毕业设计（论文）-二次调节加载系统设计.doc

目录前言11绪论21.1 二次调节技术的研究发展21.1.1 国外二次调节技术研究发展概况21.1.2 国内二次调节技术的研究发展概况21.2 二次调节技术的应用32 二次调节加载系统原理与特点42.1 二次调节系统原理42.2 二次调节系统特点52.3二次调节加载实验台组成52.4 二次调节模拟加载系统原理53 二次元件前置级排量控制系统73.1 二次元件前置级排量控制系统建模73.1.1 二次元件前置级排量控制系统的方块图模型73.1.2 前置级排量控制系统方块图的简化93.2 驱动单元转速控制系统的方块图模型103.3 加载单元转矩控制系统的方块图模型143.4 整个二次调节加载系统的方块图模型的建立173.4.1 整个二次调节加载系统的物理模型173.4.2 系统参数194 二次调节加载系统仿真214.1 前置级排量控制系统的仿真214.1.1 前置级排量控制系统的频域分析214.1.2 前置级排量控制系统的时域分析234.2 转矩控制系统分析254.2.1 转矩控制系统时域分析254.2.2 转矩控制系统频域分析264.3 转速控制系统分析284.3.1 转速控制系统时域分析284.3.2 转速控制系统频域分析295 结论32致谢33参考文献34附录a 译文36附录b 外文文献47 前言近年来，二次调节技术得到了飞快的发展和广泛的应用。我国在二次调节加载技术的理论与应用研究方面，取得了一些成果和进展，但还存在许多有待进一步研究解决的问题，例如：系统柔性问题，同时还存在如系统阻尼等参数随时间和工况而变化的问题，它们对系统的动态和控制性能影响很大，须对它们进行深入的分析，并从控制方法上采取有效措施，对其进行补偿。加载系统中存在液压耦合和机械耦合，这两种耦合都将对系统的控制性能带来不利的影响，须采取有效的方法，对系统进行校正。基于以上某些问题，本次设计主要研究二次调节加载系统数学模型的建立；首先建立方块图模型，对前置级排量，转速，转矩控制系统进行仿真，找出系统参数对系统性能的影响。这些问题的解决，对进一步完善二次调节加载技术的理论、控制系统软硬件的开发与应用、加载系统的分析与设计等，具有重要的理论意义和实际应用价值。由于时间和本人水平有限，难免存在缺点和错误，许多深入的问题还有待进一步研究，请老师批评指正。1绪论1.1 二次调节技术的研究发展1.1.1 国外二次调节技术研究发展概况二次调节技术经过20多年的发展已逐渐成为一项成熟的技术。在能源短缺的大背景下，在工业企业对高效益的追求下，以节能为特点的液压二次调节技术在加载系统中引起了足够的重视、得到了更多的研究和应用。它在诸如大型加载试验台、车辆传动、造船工业、钢铁工业等许多领域获得了广泛的应用，并表现出许多独特的优点。由于这项技术的成功利用，使得液压技术向前推进了一大步。1993年，w.backe和ch.koegl又研究了转速和转矩控制的二次调节问题16，其中包括对这种系统中两个参数的解耦问题的研究。1994年，r.kodak先生研究了具有高动态特性的电液转矩控制二次调节系统，并在四轮驱动车上进行了实物试验17。目前在德国，这项技术已进入实用阶段，在许多与液压相关的领域获得了成功利用。以力士乐公司为代表，在二次调节技术方面，具有多项专利技术，用于二次调节的二次元件和控制器等也有多种系列产品。1.1.2 国内二次调节技术的研究发展概况在国内，从事二次调节技术的研究起步较晚，直到20世纪80年代末才开始这方面的研究。1989年，哈尔滨工业大学的谢卓伟博士首先对二次调节系统的原理及其机液，电液调速特性进行了理论分析，并于1990 年在哈尔滨工业大学机械工程系液压传动与气动实验室内的试验台上，用单片机组成闭环控制系统进行试验研究，提出了用变结构pid控制算法来控制二次元件的转速，并取得了一定的成果。1992年，蒋晓夏博士对二次元件的模型进行了一定的简化11，同时研究了用微机控制的二次调节系统，并引入了仅需要输入输出信号的二次调节全数字自适应控制系统。浙江大学的金力民等根据二次调节系统的数学模型，研究了低速滞环问题，并采用非线性补偿算法来克服低速滞环18。