖fig. 3-6 simplified block diagram of drive unit speed control system3.3 加載單元轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)的方塊圖模型輪橋

27、加載單元包括二次輸出加載單元、左輪邊加載單元和右輪邊加載單元，二次輸出加載單元采用雙聯(lián)二次元件進行加載，下面分別建立它們的數(shù)學模型。（1）二次輸出加載單元轉(zhuǎn)矩控制的方塊圖模型 如圖3-7 a）所示，二次輸出加載單元由雙聯(lián)加載二次元件、彈性聯(lián)軸器、轉(zhuǎn)矩傳感器、二次輸出變速器及齒輪聯(lián)軸器等組成，其物理模型如圖3-7 b）所示。圖3-7 二次輸出加載單元組成與物理模型fig.3-7 constitution and physical model of secondary output loading unit二次輸出變速器和齒輪聯(lián)軸器的力矩平衡方程為 (3-31) (3-32)式中 輪橋二次輸出軸轉(zhuǎn)

28、矩(nm)；二次輸出變速器的輸出軸(彈性聯(lián)軸器輸入軸)轉(zhuǎn)矩(nm)；二次輸出變速器的總傳動比；齒輪聯(lián)軸器(包括二次輸出加載軸)、二橋變速器和彈性聯(lián)軸器 輸入軸的等效轉(zhuǎn)動慣量(向二次輸出變速器的輸入軸等效) (kgm2)；輪橋二次輸出軸轉(zhuǎn)角(rad)；齒輪聯(lián)軸器、二次輸出變速器和彈性聯(lián)軸器的等效阻尼系數(shù)(nm/(rad/s)；二次輸出變速器的輸出軸(彈性聯(lián)軸器的輸入軸)轉(zhuǎn)角(rad)。彈性聯(lián)軸器的力矩平衡方程為= (3-33)式中 彈性聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)剛度系數(shù)(nm/rad)；彈性聯(lián)軸器的輸出軸轉(zhuǎn)角(rad)；轉(zhuǎn)矩傳感器的輸入軸轉(zhuǎn)矩(nm)。轉(zhuǎn)矩傳感器的力矩平衡方程為 (3-34)式中 轉(zhuǎn)矩傳感器的

29、輸出軸轉(zhuǎn)矩，也是雙聯(lián)二次元件的實際輸入轉(zhuǎn)矩(nm)；轉(zhuǎn)矩傳感器的轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)。彈性聯(lián)軸器的力矩平衡方程為 (3-35)式中 雙聯(lián)二次元件的輸入軸轉(zhuǎn)角(rad)。二次輸出單元二次元件的力矩平衡方程為= (3-36)式中 二次元件的進出油口壓差(n/m2)；二次元件的排量(m3/rad )；二次元件的轉(zhuǎn)動件、輸入軸及彈性聯(lián)軸器輸出軸的等效轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)；二次元件的阻尼系數(shù)(n m/(r ad/s)。轉(zhuǎn)矩傳感器視為比例環(huán)節(jié)、其傳遞函數(shù)為 (3-37)式中 轉(zhuǎn)矩傳感器的變換系數(shù)(v/( n m )。對式(3-31)式(3-36)進行拉氏變換得= (3-38) (3-39) (3-40)

30、(3-41)= (3-42)= (3-43)由式(3-37)式(3-43)以及前置級排量控制方塊圖，可以畫出二次輸出加載單元轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)的傳遞函數(shù)方塊圖，如圖3-8所示。 圖3-8 二次輸出加載單元轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)方塊圖fig.3-8 block diagram of torque control system of secondary output loading unit3.4 整個二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的方塊圖模型的建立3.4.1 整個二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的物理模型整個二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的物理模型如圖3-9所示，它由前述加載對象輪橋、驅(qū)動及加載各單元的物理模型綜合而成。在建立加載對象輪橋數(shù)學模型時，沒有

31、考慮彈性環(huán)節(jié)，而且傳動橋與各個變速器的連接也認為是剛性的，所以輪橋與各個變速器是一個不可分的整體，要建立其數(shù)學模型，需將它們的轉(zhuǎn)動慣量和阻尼向驅(qū)動變速器的輸入軸等效。另外，通過對驅(qū)動單元轉(zhuǎn)速控制方塊圖的分析可知，驅(qū)動單元的轉(zhuǎn)矩由負載決定，負載轉(zhuǎn)速由驅(qū)動轉(zhuǎn)速決定，所以還應(yīng)推導出驅(qū)動轉(zhuǎn)矩與負載轉(zhuǎn)矩之間、負載轉(zhuǎn)速與驅(qū)動轉(zhuǎn)速之間的對應(yīng)關(guān)系。 圖3-9 整個二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)的物理模型fig. 3 -9 entire loading system with secondary regulation of the physical model由式(3-21)、式(3-22)、式(3-38)、式(3-39)

