復合控制液壓同步管理論文

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1前言

多個執行機構的液壓系統，幾乎都有同步運行的技術要求。尤其在重載不平衡的工況下，同步要求更為突出：否則，即會引起設備性能低劣、失效，甚至會嚴重損壞。因此，對同步系統的設計方案、控制方法、同步性能等方面的研究有重要的技術意義。

本文根據多年的實踐和試驗，提出一種新型同步系統，該系統在主油路上用泵控方式獲得較高同步性能的基礎上，還設計了一個輔助閥控補償系統。由于閥控補償系統的高控制精度和快速動態響應補償了主油路上因負載變化和不平衡以及泄漏等因素產生的同步誤差，從而使系統具有高同步精度和最大功率利用系數。

2設計方案及工作原理

新系統如圖1所示。在主油路(主系統)上，由泵元件分別輸入相同(或成比例)的流量到缸5及缸6，即用泵控方式實現了一定精度的同步動作。同時，如改變泵元件的排量，即可改變油缸活塞速度，實現調速控制(有關泵控同步運行問題，已有論文敘述，這里不再詳細介紹)。

由泵源1、溢流閥2、控制閥3、單向閥4等組成了閥控補償系統?？刂崎y3可選用比例閥、電液伺服或機液伺服閥等閥件，它的兩個輸出口A、B分別與主系統油路相接，向油缸5、6補償部分油液。當兩缸因負載不平衡(泄漏及幾何尺寸誤差等因素，而出現不同步運行時，則由傳感器、變換電路、比較電路等檢測及比較，得出的偏差值將作為控制信號，驅動控制閥3的閥芯作微小位移(其傳遞路徑如圖上虛線所示)，此時閥口A或閥口B有液壓油輸入缸5或缸6，補償兩油缸的同步誤差。因此，新系統是由泵控主系統和閥控輔助系統組成，是泵和閥復合控制的同步系統。

在主油路中，每個油缸能自動適應負載力的變化，是“變壓式”系統，其輸出流量僅受容積效率的影響，不存在節流閥的“壓力—流量特性”，故其同步精度較高。而且，無“節流效應”，它的功率利用系數最高，理論上其效率系數可達η≈1。另外，還應注意到，由于泵的工作容積(總控制容積)大，液壓固有頻率低(見公式)，響應速度較低。又泵控流量增益在工作范圍內近似為常數(僅由泵的變量擺角、幾何參數決定)，由于泵控方式的流道簡單、環節少，其泄漏系數較小，變化量亦小，泵控機構可視作線性元件。

在補償系統中，采用閥控方式，控制容積較小，液壓固有頻率較高，響應性能較好。但總存在壓力—流量系數的影響，即在負載的工作范圍內變化時，由于閥組必然會受到節流特性限制，故非線性影響大。閥控方式還存在功率利用系數低的缺點。如在定量泵—溢流閥油源時，最大效率僅為38%。

在新系統中，輔助閥控油路正好發揮了動態響應快、補償靈敏的優點，而主油路則有功率利用系數高，能量損失小的特點。例如，輔助補償系統的功率設計為全系統功率的10%，該系統的功率利用系數理論上可達93.8%?？梢?，用泵控和輔助閥控的復合控制方式的同步系統，在提高同步精度和合理利用能源方面都是十分有效的。

3控制閥的選擇與分析

(1)零開口三通閥

如圖2所示，這類閥的特點是通過閥口A、B作單向補償，即根據同步誤差，由電液轉換或電磁轉換或機械轉換，驅動閥芯位移xv，向缸5或缸6補償液壓油。其補償流量為

(1)

或(2)

其中：Cd—流量系數；W—面積梯度；

xv—閥芯位移量；ps—供油壓力；

p1、Q1及p2、Q2—分別為在兩個主油路上的負載壓力和流量。

由此可見，其補償流量(Q1、Q2)與負載壓力(p1、p2)成非線性關系。實際上，零開口閥仍有極小的遮蓋量，存在較小死區，并且制造或改裝較困難。

(2)正開口三通閥

如圖3所示，圖上u為正開口量，此時，

由于補償到主油路的流量Q1、Q2是使兩油缸產生“差動效應”，所以實際補償到主油路的流量為兩閥口流量之差值，定義為ΔQ，即

(5)

當主油路兩缸負載相近時，即p1≈p2，則ps-p1≈ps-p2，則有，

(6)

對比式(1)和式(6)，可知正開口閥的實際補償流量(當xv為定植)為零開口閥的兩倍。由于負載壓力p1與p2經常會出現相差不大的工況，所以正開口三通閥的補償靈敏度接近為零開口閥的兩倍。又由于正開口閥的節流口的差動工作，非線性的互補作用較強，它的壓力—流量特性的線性度也將比零開口閥改善許多。

