外文資料翻譯用單極電液伺服閥控制軸向柱塞泵畢業論文(已修改)

　

【正文】 指導教師評定成績(五級制)：指導教師簽字：譯文 用單極電液伺服閥控制軸向柱塞泵愛荷華州立大學工程研究學院工程科學與機械學系（愛荷華州） 50011 A. Akers穆爾黑德州立大學工業研究部（明尼蘇達州 穆爾黑德）56560 S. J. Lin【摘要】最優控制理論應用于一個軸向活塞泵和單級電液伺服閥組合的壓力調節器設計。該控制閥已建模，最優控制的規則也已經制定。為了開環和優化控制系統，已經獲得了流量階躍輸入的時間響應曲線和輸入伺服閥的電流強度。實驗結果已經和那些沒有被作為藍本的斜盤式制動器的供應閥門進行比較。該伺服閥控制系統的建模意味著系統的響應頻率和壓力峰值的極大提高。【引言】軸向柱塞泵在航空、工業、農業系統中都很重要。該泵可以傳送大量的特殊能量，還可以改變能量的流量。對軸向柱塞泵的流量和壓力的控制是通過改變斜盤的角度來實現的。該斜盤驅動器是由單級或二級的電液伺服閥進行控制的。單級伺服閥是由一個力矩馬達直接連接一個四通滑閥而組成的。閥芯閥由力矩電機定位，由液壓執行器指揮控制流向（圖1）。二級伺服閥有一個用于倍增力矩電機輸出的前置放大器，足以克服流體黏附力和由加速度或振動產生的力。插板，噴氣管，閥門和閥芯可作為第一級，而第二級幾乎是普遍的閥芯的類型。從歷史上看單級伺服閥的穩定性和反應都優于那些使用二級的，但是，自從重量在航天系統中變得特別重要，近期的努力重點放在了完善更輕便的二級伺服閥。然而，工程的緊密公差要求及其他因素導致成本過高，因此，單級伺服閥更可能用于工業應用，因為具有競爭力的價格是必要的。此外，流體動力元件設計者認為產生相對較大的閥芯力量是很有必要的。一些不可避免的出現在液壓油和有時出現在氣閥座上的力量（約100牛頓），往往會切斷金屬或其它芯片，這點在二級閥閥芯的線軸上是不會出現的。好幾項致力于研究和改善軸向柱塞泵動態控制系統的研究已經在進行當中。Harpur [1] and Merritt [2] 使用線性擾動分析來研究有微分區插孔的三通伺服閥和有等面積插孔的四通伺服閥的控制系統。Dreymuller [3] 用勞斯系數數組研究軸向柱塞泵的最佳性能。Mack et al. [4] 驗證了給變量泵安裝微機接口用于控制泵的流量和壓力以達到對泵的動作進行補償的可行性。最近，Zeiger and Akers [5] 應用最優控制理論為軸向柱塞泵設計了一個壓力調節器。他們的研究結果表明，直線性最優控制方法沒有為流量干擾提供足夠的壓力強度。不過，增強最優控制通過它的流量干擾抵消能量，提供了良好的解決辦法。他們的工作并沒有考慮到使用的伺服閥的類型，而是提出了這樣一個疑問：這樣一個裝置的頻率和阻尼能夠得到什么樣的代表值。相關伺服閥的短缺使得人們認為對于設計泵時使用不同伺服閥的影響的全面調查相當重要。本文介紹了單級伺服閥進行的工作，考慮第一伺服閥型。在這項工作中，推導出了軸向柱塞泵系統的狀態方程。此外，Zeiger and Akers [5] 依靠單級伺服閥，并且對壓力時間曲線進行比較從而對泵的斜盤的驅動建模。圖1 泵系統的物理模型一、 動力系統模型到控制執行器的流量連續性忽略了可壓縮性的影響，表示為 （1）當流量連續性的原則是適用于在泵的排放量控制線，我們得到 （2）關于斜盤活塞的任何角位置的瞬時扭矩在參考文獻（6）中已得出。通過該模型計算出的力矩的準確性總在實驗值的10%以內。研究結果還表明，扭矩和壓力之間的關系因為泵的不同而不同，斜盤傾角和斜盤角速度在實際范圍內大致呈線性關系。這種分析使我們能夠編寫在一個線性方程形式扭矩，由于斜盤施加的扭矩是由執行機構平衡（有彈簧和壓力的力量對他們進行作用）。因此 （3）該永磁力矩電機用于移動的伺服閥閥芯產生轉矩由下式給予 （4）對轉子運用牛頓第二定律，我們得到 （5）對作用在閥芯上的流體壓力也同樣進行了分析，我們可以把方程（5）寫成 （6）因為狀態變量的分配如下： （7） （8）兩個控制輸入如下 （9）方程（2），（3）及（6） （9）可變成狀態和輸出方程形式：（10） （11）該軸向活塞泵控制框圖單級伺服閥如圖2所示 ，它顯示了功能組件是如何聯接的，并且確定了每個組件的響應數學方程。二、最優控制設計 該控制系統的主要目標是設計一個控制規則，使輸出（整個泵壓力變化的不同）接近于0，這樣可以流量和其他因素變化的時候保持恒定的壓力。此外，過度的壓力峰值能夠維持在可承受的限度內。