資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 附錄1：外文翻譯 雙室連接非對稱液壓缸的位置控制 摘要 本文涉及不對稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。液壓系統(tǒng)包括一個不對稱液壓缸，兩個腔室通過孔口，兩位置，雙向比例閥和負載力連接。本文介紹了系統(tǒng)結構和控制原理。 分析了一些結構參數(shù)對系統(tǒng)動態(tài)性能的影響。 分析和仿真結果表明，兩位雙向比例閥可以實現(xiàn)非對稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。 使用本文提出的控制策略后，可以實現(xiàn)良好的動態(tài)性能。 關鍵詞：不對稱，液壓缸，位置控制，流量補償，比例閥，控制策略 1.簡介 液壓系統(tǒng)廣泛地用于許多領域，如航空，導航，武器工業(yè)，并且液壓系統(tǒng)的大多數(shù)應用涉及位置控制系統(tǒng)，它可以是線性或旋轉的[1]。由于低成本，高承載能力，簡單的結構和較少的工作空間等優(yōu)點，非對稱液壓缸在線性位置控制系統(tǒng)中起非常重要的作用[2]。有許多著重于這些類型的系統(tǒng)的工作，其中發(fā)送到不對稱液壓缸的流體動力以各種方式調節(jié)，例如，配有一個四通，三位伺服閥，一個三通，兩位伺服閥[3-5]，或具有數(shù)字調制閥[6]。通常，液壓缸的端口與閥連接。 但是在一些非常特殊的情況下，兩個氣缸室通過孔口連接，在操作過程中油將從一個孔流到另一個孔。 由于這種罕見的應用，這種結構系統(tǒng)在過去幾十年沒有得到足夠的重視。 如果氣缸的兩個腔室與孔連接，則單個開/關閥可以執(zhí)行不對稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制[7]。然而，開/關閥控制系統(tǒng)具有固有的紋波，差的靜態(tài)性能，并且不能針對其相互作用而獨立地調節(jié)頻率和振幅。 因此，它將僅適用于具有低控制精度要求的場合[8]。 在本文中，采用單，雙位雙向比例閥來執(zhí)行不對稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。 建立了系統(tǒng)的動態(tài)模型，提供了控制策略。 分析了比例閥響應頻率和孔面積對系統(tǒng)性能的影響。 2.系統(tǒng)結構和工作原理 以前的研究已經表明，由于液壓缸的不對稱性，在由對稱閥控制的非對稱氣缸周圍的氣缸中發(fā)生壓力跳躍在x=0附近[9,10]。 對兩個腔室內壓力特性的分析表明，液壓缸的結構（圖1）可以有效地避免壓力跳躍，具有成本低，結構簡單的優(yōu)點[7,11]。然而，不對稱氣缸系統(tǒng)的動態(tài)特性變差，因為兩個腔室被連接，并且氣缸的內部泄漏增加[11]。這可能是系統(tǒng)結構在過去幾年中沒有廣泛應用于工業(yè)的主要原因之一。圖1示出了液壓缸的結構，其包括不對稱液壓缸和孔口。 非桿腔通過孔與桿腔連接。 圖1 液壓缸示意圖 如圖2所示，液壓系統(tǒng)由非對稱液壓缸，油源，位移傳感器，兩個壓力傳感器，控制器和比例閥組成。 桿腔與油源連接，非桿腔與閥連接。 目標位置，壓力傳感器和位移傳感器的信號可以用作控制器的輸入，并且控制器計算比例閥的輸入信號，以根據(jù)控制規(guī)則實現(xiàn)非對稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制。 圖2 系統(tǒng)示意圖 根據(jù)流量連續(xù)性，工作流程寫為： qL = q1 ? q2 （1） 孔口處的流量可以寫為 （2） 代入方程 （2） （1），工作流程表示為： （3） 根據(jù)流體的連續(xù)性： （4） 基于牛頓第二定律，活塞的運動方程可以寫為： （5） 根據(jù)活塞的運動學方程，系統(tǒng)的控制原理可以表示如下: 隨著閥口開口的尺寸減小，進入無桿室的流量通過孔口比通過閥門的非桿室流出更多，非桿室內的壓力逐漸增加，活塞將在的條件下移動，當閥口開口的尺寸增加時，通過孔口進入非桿室的流量比通過閥門的無桿室外的流量小; 無桿室內的壓力將逐漸減小，活塞向后在的條件下移動。顯然，兩位二通比例閥作為新的可變孔; 當節(jié)流孔減小時，節(jié)流動作增加，無桿室內的壓力增大，因此向前推動活塞。 隨著孔口增加，節(jié)流作用減小，無桿室的壓力隨活塞向后移動而減?。?1）。 結果，通過調節(jié)兩位置二通比例閥的開口口可以有效地實現(xiàn)位置控制。 