基于AMESim的多缸驅動液壓機同步控制系統設計

鄭黎明,魯鵬濤

(1. 西安交通工程學院,陜西 西安 710300;2. 西安航天華威化工生物工程有限公司,陜西 西安 710100)

0 引言

液壓機被廣泛應用于工業生產等領域。針對當前多缸液壓系統,謝金晶等[1]提出了內環壓力控制和外環位置控制的方法;田英等[2]比較了串聯型和并聯型同步控制結構的同步誤差,提出了并聯型同步控制結構更適合液壓缸同步控制的結論。這些方法雖然提高了多缸液壓系統的控制精度和響應速度,但由于液壓系統本身具有較強的非線性、時滯性以及慣性,造成液壓機的各個液壓缸很難保證位置同步[3]。因此,如何在保證液壓機原有性能的同時,解決好各液壓缸的位置同步問題,提高液壓機的穩定性及可靠性,成為值得研究的問題。本文通過模糊控制理論對傳統控制環節的優化,設計了一種具有PID控制環節的同步控制系統,提高液壓多缸系統的同步精度與運行穩定性,擴大液壓機的使用范圍與效率。

1 液壓機的結構參數與原理

1.1 基本結構參數

本文參照我校工程實訓中心的YLS28-H型雙缸液壓機[4],其基本結構如圖1所示,基本參數如表1所示。

表1 雙缸液壓機技術參數

圖1 雙缸液壓機

1.2 液壓機多缸驅動系統

1)基本結構

本文以1.1所示的YLS28-H型雙缸液壓機為基礎,利用FluidSIM軟件繪制了液壓機多缸驅動系統原理圖,如圖2所示。

1—Ⅰ號工作液壓缸;2—Ⅱ號工作液壓缸;3、4—壓力計;5—油管;6—控制閥;7液壓源。圖2 液壓機多缸驅動系統原理圖

2)仿真分析

如圖2所示,在FluidSIM環境[5]中進行雙缸液壓機的系統仿真,其液壓機系統中各工作液壓缸的狀態,如圖3所示。

圖3 工作液壓缸的狀態圖

如圖3所示,在FLuidSIM的仿真環境下,若液壓源7的工作壓力為16 MPa,液壓泵流量為5 L/min,運行6 s時雙缸液壓機中的Ⅰ號工作液壓缸輸出壓力P1=1.04 MPa,位移193.13mm;Ⅱ號工作液壓缸輸出壓力P2=0.88 MPa,位移185.83mm。

通過FLuidSIM仿真發現,液壓機在鍛壓過程中,面對于形狀不規則的鍛坯,坯料在各方向的流動具有不均勻性,即外部負載存在脈動變化情況。這時各個液壓缸出現了位置不同步問題,造成了系統的不穩定性。

1.3 系統工作壓力與分析

本文選取了圖2中Ⅰ號、Ⅱ號工作液壓缸為研究對象,在FLuidSIM仿真環境中得到了不同外部負載下Ⅰ號、Ⅱ號工作液壓缸的工作壓力及其相對位移變化量,如表2所示。

表2 外部負載與液壓缸位移

本文在表2的基礎上,構建了比例系數k的數學模型,利用MATLAB分析[6-7]并得到了比例系數。

(1)

可得k≈5.21。

2 同步控制系統與數學模型

本文以YLS28-H型雙缸液壓機的結構為基礎,通過分析將其等效為2個閥控單作用液壓缸,并引入PID控制環節[8-9],其控制系統原理圖如圖4所示。

圖4 同步控制系統原理圖

由于彈性負載很小可以忽略不計,液壓缸被視為1階積分環節與2階環節的組合,其傳遞函數為

(2)

比例閥一般被視為2階振蕩環節,其傳遞函數為

(3)

式中:s為比例閥活塞面積;kq為比例閥流量增益;ωv為比例閥的固有頻率;ζv為比例閥的阻尼比。

系統的傳遞函數為

(4)

(5)

依據式(1)及元件選型,位移傳感器的增益kf=1.25;PID控制環節的比例系數kP=5.21;系統的開環放大增益kq=0.15×10-3;系統固有頻率ωh=150.2 Hz;系統阻尼比ζh=0.2;比例閥的固有頻率ωv=350 Hz;比例閥的阻尼比ζv=0.7。

綜上所述,得到系統的開環傳遞函數

(6)

