汽車電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)

汽車電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì),汽車,液壓,助力,轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),設(shè)計(jì) 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文） 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 題 目： 電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) 　　　　　　　　 學(xué)生姓名 二級(jí)學(xué)院 班　　級(jí) 提交日期 目錄 目 錄 摘 要..........................................................II Abstract.......................................................III 第一章 引 言...................................................1 1.1課題的研究意義 ...........................................1 1.2工作原理..................................................1 1.3轉(zhuǎn)向輕便型和轉(zhuǎn)向路感......................................2 1.4電液伺服系統(tǒng)類型及特點(diǎn)....................................2 1.5液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的組成........................................3 第二章 系統(tǒng)元件的數(shù)學(xué)模型 ......................................4 2.1液壓缸數(shù)學(xué)型 .............................................4 2.2電液伺服閥數(shù)學(xué)型..........................................7 2.3位移傳感器和放大器數(shù)學(xué)型..................................8 2.4 PID數(shù)學(xué)模型..............................................8 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)..............................................9 3.1液壓伺服系統(tǒng)控制方案......................................9 3.2系統(tǒng)動(dòng)力元件的選用方法及標(biāo)準(zhǔn)..............................9 3.3系統(tǒng)靜態(tài)設(shè)計(jì).............................................11 3.4系統(tǒng)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì).............................................13 3.5系統(tǒng)性能分析及改進(jìn) ......................................15 第四章 電液伺服系統(tǒng)的仿真 .....................................21 4.1仿真軟件簡(jiǎn)介.............................................21 4.2系統(tǒng)SIMULINK模型........................................22 4.3系統(tǒng)的仿真結(jié)果分析.......................................24 第5章 結(jié)論和展望 ..............................................30 第6章 參 考 文 獻(xiàn) ............................................31 I 摘要 汽車電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘 要 對(duì)于汽車操縱穩(wěn)定性、行駛安全性和駕駛舒適性受汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)影響。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)這是一關(guān)鍵部件，現(xiàn)在的生活中我們會(huì)去追求較高的舒適性、以及高效節(jié)能和高安全性，電控液壓壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)即（EHPS）作為一種新型的汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，其正在成為動(dòng)力轉(zhuǎn)向技術(shù)研究的主流方向，這是由于它所具有的良好的操縱特性和準(zhǔn)確性。 