(3)四通閥

可以選用零開口或正開口的四通閥作為補償流量的控制閥，其特性與零開口或正開口的三通閥相似。但在工作時(xv≠0)，即會出現對一個油缸供油，而另一油缸泄油(返回油箱)。泄油的油缸則起“放出”能量的作用，故能量利用率降低?？朔姆椒?，是對閥芯實行改裝等方法，變為實質上的三通正開口或零開口閥。

負開口閥的死區大，不靈敏，且流量特性非線性，在補償系統中沒有必要選用。

4控制信號

補償系統的油液輸出受控于同步運行誤差信號，也就是檢測得出的誤差信號。但對于長行程的油缸是難以實現的。原因是大量程傳感器難于制造及安裝。經反復研究，用相對法檢測，能很好解決該難題。

如圖4所示，將光柵位移傳感器的定尺固定在缸1上，而滑尺則借助連桿固定于缸2上。運行時，若兩缸是同步運行，則定尺與滑尺沒有相對運動，讀數頭無信號輸出；若兩缸不同步運行，定尺與滑尺即有相對運動，讀數頭即有位移誤差信號輸出。誤差信號經變換電路、模數轉換器(A/D)送至計算機，由計算機按控制程序發出指令并經數模轉換器(D/A)及比例放大器輸入到伺服閥的電機轉換元件(如比例電磁鐵或力矩馬達)，驅動閥芯運動，產生流量輸出，對油缸運行實現補償作用。它們構成了一個自動補償閉環控制系統。

用機械裝置檢測同步誤差，并進行反饋、比較的同步補償控制原理如圖5所示。若兩缸出現位移誤差時，例如缸1運行有微小的超前，彈簧的張緊力即通過鋼帶，使反饋桿繞支點順時針旋轉一個小角度，導致伺服閥的閥芯上移，閥口A節流作用增大，輸出流量減小，缸1運行速度減慢；而閥口B節流作用減小，輸出流量增大，缸2運行速度增快，結果兩缸運行趨于同步運行。經試驗驗證，同步誤差可小于0.1mm。

用機械裝置實現控制補償作用，其結構簡單，又可通過調整反饋桿的支點位置來改變反饋放大系數，達到最佳控制閥芯位移的目標，其傳遞路線簡捷，將檢測、反饋、比較等環節集結于一身。缺點是安裝空間會受到設備條件的限制，環境因素(如溫度影響、鋼帶變形)會降低其控制精度。

5實驗研究

新系統選擇極限環境條件下，進行試驗研究，以期能最大限度地把未能考慮到的因素都“加入”試驗中。試驗系統的原理如圖6所示。其中一組“對頂油缸”無加載，而第二組“對頂油缸”通過調整節流閥開口度來施加不同數值的負載，造成在大負載差的工況下反復運行，并作出對比分析。

圖7是兩組“對頂油缸”壓力差為15MPa時對應的運動曲線?？梢姳M管兩組油缸負載懸殊，但它們的運動曲線仍是十分平行的，即表明系統速度同步性能良好。缸1及缸2在負載產生很大變化時，由于實行閥控補償，兩缸的輸入流量仍然保持“等量”關系，幾乎不受負載變化、泄漏等因素影響，新系統的同步性能是較理想的。

圖8是加載壓力為15MPa實時檢測到的同步誤差曲線，其中最大誤差為0.15mm，表明系統具有較理想的同步性能。同步相對誤差的計算公式為：

式中：n—采樣次序數(n=0,1,2,…,k)

k—采樣總次數

Δtn—第n次采樣時間間隔(采樣周期)，

Δtn=tn-tn-1

xn—第n次采樣的無加載缸的位移

yn—第n次采樣的加載缸的位移

vt—理論速度

由實際測量數據，加載壓力為15MPa時，三次測量的系統相對同步誤差為Δ1=0.0377mm,Δ2=0.04mm,Δ3=0.0531mm。

上述試驗系統中，如果將形成加載壓力的節流閥的開口度改用電控方式，按某一規律變化或隨機變化，產生變化的外負載，即可進行動態同步試驗。

6結束語

(1)閥控補償的閉環控制使系統獲得高同步精度，而主油路采用泵控方式，充分利用液壓能量，效率高。因此，復合控制方式的技術經濟價值是顯著的。

(2)正開口閥，由于節流口的差動工作，其靈敏度高，響應快，且制造及改裝容易。盡量增大該閥的面積梯度，節流損失可以減小，有利于提高能量利用系數。在生產實踐中，為避免對油液清潔度的苛刻要求，采用電液比例閥為宜。

(3)用相對法代替傳統的絕對值同步誤差檢測，避免了大量程傳感器研制及安裝的困難，而且為鑒別同步性能提供了有效的新方法。

(4)由于一個實用的生產系統，最終還是靠“硬件”來實現，僅靠“仿真”研究是不可能把難以估計的因素都“加入”試驗中，所以選擇極限環境條件下進行試驗研究或模擬試驗，其結果是最為“逼真”，置信度最高，設備可靠性最好，堅持實驗研究對大型、重型系統更是至關重要的。