液壓類外文翻譯-體積模量對液壓傳動控制系統的影響【中文4650字】【PDF+中文WORD】
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附錄2【中文4650字】
體積模量對液壓傳動控制系統的影響
Sadhana Vol.31, Part 5, October2006, pp. 543–556.(C)Printed in India
Yildiz Technical University Mechanical Engineering Department,，34349 Besiktas,Istanbul,Turkey
e-mail:aakkaya@yildiz.edu.tr
MS received 9 September 2005;revised 20 February 2006
摘要. 這篇研究報告，我們主要通過PID（比例積分微分）控制方式檢測液壓控制系統對角速度控制的Matlab仿真。有一個地方很值得關注，包括對體積模量控制分析系統。仿真結果表明，體積模量通過變參數可以獲得更實用的模型。此外，PID控制器的不足之處在于對變體積模量角速度的控制，而模糊控制能夠實現較好的控制。
關鍵詞 液壓傳動；體積模量；PID(比例積分微分)；模糊控制
1.引言
液壓傳動系統是種輸出可實現無級調速的理想動力傳遞方式，這樣在工程中得到了廣泛的應用，特別是在制造領域，自動化和重型車輛。它能夠提供快速的響應，在變負載情況下能保持精確的傳動速度，可以改善能量的利用效率和變功率傳動。液壓傳動的基礎為液壓系統。一般來講，它包括由異步電動機驅動的變量泵，定量或變量馬達，所有要求控制的都在一個簡單的控制柜中。通過調節泵或者馬達的排量，實現無級調速。
制造廠商和研究人員不斷的改進性能和降低液壓傳動系統成本。尤其是近十年，體積模量在液壓傳動和控制系統的研究中引起了人們的關注。一些這方面的研究專題在學術期刊中可以找到。Lennevi和Palmberg、Lee和Wu運用各種轉速控制算法求液壓系統的液壓力得到了很好的發展和應用。所有這些設計用的體積模量都是固定值，適用的壓力范圍廣。但是，實際上體積模量是液壓系統中必須考慮的因素。因溫度變化和大氣壓，體積模量可在運行過程中求出液壓系統的液壓力。一點空隙足以大副減少體積模量。此外，系統壓力起著重要的作用在體積模量值上。非線性影響了體積模量的不穩定，例如：壓力振動導致的壓力波會對液壓系統的運行不利，還有可能會因磨損而導致部件的使用壽命縮短，干擾控制系統，降低了效率和增加了噪音。盡管有這些不良的影響，但在液壓傳動系統中很少有關于體積模量的研究。1994年Yu等人開發了一個參數辯識的方法，通過長的管子來測量壓力波在液壓傳動系統中對液壓油體積模量的影響。Marning (1997)發現了液壓油體積模量與液壓系統壓力之間的線性關系。但是，迄今為止，在液壓傳動控制的設計過程中，還沒有文獻將體積模量考慮進液壓傳動控制系統的動態模型中。事實上，典型的液壓傳動系統變體模量比普通的液壓傳動系統有更復雜的動態過程。因此,伺服控制系統的穩態、 動態狀況對體積模變得更為重要,因為閉環系統本身不會引起穩定性問題。體積模量無法直接確定,這樣須要估計。基于這一估計, 在液壓控制系統中可能要采用修正的方法。體積模量復雜的動態相互作用和控制方式是用仿真建模和分析軟件來監測的。做一個真正的模型系統是非常復雜和費時的，模擬仿真測試是非常有利的。伺服液壓傳控制系統是解決這個問題的好辦法。靜態和動態模的仿真試驗不需要昂貴的模型。仿真還能縮短產品的設計周期。
這項研究的重點是一個典型的液壓傳動控制系統。非線性系統模型是通過MATLAB的仿真軟件來研究的。該系統模型是由泵、閥、液壓馬達、液壓管等組件組合而成。另外，變體積模量將描述出影響系統動力學的現象與控制算法。為此，兩個不同的液壓軟管仿真模型被分別接入系統模型中。另外，利用模型來設計控制的過程。液壓馬達角速度的控制是通過PID(比例積分微分)和 模糊控制器來完成的。在第一個模型中，液壓系統的體積模量和角速度假設為一個定值，并由典型的PID(比例積分微分)和模糊控制器來控制。第二個模型,體積模量被定義為可變參數，這個參數取決于大氣壓和系統的壓力。在應用同一PID控制參數的情況下，這種新模式適用于液壓系統的速度控制。接下來，模糊控制器應用于這一新模式中，可以判斷體積模量的非線性關系。兩種控制辦法的仿真結果被用來對比分析體積模量在液壓系統中的不同情況。
2．數學模型
液壓系統的物理模型如圖1所示。變量泵由異步電動機驅動，提供液壓能給傳動系統來產生固定的體積模量效應，變量馬達驅動負載。為了不讓系統產生過高的壓力，使用減壓閥來解決。
圖1. 液壓傳動系統
從客觀的角度來看這個研究，系統的數學模型應該越簡單越好。與此同時，它必須包括重要的實際特征。了解單獨組件的目的是為了更好的了解系統模型。利用物理基礎知識，目前可以得到平衡和連續性方程。模型反映出了每個組件動態狀態時的情況。通過了解每個組件，將所有組件聯系起來可以了解整個系統，從而得到整個系統模型。本文中，利用各組件來開發液壓系統模型是早期所用到的方法。