本文結(jié)合電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、工作原理對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了分析，為了實(shí)現(xiàn)汽車助力轉(zhuǎn)向我們采用電控液壓伺服控制系統(tǒng)。文中我先是對(duì)液壓動(dòng)力元件及電液伺服機(jī)構(gòu)進(jìn)行計(jì)算分析，首先根據(jù)確定的供油壓力來(lái)選取伺服閥，然后求取各個(gè)元件的傳遞函數(shù)，繪制系統(tǒng)方塊圖，取得了系統(tǒng)各個(gè)參數(shù)。還要對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行校正，優(yōu)化參數(shù)，使系統(tǒng)更加完善。為了使系統(tǒng)在工作中更加精準(zhǔn)我們對(duì)系統(tǒng)采用PID控制策略。最后利用SIMULINK軟件對(duì)所做的系統(tǒng)進(jìn)行仿真，通過(guò)對(duì)系統(tǒng)的仿真分析、比較，得出系統(tǒng)的響應(yīng)特性。 關(guān)鍵詞：電控液壓助力轉(zhuǎn)向，EHPS,SIMULINK,仿真，建模，PID II Abstact 2 1 Electro-Hydraulic Power Steering System Design Abstact Automobile steering systen is the key components that affect vehicle operational stability,traffic safety and driving comfort.In the pursuit of efficiency,energy saving,high comfort and high-security today, Electo-Hydraulic Power Steering System(EHPS)as a new automotive power steering system,for its good features and features and accuracy,became the mainstream of the direction of technological research. In this paper,it’scombine the work principle of Electro-Hydraulic Power Steering System and analysis the system ,use the electronically controlled hydraulic fluid servo control system to achieve wheel steering.First,analysis and calculate the electro-hydraulic servo hydraulic power components and get the mathematical model,and analyzes its characteristics.Then the systen has got a static and dynamic calculation and analysia,to detemine the oil pressure,select a servo value,and to select the various components of the transfer function,draw the system block diagram,get the various parameters ,allowing the system to be better .The system use PID control strategy that more accurate in their work place .Finally,use the SIMULINK software simulation system done through the simulation analysis,form the comparison,thus can be drawn from the response characteristics of the system. Keywords: Electro-Hydraulic Power Steering,EHPS,SIMULINK ,Simulation,Modeling,PID III 第一章 引言 第一章 引 言 1.1課題研究意義 當(dāng)今社會(huì)隨著汽車電子事業(yè)的發(fā)展與提高，為了解決汽車轉(zhuǎn)向輕便性及轉(zhuǎn)向靈敏之間的矛盾，使得汽車轉(zhuǎn)向助力更輕便、更節(jié)能、更安全，我們對(duì)有關(guān)于汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的各類電子產(chǎn)品進(jìn)行了研究，于是在本課題中也是沿著這個(gè)方向?qū)ζ嚨霓D(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行研究。雖然目前傳統(tǒng)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在市場(chǎng)上依舊處于主導(dǎo)的地位，這類傳統(tǒng)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)其實(shí)是有缺陷存在的，對(duì)其進(jìn)行的研究更新也是比較的有意義。