中国农机研究所的闫雨良等也进行过二次元件调速特性的试验研究，并且应用到遥控装载机行走液压传动系统中19。同济大学范基等进行了二次调节系统的节能液压实验系统研究20。1995 年哈尔滨工业大学姜继海等人采用智能pid、神经网络和模糊控制等方法，分别对转速控制和转角控制的二次调节进行了研究14,21。1997年，哈尔滨工业大学的田联房博士在国内首次将二次调节系统用于扭矩伺服加载技术中，并建立了二次调节加载试验台。同时，还进行了转速控制和转矩控制以及它们之间解耦技术方面的研究，并将模糊控制和神经网络控制引入二次调节系统中，形成了神经模糊pid控制方案。1.2 二次调节技术的应用二次调节技术在许多领域有广泛的应用，例如：1）回收性能 在有位能变化的机械中，例如起重机械、搬运机械、卷扬机械、矿井提升机械以及索道机械等，利用二次调节技术可以回收其位能。2）回收惯性能 对于往复运动机械，在频繁的启动、制动过程中会产生和消耗许多惯性能，利用二次调节技术，不仅可以储存惯性能还可以在启动时释放所储存的能量，以利于加速启动，提高工作效率。市内公共汽车、印刷机械、锻压机械、挖掘机、矿区的采矿车等都是很好的应用领域。3）试验设备 二次调节系统除了具有可回收能量和重新利用的特点外，其最突出的优点在于它同数字控制的完美结合，可灵活方便地实现各种控制，使系统获得相当高的动态性能，因而可利用二次调节系统来模拟各种复杂的旋转运动状态，这种系统特别适用于各种旋转试件的模拟加载、性能测试等试验。 2 二次调节加载系统原理与特点2.1 二次调节系统原理二次调节加载系统原理如图2-1所示23。可逆式泵/马达元件9（或15）与电液伺服阀8（或17）、变量液压缸7（或16）、位移传感器6（或18）等组合在一起，统称为二次元件。电动机1、恒压变量泵2、蓄能器3、安全阀4及相应的管路等元件构成恒压网络，为整个加载系统提供稳定的恒压动力源。元件9和15以压力耦联方式并联于恒压网络上，两元件机械端口之间通过转速转矩传感器10、13以及加载对象12刚性地连接在一起。元件9为马达工况，为加载系统提供所需的驱动转速，它同电液伺服阀8、变量液压缸、位移传感器6、转速传感器10和控制器11构成转速控制系统。元件15为泵工况，实现对加载对象12的加载，它同电液伺服阀17、变量液压缸16、位移传感器18、转矩传感器13和控制器14构成转矩控制系统。1电动机 2恒压变量泵 3蓄能器 4安全阀 5油箱 6,18位移传感器 7,16变量液压缸 8,17电液伺服阀 9,15可逆式泵/马达元件 10转速传感器 11,14控制器 12加载对象 13转矩传感器图2-1 二次调节加载系统原理fig.2-1 principle diagram of loading system with secondary regulation在该加载系统中，转速控制系统和转矩控制系统为典型的电液伺服系统，二者相互独立，可分别进行调节，以满足加载系统对转速和转矩的不同要求。系统工作时，由控制器11和14分别向电液伺服阀8和17发出电信号，通过阀控缸机构（前置级排量控制）改变元件9和15的斜盘摆角，从而使其排量发生变化，以适应外负载转速和转矩的变化。另外，当系统进行工作时，元件9（马达）由恒压网络获取液压能，并将其转换成机械能来驱动加载对象12和元件15（泵），实现加载，元件15（泵）将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动元件9（马达），在元件9（马达）和元件15（泵）之间形成闭式循环。这样，恒压油源所提供的液压能只是用来补偿系统的容积损失和机械损失，而驱动元件9（马达）所需的大部分能量都来自元件15（泵）。此外，在该加载系统中，没有节流元件，因而避免了节流损失。由此可见，该加载系统在工作中不仅减少系统发热，而且还可以达到节能目的。2.2 二次调节系统特点同传统的加载系统相比，二次调节加载系统有如下一些特点17,24：1) 多个二次元件可联合工作于一个恒压网络上，每一二次元件可单独进行调节，且既能工作于泵工况，又能工作于马达工况，因此可方便地实现驱动和加载功能的互换。2) 通过对二次元件斜盘摆角的自动调节，可灵活方便地实现转角、转速、转矩和功率的计算机数字控制，系统静动态性能好。