机械毕业设计355英文翻译外文文献翻译354
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ntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsnts减压阀对泵 /反向器的液压马达表现的影响 概要：被用作安全阀的减压阀对泵 /反向器控制的液压马达表现的影响，将在下面进行讨论。数学模型已经产生，接下来，最优化技术将用来确定系统的参数。我们做了一系列的模拟和试验，结果显示：如果减压阀的特征被放到系统模型里考虑，将会得出更好的模拟结果。如果（泵或反向器控制的液压马达系统）运用一种自调适应的控制器，那么减压阀对泵或反向器控制的液压马达系统表现的不利影响将可以被解除。 1 介 绍 对流体静力学的传输系统来讲，固定的位移液压马达的速度能通过改变泵位移或泵速来进行控 制。泵的位移能通过一种偎依控制器来改变，而泵速则能通过一种控制感应电机速度的反向器来改变。在这种系统里，需要用增压泵来补充通过滤清器（ clearances）泄漏的油来增加进油管的压力以防止气蚀。另外，减压阀还可以用来为传输器和 prime mover提供过载保护。为了方便分析，在这种泵控系统的数学模型里，只有在高压回路里的压力变化才被考虑；低压回路里的压力通常被假定为恒定的充油压力。例如，液压马达方向的改变将会同时引起高，低压回路的压力变化。当高压高于减压阀的开启压力时，减压阀将部分打开，让油从高压回路流向低 压回路。结果，液压马达的速度将被减压阀的特征所影nts响。然而，这样一个问题在早期的著作中没有得到认真的研究。大多数工作者强调控制器设计，而没考虑到减压阀对系统表现的影响。 Watton 在他的流体静力学传输系统模型里考虑到了减压阀的动力特征。他用大型弹簧减振系统来描述减压阀线轴动力特征。然而，一些阀模型的参数值，却不是那么容易利用现有的设备来得到，比如：线轴量和减振效率。减压阀对系统行为的影响也没有讨论到。这篇文章的目的便是通过模拟和试验来研究减压阀特征对泵 /反向器控液压马达系统行为的影响。 这篇文章用下述 的方式来组织成文。第 2部分描写了泵/反向器控液压马达系统的工厂（ plant）模型。在高低压回路里的减压阀特征和压力变化都得到了考虑。第 3部分解释了如何用复杂的 box方法确定参数。第 4部分展示了减压阀对系统行为影响的模拟研究。第 5部分将描述由不同控制器控制的泵 /反向器控制系统的试验研究。 2 工厂（ plant）模型 nts 图 1 是对这项眼犄角中所说的泵 /反向器控制系统的一个图表式描述。一种感应电机驱动一台多位移泵，这种电机的排液用以驱动一台固定位移的液压马达。泵的排量能通过泵位移控制器或控制感应电机速度的反向 器来进行调节。液压马达直接使负载旋转，而被驱动的负载的运动由编码器记录。这种编码器安装在轴的末端。编码器的输出通过 8255 的接口卡解码并反馈给电脑。假若感应电机的速度能被控制到恒定并且能通过利用唯一控制起来控制泵的位移，那么这套测试装置就能被当作泵控系统。另一方面，如果泵的位移被控制到恒定从而成为固定位移泵，那么这套测试装置就成为了反向起控制系统。从而感应电机的速度就能通过反向起来控制。 nts 泵 /反向器控制系统的工厂模型推演如下。反向 器 和感应电机的组合被列为头等要因。 （ 1） 公式中 Np 为感应电机的速度 ， Vi 是反向器的控制输入， Ki是转换系数， i是反向器和感应电机组合的时间常数。 位移控制器的运动相对负载的运动可以忽略不计，所以头等模型可以用来描述位移控制器。 (2) 公式中 Dp为泵位移， Vd为位移控制器的控制信号； Kd和 d分别是转换系数和位移控制器的时间常数。 在推导液压马达传输线的流量公式前，我们作如下假设：（ 1）在传输线路中亚拉力损失可以忽略不计。（ 2）泵 和马达内，外的泄漏对负载压力来说为层流并且成比例。（ 3）泵和液压马达壳里的压力为 0。