2.1 變量泵
假設原動機（異步電動機）的角速度是個常數。因此，聯結泵的軸的角速度也是個恒定的值。泵的流量可以通過變量泵的斜盤角度和位移得到如下關系：
Qp = αkpηvp, (1)
式中，Qp表示泵的流量(m3/s)，α表示斜盤的傾斜角度(?)，kp表示泵的系數，ηvp表示泵的容積效率，假設這個參數與泵自轉角度沒有關系。
2.2 減壓閥
為了簡化，減壓閥不考慮動態因素的影響，這樣，可以得到減壓閥在開啟和關閉時的兩個流量方程。
Qv = kv(P ? Pv), 如果P 大于Pv, (2)
Qv = 0, 如果 P 小于等于 Pv, (3)
式中，kv表示閥的靜態特性，P表示系統的壓力（帕），Pv表示開啟壓力（帕）。
2.3 液壓管
作為傳統模型，高壓管用于連接泵和馬達，在這里體積模量是個固定值。變體積模量在接下來的章節中討論。
流體的可壓縮性關系如下式（4）所示。等式（5）提出了在給定流量時壓力值的求法。假設液壓管對系統的壓降忽略不計。
Qc = (V /β)(dP/dt), (4)
(dP/dt) = (β/V )Qc, (5)
式中，Qc表示經過壓縮后的流量(m3/s), V表示流體經過壓縮后的體積(m3)，β表示流體的固定體積模量，在液壓系統和動能傳動中它是一個重要的參數，因而它將影響動力系統和控制系統的狀況。非氣液壓油的體積模量取決于溫度和壓力，礦物油根據添加劑數量不同，體積模量為1200~2000Mpa。但是，系統壓力和融合空氣，將影響體積模量的值。如果采用液壓膠管而非鋼管，體積模量在這里就回大大降低。由于這些參數影響體積模量，液壓傳動系統模型必須具有更準確的動力系統。
流體和空氣的混合體在液壓管中的變體積模量可以如下所示：
(6)
式中，下標α、f和h分別指空氣、流體和液壓管。假設初始總體積為=+，還有 >>。這樣體積模量會比任何, , 和 Vt/Va都要小。積模量中流體的來自于生產廠家體的數據。(Cp/Cv)P = 1.4P主要用于絕熱狀態下空氣的體積模量。（6）式還可以改寫如下：
(7)
式中：s表示融入空氣的總體積(s = Va/Vt )。
2.4 液壓馬達和負載
液壓馬達的流量(m3/s)可以用公式表示如下：
Qm = kmω/ηvm, (8)
式中：km表示液壓馬達的系數，ω表示液壓馬達的角速度，ηvm表示液壓馬達的容積效率。假設液壓馬達的效率不受轉動軸的影響。液壓馬達的扭矩可有公式表示如下：
Mm = kmt_Pηmm, (9)
式中：kmt表示液壓馬達的扭矩系數，P表示液壓馬達的壓降，ηmm表示液壓馬達的機械效率。液壓馬達所產生的扭矩等于瞬間馬達負載的總和，可由公式表示如下：
Mm = MI +MB +Mo, (10)
式中，MI、MB和Mo表示瞬間形成的負載慣性，摩擦力伴隨機械運行而生，這樣可以描述為：
Mm = Im(dω/dt) + Bω +Mo, (11)
式中，Im表示液壓馬達軸的轉動慣量，B表示馬達和軸的摩擦系數，ω表示馬達軸的角速度。等式（11）用于確定液壓馬達軸的角速度。從新定義角速度公式如下：
dω/dt = (Mm ? Bω ?Mo)/Im. (12)
2.5 液壓傳動系統
通過基本數學模型，結合液壓系統中各組件和發生的現象，從而方便獲得總體液壓傳動系統模型。由此，液壓系統是根據模型仿照而成的系統。在開發動態模型系統時，假設傳動的靜態和動態特性不取決于液壓馬達的旋轉方向，傳動處于平衡狀態。不考慮模型中液壓泵和馬達的泄露量。通過數學模型可以得到液壓傳動系統的兩個等式如下：
流量方程：
Qp = Qm + Qc + Qv, (13)
瞬時：
Mm = MI +MB +Mo. (14)
聯合等式（5）和（12），可以得到如下公式：
dP/dt = (β/V )(Qp ? Qm ? Qv), (15)
dω/dt = (Mm ? Bω ?Mo)/Im. (16)
Matlab仿真一個常用的模擬仿真方式，它主要用于求解非線性方程。仿真模型是基于圖2中所示的液壓傳動系統的數學模型。系統模型中的組件可以很容易在規定要求內變換。據此，改變液壓組件中的液壓管，通過等式（7）可以得到第二種模型。
3.控制應用
許多相關的刊物記載出版了液壓傳動系統中馬達與相連負載的速度控制方法。為了完成這個目標，設計中采用了不同的閉環控制。但是，1996年Lee和Wu通過調節泵的位移來調節負載的速度，這種測試方法是最有用的。此外，1996年Re等人解決了用改變泵的排量來控制負載的速度，改變泵和馬達的流量是最高效的，在任何時候應該盡可能首選這種控制方法。為此，正在研究液壓傳動系統的這一問題，輸出角速度通過液壓馬達提供的流量來控制，通過調節變量泵斜盤的角度來調節流量。為了研究的方便，在應用中不考慮斜盤的動力學影響。此外，斜盤控制系統動態速度通常比其它系統要快，因此忽略動力學影響是有理由的。液壓傳動控制系統中液壓馬達的角速度通過精確控制得到，因而事先必須設計好控制器。在工業中，經典的控制方法有PI、PID，它們被用于液壓傳動系統中的速度控制。關鍵是要確定控制參數，因為PID控制方法具有線性的特性。特別是在控制器中應該把體積模量當作一個非線性的。由于有可變范圍，這樣控制器的性能要非常的穩定。以理論知識為基礎的控制越來越多，特別是在模糊控制領域。不像經典控制方法，模糊控制結合非線性來設計控制思路。因此，這種控制方法的應用可以用于判斷對減少體積模量影響的控制能力。