3) 可实现能量回收、储存和重新利用，系统效率高。2.3二次调节加载实验台组成加载试验台如图2-2所示,驱动单元主要由两个rexroth公司的a4vso250型轴向柱塞元件串联而成的双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器和驱动变速器组成，该单元用来模拟车辆发动机驱动轴动力，它同转速传感器、控制器等构成驱动转速控制系统；二次输出加载单元主要由双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器和三档二次输出变速器组成，该单元用来对车辆传动桥二次输出端进行加载，为转矩控制方式，它们同各相应的转矩传感器、控制器构成加载转矩控制系统。1 弹性联轴器 2转矩转速传感器 3 齿轮联图2-2加载试验台组成fig. 2 -2 component of loading test 2.4 二次调节模拟加载系统原理图2-3为二次调节加载系统的原理图。由图可见，两套二次元件的液压端口共同并联于恒压网络上，机械端口通过各转速转矩传感器、弹性联轴器、变速器、加载试件轮桥等连接在一起。二次元件1工作于马达工况，用来模拟车辆发动机驱动轴动力，它同转速传感器、控制器1等构成驱动转速控制系统；二次元件2工作于泵工况，分别用来对车辆传动桥二次输出端进行加载，为转矩控制方式，它们同各相应的转矩传感器、控制器分别构成加载转矩和转速控制系统。在各转速控制系统和转矩控制系统中，由对应于各二次元件的电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器lvdt构成前置级排量控制回路，再加上相应的二次元件、转速传感器或转矩传感器，就构成了转速控制回路或转矩控制回路。当系统进行工作时，二次元件1（马达）由恒压网络获取液压能，并将其转换成机械能来驱动加载对象轮桥和二次元件2（泵），实现模拟加载。同时，二次元件2（泵）将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动二次元件1（马达），在二次元件1（马达）和二次元件2（泵）之间，功率流形成闭式循环。这样，恒压油源所提供的液压能只是用来补偿系统的容积损失和机械损失，而驱动二次元件1（马达）所需的大部分能量都来自二次元件2（泵）。因此，该加载系统实现了能量回收与利用，系统效率高。 图2-3 二次调节加载系统 fig. 2 -3 secondary regulation loading system3 二次元件前置级排量控制系统3.1 二次元件前置级排量控制系统建模3.1.1 二次元件前置级排量控制系统的方块图模型二次调节加载系统所用核心部件为rexroth公司的a4vso250 ds型二次元件，其实物及原理分别如图3-1 a）、b）所示。它由可逆式轴向柱塞泵/马达单元、电液伺服阀、变量油缸、安全保护阀、位移传感器（lvdt）、滤油器以及防气蚀单向阀等组成。如前所述，二次元件用作马达时，其控制方式为转速控制；用作泵时，其控制方式为转矩控制，但两种控制方式的前置级排量控制（内环）是相同的，都是由电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器lvdt构成的。由图3-1 b）可见，前置级排量控制回路就是对称伺服阀控制对称液压缸回路，下面分别列写出该回路各元件的数学模型。 a) b)1-轴向柱塞单元 2-变量液压缸 3-电液伺服阀 4-安全保护阀 5-滤油器 6-位移传感器7-码盘 8-防气蚀单向阀 9-二位三通电磁阀 b-高压油口 s-低压油口图3-1 a4vso250ds型二次元件实物及原理图fig.3-1picture and principle diagram of a4vso250ds type secondary unit电液伺服阀的传递函数通常用二阶振荡环节表示98，即 (3-1)如果系统的频宽较低时，伺服阀的传递函数可用一阶惯性环节表示，即 = (3-2)当系统的频宽远小于伺服阀的固有频率时，伺服阀的传递函数可近似为比例环节，即 = (3-3)式中 第个二次元件电液伺服阀的输出流量(m3/s)；第个二次元件电液伺服阀的输入电压(v)；第个二次元件电液伺服阀的固有频率(rad/s)；第个二次元件电液伺服阀的阻尼比；第个二次元件电液伺服阀的流量增益(m3/s)/v)；第个二次元件电液伺服阀的时间常数(s)；二次元件序号, =1,2分别对应于驱动加载二次元件。