32、可得 (3-44) (3-45) (3-46) (3-47) (3-48) (3-49)式中 各變速器、輪橋及它們之間連接件在驅(qū)動變速器輸入軸上的等效轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)；各變速器、輪橋及它們之間連接件在驅(qū)動變速器輸入軸上的等阻尼系數(shù)(nm/(rad/s)。根據(jù)式(3-47)式(3-49)所確立的與、之間關(guān)系和式(3-28)、式(3-29)、式(3-42) 所確立的與、之間關(guān)系，可將圖3-4、圖3-7所示的各單元方塊圖模型、在輸出端聯(lián)接在一起，得到整個輪橋模擬加載系統(tǒng)的傳遞函數(shù)方塊圖模型，如圖3-10所示。 圖3-10 整個二次加載系統(tǒng)的方塊圖fig.3-10 block diagram of

33、 entire simulation loading system3.4.2 系統(tǒng)參數(shù)1）前置級排量控制參數(shù)輪橋加載系統(tǒng)各單元前置級排量控制所用各電液伺服閥和變量液壓缸的參數(shù)都相同，如表3-1所示。表3-1 前置級排量控制參數(shù)table 3-1 parameters of prestage displacement control項目參數(shù)電液伺服閥固有頻率596.90rad/s電液伺服閥阻尼比0.60電液伺服閥流量增益1.2310-4 (m3/s)/v變量液壓缸活塞有效作用面積1.4110-3 m2變量液壓缸活塞等效質(zhì)量4.70kg變量液壓缸有效容積1.1310-4 m3變量液壓缸活塞最大位移

34、2.6310-2 m工作液體體積彈性模量690.00106 n/m22）二次元件參數(shù) 輪橋模擬加載系統(tǒng)各單元所用二次元件參數(shù)相同，單個二次元件參數(shù)見表3-2。表3-2 二次元件參數(shù)table 3-2 parameters of secondary unit項目參數(shù)最大排量250.0010-6 m3/rad斜盤最大擺角15.00 deg轉(zhuǎn)動慣量0.10 kgm2粘性阻尼系數(shù)0.22 nm/(rad/s)進液口壓力20.0106 n/m2回液口壓力1.5106 n/m2進出液口壓差18.5106 n/m23）加載機械系統(tǒng)參數(shù) 輪橋加載機械系統(tǒng)參數(shù)見表3-3。表3-3 加載機械系統(tǒng)參數(shù)table 3

35、-3 parameters of loading mechanism system項目參數(shù)轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器轉(zhuǎn)動慣量0.25 kg.m2彈性聯(lián)軸器剛度2.40105 nm/rad等效轉(zhuǎn)動慣量1.13 kgm2等效阻尼系數(shù)0.39 nm/(rad/s)驅(qū)動變速器傳動比8.34二次輸變速器傳動比5.314 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)仿真4.1 前置級排量控制系統(tǒng)的仿真4.1.1 前置級排量控制系統(tǒng)的頻域分析首先對前置級排量進行頻域分析，分別改變電液伺服閥的流量增益，位移傳感器的變換系數(shù)，電液伺服閥阻尼比等參數(shù)，來分析不同參數(shù)對前置級排量的性能影響。1）前置級排量開環(huán)伯德圖，如圖4-1所示，當電液伺服閥的流量增益

36、分別取=1.2310-4 ，=1.2310-3，=1.2310-2 ，內(nèi)環(huán)位移傳感器的變換系數(shù)=11，電液伺服閥阻尼比，=596.9時對應(yīng)曲線分別為3，2，1，可以從圖看出，隨著電液伺服閥的流量增益增加，對相頻曲線沒有什么影響，幅頻曲線依次向上移動，幅值裕量增加，穩(wěn)定性增加。圖4-1 前置級排量電液伺服閥的流量增益不同值的開環(huán)伯德圖fig.4-1 front-level emission of lectro-hydraulic servo valve flow gain different value of the ring-opening bird map圖4-2 位移傳感器的變換系數(shù)不同值