3. 控制策略和系統(tǒng)模型 從系統(tǒng)結構和工作原理，比例閥作為節(jié)流閥。 通過調節(jié)比例閥前開口的尺寸來控制不對稱氣缸系統(tǒng)的位置控制的本質是控制非桿室中的油量。 活塞必須跟蹤輸入目標位置，否則控制器根據(jù)當前位置和目標位置之間的差異來計算比例閥的開口尺寸。 當活塞的當前位置等于目標位置時，活塞需要靜止。 由于壓力差，桿室中的油將通過孔口流到非桿室。 如果活塞需要靜止，則無桿室應保持其油量不變。 由于非桿室中的油量是恒定的，通過孔口進入非桿室的流量必須等于通過閥門的室外流量。 對非對稱氣缸系統(tǒng)的控制策略有很多調查（13-15）。在本文提出的系統(tǒng)結構的條件下，如果采用傳統(tǒng)的PID控制器，忽略了活塞與缸內壁之間的摩擦，則控制過程可以表示為：當活塞到達目標位置時，位置誤差為“0”，PID輸出信號為“0”，閥關閉;無桿室的油量增加，因為q = 0和q> 0，因此活塞向前移動。然后，活塞的位置誤差不等于“0”，PID控制器的輸出值不為“0”，閥打開，無桿室的油量減小，活塞向后移動，當q> q，當活塞到達目標位置時，位置誤差再次為零;所以活塞在目標位置周圍重復振蕩。也就是說，在PID控制器下，活塞不能穩(wěn)定在目標位置，而是在目標位置附近的窄范圍內振蕩。閥口的開口尺寸在一定范圍內保持周期性振蕩，這對控制性能不利?；钊麌@目標位置擺動的原因是無桿室中的油量的變化，其中的本質是由于壓力差而從桿1通過孔流動到無桿室的油在這兩個房間之間。當活塞到達目標位置時，流量補償可以通過孔口進入無桿室的流量和通過閥門流出室之間的流量補償相等，從而將油體積保持在無桿腔體和活塞位置不變，并使振蕩衰減。 根據(jù)不對稱氣缸系統(tǒng)的特殊結構，采用流量補償方式和傳統(tǒng)PID控制器進行液壓系統(tǒng)的位置控制。 圖3示出了所提出的控制方案。 圖3 不對稱氣缸系統(tǒng)的控制方案 從上述分析可以看出，該液壓系統(tǒng)采用的控制策略可以表示為：該控制器采用流量補償信號。 流量補償信號的值可以通過補償流量根據(jù)比例閥的壓力和流量特性來計算。 當活塞到達目標位置時，根據(jù)補償信號的調整，比例閥將處于適當?shù)拈_口尺寸，這確保通過孔口進入非桿室的流量等于通過腔室通過的流量閥門 AMESIM代表執(zhí)行工程系統(tǒng)仿真的高級建模環(huán)境。 它基于直觀的圖形界面，其中系統(tǒng)在整個仿真過程（16）中顯示。 在AMESIM的模型庫中提供了液壓系統(tǒng)的常見液壓元件模型。 根據(jù)液壓系統(tǒng)結構，可以通過連接相應的液壓元件建立系統(tǒng)的動態(tài)模型。 在編制建立的模型并設定液壓元件的結構參數(shù)后，得到液壓系統(tǒng)的仿真模型。 AMESIM下的仿真模型如圖4所示。 圖4 AMESIM下的仿真模型 建立具有相同名稱的AMESIM模型的S函數(shù)，SIMULINK下的協(xié)同仿真模型如圖5所示，它是通過將AMESIM模型導入Simulink并設置仿真參數(shù)來實現(xiàn)的。 圖5 SIMULINK下的仿真模型 S功能塊（AMESim：Project_）代表除了圖4中的AMESim / Simulink塊之外的AMESIM模型，圖5中SIMULINK下的模擬模型的其余部分對應于圖4中的AMESim / Simulink塊。 SIMULINK中控制器模塊的結構如圖1所示。 3，計算程序可以表達如下： 將e定義為位置錯誤： （6） 控制器的輸出信號可以表示為： （7） 4.模擬與分析 基于系統(tǒng)結構和控制策略，液壓缸，比例閥等液壓元件的結構參數(shù)設置在AMESIM型號下：活塞直徑為50 mm;桿直徑為28mm;最大行程為30mm;液壓缸中運動部件的總質量為1.5 Kg;在標稱壓力為3.5MPa的條件下，比例閥的額定流量為7.6L / min;比例閥的響應頻率為30 Hz;孔徑為2mm。 Simulink模擬和求解器的環(huán)境參數(shù)如下：供給壓力為9.5 MPa;負載為5400 N; PID控制器的控制器參數(shù)設計為P = 85，I = 2和D = 1;模擬時間為6秒;并且求解器是可變步長的ode15s（剛度/ NDF）（內置在MATLAB中的ode15s程序）。其他的是默認設置。系統(tǒng)的控制要求是穩(wěn)態(tài)誤差小于0.03 mm;最大百分比超過4％ 4.1 PID控制器和流量補償PID控制器的仿真結果 在模擬過程中，分別對不同的目標位置進行模擬。 在PID控制器下，仿真結果如下圖所示：輸入步進目標位置曲線和活塞當前位置如圖6所示。 