目前考慮經(jīng)濟(jì)成本和運(yùn)行效果：EHPS比起EPS來(lái)說(shuō)，系統(tǒng)更加平滑，手感也更好；通過(guò)把以前的HPS 系統(tǒng)，經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)單的改裝即可以改裝成為EHPS系統(tǒng)：EHPS 系統(tǒng)能夠較完美的繼承了HPS系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)，也可以提供很足的助力，由此可見(jiàn)電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)中是最佳的選擇，它能提供比HPS更安全、更舒適的轉(zhuǎn)向操控性和節(jié)能效果。在可預(yù)見(jiàn)的將來(lái)，電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將會(huì)有一定的生存空間[1] 。 1.2 工作原理 電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將傳感器（車速傳感器、位移傳感器等）的信號(hào)傳遞給了電子元件及計(jì)算機(jī)系統(tǒng)，系統(tǒng)會(huì)根據(jù)車速行駛條件等對(duì)駕駛員轉(zhuǎn)向的時(shí)手感作出調(diào)整，并且達(dá)到高操縱性及高穩(wěn)定性的一種平衡。在高速時(shí)系統(tǒng)會(huì)給駕駛員稍重的手感，在低速或急轉(zhuǎn)彎時(shí)手感則會(huì)輕一些。實(shí)現(xiàn)電控液壓助力轉(zhuǎn)向主要依靠在系統(tǒng)的油泵及轉(zhuǎn)向器加裝一些輔助元件電子元件等等。電控液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)會(huì)根據(jù)收到的傳感器信號(hào)方向盤(pán)轉(zhuǎn)角信號(hào)、車速信號(hào)等，來(lái)控制油泵，達(dá)到助力轉(zhuǎn)向目的。電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般有機(jī)械部分和電氣部分如圖1-1所示： 1 1 圖1-1 1.3轉(zhuǎn)向的輕便性和轉(zhuǎn)向路感 眾所周知汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)是需要克服阻力矩的，有時(shí)我們希望在駕駛時(shí)方向盤(pán)可以輕一些，這樣可以節(jié)約我們?cè)隈{駛時(shí)的體力消耗，但有時(shí)太輕卻又不可取，因太輕的話可能會(huì)影響到駕駛者的“路感”，所以說(shuō)我們需要控制方向盤(pán)上的轉(zhuǎn)向力不至于太小。然而方向盤(pán)的轉(zhuǎn)向力過(guò)大，會(huì)使駕駛者太過(guò)于疲勞。即可以有效減輕駕駛員的疲勞又可以做到控制汽車反饋信息是我們對(duì)汽車轉(zhuǎn)向力矩特性的要求，在設(shè)計(jì)時(shí)，必須保證駕駛員的操縱輕便性同時(shí)又能獲得較好的路感。 1999年通用公司曾使用駕駛模擬器（VTI），依靠多名駕駛員，在不同速度條件下，對(duì)駕駛員所偏愛(ài)的方向力矩進(jìn)行試驗(yàn)。國(guó)內(nèi)的一些研究機(jī)構(gòu)通過(guò)研究給出了我國(guó)駕駛員所偏愛(ài)的方向盤(pán)力矩隨側(cè)向加速度以及車速的變化關(guān)系曲線。我國(guó)駕駛員所偏愛(ài)的轉(zhuǎn)向力矩逐漸增大，在各側(cè)向加速度下的變化趨勢(shì)基本相同[2]。 表1-2 我們可以從上表中看出，隨著車速和加速度的變化，駕駛員所期望的轉(zhuǎn)向盤(pán)力矩不同，這作為電控液壓助力系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一個(gè)依據(jù)。 1.4電液伺服系統(tǒng)的類型及特點(diǎn) 數(shù)字伺服系統(tǒng)、模擬伺服系統(tǒng)這兩類根據(jù)伺服系統(tǒng)的輸入形式分類。輸入、反饋、偏差信號(hào)以及放大、校正都是連續(xù)的模擬量。我們都知道電信號(hào)就是直流量或者交流量。分辨能力較低、重復(fù)精度高是模擬伺服系統(tǒng)的特點(diǎn)。檢測(cè)裝置的精度影響著伺服系統(tǒng)的精度，然而數(shù)字式的監(jiān)測(cè)裝置通常在精度上要高于模擬式的檢測(cè)裝置。所以數(shù)字伺服系統(tǒng)分辨率會(huì)較高。模擬伺服系統(tǒng)容易受影響，尤其是微小的信號(hào)會(huì)受到噪聲及零漂影響。 在數(shù)字伺服系統(tǒng)中全部信號(hào)或部分信號(hào)是離散參量。其擁有較高的分辨能力，可以得到較高的絕對(duì)精度。數(shù)字伺服系統(tǒng)可以利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行信息的儲(chǔ)存、解算及控制。其可以在大系統(tǒng)當(dāng)中實(shí)時(shí)的控制多個(gè)環(huán)路及各個(gè)參數(shù)。由于以上這些優(yōu)勢(shì)，數(shù)字伺服系統(tǒng)在當(dāng)今擁有廣闊的發(fā)展前景。 3 1.5液壓系統(tǒng)的組成 液壓伺服控制系通常由輸入元件、執(zhí)行機(jī)構(gòu)、反饋測(cè)量元件、比較元件、放大轉(zhuǎn)換元件及控制對(duì)象組成。 輸入元件給出輸入信號(hào)，其可以是機(jī)械的、電器的。執(zhí)行元件將油液的壓力能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能，實(shí)現(xiàn)規(guī)定的工作。反饋元件將輸出的信號(hào)進(jìn)行測(cè)量并轉(zhuǎn)化為反饋信號(hào)，通常用各類型的傳感器。偏差信號(hào)則由比較元件通過(guò)比較反饋及輸入信號(hào)得出。放大元件放大偏差信號(hào)轉(zhuǎn)換為液壓信號(hào)，由伺服閥或伺服放大器等實(shí)現(xiàn)。