变量液压缸的流量连续性方程为= (3-4)式中 变量液压缸的流量(m3/s)；变量液压缸活塞的位移(m)；变量液压缸的有效作用面积(m2)；变量液压缸的泄漏系数(m3/s)/pa)；变量液压缸两腔的总容积(m3)；液压油的体积弹性模量(n/m2)。变量液压缸的力平衡方程为 = (3-5)式中 变量液压缸活塞与斜盘等的等效质量(kg)；变量液压缸的阻尼系数(n/(m/s)；作用于变量液压缸活塞上的外负载力(n)；负载的弹簧刚度(n/m)，没有弹性负载时，=0。位移传感器视为比例环节,其传递函数为 (3-6)对式 (3-4)、式(3-5)进行拉氏变换得= (3-7)= (3-8)由式(3-1)、式(3-6)、式(3-7)和式(3-8)，可画出前置级排量控制即阀控缸的传递函数方块图，如图3-2所示。由图可见，输入的是电压量，输出的是液压缸的位移，经过一套连杆机构，将液压缸的位移转换为可逆式泵/马达元件的斜盘摆角，因此将排量控制也称为摆角控制。图3-2 前置级排量控制方块图 fig.3-2 block diagram of prestage displacement control3.1.2 前置级排量控制系统方块图的简化对于如图3-2所示的前置级排量控制模型方块图，若忽略作用于变量液压缸活塞上的外负载力，则可得电液伺服阀输出流量对活塞位移的传递函数为 (3-9)式中的参数为主要由变量液压缸泄漏产生的系数，其值一般都比大得多，因此项与1相比可忽略不计25。另外，本前置级排量控制中的弹性负载较小，可认为0。于是式(3-1)可简化为 (3-10) (3-11) (3-12)式中 第个变量液压缸的固有频率(rad/s)；第个变量液压缸的阻尼比；若小到可以忽略不计时，则可用下式表示 (3-13)在本系统中，变量液压缸的活塞有效作用面积较大，有效容积和活塞质量都较小，由式(3-11)可知，变量液压缸的固有频率很高，同固有频率相对较低的伺服阀相比，可将其二阶振荡环节略去，于是变量液压缸可简化为一个积分环节。电液伺服阀作为二阶振荡环节来考虑，则前置级排量控制方块图如图3-3所示。图3-3 前置级排量控制简化方块图fig. 3-3 simplified block diagram of prestage displacement control3.2 驱动单元转速控制系统的方块图模型二次加载系统驱动单元的组成如图3-4 a) 所示，它包括双联驱动二次元件、弹性联轴器、转速传感器、驱动变速器以及齿轮联轴器等。驱动单元物理模型如图3-4 b）所示，下面分别列出它们的有关方程。二次加载系统驱动单元的组成如图3-4 a) 驱动单元物理模型如图3-4 b）fig. 3 -4 a) second-driven loading system component modules fig. 3 -4 b) driver modules physical model 二次元件排量方程为 (3-14)并有如下关系式 (3-15)式中 二次元件的排量(m3/rad)；二次元件的最大排量(m3/rad)；二次元件变量斜盘的摆角(deg)；二次元件变量斜盘的最大摆角(deg)；二次元件变量液压缸活塞的位移(m)；二次元件变量液压缸活塞的最大位移(m)；变量液压缸活塞位移对斜盘摆角的变换系数(deg/m)。脚标是二次元件的序号，此处指的是驱动单元二次元件，故应取=1。双联驱动二次元件的力矩平衡方程为 (3-16)式中 二次元件的理论输出转矩(nm)；二次元件的实际输出转矩(nm)；二次元件转动件和弹性联轴器输入轴的等效转动惯量(kgm2)；二次元件的等效阻尼系数(nm/(rad/s)；二次元件的转角(rad)；二次元件的进出油口压差(n/m2)；二次元件的排量(m3 /rad)。弹性联轴器的力矩平衡方程为 (3-17)式中 弹性联轴器的扭转刚度系数(nm/rad)；弹性联轴器的输出轴转角(rad)。