3.1 PID控制
液壓傳動系統對角速度控制的算法在公式（17）、（18）中已經給出。用Ziegler-Nichols法校正控制參數，例如比例增益(Kp),響應時間常數(τd )，積分時間常數(τi)。通過參考角速度來確定最優的控制參數。圖3表示液壓傳動系統
仿真模型。
uv(t) = Kp·e(t) + Kp·τd·de(t)/dt +Kp/τi·dt, (17)
e(t) = ωr ? ω. (18)
4、結論
利用系統模型和仿真技術分析了體積模量非線性對液壓傳動系統的影響。通過這個研究表明，如果忽略了液壓傳動系統體積模量的動態影響，對系統的響應和安全運行將帶來很大的錯誤。因此，應該把體積模量作為變參數考慮，這樣可以得到實際的整體模型和確定更精確的PID控制器參數。迄今為止，還沒有分析液壓系統模型體積模量的同時描述模型的設計特點的文獻。于是，對于當時最早的設計，PID控制器應用于液壓傳動控制系統可能是有用的。這樣可以清楚的看到模糊控制器消除變體積模量的不良影響。這樣有利于控制設計開發更好的控制器。今后的研究發展的方向，將包括模型斜盤的動力學問題、閥的動力學問題、液壓馬達和泵的流動復雜和轉矩問題。這樣，一個合適的控制方法將被應用于調速和變負載的情況。
參考文獻
Dasgupta K 2000 Analysis of a hydrostatic transmission system using low speed high torque motor. Mech. Mach. Theory 35: 1481–1499
Dasgupta K, Chattapadhyay A, Mondal S K 2005 Selection of fire-resistant hydraulic fluids through system modelling and simulation. Simul. Model. Pract. Theory 13: 1–20
Eryilmaz B,Wilson B H 2001 Improved tracking control of hydraulic systems. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 123: 457–462
Huhtala K 1996 Modelling of hydrostatic transmission – steady state, linear and non- linear models. Acta Polytech. Sci. Me. 123:
Jedrzykiewicz Z, Pluta J, Stojek J 1997 Research on the properties of a hydrostatic transmission for different efficiency models of its elements. Acta MontanisticaSlov - aca 2: 373–380
Jedrzykiewicz Z, Pluta J, Stojek J 1998 Application of the Matlab-Simulink package in the simulation tests on hydrostatic systems. Acta Montanistica Slovaca Rocnik 3: 29–36
Kugi A, Schlacher K, Aitzetm¨uller H, Hirmann G 2000 Modelling and simulation of a hydrostatic transmission with variable-displacement pump. Math. Comput. Simul. 53: 409–414
Lee C B, Wu H W 1996 Self-tuning adaptive speed control for hydrostatic transmiss- ion systems. Int. J. Comput. Appl. Technol. 9: 18–33
Lennevi J, Palmberg J O 1995 Application and implementation of LQ design method for the velocity control of hydrostatic transmissions. Proc. Inst. Mech. Eng., J. Syst. Control Eng. 209: 255–268