而控制對(duì)象即為負(fù)載[3]。 第二章 系統(tǒng)元件的數(shù)據(jù)模型 第二章 系統(tǒng)元件的數(shù)學(xué)模型 系統(tǒng)在零初始條件下線性系統(tǒng)響應(yīng)（即輸出）量的拉普拉斯變換與激勵(lì)（即輸入）量的拉普拉斯變換之比即為傳遞函數(shù)。記作G(S)=Y(S)/U(S),其中Y(S)、U(S)分別為輸出量和輸入量的拉普拉斯變換。線性系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性由傳遞函數(shù)描述，傳遞函數(shù)也是經(jīng)典控制理論的主要研究方法；在傳遞函數(shù)的基礎(chǔ)之上建立了頻率響應(yīng)法和根軌跡法。描述系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)規(guī)律的微分方程與系統(tǒng)的傳遞函數(shù)是對(duì)應(yīng)的?？筛鶕?jù)組成系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，穩(wěn)定性，或根據(jù)給定要求綜合控制系統(tǒng)，設(shè)計(jì)滿意的控制器。頻域法是以傳遞函數(shù)為工具分析和綜合控制系統(tǒng)的方法。它不僅僅是經(jīng)典控制理論的主要研究方法，也是研究多變量控制系統(tǒng)的有力工具[4]。 2.1液壓缸數(shù)學(xué)模型 液壓放大原件和液壓執(zhí)行元件組成了液壓動(dòng)力元件。文中采用的液壓缸作為執(zhí)行元件，采用的是活塞雙動(dòng)液壓缸。 圖2.1活塞式雙動(dòng)液壓缸 2.1.1滑閥流量方程[5] 假定：保證供油壓力ps恒定，再節(jié)流窗口對(duì)稱的條件下會(huì)有壓力p0為零。 則滑閥的線性流量方程為 （2-1） 其中△xv為閥芯位移，m； Kq為流量增益，m3/s·Pa； △pL為液壓缸輸入、輸出壓力差，Pa； 4 4 △qL為液壓缸輸入、輸出流量差，m3/s。 為了簡(jiǎn)單起見(jiàn)，它們從初始條件下的變化量仍用變量本身來(lái)表示，于是我們將上式進(jìn)行拉式變換為 (流量線性方程) （2-2) 2.1.2 液壓缸流量連續(xù)性方程 5 5 2.1.3 液壓缸和負(fù)載力平衡方程 假定：保證液壓缸及閥的連接管道對(duì)稱，忽略管道中壓力損失和管道動(dòng)態(tài)不計(jì)；液壓缸油溫和體積彈性模量為常數(shù)且液壓缸每個(gè)工作腔內(nèi)各處壓力均相等；液壓缸內(nèi)泄露及外泄露均為層流流動(dòng)。 流入液壓缸進(jìn)油腔流量q1為 (2-3) 從液壓缸回油腔流出的流量q2為 (2-4) 式中 Ap為液壓缸活塞有效面積，m2； Xp為活塞位移，m； Cip為液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù)，m3/s·Pa； Ctp為液壓缸總泄漏系數(shù)，m3/s·Pa； Βe 包括了油液、連接管道和缸體的機(jī)械柔度即為有效體積彈性 ，Pa； V1包括了油液、連接管道和進(jìn)油腔即為液壓缸進(jìn)油腔的容積 ，m3； V2包括油液、連接管道和回油腔即為液壓缸回油腔的容積，m3 。 將上面兩個(gè)式子合并，并簡(jiǎn)化為 (2-5) 式中：Ctp為液壓缸總泄露系數(shù) ，m3/Pa； Vt為總壓縮容積，Pa； pL為壓力差， 將式進(jìn)行拉式變換為 （流量連續(xù)方程） (2-6) 6 6 第二章 系統(tǒng)元件的數(shù)據(jù)模型 2.1.3液壓缸和負(fù)載的力平衡方程 負(fù)載特性影響著液壓動(dòng)力元件的動(dòng)態(tài)特性。此系統(tǒng)中的負(fù)載力包括了慣性力、粘性力以及外負(fù)載力。 其中對(duì)于液壓缸輸出力及負(fù)載力的平衡方程為： (2-7) 其中：mt為活塞及負(fù)載折算到活塞上的總質(zhì)量，Kg； 6 第二章 系統(tǒng)元件的數(shù)據(jù)模型 Bp為活塞及負(fù)載的粘性阻尼系數(shù)，N·s2/m； FL為作用在活塞上的任意外載荷力，N。 將上式進(jìn)行拉式變換后為： (力平衡方程) (2-8) 由公式（2-2）（2-6）（2-8）可以求出負(fù)載力FL與閥芯的輸入位移xv同時(shí)作用時(shí)液壓缸活塞的總輸出位移： (2-9) 式中：Kce為總流量壓力系數(shù)，m3/s·Pa； 為液壓固有頻率，rad/s； (2-10) 為液壓阻尼比。 (2-11) 這里對(duì)電液伺服閥，我們將電液伺服閥和液壓缸單獨(dú)進(jìn)行建模。液壓缸傳遞函數(shù)公式（2-6）（2-8）求得： 1 7 （2-12） 7 7 第二章 系統(tǒng)元件的數(shù)據(jù)模型 式中：Q0為流入液壓缸的流量。 發(fā)現(xiàn)傳遞函數(shù)與公式（2-9）十分相似，由此可知固有頻率、阻尼等受液壓缸及負(fù)載影響較大。 2.2電液伺服閥數(shù)據(jù)模型 液壓放大器、力矩馬達(dá)（或力馬達(dá)）、反饋機(jī)構(gòu)（或平衡機(jī)構(gòu)）組成了電液伺服閥。通常伺服閥以電流做輸出參考量，以空載電流Q0=KQxv作輸出參量。此時(shí)伺服閥的傳遞函數(shù)可表示為： （2-13） 由下式可估算二階近似傳遞函數(shù) （2-14） 其中：為伺服閥固有頻率，rad/s； Kvf為力反饋回路的開(kāi)環(huán)放大系數(shù)； 為伺服閥阻尼比； Ksv為伺服閥流量增益； 1 是電液伺服閥的輸入電流變化，A； Q0為液壓缸流量的變化。 2.3位移傳感器及放大器數(shù)學(xué)模型 位移傳感器和放大器響應(yīng)速度是很快的，可視為比例環(huán)節(jié)。光電控制器總增益為： 8 8 式中：K1為位移傳感器增益，V/m； K2為放大器增益，A/V； Xp為液壓推力桿位移，m。 