转速传感器的力矩平衡方程为 (3-18)式中 转速传感器的输出轴转矩(nm)；弹性联轴器输出轴、转速传感器和弹性联轴器 输入轴的转动惯量之和(kgm2)。转速传感器视为比例环节，其传递函数为 (3-19)式中 转速传感器的变换系数v/(rad/s)。弹性联轴器的力矩平衡方程为 (3-20)式中 驱动变速器的输入轴转矩(nm)； 弹性联轴器的扭转刚度系数(nm/rad)； 驱动变速器的输入轴转角(rad)。驱动变速器及齿轮联轴器的力矩平衡方程为 = (3-21) = (3-22)式中 轮桥输入轴转矩(nm)；轮桥输入轴转角(rad)；驱动变速器的总传动比；弹性联轴器输出轴、驱动变速器、齿轮联轴器(包括轮桥输入加载轴)的等效转动惯量(向驱动变速器输入轴等效)(kgm2)；变速器及齿轮联轴器的等效阻尼系数(nm/(rad/s)。对式(3-14)式(3-18)和式(3-20)式(3-22)进行拉氏变换得 (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)和前置级排量控制方块图，可以画出驱动单元转速控制系统（至轮桥输入端）的传递函数方块图，如图3-5所示。图中的阀控缸为前置级排量控制，kl11和kl12表示两个柔性环节弹性联轴器的影响。图3-5 驱动单元转速控制系统方块图fig.3-5 block diagram of drive unit speed control system参照图3-5所示的驱动单元转速控制系统方块图，前置级排量控制系统采用图3-3 所示的方块图模型，忽略加载系统中各弹性联轴器的柔性和液压管路的阻力损失，并将所有机械件的转动惯量和阻尼向驱动二次元件输出轴进行等效，最后得到驱动单元转速控制系统的简化方块图，如图3-6所示。图3-6 驱动单元转速控制系统简化方块图fig. 3-6 simplified block diagram of drive unit speed control system3.3 加载单元转矩控制系统的方块图模型轮桥加载单元包括二次输出加载单元、左轮边加载单元和右轮边加载单元，二次输出加载单元采用双联二次元件进行加载，下面分别建立它们的数学模型。（1）二次输出加载单元转矩控制的方块图模型 如图3-7 a）所示，二次输出加载单元由双联加载二次元件、弹性联轴器、转矩传感器、二次输出变速器及齿轮联轴器等组成，其物理模型如图3-7 b）所示。图3-7 二次输出加载单元组成与物理模型fig.3-7 constitution and physical model of secondary output loading unit二次输出变速器和齿轮联轴器的力矩平衡方程为 (3-31) (3-32)式中 轮桥二次输出轴转矩(nm)；二次输出变速器的输出轴(弹性联轴器输入轴)转矩(nm)；二次输出变速器的总传动比；齿轮联轴器(包括二次输出加载轴)、二桥变速器和弹性联轴器 输入轴的等效转动惯量(向二次输出变速器的输入轴等效) (kgm2)；轮桥二次输出轴转角(rad)；齿轮联轴器、二次输出变速器和弹性联轴器的等效阻尼系数(nm/(rad/s)；二次输出变速器的输出轴(弹性联轴器的输入轴)转角(rad)。弹性联轴器的力矩平衡方程为= (3-33)式中 弹性联轴器的扭转刚度系数(nm/rad)；弹性联轴器的输出轴转角(rad)；转矩传感器的输入轴转矩(nm)。转矩传感器的力矩平衡方程为 (3-34)式中 转矩传感器的输出轴转矩，也是双联二次元件的实际输入转矩(nm)；转矩传感器的转动惯量(kgm2)。弹性联轴器的力矩平衡方程为 (3-35)式中 双联二次元件的输入轴转角(rad)。二次输出单元二次元件的力矩平衡方程为= (3-36)式中 二次元件的进出油口压差(n/m2)；二次元件的排量(m3/rad )；二次元件的转动件、输入轴及弹性联轴器输出轴的等效转动惯量(kgm2)；二次元件的阻尼系数(n m/(r ad/s)。转矩传感器视为比例环节、其传递函数为 (3-37)式中 转矩传感器的变换系数(v/( n m )。