Manring N D 1997 The effective fluid bulk modulus within a hydrostatic transmission. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 119: 462–466
Manring N D, Luecke G R 1998 Modelling and designing a hydrostatic transmission with a fixeddisplacement motor. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 120: 45–49
McCloy D, Martin H R 1980 Control of fluid power, analysis and design (New York: John Wiley &Sons)
Merrit H E 1967 Hydraulic control systems (New York: John Wiley & Sons)
Ogata K 1990 Modern control engineering (Englewood Chiffs, NJ: Prentice-Hall)
Piotrowska A 2003 The control of the rotational speed of hydraulic engine in hydro- static transmission by use of the module DSP. 28th ASR Seminar, Instruments and Control (Ostrava:V?SB-TU) pp. 291–297
Prasetiawan E A 2001 Modelling, simulation and control of an earthmoving vehicle powertrain simulator.
M Sc thesis, Mechanical Engineering in Graduate College, University of Illinois, Urbana, Il
Re L, Goransson A, Astolfi A 1996 Enhancing hydrostatic gear efficiency through nonlinear optimal control strategies. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 118: 727–732
Tan H Z, Sepehri N 2002 Parametric fault diagnosis for electrohydraulic cylinder drive units. IEEE Trans. Ind. Electron. 49: 96–106
Tanaka K 1996 Introduction to fuzzy logic for engineering application (Berlin Springer)
Tikkanen S, Huhtala K, Vilenius M 1995 Fuzzy controllers in hydrostatic transmis- sion. IEE Colloquium on Innovative Actuators for Mechatronic Systems (London: Inst. Elec. Eng.) 15/1–15/3
Watton J 1989 Fluid power systems: Modelling, simulation, analog andmicroco - mputer control (Englewood Chiffs, NJ: Prentice-Hall)
Wu K, Zhang Q, Hansen 2004 Modelling and identification of a hydrostatic trans- mission hardwarein-the-loop simulator. Int. J. Vehicle Des. 34: 63–75
Yu J, Chen Z, Lu Y 1994 The variation of oil effective bulk modulus with pressure in hydraulic systems. Trans. ASME: J. Dyn. Syst. Meas. Control 116: 146–150
Zadeh L 1965 Fuzzy sets. Inf. Control 8: 338–353
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