2.4 PID數(shù)學(xué)模型 PID控制系統(tǒng)作為線性控制系統(tǒng)，它將設(shè)定值c（t）和輸出值r（t）形成比較構(gòu)成控制偏差 。其線性組合偏差的比例、積分、微分將其構(gòu)成控制量，進(jìn)行被控制量的控制，其控制規(guī)律為： 為了方便起見(jiàn)，必須將對(duì)連續(xù)控制系統(tǒng)中的PID算法進(jìn)行離散化處理，其離散化后的差分形式為： 其中：T為采樣周期； e（k）為第k次采樣偏差值; K為采樣序號(hào)，=1,2,3…… 。 9 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3.1液壓伺服系統(tǒng)控制方案 我們對(duì)系統(tǒng)采用閉環(huán)控制和閥控形式，目的是為了更好地達(dá)到高的控制精度，使得響應(yīng)速度快，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的要求。由于伺服系統(tǒng)行程較短，受力大，執(zhí)行器采用液壓缸的。本系統(tǒng)采用電氣形式反饋的電液伺服系統(tǒng)，其中輸入元件、比較元件我們采用電氣元件，放大元件則使用電液伺服閥。這樣，系統(tǒng)信號(hào)處理靈活、迅速、功率小、系統(tǒng)校正比較容易實(shí)現(xiàn)。電液伺服控制系統(tǒng)原理方塊圖如圖3-1。 圖3-1電液伺服系統(tǒng)控制方塊圖 3.2系統(tǒng)動(dòng)力元件的選用方法及標(biāo)準(zhǔn) 液壓執(zhí)行元件及系統(tǒng)供油壓力的主要規(guī)格尺寸為液壓動(dòng)力元件主要參數(shù)。合適的電液伺服閥和液壓缸根據(jù)主要的尺寸來(lái)選用。 汽車在瀝青或混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR可以根據(jù)半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算。 3.2.1供油壓力的選擇 為了減少液壓動(dòng)力元件、液壓能源裝置和連接管道等部件的重量和尺寸，我們可以選取較高的供油壓力，同時(shí)這么做也可以減少油液中所含空氣即為減少壓縮性容積對(duì)體積彈性模量的影響，這對(duì)提高液壓固有頻率是有利的。液壓固有頻率提高會(huì)因?yàn)閳?zhí)行元件主要規(guī)格尺寸減少而受影響。 然而較低的供油壓力，可以便于控制成本，可以減少泄露、降低能量損失及溫度的升高，同時(shí)對(duì)延長(zhǎng)使用壽命，維護(hù)，噪音方面都有優(yōu)勢(shì)。在條件允許條件之下，盡量選用較低的供油壓力。在一般工業(yè)的伺服系統(tǒng)中，供油壓力可在2.5–14MPa的范圍內(nèi)選取[6]。 3.2.2液壓執(zhí)行元件主要尺寸確定 10 根據(jù)最佳匹配通常有圖解法和解析法兩種。其中，在對(duì)于較為簡(jiǎn)單的負(fù)載軌跡時(shí)，可以運(yùn)用負(fù)載最佳匹配原則，然后通過(guò)采用解析法來(lái)確定液壓動(dòng)力元件的參數(shù)。 保證伺服閥輸出功率為最大值時(shí)，負(fù)載壓力pL與供油壓力ps之間的關(guān)系 （3-1） 故負(fù)載力在最大輸出功率點(diǎn)為 （3-2） 式中：FL為最大功率點(diǎn)的負(fù)載力（即合外力）。 假設(shè)供油壓力ps已經(jīng)選定，則通過(guò)式（3-2）可以求得液壓缸的有效面積為 （3-3） 選擇或計(jì)算出的液壓缸直徑D和活塞直徑d,其尺寸可以按規(guī)定即GB/T2348-1993圓整取標(biāo)準(zhǔn)值，然后依照?qǐng)A整后的參數(shù)重新計(jì)算出液壓缸有效面積Ap[7]。 3.2.3伺服閥規(guī)格確定 由于負(fù)載流量qL與最大空載流量q0m的關(guān)系在伺服閥輸出功率為最大值的時(shí)候?yàn)? 1 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 1 10 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) （3-4） 故最大輸出功率點(diǎn)為 （3-5） 式中：VL為最大功率點(diǎn)時(shí)的負(fù)載速度。 通過(guò)計(jì)算圓整得出液壓缸活塞直徑D及其活塞桿直徑d的有效面積，即可由式（1-5）可以求出伺服閥的最大空載流量為 （3-6） 通?？梢詾榱搜a(bǔ)償泄露，改善系統(tǒng)控制性能，將閥的最大空載流量適當(dāng)加大，并同時(shí)為負(fù)載分析中不足之處留有余地。 根據(jù)所確定的供油壓力ps和負(fù)載流量可以計(jì)算得到的伺服閥空載流量q0m，然后可以由伺服閥的產(chǎn)品樣本確定伺服閥的規(guī)格，即額定流量。伺服閥的額定流量qn可以通過(guò)生產(chǎn)廠家提供的閥壓降pv與負(fù)載流量qL的關(guān)系曲線來(lái)查得，通過(guò)額定流量可選擇電液伺服閥。 3.3系統(tǒng)靜態(tài)設(shè)計(jì) 3.3.1運(yùn)動(dòng)分析及選取供油壓力 由于本系統(tǒng)適用于小型汽車，所以選擇合適且常用的7 MPa。 計(jì)算汽車在瀝青混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR，根據(jù)半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)進(jìn)行，即 其中：f即為輪胎與路面間的滑動(dòng)因數(shù)，一般取為0.7； G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)合，一般會(huì)選取0.5G，并且轎車車重一般會(huì)在1000KG到1500KG 之間，取1200KG，則G1=0.5*1200*9.8=5880N； P為輪胎氣壓，轉(zhuǎn)向輪在2.0MPa到2.5MPa之間取2.2MPa。