对式(3-31)式(3-36)进行拉氏变换得= (3-38) (3-39) (3-40) (3-41)= (3-42)= (3-43)由式(3-37)式(3-43)以及前置级排量控制方块图，可以画出二次输出加载单元转矩控制系统的传递函数方块图，如图3-8所示。 图3-8 二次输出加载单元转矩控制系统方块图fig.3-8 block diagram of torque control system of secondary output loading unit3.4 整个二次调节加载系统的方块图模型的建立3.4.1 整个二次调节加载系统的物理模型整个二次调节加载系统的物理模型如图3-9所示，它由前述加载对象轮桥、驱动及加载各单元的物理模型综合而成。在建立加载对象轮桥数学模型时，没有考虑弹性环节，而且传动桥与各个变速器的连接也认为是刚性的，所以轮桥与各个变速器是一个不可分的整体，要建立其数学模型，需将它们的转动惯量和阻尼向驱动变速器的输入轴等效。另外，通过对驱动单元转速控制方块图的分析可知，驱动单元的转矩由负载决定，负载转速由驱动转速决定，所以还应推导出驱动转矩与负载转矩之间、负载转速与驱动转速之间的对应关系。 图3-9 整个二次调节加载系统的物理模型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) 可得 (3-44) (3-45) (3-46) (3-47) (3-48) (3-49)式中 各变速器、轮桥及它们之间连接件在驱动变速器输入轴上的等效转动惯量(kgm2)；各变速器、轮桥及它们之间连接件在驱动变速器输入轴上的等阻尼系数(nm/(rad/s)。根据式(3-47)式(3-49)所确立的与、之间关系和式(3-28)、式(3-29)、式(3-42) 所确立的与、之间关系，可将图3-4、图3-7所示的各单元方块图模型、在输出端联接在一起，得到整个轮桥模拟加载系统的传递函数方块图模型，如图3-10所示。 图3-10 整个二次加载系统的方块图fig.3-10 block diagram of entire simulation loading system3.4.2 系统参数1）前置级排量控制参数轮桥加载系统各单元前置级排量控制所用各电液伺服阀和变量液压缸的参数都相同，如表3-1所示。表3-1 前置级排量控制参数table 3-1 parameters of prestage displacement control项目参数电液伺服阀固有频率596.90rad/s电液伺服阀阻尼比0.60电液伺服阀流量增益1.2310-4 (m3/s)/v变量液压缸活塞有效作用面积1.4110-3 m2变量液压缸活塞等效质量4.70kg变量液压缸有效容积1.1310-4 m3变量液压缸活塞最大位移2.6310-2 m工作液体体积弹性模量690.00106 n/m22）二次元件参数 轮桥模拟加载系统各单元所用二次元件参数相同，单个二次元件参数见表3-2。表3-2 二次元件参数table 3-2 parameters of secondary unit项目参数最大排量250.0010-6 m3/rad斜盘最大摆角15.00 deg转动惯量0.10 kgm2粘性阻尼系数0.22 nm/(rad/s)进液口压力20.0106 n/m2回液口压力1.5106 n/m2进出液口压差18.5106 n/m23）加载机械系统参数 轮桥加载机械系统参数见表3-3。表3-3 加载机械系统参数table 3-3 parameters of loading mechanism system项目参数转矩转速传感器转动惯量0.25 kg.m2弹性联轴器刚度2.40105 nm/rad等效转动惯量1.13 kgm2等效阻尼系数0.39 nm/(rad/s)驱动变速器传动比8.34二次输变速器传动比5.314 二次调节加载系统仿真4.1 前置级排量控制系统的仿真4.1.1 前置级排量控制系统的频域分析首先对前置级排量进行频域分析，分别改变电液伺服阀的流量增益，位移传感器的变换系数，电液伺服阀阻尼比等参数，来分析不同参数对前置级排量的性能影响。