从前面连续的等式，我们可以得出高压线路的流量公式： (3) 公式中 V为压力油总量，包括在油泵，高压管路液压马达里的油， 为液压油的有效容量模量。 Qp为泵的有效排量， nts (4) 公式中 Np为泵速； Cpi和 Cpe分别为泵的内，外泄漏系数。P1 为高压管路压力， P2 为低压管路压力， Qm 为流入液压马达的油流量， (5) 其中 Dm 为液 压马达位移， m 为液压马达速度， Cmi 和 Cme分别为液压马达的内，外泄漏系数。在公式（ 3）里的 Qr1为装在高压油路上减压阀的出油量。减压阀的运动快于 负载。为了简化系统模型，仅考虑减压阀的静态行为。在高压回路油压 P1高于减压阀的预设压力 Pc1时，如忽略液流压力，力平衡公式为 (6) 其中 A为减压阀的有效工作面积， Ks为弹簧常数， X减压阀的线轴位移。 减压阀的输出流速由著名的“小孔公式”所控制，它为 (7) 其中 ， Cd为排量系数， W为面斜度， 为油密度， Pch为增压泵预设压力。 从（ 6），（ 7）公式可得： nts (8) 其中 Kr1 =KA/Ks, 当系统在减速或刹车 时，高压油路的压力可能出现波动。如果油路压力低于增压泵预设压力 Pch，增压泵将重新将油输入高压油路。在这项研究中，增压泵及其减压阀和单向阀的运动，我们认为时可以忽略的。因此，在等式（ 3）中的 Qch1将不被计入模型试验中，而仅当回路压力低于增压泵预设压力时，平衡回路压力和增压泵预设压力。 相似的，关于液 体的一系列公式可以归纳如下： (9) 入前面所提到的，低压回路的压力，在运动刹车时也可能降低。这是， 如果回路压力高于减压阀预设压力，减压阀将开启，而排油。排油量为 Qr2，换言之， (10) 负载惯性的运动学公式能用牛二定理系统描述为 (11) 其中 Jt 为液压马达和负载的总惯量， m 为马达速度， Bv 为粘性阻力系数， Td为外部阻力扭矩， Ti为库仑摩擦扭矩，油（ 7）式表述： nts (12) 其中， (13) Tf0为摩擦系数。 图 2为系统的功能块图表，以上的公式将在计算机中模拟。 3 参数确定 试验系统的一部分参数可以通过测量或科技期刊来获得。而一些难以测量的则需要通过参数确认方法来取得。 nts 液压马达的主要扭矩损失是由于粘性力和库仑摩擦力。因此，在稳定状态下，等式（ 11）能简化为 (14) 在此，外部阻力扭矩 Td被忽略不计。 同时将两组 P1， P2， m 的值代入等式（ 14）就能解出Bv和 Tf0的值。为了得到更好的估计，两组 P1， P2， m的值为平均值。就是说要经过多次响应试验的测量。液压油的有效容量模量值，泵和马达的泄漏系数值，位移控制器的时间常数值和内置减压阀的参数置都难于测量。这些只有通过缩小油 IAE标准提供的行为指数来进行确认。误差定义为试验结果和模拟结果之间的差别。由框（ 9）提供的复杂方法将被用来解决参数确认的问题。这套优化的研究和模拟方法将被用来解决参数的确认的问题。这套优化的研究和模拟程序是由 C语言编制的。 R-K-F方法用在解微分方程。图 3显示了马达速度和回路压力的试验和模拟响应的一个比较。我们可以看到，在早期产生的加速负载所需 的扭矩时，回路压力迅速上升。然而，液压马达的输出扭矩却被减压阀所限制的最大压力所限制。在稳定状态压力将下降，因为这时只有由粘性阻力和摩擦力引起的扭矩需要克服。另外，在公式（ 1）中反向器和感应电机结合的参数置时由如下优化研究方法获取的。被控因素由反向器取代，泵位移被保持在 1.383？。图 4显示了反向器控制系统试验和模拟的响应。于图 3相比，nts反响器控制系统响应较慢。那是由于感应电机的时间常数大于位移控制器的时间常数。表 1列出了模拟系统参数值。 4 模拟研究 为了模拟液压传动系统，通常为了简化，我们将低压回路的 压力认为是个常数。然而，这种处理方法无法产生动力制动正确的表现。图 5a 显示了在考虑和不考虑低压回路压力变化时，模拟反响器控制系统对开环矩形波的响应。