（一般轎車輪胎冬 季2.5，夏季2.2，輪胎胎側(cè)上有輪胎可承受的最高氣壓，一般合理的氣壓為 輪胎上標(biāo)注最高氣壓的70%-80%，但最好不要高于輪胎上標(biāo)注的最高氣壓。） 3.3.2計(jì)算液壓缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 作用在直拉桿上的力為 則活塞上的負(fù)載力為 可以直接確定液壓缸有效面積Ap因?yàn)橐簤焊字苯油蟿?dòng)負(fù)載?？梢匀∝?fù)載壓力pL=2/3PS依據(jù)負(fù)載最佳匹配原則，則液壓缸的有效面積Ap為 按《液壓缸缸內(nèi)徑和活塞桿直徑系列》GB/T2348-1993圓整為D=20mm d=14mm。校核有效面積得 3.3.3確定伺服閥的規(guī)格 根據(jù)最大速度我們可以確定伺服閥的負(fù)載流量，即 12 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 此時(shí)伺服閥的壓降 由于伺服閥有泄漏現(xiàn)象，所以將流量增大20%，即 由伺服閥壓降-流量關(guān)系曲線查得額定流量（額定壓降為4.34MPa時(shí)的輸出流量）qn為2L/min的伺服閥根據(jù)qL和pv確定其滿足要求。 圖3-2閥壓降-流量關(guān)系圖 由本產(chǎn)品樣本選定FF101型力矩馬達(dá)型電液伺服閥，其主要性能參數(shù)如表3-3所示。 13 表3-3 1 15 參數(shù)名稱 數(shù)值 單位 額定空載流量 2 L/min 額定供油壓力范圍 2~28 MPa 額定電流 40 mA 顫振電流 幅度 10% mA 頻率 200 Hz 幅頻寬 100 Hz 分辨率 ≤1% 滯環(huán) ≤4% 零漂 ≤3% 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3.4系統(tǒng)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì) 3.4.1確定液壓缸和負(fù)載的傳遞函數(shù) 由于執(zhí)行器為雙桿液壓缸，兩個(gè)腔的總控制容積可以求得 在液體有效彈性模量 則有液壓固有頻率為： 選HM-22號(hào)液壓油，其中是運(yùn)動(dòng)粘度，取1*10-2Pa。 查閥壓降-流量關(guān)系，取閥芯直徑D=2.5mm，零開(kāi)口閥徑向間隙rc=5*10-6m 則伺服閥零位流量壓力系數(shù)為: 14 1 14 液壓缸的泄露系數(shù)可以忽略，則系統(tǒng)總流量壓力系數(shù)為 14 14 則液壓阻尼比 的計(jì)算值較少，可取=0.2 動(dòng)態(tài)柔度系數(shù) （3-7） 3.4.2電液伺服閥的傳遞函數(shù) 伺服閥可以近似看成二階震蕩環(huán)節(jié)這是因?yàn)樗欧y的頻寬2*3.14*100=628rad/s比液壓固有頻率較為接近， 1 15 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) （3-8） 在額定流量為qn=2L/min的閥實(shí)際供油壓力ps=7MPa時(shí)流量增益為 其中額定電流是In=40mA 由公式（3-7）（3-8）可得到系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù) （3-9） 式中；KV是系統(tǒng)開(kāi)環(huán)增益。 3.4.3繪制頻率特性曲線，根據(jù)穩(wěn)定性確定系統(tǒng)開(kāi)環(huán)增益 15 由系統(tǒng)開(kāi)環(huán)傳遞函（3-9）做出Kv=1時(shí)的系統(tǒng)開(kāi)環(huán)伯德圖，如圖3-4所示。 圖3-4 Kv=1時(shí)的系統(tǒng)開(kāi)環(huán)伯德圖 穩(wěn)定裕量在工程實(shí)際中是非常重要的，因?yàn)槲覀冃枰紤]理論計(jì)算當(dāng)中忽略的一些元素。因?yàn)樵撓到y(tǒng)是相位裕量較富裕的I型系統(tǒng)，在增益裕量滿足的條件下，相位裕量也能得到滿足。因此，為了使增益裕量滿足6dB指標(biāo)且富裕量又不能太大，我們控制0分貝線向下移動(dòng)，而我們所求系統(tǒng)開(kāi)環(huán)增益即為零分貝線移動(dòng)的距離。即 16 則，此時(shí)系統(tǒng)開(kāi)環(huán)伯德圖[8]如圖3-5所示。 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 圖3-5 Kv=31.5時(shí)的系統(tǒng)開(kāi)環(huán)伯德圖 3.5系統(tǒng)性能分析及改進(jìn) 3.5.1系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能計(jì)算 響應(yīng)速度即系統(tǒng)的快速性，我們可以用頻域指標(biāo)或時(shí)域指標(biāo)描述它。求解典型輸入（例如階躍信號(hào)）的過(guò)渡過(guò)程得到時(shí)域指標(biāo)，繁瑣高階微分方程的求解并不容易，可以依靠計(jì)算機(jī)數(shù)字仿真的手段進(jìn)行。頻率特性法可以確定頻域指標(biāo)（即頻寬）。幅頻寬和相頻寬即為閉環(huán)頻域指標(biāo)-頻寬。然而幅頻寬需在閉環(huán)對(duì)數(shù)幅頻特性曲線圖上求得[9]。 由系統(tǒng)開(kāi)環(huán)伯德圖可以看到，系統(tǒng)開(kāi)環(huán)穿越頻率。 