挖掘機(jī)臂液壓系統(tǒng)的模型化參量估計外文翻譯

挖掘機(jī)臂液壓系統(tǒng)的模型化參量估計摘要首先介紹了液壓挖掘機(jī)的一個改裝的電動液壓的比例系統(tǒng)。根據(jù)負(fù)載獨(dú)立流量分配（LUDV)系統(tǒng)的原則和特點(diǎn)，以動臂液壓系統(tǒng)為例并忽略液壓缸中的油大量泄漏，建立一個力平衡方程和一個液壓缸的連續(xù)性方程?；陔妱右簤旱谋壤y門的流體運(yùn)動方程，測試的分析穿過閥門的壓力的不同。結(jié)果顯示壓力的差異并不會改變負(fù)載，此時負(fù)載接近2。0MPa。然后假設(shè)穿過閥門的液壓油與閥芯的位移成正比并且不受負(fù)載影響，提出了一個電液控制系統(tǒng)的簡化模型.同時通過分析結(jié)構(gòu)和承重的動臂裝置,并將機(jī)械臂的力矩等效方程與旋轉(zhuǎn)法、參數(shù)估計估計法結(jié)合起來建立了液壓缸以等質(zhì)量等為參數(shù)的受力平衡參數(shù)方程。最后用階躍電流控制電液比例閥來測試動臂液壓缸中液壓油的階躍響應(yīng).根據(jù)實(shí)驗(yàn)曲線，閥門的流量增益系數(shù)被確定為2.825×10—4m3/（s·A），并驗(yàn)證了該模型.關(guān)鍵詞:挖掘機(jī)，電液比例系統(tǒng)，負(fù)載獨(dú)立流量分配（LUDV）系統(tǒng)，建模,參數(shù)估計1引言由于液壓挖掘機(jī)具有高效率、多功能的優(yōu)點(diǎn)，所以被廣泛應(yīng)用于礦山,道路建設(shè)，民事和軍事建設(shè),危險廢物清理領(lǐng)域.液壓挖掘機(jī)在施工機(jī)械領(lǐng)域中也發(fā)揮了重要作用。目前，機(jī)電一體化和自動化已成為施工機(jī)械發(fā)展的最新趨勢.因此，自動挖掘機(jī)在許多國家逐漸變得普遍并被認(rèn)為重點(diǎn)。挖掘機(jī)可以用許多控制方法自動地控制操作器。每種使用方法，研究員必須知道操作器結(jié)構(gòu)和液壓機(jī)構(gòu)的動態(tài)和靜態(tài)特征。即確切的數(shù)學(xué)模型有利于控制器的設(shè)計。然而，來自外部的干擾使得機(jī)械結(jié)構(gòu)模型和各種非線性液壓制動器的時變參數(shù)很難確定。關(guān)于挖掘機(jī)時滯控制的研究已經(jīng)有人在研究了.NGUYEN利用模糊的滑動方式和阻抗來控制挖掘機(jī)動臂的運(yùn)動，SHAHRAM等采取了阻抗對挖掘機(jī)遠(yuǎn)距傳物的控制.液壓機(jī)構(gòu)非線性模型已經(jīng)由研究員開發(fā)出來了。然而，復(fù)雜和昂貴的設(shè)計控制器限制了它的應(yīng)用.在本文，根據(jù)提出的模型，根據(jù)工程學(xué)和受力平衡，挖掘機(jī)臂液壓機(jī)構(gòu)模型簡化為連續(xù)均衡的液壓缸和流動均衡的電液比例閥；同時,確定了模型的參量的估計方法和等式.2挖掘機(jī)機(jī)械臂概述液壓挖掘機(jī)的挖掘研究結(jié)果如圖1。在圖中，F(xiàn)c表示液壓缸，動臂的重力，斗桿,鏟斗的重力等在B點(diǎn)合力，其方向是沿著液壓缸AB方向；Fc可分解成Fc1和Fc2，他們的方向分別為垂直于和平行于O1B，加速度ac的方向與Fc是相同的，并且ac也可以分解成ac1和ac2；G1，G2和G3分別是動臂，斗桿和鏟斗的重心；m1,m2，m3是它們各自的質(zhì)量且能通過實(shí)驗(yàn)給定（m1=868。136kg，m2=357.115kgandm3=210.736kg）;Ol，O2和O3是鉸接點(diǎn)；G1′，G2′和G3′分別是G1,G2和G3在X軸上的投影。挖掘機(jī)的臂被認(rèn)為是一個三個自由度的的機(jī)械手(三個測斜儀分別裝在動臂，斗桿和鏟斗上）。在跟蹤控制實(shí)驗(yàn)中，其目標(biāo)軌跡是根據(jù)挖掘機(jī)機(jī)械手運(yùn)動學(xué)方程確定的。然后,動臂，斗桿和鏟斗的動作有操作員控制。為了適應(yīng)自動控制，普通液壓控制挖掘機(jī)應(yīng)改造電動液壓控制挖掘機(jī)?；赟WE—85型原有的液壓系統(tǒng)，把先導(dǎo)液壓控制系統(tǒng)更換為先導(dǎo)電液控制系統(tǒng)。新改進(jìn)的液壓系統(tǒng)如圖2所示。在這系統(tǒng)中，因?yàn)閯颖?，斗桿和鏟斗具有相同的特點(diǎn),將動臂的液壓系統(tǒng)作為一個例子。在先導(dǎo)電液控制系統(tǒng)中，先導(dǎo)電液比例閥是在原始的SX-l4主要閥門基礎(chǔ)上增加比例泄壓閥衍生出的并且用電子手柄替代液壓手柄。挖掘機(jī)的改裝系統(tǒng)仍是具有良好的可控性的LUDV系統(tǒng)（圖3)。在圖3中，y是可移動的活塞的位移；Q1和Q2分別代表流進(jìn)和流出液壓缸的流量;pl，p2，ps和pr分別表示汽缸的有桿腔和無桿腔，系統(tǒng)和回油路的壓力;A1和A2分別表示汽缸的有桿腔和無桿腔的面積;xv代表閥芯的位移；m代表加載的負(fù)載;圖1挖掘機(jī)工作裝示意圖圖2挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)示意圖圖3改造后LUDV液壓系統(tǒng)示意圖3模型的電液比例系統(tǒng)3。