1）前置级排量开环伯德图，如图4-1所示，当电液伺服阀的流量增益分别取=1.2310-4 ，=1.2310-3，=1.2310-2 ，内环位移传感器的变换系数=11，电液伺服阀阻尼比，=596.9时对应曲线分别为3，2，1，可以从图看出，随着电液伺服阀的流量增益增加，对相频曲线没有什么影响，幅频曲线依次向上移动，幅值裕量增加，稳定性增加。21 图4-1 前置级排量电液伺服阀的流量增益不同值的开环伯德图fig.4-1 front-level emission of lectro-hydraulic servo valve flow gain different value of the ring-opening bird map图4-2 位移传感器的变换系数不同值时的开环伯德图fig. 4 -2 displacement sensor transform coefficient value of the different open-loop byrd figure 辽宁工程技术大学毕业设计(论文)2）内环位移传感器的变换系数分别取=5，9，11，=596.9，=1.2310-3时的开环伯德图，如图4-2 所示，随着内环位移传感器的变换系数的增大，对相频没有什么影响，辐频依次向上接近0db,越来越稳定。3）内环位移传感器的变换系数=5，9，11，=596.9，=1.2310-2时的开环伯德图如图4-3所示，对应曲线分别为1，2，3。23 辽宁工程技术大学毕业设计(论文)图4-3 位移传感器变换系数不同值开环伯德fig.4 -3 displacement sensor transform coefficient value of the different open-loop byrd 图4-4电液伺服阀固有频率不同值开环伯德图fig. 4-4 servo valve inherent value of differentfrequencies when the open-loop byrd map27 由图4-2和图4-3可以看出，随着电液伺服阀的流量增益增加，幅频曲线在0db以上，稳定性增强。4） 当=1.2310-2， ，=11，电液伺服阀固有频率分别为=100, 150,370 时，开环伯德图如图4-4所示，对应曲线分别为1，2，3，从图中可以看出穿越频率较大，如果穿越频率大会使响应速度较慢。5）当=1.2310-2，=596.9，=11时，改变电液伺服阀阻尼比，分别为=0.3，0.5，0.8时进行仿真，如图4-6所示，对应曲线分别为1，2，3 。从以上分析，可以看出当电液伺服阀的流量增益为=1.2310-2，=11，=596.9，系统较稳定，进行仿真。开环伯德图有关频域特性如下： 具有内环控制器的前置级排量控制的频域特性仿真结果如图4-5所示，可以得到前置级排量控制系统的穿越频率为43.6rad/s,相位裕量为84.9,增益裕量为24.4db。系统有足够的相位裕量和幅值裕量，较稳定。再用闭环零极点分布图进行验证。图4-7为闭环零极点分布图，由图可以看出，全部极点均在复平面的左半平面，系统稳定。 图4-5 前置级排量控制系统的稳定伯德图 图4-6 电液伺服阀阻尼比不同值时的开环伯德图fig.4-5 front-emission control system fig.4-6 servo valve damper different stability bode diagram value than the open loop byrd map 图4-7 闭环零极点分布图fig. 4 -7 closed-loop pole distribution4.1.2 前置级排量控制系统的时域分析当电液伺服阀的流量增益分别取=1.2310-4 ，=1.2310-3，=1.2310-2 ，=11，=596.9，得到前置级排量控制的时域曲线，从图可以看出随着电液伺服阀的流量增益增大，稳定性增强。图4-8 电液伺服阀的流量增益不同值响应曲线 图4-9 电液伺服阀阻尼比不同值响应曲线fig. 4 -8 servo valve flow gain value fig. 4 -9 servo valve different value different response curve than the damping response curve 分析当电液伺服阀的流量增益为=1.2310-2，=11，=596.9，电液伺服阀阻尼比分别为，0.3，0.8时. 