我们可以看到，在低压回路里压力变化得到考虑时，真正的响应才能被正确地模拟。图 5b 显示了在高压和低压回路相应的压力变化。低压回路的压力在动力制动阶段增长。这个增压使减压阀开启，从而避免了系统受损 . nts nts 下面将研究减压阀对系统表现的影响。图 6a 显示了当泵位移设到 1.383m3/rad 时，泵速在 600， 900， 1200rpm时对开环阶跃信号的响应。 这表明了调速时间将会随着输入电压的增加而增加。这时因为更大电压输入将会导致感应电机更快的转速，从而导致液压泵更大的输出流量。这将导致管路压力增加而使减压阀开启。然而，排油（见图 6b）。因此，液压马达的响应将变慢。减压流表明了能量损失，因此更大的输入电压将会导致更高的能量损失。图 6c 显示了在不考虑减压阀特性时的开环阶跃响应。其中，不考虑输入电压强度时，调整时间几乎相同。然而，这些结果仅在减压阀还未开启时才是正确的。因此，为了得到在好的模拟结果，应当考虑减压阀特性时对此数学模型的影响。 nts (b) nts 我们还尝试了用相似的方法来研究减压阀对泵控系统的影响。图 7a 描绘了不同输入信号在位移控制器的开环阶跃响应。图了 7b 描绘了高压回路的压力变化。可以看到，正如在反向器控制系统一样，调整时间将随着输入电压的增长而增长。 5 试验研究 图 1为一个图表的试验装置。它包括了一个变位移液压泵。定位稳液压马达，一个控制感应电机速度的反响器。所使用的计算机为 AT（ 80286）个人电脑。 D/A 单元为 12 字型。一个 8255接口卡用来作 D/A单元。这套试验装置能被当作泵控系统或反向器控制系统，因此以上两个系统的表现能很容易 地得到对比。控制过程为：被驱动的负载的运动被nts一个每转 400脉冲的编码器记录，编码器输出被解码并通过8255 接口卡反馈给电脑。运算控制器处理基于输入数据的信号，接着送给 反向器改变感应电机的速度（反向器控制系统）或送给位移控制器通过 D/A转换器再改变泵位移（泵控系统）。 nts 图 8a 显示了反向器控制系统对不同输入信号的开环阶越响应。我们可以看到结果与模拟的结果一致，即：增大输入信号将会导致达到平衡状态的时间延长。图 8显示了高压管路的压力变化；这揭示了当输入信号增加的时候，减压阀将开启得更久一些，同时， 这将增加减压阀的效果。图 9显示了开环泵控系统对用在反向器控制系统的不同输入命令的响应。 为了更深入地研究减压阀对闭环系统的影响。我们为反向器控制系统设计了一个 PI 控制器和一个自调位移适应控制器。 Z&N公式用来确定 PI控制器的比例值 Kp和整体值 Ti，其中 Kp和 Ti分别为 1.62和 1.042，对自调适应控制器来说，闭环特性多项式基于 ITAE 原型抓暖功能来决定。因此nts(15) 设备的固有频率为 0.38Hz。为了得到更好的抵抗干扰的表现和避免激起非模拟的高频运动，在此项研究中采用了 0.2秒的采样间隙。在整个 试验中，泵位移被控制在1.383m3/rad。图 10画出了 PI控制系统对不同命令的响应。主要时因为， PI控制器由一个比例控制器和一个整体控制器组成。其中，比例控制器在更大的输入下产生一个持续的更大的效果（见图 10）。这将导致泵速的增加，随之导致泵排量的增加。结果，管路压力升高到足以打开减压阀（见图10c），油随减压阀流出。因此，在瞬态，输出响应将明显受到影响。图 11 画了那些自调适应控制系统。与图 10 相比，图 11的响应似乎只受到了放大的输入信号微弱的影响。这是由于自调适应控制器能通过适当地选择闭环特征多项式来避免持续地大控制信号。 图 12 显示了自调适应泵控系统对不同命令地响应。这里，感应电机的速度被控制在 900rpm。因为泵位移控制器的时间常数小于反向器和感应电机组合的，所以自调适
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