線性動態系統的最優調節器問題表現為包括確定一個矢量控制u（t）的最小化功能 （12）根據已知條件如果是一個真正的對稱，半正定矩陣，是一個真正的對稱，正定矩陣。最優控制法把價值函數降低到最小值，方程（12）可以被轉化為 （13）當反饋增益矩陣為 (14)并且當是對稱的，正面的穩態方程定解 （15）當矩陣和在方程（12）中所代表的相對比較重要的值都被精確確定，把方程（13）中的最優控制規則作為條件借出方程（15），這些值不斷的傳送給數據處理器，產生反饋信號對伺服閥進行控制。最佳閉環系統，可得到如下 (18)特征值是矩陣和閉環系統的極點。該比重可能會取得理想的瞬時變化的反應[7]。圖2 單級伺服閥軸向柱塞泵的結構框圖三、結果開環系統的初始數據，我們可以單獨的使用一個干擾步驟輸入包括。， ，壓力波動，斜盤角，斜盤角速度就可以求解。正如預期的達到峰值壓力干擾的時間隨著V的增加而增加，隨著初始速率的變化，壓力始終保持不變。，穩定的斜盤角度被看作與下游量成正比。而且當下游量增長的時候，斜盤也會有一個超過起穩態位置的增長趨勢。當使用干擾電流的時候，初速度的變化是與下游量無關的。四、最優控制系統對最優控制器的性能已經進行了研究，它的計算結果和參考文獻【5】所展現的一樣，缺乏對現存控制系統進行改善的穩健性。因此，它不會被完全的用作為一個控制器。為本文所使用的配置響應計算結果再次證實，此方面還需要增強。這個增強只須將最佳比例控制器轉換成比例加積分控制器。這種將有助于增強響應時間，超調量，并減少穩態誤差。本文中使用的這種控制器，如圖（3）所示，可以看出，使用增量積分使這個增強達到了一個相當完美的程度。這個過程導致了一個六指令系統。該方法用于分析選擇矩陣Q和由產生的不同控制規則組成的標量、工程量R的影響，然后計算性能指標和策繪了從方程解最優控制泵的根位置。為Q矩陣和R選擇合適的值以達到減少穩定時間、超調量和穩態錯誤的系統響應的結果。挑選的值如下：用來對干擾進行響應的數據是與一個系列22泵和一個典型的單級電液伺服閥聯系的。這些數據在表一中給出，其中為流動性能的穩定值也一并給出。圖3 加強的最優控制五、響應圖對于一個階躍的響應已經表示在圖4至7里面。該系統最佳下游量再次假定為。對于有下游量 和 的次優的系統，同樣進行了研究。壓力反應圖4所示的是V的較小速度和較小峰值。此外，在參考文獻【5】中可以知道，當泵在最優化控制與正確的單級閥模型條件下時，響應頻率大約是平時的三倍，而峰值的壓力也同樣因為這個三倍的變化而減少了。當循環是封閉的時候，響應是相當的快。從圖6和7可以觀察到V值對斜盤角速度、閥芯移位和峰值速度有非常重要的影響。此外，當下游量減半或變成最優值的兩倍時，頻率響應也有177。20%的變化。圖8給出了將泵的轉速從210rad/s減少到126 rad/s對響應的影響。通過對Akers and Zeiger [5]的工作的再次直接比較，可以看出壓力峰值的過沖大幅減圖5 斜盤角度的時間響應（最優系統），圖4 優化系統的壓力——時間響應曲線，圖6 斜盤角速度的時間響應（最優系統），圖7 閥芯位移的時間響應（最優系統），少而頻率卻增加了。參考文獻【5】中提及，該曲線也顯示出這樣一個相同的趨勢：當轉速提高時，較小峰值和頻率同樣也會增大。六、結論用一個單級伺服閥以驅動斜盤并且控制泵壓來建立一個商用的軸向柱塞泵模型是可行的。開環系統已經開始研究，并且最優控制準則也已經在那時制定。最優閉環系統的時間響應曲線已經提出。閉環系統、優化系統時間響應之間的比較同時在開環系統和一個用工程實踐【5】假定頻率值和斜盤控制執行機構的阻尼值的系統中進行。在每一個比較當中，單級閥的生產納入了顯著低峰值壓力、更高響應頻率的指標以改進其性能。單級伺服閥性能提升的重要原因是因為有準確的建模以進行狀態變量分析。圖8 最優系統下，泵不同轉速的壓力時間響應，v=12，表一使用的數據系列22軸向柱塞泵和一個典型的單級電液伺服閥：= 1000 MPa (油壓縮)（泄露系數）（量排放系統）（軸轉動）（具體的體積位移）(斜盤慣性)（斜盤力矩系數）（執行器彈簧剛度）（活塞球半徑）（斜盤力矩系數）（斜盤力矩系數）（流量壓力系數）（位移執行器的控制容積）（活塞領域）（流量增益）（慣性電樞）（電樞支點的距離）（閥芯質量）(粘性阻尼系數)(閥芯阻尼系數)（力矩電機彎矩）(流通領域梯度)(恒轉矩電機)(供應壓力)七、答謝感謝愛荷華州Sundstrand HydroTransmission公司提供泵的幾何數據和一種單級伺服閥的有關數據。