37、時的開環(huán)伯德圖fig. 4 -2 displacement sensor transform coefficient value of the different open-loop byrd figure 2）內(nèi)環(huán)位移傳感器的變換系數(shù)分別取=5，9，11，=596.9，=1.2310-3時的開環(huán)伯德圖，如圖4-2 所示，隨著內(nèi)環(huán)位移傳感器的變換系數(shù)的增大，對相頻沒有什么影響，輻頻依次向上接近0db,越來越穩(wěn)定。3）內(nèi)環(huán)位移傳感器的變換系數(shù)=5，9，11，=596.9，=1.2310-2時的開環(huán)伯德圖如圖4-3所示，對應(yīng)曲線分別為1，2，3。圖4-3 位移傳感器變換系數(shù)不同值開環(huán)伯德fig.4

38、 -3 displacement sensor transform coefficient value of the different open-loop byrd 圖4-4電液伺服閥固有頻率不同值開環(huán)伯德圖fig. 4-4 servo valve inherent value of differentfrequencies when the open-loop byrd map由圖4-2和圖4-3可以看出，隨著電液伺服閥的流量增益增加，幅頻曲線在0db以上，穩(wěn)定性增強。4） 當=1.2310-2， ，=11，電液伺服閥固有頻率分別為=100, 150,370 時，開環(huán)伯德圖如圖4-4所示，

39、對應(yīng)曲線分別為1，2，3，從圖中可以看出穿越頻率較大，如果穿越頻率大會使響應(yīng)速度較慢。5）當=1.2310-2，=596.9，=11時，改變電液伺服閥阻尼比，分別為=0.3，0.5，0.8時進行仿真，如圖4-6所示，對應(yīng)曲線分別為1，2，3 。從以上分析，可以看出當電液伺服閥的流量增益為=1.2310-2，=11，=596.9，系統(tǒng)較穩(wěn)定，進行仿真。開環(huán)伯德圖有關(guān)頻域特性如下： 具有內(nèi)環(huán)控制器的前置級排量控制的頻域特性仿真結(jié)果如圖4-5所示，可以得到前置級排量控制系統(tǒng)的穿越頻率為43.6rad/s,相位裕量為84.9,增益裕量為24.4db。系統(tǒng)有足夠的相位裕量和幅值裕量，較穩(wěn)定。再用閉環(huán)零極

40、點分布圖進行驗證。圖4-7為閉環(huán)零極點分布圖，由圖可以看出，全部極點均在復(fù)平面的左半平面，系統(tǒng)穩(wěn)定。 圖4-5 前置級排量控制系統(tǒng)的穩(wěn)定伯德圖 圖4-6 電液伺服閥阻尼比不同值時的開環(huán)伯德圖fig.4-5 front-emission control system fig.4-6 servo valve damper different stability bode diagram value than the open loop byrd map 圖4-7 閉環(huán)零極點分布圖fig. 4 -7 closed-loop pole distribution4.1.2 前置級排量控制系統(tǒng)的時域分析當

41、電液伺服閥的流量增益分別取=1.2310-4 ，=1.2310-3，=1.2310-2 ，=11，=596.9，得到前置級排量控制的時域曲線，從圖可以看出隨著電液伺服閥的流量增益增大，穩(wěn)定性增強。圖4-8 電液伺服閥的流量增益不同值響應(yīng)曲線 圖4-9 電液伺服閥阻尼比不同值響應(yīng)曲線fig. 4 -8 servo valve flow gain value fig. 4 -9 servo valve different value different response curve than the damping response curve 分析當電液伺服閥的流量增益為=1.2310-2，=1

42、1，=596.9，電液伺服閥阻尼比分別為，0.3，0.8時. 阻尼比越大震蕩越小，如圖4-9所示。分析當電液伺服閥的流量增益為=1.2310-2，電液伺服閥阻尼比，=11，=596.9，如圖4-10所示，系統(tǒng)較穩(wěn)定,誤差為0.001，上升時間為0.6秒，超調(diào)量為3.67%圖4-10 前置級排量控制的時域穩(wěn)定曲線fig. 4 -10 front-emission control in time domain stability curve4.2 轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)分析4.2.1 轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)時域分析當未加入pid控制器時，轉(zhuǎn)矩輸出不穩(wěn)定如圖4-11所示。 圖4-11 未加pid控制器轉(zhuǎn)矩輸出曲線 圖4