絕對誤差如圖7所示，PID控制器的輸出如圖8所示。 圖6 PID控制器下的位置軌跡 圖7 PID控制器下的絕對位置誤差 圖8 PID控制器下閥門的控制信號 從圖6，圖7和圖8，活塞圍繞目標位置振蕩。 閥口的開口尺寸在一定范圍內振蕩。 在具有流量補償?shù)腜ID控制器下，輸入步進目標位置曲線和活塞的當前位置如圖9所示。 絕對誤差如圖10所示。 孔口的流速如圖11所示。 圖9 帶有流量補償?shù)腜ID控制器下的位置軌跡 圖10 帶有流量補償?shù)腜ID控制器下的絕對位置誤差 圖11 PID控制器孔徑流量補償 從圖9和圖10可以看出，可以有效地實現(xiàn)目標位置軌道上的活塞。 位置誤差約為2×10-5 m。 如圖11所示，孔口處的流量在相當小的范圍內變化。 仿真結果表明，本文提出的系統(tǒng)結構和控制方法可以實現(xiàn)對不對稱液壓缸的位置控制，控制性能好。 本文提出的PID控制器與控制器方法的對比表明，PID控制器的流量補償控制結果優(yōu)于PID控制器。 4.2孔口尺寸對系統(tǒng)的影響 在具有流量補償?shù)腜ID控制器下的系統(tǒng)模型中，孔徑配置為不同的值，如2.05 mm，2 mm和1.95 mm，不改變其他參數(shù)。 圖12顯示了絕對位置誤差，圖13顯示了不同孔徑下孔口處的流速。 不同孔徑尺寸下的模擬結果如表1所示。 圖12 帶PID補償?shù)腜ID控制器的絕對位置誤差 圖13 流量補償下PID控制器下孔口流量 表1 不同孔徑尺寸下的模擬結果 從圖12和表1可以看出，當孔口直徑發(fā)生變化時，活塞位置的穩(wěn)態(tài)精度會發(fā)生變化。 活塞的絕對位置誤差約為2×10-5 mm。 當孔的直徑擴大時，相對于當前目標位置的穩(wěn)態(tài)精度增加，而當孔的直徑減小時，其明顯下降。 圖13顯示，當活塞向后移動時，孔口處的流量在孔口直徑為1.95mm的條件下在小范圍內波動。 總之，流量隨著孔口直徑的增加而增加。 它變化大約2.81 L / min。 4.3比例閥響應頻率的影響 在具有流量補償?shù)腜ID控制器下建立的系統(tǒng)模型中，以圖6所示的信號作為輸入目標位置，比例閥的響應請求配置為5,15,30和45 Hz，其他參數(shù) 這個模型保持不變。 圖14顯示了活塞位置的絕對誤差，圖15顯示了閥門的流量。 圖14 帶PID補償?shù)腜ID控制器的絕對位置誤差 圖15 PID控制器下閥門流量補償?shù)牧髁课恢谜`差 如圖14所示，曲線分別對應于響應頻率5,15,30和45 Hz時活塞位置的絕對誤差。 穩(wěn)態(tài)誤差在寬范圍內發(fā)生變化，并且在比例閥的響應頻率為5Hz的情況下，系統(tǒng)的穩(wěn)定時間增加，并且絕對誤差在30Hz和45Hz響應頻率之間幾乎沒有差異 。 如圖15所示，曲線分別表示響應頻率為5，15，30和45 Hz時通過比例閥的流量。 流量波動范圍寬，分別為5 Hz和10 Hz，響應頻率為30 Hz和45 Hz時波動較小。 根據(jù)上述分析，當比例閥的響應頻率下降時，系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差和穩(wěn)定時間增加。 但如果頻率大于30Hz，則靜態(tài)精度不能提高。 5.結論 仿真結果和分析得出以下結論： （1）本文提出的系統(tǒng)結構可以實現(xiàn)非對稱液壓缸系統(tǒng)的位置控制，控制性能好。 傳統(tǒng)的PID控制器在結構上得不到滿意的控制結果。 相比之下，本文提出的控制方法提高了穩(wěn)態(tài)誤差和控制效果。 （2）當流量補償控制策略下，孔口加工誤差在一定范圍內時，系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差較小。 這表明控制方法具有良好的穩(wěn)定性。 （3）模擬結果表明，隨著比例閥的響應頻率過低，穩(wěn)態(tài)精度急劇下降。 但如果頻率大于30Hz，靜態(tài)精度不能有效提高。 參考文獻 (1)Wu, Z.S., Zhang, L.H. and Zhao, C.L., Adaptive controller and its application in force system of asymmetric cylinder controlled by symmetric valve, Chinese Journal of Mechanical Engineering (English Edition), Vol.20, (2007), pp.50-53. 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