16 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 閉環(huán)系統(tǒng)頻寬 17 3.5.2系統(tǒng)快速性（閉環(huán)參數(shù)）計(jì)算 閉環(huán)頻域指標(biāo)-頻寬分別為和相頻寬。在無(wú)特殊說(shuō)明時(shí)，常指幅頻寬。閉環(huán)對(duì)數(shù)幅頻特性曲線圖上我們求得幅頻寬。系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)伯德圖應(yīng)用尼克爾斯圖線轉(zhuǎn)換獲得閉環(huán)伯德圖。 閉環(huán)伯德圖3-6所示 圖3-6 閉環(huán)伯德圖 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 1 18 在系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)伯德圖上找出頻率在幅值比時(shí)的值，則以Hz為單位的頻寬為 （3-10） 分析表明，在已知開(kāi)環(huán)參數(shù)都比較小時(shí)，閉環(huán)參數(shù)與開(kāi)環(huán)參數(shù)有如下近似關(guān)系 其中 閉環(huán)慣性環(huán)節(jié)的轉(zhuǎn)折頻率； 閉環(huán)震蕩環(huán)節(jié)的固有頻率 閉環(huán)震蕩環(huán)節(jié)阻尼比 在初步設(shè)計(jì)時(shí)估算出系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)品質(zhì)依據(jù)的就是這些關(guān)系。 現(xiàn)在我們將系統(tǒng)的閉環(huán)伯德圖及開(kāi)環(huán)伯德圖放在同一平面上，如圖3-7所示。 18 3.5.4系統(tǒng) 1 19 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 圖3-7開(kāi)環(huán)與閉環(huán)伯德圖 由圖，我們可以發(fā)現(xiàn)閉環(huán)幅頻特性的幅值下降到-3dB時(shí)的頻率（即下降至低頻幅值的0.707時(shí)對(duì)應(yīng)的頻率范圍），近似等于閉環(huán)慣性環(huán)節(jié)轉(zhuǎn)折頻率，閉環(huán)慣性環(huán)節(jié)決定決定著系統(tǒng)的響應(yīng)速度。此轉(zhuǎn)折頻率時(shí)系統(tǒng)近似達(dá)到穩(wěn)定。又因?yàn)殚_(kāi)環(huán)幅頻特性的穿越頻率考慮到式（3-10），所以，頻率粗算時(shí)，對(duì)阻尼比較小的1型液壓伺服系統(tǒng)，可認(rèn)為閉環(huán)頻寬近似等于系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)穿越頻率，固有時(shí)也可以開(kāi)環(huán)穿越頻率來(lái)表示系統(tǒng)的響應(yīng)速度。本文選取閉環(huán)穿越頻率來(lái)作為系統(tǒng)的響應(yīng)速度。 3.5.3準(zhǔn)確性（穩(wěn)態(tài)誤差）計(jì)算 誤差問(wèn)題是控制系統(tǒng)的準(zhǔn)確問(wèn)題。穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)是輸入信號(hào)的響應(yīng)。想要瞬態(tài)部分消失系統(tǒng)進(jìn)入穩(wěn)態(tài)，需要穩(wěn)定的控制系統(tǒng)輸入作用并且系統(tǒng)運(yùn)行足夠長(zhǎng)時(shí)間。通常穩(wěn)態(tài)輸出與輸入信號(hào)具有相同的函數(shù)形式，但會(huì)存在穩(wěn)態(tài)誤差。穩(wěn)態(tài)誤差也是我們衡量系統(tǒng)性能的重 19 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 要標(biāo)志之一。 1，跟隨誤差。 本系統(tǒng)為對(duì)階躍輸入信號(hào)不存在穩(wěn)態(tài)位置誤差的I型系統(tǒng)。 2，干擾誤差。 在重力影響之下，我們可以把其當(dāng)做負(fù)載擾動(dòng)，系統(tǒng)方框圖之中，令s=0得對(duì)干擾的靜態(tài)方塊圖，求出輸出對(duì)重力干擾的閉環(huán)傳遞函數(shù) 圖3-8 對(duì)干擾的靜態(tài)方塊圖 （3-11） 從而，有重力引起的穩(wěn)態(tài)誤差為 3. 靜差。 當(dāng)伺服閥的分辨率為1%時(shí)，伺服閥的零漂電流為。 總的零漂電流 4，總穩(wěn)態(tài)誤差為以上誤差之和： 可見(jiàn)，滿足要求。 3.5.4系統(tǒng)性能改進(jìn) 在開(kāi)環(huán)穿越頻率處的開(kāi)環(huán)相頻特性與線的相位差稱為相位裕量，即 動(dòng)力元件參數(shù)所決定著電液伺服閥的性能。這種系統(tǒng)，想要單純依靠調(diào)整增益往往無(wú)法使得系統(tǒng)性能指標(biāo)得到有效的改進(jìn)，達(dá)到高性能的電液伺服系統(tǒng)，要對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行 20 第三章 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 校正。校正電液伺服系統(tǒng)的方法通常會(huì)有：滯后校正，速度、加速度校正以及壓力反饋和動(dòng)壓反饋校正。 1 21 針對(duì)本系統(tǒng)相位裕量偏大，系統(tǒng)阻尼偏少的缺點(diǎn)，在此引入加速度反饋校正。引入加速度反饋后可以顯著降低諧振峰值。同時(shí)對(duì)穩(wěn)定性進(jìn)行提高，也使得幅頻特性曲線上移，從而系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)增益和頻寬也得到了提高。