43、-12 加入pid控制器轉(zhuǎn)矩輸出曲線 fig.4 -11 without pid controller fig. 4-12 accession to the pid controller torque output figure torque output figure加入pid控制器校正后的轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)得階躍的響應(yīng)曲線如圖4-12所示。圖中曲線分別為控制器參數(shù)不同時的情況。經(jīng)過反復(fù)調(diào)整，可以得出當控制器的比例環(huán)節(jié)大于2時，會出現(xiàn)嚴重的不穩(wěn)定，要在小于2的范圍內(nèi)進行調(diào)整。微分環(huán)節(jié)不必調(diào)整，最好設(shè)為0，它嚴重影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性，會使電腦出現(xiàn)黑屏現(xiàn)象。轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)中要加入一個慣性環(huán)節(jié)進行系統(tǒng)校正。比例環(huán)

44、節(jié)應(yīng)該大于0.5 ，否則會有尖峰出現(xiàn)。調(diào)節(jié)pid不同參數(shù)值，可以得到穩(wěn)定輸出，如圖4-13所示。p=1.35,i=48.9,d=0,=1.2310-2， ，=0.155時, 得到轉(zhuǎn)矩穩(wěn)定輸出，從圖可以看出上升時間為0.49秒，超調(diào)量為0.02，穩(wěn)態(tài)誤差為0.0067% 圖4-13 轉(zhuǎn)矩穩(wěn)定輸出fig.4-13 torque output stability4.2.2 轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)頻域分析當未加入pid控制時。轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)開環(huán)伯德圖4-14，幅頻曲線在0db線以下，不穩(wěn)定。 圖4-14 未加pid控制轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)開環(huán)伯德圖 圖4-15 加pid控制轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)開環(huán)伯德圖 fig.4-14 without p

45、id control system open-loop fig. 4-15 torque increase pid control of torque byrd map open-loop system byrd map 當加入pid控制時。轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)開環(huán)伯德圖 如圖4-15所示：震蕩尖峰點在0db以下，嚴重影系統(tǒng)的穩(wěn)定性，需要調(diào)節(jié)pid的參數(shù)進行調(diào)節(jié)。調(diào)節(jié)pid控制器的比例、積分、微分環(huán)節(jié)的參數(shù),得到轉(zhuǎn)矩開環(huán)伯德圖4-16。 圖4-16 pid參數(shù)不同時轉(zhuǎn)矩開環(huán)伯德圖 圖4-17 不同時轉(zhuǎn)矩開環(huán)伯德圖fig. 4 -16 pid parameters is not open-loop torq

46、ue fig. 4 -17 gain servo valve flow timewhile byrd map open-loop torque byrd map 當電液伺服閥的流量增益為=1.2310-2，=11，=100, 370，570 時， 開環(huán)伯德圖如圖4-17所示，對應(yīng)曲線分別為3，2，1，從圖可看出隨著的增加，穩(wěn)定裕量增加，穩(wěn)定性增強當電液伺服閥的流量增益為=1.2310-2， ，=11，=597，阻尼比=0.3，0.6，0.8時，對應(yīng)曲線分別為1，2，3，如圖4-18所示。圖4-18 電液伺服閥阻尼比不同值時轉(zhuǎn)矩開環(huán)伯德圖 圖4-19 轉(zhuǎn)矩閉環(huán)零極點分布圖fig. 4 -18 s

47、ervo valve damping torque than the same time fig. 4 -19 closed-loop pole torque open-loop byrd map 在保證有足夠的穩(wěn)定裕量條件下，提高系統(tǒng)的穿越頻率，使系統(tǒng)響應(yīng)速度加快。調(diào)整控制器的參數(shù)，分析當電液伺服閥的流量增益為=1.2310-2，=11， =596.9，系統(tǒng)較穩(wěn)定。確定的轉(zhuǎn)矩伯德圖如圖4-20所示，穿越頻率為為12rad/s,相位裕量為97.6,增益裕量為32.4db 1） 2） 圖4-20轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)穩(wěn)定伯德圖 fig. 4 -20 torque system stability byrd map 圖4-19為閉環(huán)零極點分布圖，全部極點均在復(fù)平面的左半平面，系統(tǒng)穩(wěn)定 4.3 轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)分析4.3.1 轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)時域分析未加入pid控制器時，有尖峰震蕩，需要加入pid控制器進行調(diào)整。圖4-21 未加pid轉(zhuǎn)速系統(tǒng)階躍的響應(yīng)曲線 圖4-22 pid參數(shù)不同的轉(zhuǎn)速階躍響應(yīng)曲線fig. fig. 4-21 without joining the pid control speed fig. 4-22 pid cont