1電動液壓的比例閥門動力學(xué)特性在本文中，電液比例閥包括比例減壓閥和SX—14主要閥。傳遞功能從輸入液流的閥芯位移可如下：Xv(s）／Iv(s）=KI／(1+bs）(1)其中Xv是xv的拉普拉斯變換值，單位為m;KI是電液比例閥獲得的液流，單位為m/A；b是一階系統(tǒng)的時間常數(shù)，單位為s;Iv=I（t）-Id，I(t)和Id分別表示比例閥門的控制潮流和克服靜帶的各自潮流，單位為A.3。2電動液壓的比例閥門的流體運(yùn)動方程在本文中，實(shí)驗(yàn)性機(jī)器人挖掘機(jī)采取了LUDV系統(tǒng)。根據(jù)LUDV系統(tǒng)的理論，可以得到流體運(yùn)動方程：INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。=其中是負(fù)荷傳感閥門的壓力差，單位為MPa;cd是徑流系數(shù)，單位為m5／（N·s）；w是管口的面積梯度,單位為m2／m；ρ是油密度，單位為kg/m3；和分別為二個管口壓力，單位為MPa;當(dāng)挖掘機(jī)流程沒有飽和時，是一幾乎恒定。在本文中，其值由實(shí)驗(yàn)測試得到。在圖4中,ps，p1s，和分別表示系統(tǒng)壓力、負(fù)荷傳感閥門壓力和它們的壓力差；壓力系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)曲線顯示三種不同的壓力值.雖然ps和p1s隨著荷載而改變,但是他們的區(qū)別不會隨著荷載而改變，其值接近對2.0MPa.因此，對橫跨閥門的流量的作用可以被忽略。假設(shè)，流過閥門的流量與管口閥門的大小成比例，并且荷載不影響流量。那么方程（2)能被簡化為：Q1=Kqxv(t），I(t）≥0(4)其中Kq是閥門流量系數(shù)，單位為m2/s；并且圖4動臂移動壓力曲線圖3.3液壓缸的連續(xù)性方程一般來說，工程機(jī)械不允許外泄.當(dāng)前,外在泄漏可以通過密封技術(shù)控制。另一方面，由實(shí)驗(yàn)證明了挖掘機(jī)內(nèi)部泄漏是相當(dāng)小的。因此,液壓機(jī)構(gòu)內(nèi)部和外在泄漏的影響可以被忽略。當(dāng)油流進(jìn)汽缸無桿腔并且進(jìn)入到有桿腔內(nèi)時，連續(xù)性方程可以寫成:INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。其中V1和V2分別表示流入及流出的液壓缸液體的體積,單位是m3；是有效體積模量(包括液體,油中的空氣等）,單位是N/m2。3.4液壓缸力的平衡方程據(jù)推測，液壓缸中油的質(zhì)量可以忽略，而且負(fù)載是剛性的。那么可以根據(jù)牛頓的法律得到液壓缸的力量平衡等式：(6）其中Bc是黏阻止的系數(shù)，單位是N·s/m。3。5電動液壓的比例系統(tǒng)簡化的模型方程(4)—(6）在拉伯拉斯變換以后，簡化的模型可以表達(dá)為：（7)其中Y是y拉伯拉斯變換得到的；;bf=V1V2；a0=V1V2m；a1=BcV1V2；。4參量估計從塑造的過程和方程（7）中可以得到在確切的簡化的模型中與結(jié)構(gòu)，運(yùn)動情況以及挖掘機(jī)動臂的體位有關(guān)的所有參量.而且,這些參量是時變。因此要得到這些參量的準(zhǔn)確值和數(shù)學(xué)等式是相當(dāng)難的。要解決這個問題，本文提出了估計方程和方法來估算模型中的這些重要參數(shù)。4。1估算液壓缸負(fù)載液壓缸臂上的負(fù)載（假定沒有外部負(fù)載）由動臂，斗桿和鏟斗上的負(fù)載組成。在圖1中，動臂,斗桿和鏟斗分別繞著各自的鉸接點(diǎn)旋轉(zhuǎn)。因此他們的運(yùn)動不是沿著汽缸的直線運(yùn)動，也就是說他們的運(yùn)動方向與方程（5）中的y的方向是不同的。因此方程（6）中的m不能簡單的認(rèn)為是動臂，斗桿和鏟斗質(zhì)量的總和?？紤]到機(jī)械手的坐標(biāo)軸心O1，機(jī)械手的轉(zhuǎn)矩和角加速度可考慮如下：INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。其中的M和分別是工作裝置對O1的轉(zhuǎn)矩和角加速度.是點(diǎn)O1到點(diǎn)B的長度；由轉(zhuǎn)動定律M=J可得：，即：(9）其中的J是工作裝置指向O1的等效轉(zhuǎn)動慣量，單位是kg·m2;并且寫成如下式子：(10）J1，J2和J3分別是動臂,斗桿和鏟斗對各自的中心的慣性力矩；它們的值可以通過模擬動態(tài)模型得出J1=450.9N·m，J2=240.2N·m,J3=94。9N·m。比較方程（9)和Fc=mac，可以得出點(diǎn)B的等效質(zhì)量：（11)4。2液壓缸負(fù)載的估算工作裝置對于O1等效力矩等式為：（12)其中和分別表示O1點(diǎn)到G1′，G2′和G3′三點(diǎn)的距離；那么反力負(fù)荷為：(13）4。3增益系數(shù)閥流量的估計流量傳感器可以測量泵的流量。用于這項(xiàng)工作的儀器為多系統(tǒng)5050型。動臂液壓缸流量的階躍響應(yīng)在電液比例閥控制下的結(jié)果如圖5所示。同時，該曲線驗(yàn)證等式(11)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)曲線和等式（1）和（4)可確定KqKl的范圍。