根據閉環控制系統原理框圖和各環節傳遞函數,在MATLAB Simulink[10]窗口中選取對應模塊建立雙缸液壓機PID控制系統的仿真模型,并進行線性分析,得到液壓系統階躍響應曲線,如圖5所示。

圖5 液壓系統階躍響應曲線

比例系數kP分別取2.14、3.23、5.21時,系統的階躍響應由圖5可知:隨著kP的增大,系統的動態響應明顯改善,響應時間進一步縮短。通過調試及經驗,文中PID控制器的參數為P=5.21、I=4.8和D=0.01。

3 同步控制系統的仿真與分析

3.1 建立仿真模型

從AMESim軟件[11]的“Signal,Control”電子器件庫;“Hydraulic”液壓庫;選取相應的“元件”進行相應系統草圖的繪制,如圖6所示。

1、4—電磁比例換向閥;2—Ⅰ號工作缸;3、6—PID環節;5—Ⅱ號工作缸;7、8、10—傳感器;9—負載質量塊;11—控制信號;12—油箱;13—液壓泵。圖6 同步控制系統的仿真模型

3.2 設定子模型參數

依據圖2、圖4、圖6,本文給出了液壓機同步控制系統的基本參數,為后續液壓機同步控制液壓系統的仿真提供了依據,如表3所示。

表3 PID同步控制系統仿真模型參數

如圖6所示,處于工作狀態時,液壓機液壓系統中的Ⅰ號工作液壓缸2、Ⅱ號工作液壓缸5以一定速度伸出,驅動液壓機下降進行鍛壓等工作,同時質量塊前端的壓力傳感器10與Ⅰ號液壓缸壓力傳感器7、Ⅱ號液壓缸壓力傳感器8分別組成控制系統反饋回路,得到壓力變化的增量后,PID控制環節工作,并按照預定算法向電磁比例閥1、比例閥4輸入相應比例控制電流,使液壓系統成比例輸入壓力,提高液壓機穩定性。

3.3 系統的仿真與分析

1)系統仿真

本文依據3.1中的仿真模型,按照表3中的參數進行設置并進行仿真,得到一般控制系統的位置變化曲線,如圖7所示;PID同步控制系統的位置變化曲線如圖8所示。

圖7 一般控制系統位置變化曲線

圖8 PID同步控制系統位置變化曲線

由圖7可知,在采用一般控制系統時,Ⅰ號、Ⅱ號液壓缸工作時存在一定的位移波動,且兩缸的位移偏差較大。由圖8可知,當采用PID控制系統時,Ⅰ號、Ⅱ號液壓缸工作時位移波動明顯減小,且兩缸的位移偏差進一步減小。

2)結果分析

結合圖8,通過多次仿真實驗得到采用PID同步控制系統后Ⅰ號、Ⅱ號液壓缸工作的位移數據,如表4所示。

表4 仿真實驗數據

如表4所示,通過對PID同步控制系統的仿真結果進行數據的分析,在2 s后Ⅰ號、Ⅱ號液壓缸的位移偏差明顯減小,實現了同步控制。

3)系統頻域仿真

依據圖7與圖8中的仿真運行結果,分別對二種控制系統的運行結果進行頻域分析,并對結果進行比較分別如圖9和圖10所示。

圖9 一般控制的位置頻域曲線

圖10 PID控制的位置頻域曲線

通過頻域分析發現,圖9中A處Ⅰ號、Ⅱ號液壓缸在液壓機工作的開始階段,存在一定的位移波動,而這時,在相同時間與外部振動載荷的作用下,將圖10中B處的狀態與圖9中A處相比較,位移波動與偏差明顯進一步減弱。通過分析證明PID控制系統起到了較好的補償效果,提高了雙缸液壓機的穩定性,達到了同步控制的設計目標。

4 結語

本文首先分析了液壓機液壓系統的結構與工作原理,通過分析與仿真發現傳統的控制方式造成了一定的工作液壓缸的位置偏差。其次,針對位置偏差造成的不同步問題,文中設計了一種具有反饋環節的PID控制系統,通過PID控制向工作系統成比例進行壓力輸入,進而起到補償作用。最后,以AMESim為手段搭建了PID同步控制系統的仿真模型,并進行了仿真分析。通過仿真結果的對比分析,表明PID同步控制系統對液壓系統所造成的壓力損失進行了有效補償,保持了多缸液壓機各液壓缸所需壓力,提高了多缸液壓機運行的同步性,具有一定的應用價值。