阻尼比越大震荡越小，如图4-9所示。分析当电液伺服阀的流量增益为=1.2310-2，电液伺服阀阻尼比，=11，=596.9，如图4-10所示，系统较稳定,误差为0.001，上升时间为0.6秒，超调量为3.67%图4-10 前置级排量控制的时域稳定曲线fig. 4 -10 front-emission control in time domain stability curve4.2 转矩控制系统分析4.2.1 转矩控制系统时域分析当未加入pid控制器时，转矩输出不稳定如图4-11所示。 图4-11 未加pid控制器转矩输出曲线 图4-12 加入pid控制器转矩输出曲线 fig.4 -11 without pid controller fig. 4-12 accession to the pid controller torque output figure torque output figure加入pid控制器校正后的转矩控制系统得阶跃的响应曲线如图4-12所示。图中曲线分别为控制器参数不同时的情况。经过反复调整，可以得出当控制器的比例环节大于2时，会出现严重的不稳定，要在小于2的范围内进行调整。微分环节不必调整，最好设为0，它严重影响系统的稳定性，会使电脑出现黑屏现象。转矩系统中要加入一个惯性环节进行系统校正。比例环节应该大于0.5 ，否则会有尖峰出现。调节pid不同参数值，可以得到稳定输出，如图4-13所示。p=1.35,i=48.9,d=0,=1.2310-2， ，=0.155时, 得到转矩稳定输出，从图可以看出上升时间为0.49秒，超调量为0.02，稳态误差为0.0067% 图4-13 转矩稳定输出fig.4-13 torque output stability4.2.2 转矩控制系统频域分析当未加入pid控制时。转矩系统开环伯德图4-14，幅频曲线在0db线以下，不稳定。 图4-14 未加pid控制转矩系统开环伯德图 图4-15 加pid控制转矩系统开环伯德图 fig.4-14 without pid control system open-loop fig. 4-15 torque increase pid control of torque byrd map open-loop system byrd map 当加入pid控制时。转矩系统开环伯德图 如图4-15所示：震荡尖峰点在0db以下，严重影系统的稳定性，需要调节pid的参数进行调节。调节pid控制器的比例、积分、微分环节的参数,得到转矩开环伯德图4-16。 图4-16 pid参数不同时转矩开环伯德图 图4-17 不同时转矩开环伯德图fig. 4 -16 pid parameters is not open-loop torque fig. 4 -17 gain servo valve flow timewhile byrd map open-loop torque byrd map 当电液伺服阀的流量增益为=1.2310-2，=11，=100, 370，570 时， 开环伯德图如图4-17所示，对应曲线分别为3，2，1，从图可看出随着的增加，稳定裕量增加，稳定性增强当电液伺服阀的流量增益为=1.2310-2， ，=11，=597，阻尼比=0.3，0.6，0.8时，对应曲线分别为1，2，3，如图4-18所示。图4-18 电液伺服阀阻尼比不同值时转矩开环伯德图 图4-19 转矩闭环零极点分布图fig. 4 -18 servo valve damping torque than the same time fig. 4 -19 closed-loop pole torque open-loop byrd map 在保证有足够的稳定裕量条件下，提高系统的穿越频率，使系统响应速度加快。调整控制器的参数，分析当电液伺服阀的流量增益为=1.2310-2，=11， =596.9，系统较稳定。确定的转矩伯德图如图4-20所示，穿越频率为为12rad/s,相位裕量为97.6,增益裕量为32.4db 1） 2） 图4-20转矩系统稳定伯德图 fig.