那么根據(jù)圖4中的數(shù)據(jù)我們可得出：KqKl=2。825×10—4m3/(s·A).圖5動臂液壓缸流量的階躍響應(yīng)在電液比例閥控制下的曲線圖5結(jié)論（1）電液控制系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型是根據(jù)挖掘機(jī)的特點(diǎn)發(fā)展起來的.假定流過閥的流量與閥口大小成正比,并忽略液壓系統(tǒng)的內(nèi)部和外部泄漏影響。簡化模型可以得到：，其中Y（s）和Xv（s)分別是活塞和閥芯的位移.（2）從電液控制系統(tǒng)的模型中，我們可以得到等效的質(zhì)量，承載力，流量增益系數(shù)的值KqKl=2.825×10-4m3/（s·A）,其中KI是電液比例閥的增益系數(shù).出自:中南大學(xué)學(xué)報(英文版）2008年第15卷第3期382-386頁Modelingandparameterestimationforhydraulicsystemofexcavator’sarmHEQing—hua，HAOPeng,ZHANGDa-qingAbstractAretrofittedelectro—hydraulicproportionalsystemforhydraulicexcavatorwasintroducedfirstly。Accordingtotheprincipleandcharacteristicofloadindependentflowdistribution（LUDV）system,takingboomhydraulicsystemasanexampleandignoringtheleakageofhydrauliccylinderandthemassofoilinit,aforceequilibriumequationandacontinuousequationofhydrauliccylinderweresetup。Basedontheflowequationofelectro-hydraulicproportionalvalve,thepressurepassingthroughthevalveandthedifferencepressureweretestedandanalyzed。Theresultsshowthatthedifferenceofpressuredoesnotchangewithloadanditapproximatesto2。0MPa。Andthen，assumetheflowacrossthevalveiddirectlyproportionaltospooldisplacementandisnotinfluencedbyload，asimplifiedmodelofelectro—hydraulicsystemwasputforward.Atthesametime，byanalyzingthestructureandload-bearingofboominstrument,andcombiningmomentequivalentequationofmanipulatorwithrotatinglaw，theestimationmethodsandequationsforsuchparametersasequivalentmassandbearingforceofhydraulic—cylinderweresetup.Finally,thestepresponseofflowofboomcylinderwastestedwhentheelectro—hydraulicproportionalvalvewascontrolledbythestepcurrent。Basedontheexperimentcurve,theflowgaincoefficientofvalveunidentifiedas2。825×10-4m3/（s·A)andthemodeisverified.Keywords：Excavator,Hydraulic-cylinderproportionalsystem,Loadindependentflowdistribution(LUDV）system，Modeling，Parameterestimation1IntroductionForitshighefficiencyandmultifunction，hydraulicexcavatoriswidelyusedinmines，roadbuilding,civilandmilitaryconstruction，andhazardouswastecleanupareas．Thehydraulicexcavatoralsoplaysanimportantroleinconstructionmachines．Nowadays,macaronisandmobilizationhavebeenthelatesttrendfortheconstructionmachines．So，theautomaticexcavatorgraduallybecomespopularinmanycountriesandisconsideredafocus．Manycontrolmethodscanbeusedtoautomaticallycontrolthemanipulatorofexcavator．Whichevermethodisused，theresearchersmustknowthestructureofmanipulatorandthedynamicandstaticcharacteristicsofhydraulicsystem．