此項成果由工程科學和機械系支持，愛荷華州立大學工程研究所提供資金和編輯幫助。對于他們的支持非常感謝。參考文獻：【1】Harpur, N. F., Some Design Considerations of Hydraulic Servos of the Jack Type, Proc. Conf. Hydraulic Servomechanism, Vol. 41, I Mech E (1953).【2】Merritt, H. E., Hydraulic Control Systems, John Wiley amp。 Sons lnc. (1967).【3】Dreymuller, J., Pilotoperated and Directly Actuated Pressure Control with Variable Delivery Axial Piston Pumps, Proc. 4th International Fluid Power Symposium, pp. B11 to BIB20 (1975).【4】Mack, P., et al., Microputer Control of a Variable Displacement Pump, Proc. 40th Nat, Conf. on Fluid Power, Vol. XXXVIII, 5561 (1984).【5】Zeiger, G., and Akers, A., Optimal Control of an Axial Piston Pump, Proc. 7th International Fluid Power Symposium Paper No. 7, 5764 (1986).【6】Zeiger, G., and Akers, A., Torque on the Swashplate of an Axial Piston Pump, ASME Journal of Dynamic Systems Measurement and Control, Vol. 107, No. 3, 220226 (1985).【7】D39。Azzo, J. J., and Houpis, C. H. Linear Control System Analysis and Design, 2nd edition McGrawHill Book Company (1981).CONTROL OF AN AXIAL PISTON PUMP USING A SINGLESTAGE ELECTROHYDRAULIC SERVOVALVEA. Akers Engineering Research Institute and Department of Engineering Science and MechanicsIowa State University Ames, Iowa 50011S. J. Lin Department of Industrial Studies Moorhead State University Moorhead, Minnesota 56560ABSTRACTOptimal control theory is applied to the design of a pressure regulator for an axial piston pump and singlestage electrohydraulic valve bination. The control valve has been modeled and an optimal control law has been formulated. The time response curves due to a step input in flow rate and in current input to the servovalve have been obtained for the open loop and for the optimal control system. The results have been pared to those in which the supply valve to the swashplate a