Thatis,theexactmathematicalmodelsarehelpfultodesigncontroller．However,itisdifficulttomodelontime-variableparametersinmechanicalstructuresandvariousnonlinearitiesinhydraulicactuators，anddisturbancefromoutside．ResearchesontimedelaycontrolforexcavatorwerecarriedoutinRefs．NGUYEusedfuzzyslidingmodecontrolandimpedancecontroltoautomatethemotionofexcavator’smanipulator．SHAHRAMetaladoptedimpedancecontroltotheteleportedexcavator．Nonlinearmodelsofhydraulicsystemweredevelopedbysomeresearchers.However,itiscomplicatedandexpensivetodesigncontroller,which1imitsitsapplication．Inthispaper,basedontheproposedmodel，themodelofboomhydraulicsystemofexcavatorwassimplifiedaccordingtoengineeringandbyconsideringtheforceequilibrium，continuousequationofhydrauliccylinderandflowequationofelectro—hydraulicproportionalvalve;atthesametime，theestimationmethodsandequationsfortheparametersofmodelweredeveloped．2OverviewofroboticexcavatorThebackhoehydraulicexcavatorstudiedisshowninFig.1．InFig。1,Fcpresentstheresultantforceofhydrauliccylinder，gravityofboom，dipper,bucketandsoonatpointB，whosedirectionisalongcylinderAB;FccanbedecomposedintoFclandFc2，andtheirdirectionsareverticalandparalleltothatofO1B，respectively；acistheaccelerationwhosedirectionissametothatofFc，andaccanbedecomposedintoaclandac2too；G1，G2andG3arethegravitycentersofboom，dipperandbucket，respectively；ml，m2andm3arethemassesofthem，andtheirvaluescanbegivenbyexperiment(m1=868。136kg，m2=357.115kgandm3=210。736kg）；Ol，O2andO3arethehingedpoints;G1′，G2′andG3′areprojectionsofGl,G2andG3onxaxis，respectively．Thearmofexcavatorwasconsideredamanipulatorwiththreedegreesoffreedom(threeinclinometersweresetontheboom，dipperandbucket，respectively）．Intrackingcontrolexperiment，theobjectivetrajectorieswereplanedbasedonthekinematicequationofexcavator’smanipulator．Then，themotionofboom,dipperandbucketwassetbythecontroller．Inordertosuitforautomaticcontro1．thenormalhydrauliccontrolexcavatorshouldberetrofittedtoelectro—hydrauliccontroller．BasedonoriginalhydraulicsystemofSWE—85．Thehydraulicpilotcontrolsystemwasreplacedbyanelectro—hydraulicpilotcontrolsystem．TheretrofittedhydraulicsystemisshowninFig.2．Inthiswork，becauseboom，dipperandbucketareofthesamecharacteristics，thehydraulicsystemofboomwastakenasanexample．Intheelectro-hydraulicpilotcontrolsystem，thepilotelectro-hydraulicproportionalvalveswerederivedfromaddingproportionalreliefvalvesontheoriginalSX-l4mainvalve，andhydraulicpilothandlewassubstitutedbyelectricalone．TheretrofittedsystemofexcavatorwasstilltheLUDVsystem(Fig。3）ofRexrothwithgoodcontrollability．InFig.3，yisthedisplacementofpiston；Q1andQ2aretheflowsinandouttothecylinderrespectively；pl，p2，psandprarethepressuresofheadandrodsidesofcylinder,systemandreturnoil，respectively；A1andA2aretheareasofpistonintheheadandrodsidesofcylinder，respectively;xvisthedisplacementofspool；mistheequivalentmassofload。Flg。1Schematicdiagtamofexcavator'sarmFlg。2Schematicdiagramofretrofittedelectro-hydraulicsystemofexcavatorFlg.3SchematicdiagramofLUDVhydraulicsystemafterretrofitting3Modelofelectro-hydraulicproportionalsystem3。1Dynamicsofelectro—hydraulicproportionalvalveInthiswork，theelectro-hydraulicproportionalvalveconsistsofproportionalreliefvalvesandSX-14mainvalve．Atransferfunctionfrominputcurrenttothedisplacementofspoolcanbeobtainedasfollows：Xv（s）／Iv（s）=KI／（1+bs）(1）whereXvistheLaplacetransformofxv，m；KIisthecurrentgainofelectro—hydraulicproportionalvalves，m／A；bisthetimeconstantofthefirstordersystem,s：Iv=I（t）-Id，I(t）andIdarerespectivelythecontrolcurrentofproportionalvalveandthecurrenttoovercomedeadband，A．3.2Flowequationofelectro—hydraulicproportionalvalveInthiswork，LUDVsystemwasadoptedintheexperimentalroboticexcavator．AccordingtothetheoryofLUDVsystem，theflowequationcanbegotten:INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。=whereisthespring—settingpressureofloadsensevalve，MPa；cdistheflowcoefficientm5／（N·s）；wistheareagradientoforifice，m2／m；ρistheoildensity，kg／m3;andarethetwoorificespressure，respectively，MPa．Whentheflowofexcavatorisnotsaturated，isanearlyconstant．Inthiswork,thevaluewastestedandgottenbyexperiment．InFig。4，ps,p1s，andrepresentthesystempressure，theloadsensevalvepressureandthediferenceofpressure,respectively.Thepressureexperimentcurvesofthesystemshowthevariationofthreekindsofpressures．AlthoughPsandplschangewithload,theirdifferencedoesnotchangewithload,thevalueapproximatesto2。0MPa。So,theeffectofontheflowacrossthevalvecanbeneglected．Itisassumedthattheflowacrossthevalveisproportionaltothesizeoforificevalve，andtheflowisnotinfluencedbyload．Then，Eqn．(2）canbesimplifiedasQ1=Kqxv（t),I(t)≥0（4)whereistheflowgaincoefficientofvalve，m2／s,andFlg.4Curvesofpressureexperimentunderboommovingcondition3。3ContinuityequationofhydrauliccylinderGenerallyspeaking，constructionmachinedoesnotpermitexternalleakage．Atpresent，theexternalleakagecanbecontrolledbysealingtechnology．Ontheotherhand，ithasbeenproventhattheinternalleakageofexcavatorisquitelittlebyexperiments．So，theinfluenceofinternalandexternalleakageofhydraulicsystemcanbeignored．Whentheoilflowsintoheadsideofcylinderanddischargesfromrodside，thecontinuityequationcanbewrittenasINCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。whereV1andV2arethevolumesoffluidflowingintoandoutthehydrauliccylinder,m3；istheeffectivebulkmodulus（includingliquid，airinoilandsoon)，N/m2．3.4ForceequilibriumequationofhydrauliccylinderItisassumedthatthemassofoilinhydrauliccylinderisnegligible，andtheloadisrigid.ThentheforceequilibriumequationofhydrauliccylindercanbecalculatedfromtheNewton’ssecondlaw:（6）whereBcistheviscousdampingcoefficient，N·s／m．3.5Simplifiedmodelofelectro-hydraulicproportionalsystemAftertheLaplacetransformofEqns．(4）—（6)，thesimplifiedmodelcanbeexpressedas（7）whereY（s）istheLaplacetransformofy；;b1=V1V2；a0=V1V2m;a1=BcV1V2;.4ParametersestimationFromtheprocessofmodelingandEqn．(7)，itisclearthatallparametersinthesimplifiedmodelarerelatedtothestructure。themotionalsituationandthepostureofexcavator'sarm．Moreover，theseparametersaretimevariable.Soitisquitedifficulttogetaccuratevaluesandmathematicequationsoftheseparameters.Tosolvethisproblem，thoseimportantparametersofmodelwereestimatedapproximatelybytheestimationequationandmethodproposedinthiswork．4.1EquivalentmassestimationforloadonhydrauliccylinderTheloadofboomhydrauliccylinder（itisassumedthereisnoexternalload）consistsofboom，dipperandbucket．InFig。1，boom，dipperandbucketrotatearoundpointsO1，O2andO3,respectively．Sotheirmotionsarenotstraightlinemotionsaboutthecylinders，thatistosay,theirmotiondirectionsaredifferentfromYinEqn。（5）．So，minEqn.（6）cannotbesimplyregardedasthesummassofboom，dipperandbucket．ConsideringO1atanaxisofmanipulator，thetorqueandangularaccelerationcanbegivenasfollows:INCLUDEPICTURE""INET錯誤!未指定文件名。whereMandarethetorqueandangularaccelerationofmanipulatortoO1，respectively;isthelengthfrompointO1topointB．Accordingtotherotatinglaw：M=J,wegetthatis（9）whereJistheequivalentmomentinertiaofmanipulatortopointO1,kg·m2,anditcanbewrittenasfollows:(10）J1，J2andJ3arethemomentinertiaofboom，dipperandbuckettotheirownbarycenterrespectively．Thevaluesofthemcanbeobtainedbydynamicsimulationbasedonthedynamicmode,J1=450.9N·m,J2=240.2N·m,J3=94。9N·m。ComparingEqn．(9）