系統(tǒng)的剛度及精度也會(huì)隨著而開(kāi)環(huán)增益的提高而提高。 引入加速度反饋使 則控制器的增益 校正后的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù)為： （3-12） 如圖3-9所示，我們可以發(fā)現(xiàn)相位裕量符合的要求。 良好伯德圖滿足下面三點(diǎn)： 1，低頻段的增益越高，系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)精度越高，此時(shí)說(shuō)明系統(tǒng)的控制力也是越強(qiáng)。 低頻段曲線的斜率表示系統(tǒng)的無(wú)差度。1型或1型以上的系統(tǒng)控制精度高，即低頻段漸近線的斜率至少為-20dB/dec?；蛘吒?。 2,中頻段在穿越頻率附近。 系統(tǒng)的穩(wěn)定性和響應(yīng)速度由中頻段所決定；我們想要提高常會(huì)受到系統(tǒng)穩(wěn)定性和高頻噪聲干擾的限制。處的斜率應(yīng)為20dB/dec。這樣的斜率使系統(tǒng)容易穩(wěn)定。 3，高頻段表現(xiàn)系統(tǒng)的復(fù)雜性。 我們希望高頻段曲線斜率至少為-60dB/dec，以此消除高頻噪聲的干擾。 21 第四章 電液伺服系統(tǒng)仿真 圖3-9校正后的系統(tǒng)開(kāi)環(huán)伯德圖 圖3-10校正后的系統(tǒng)閉環(huán)伯德圖 22 第四章 電液伺服系統(tǒng)仿真 第四章 電液伺服系統(tǒng)的仿真 在工程控制系統(tǒng)的分析設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們通過(guò)仿真，來(lái)直接的預(yù)測(cè)系統(tǒng)的靜態(tài)性能、動(dòng)態(tài)性能等，這樣可以避免因重復(fù)試驗(yàn)及加工所帶來(lái)的昂貴費(fèi)用，節(jié)約的成本，且可及早認(rèn)識(shí)該系統(tǒng)在動(dòng)態(tài)特性方面存在的問(wèn)題及薄弱環(huán)節(jié)，并加以糾正消除，從而縮短新產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)周期，節(jié)省人力物力資源，降低成本。仿真是指用一個(gè)模型來(lái)對(duì)實(shí)際系統(tǒng)進(jìn)行模擬實(shí)驗(yàn)研究的統(tǒng)稱[10]。 4.1仿真軟件介紹 4.1.1 MATLAB軟件介紹 MATLAB是英文Matrix Laboratory的縮寫(xiě)，是一個(gè)功能強(qiáng)大、廣泛應(yīng)用軟件，深受使用者們的喜愛(ài)。由美國(guó)Math Works公司開(kāi)發(fā)，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于自動(dòng)控制、圖像信號(hào)處理、生物醫(yī)學(xué)工程、時(shí)序分析與建模等許多領(lǐng)域。 MATLAB可分為五個(gè)部分： （1） MATLAB編程語(yǔ)言； （2） MATLAB集成系統(tǒng)； （3） MATLAB圖形系統(tǒng)； （4） MATLAB的大量數(shù)據(jù)計(jì)算庫(kù)函數(shù)； （5） MATLAB軟件接口函數(shù)。 4.1.2仿真工具包SIMULINK的簡(jiǎn)介 SIMULINK可以完成各種連續(xù)或是離散、線性或是非線性各類系統(tǒng)仿真，同時(shí)完成各種采樣系統(tǒng)仿真也是沒(méi)有問(wèn)題的。在高版本的MATLAB中有加入了很多的仿真算法。我們對(duì)于不同的系統(tǒng)會(huì)采用不同的仿真算法。其含有很多模塊，包括一些拓展模塊。具有各種系統(tǒng)的分析能力。使用便捷擁有較高的效率。 4.2系統(tǒng)的SIMULINK模型 1，系統(tǒng)傳遞函數(shù)圖[11] 2，系統(tǒng)的SIMULINK模型[12] 23 1 28 3，actuator模塊圖 4，PID控制模型圖 25 4.3系統(tǒng)的仿真結(jié)果分析 4.3.1無(wú)PID控制的系統(tǒng)仿真 系統(tǒng)在沒(méi)有經(jīng)過(guò)加速反饋時(shí)的系統(tǒng)響應(yīng)曲線。會(huì)存在較大波動(dòng)如圖4-1所示。 圖4-1系統(tǒng)響應(yīng)曲線 阻尼比提高到0.4時(shí)系統(tǒng)波動(dòng)比較小，但超調(diào)量較大。如圖4-2所示。 圖4-2阻尼比偏大時(shí)的響應(yīng)曲線 26 可看出限制液壓伺服系統(tǒng)性能指標(biāo)的主要原因即為阻尼，如果我們能將阻尼限制在一定的數(shù)值，系統(tǒng)的性能可以得到顯著的提高，如圖4-3。仿真結(jié)果存在一定的波動(dòng)是由于車輪轉(zhuǎn)向阻力引起的，轉(zhuǎn)向阻力就是干擾誤差。系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)間較小，也沒(méi)有超調(diào)量，符合系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求。 26 第四章 電液伺服系統(tǒng)仿真 圖4-3校正后的系統(tǒng)響應(yīng)曲線 4.3.2系統(tǒng)PID控制器設(shè)計(jì)及仿真分析 本系統(tǒng)由于在使用過(guò)程中元件磨損等原因，使系統(tǒng)響應(yīng)性能發(fā)生變化，可能達(dá)不到預(yù)定要求，還有系統(tǒng)存在一定的穩(wěn)態(tài)誤差（重力的干擾誤差）故在此引入PID控制器的概念。目的是在系統(tǒng)的參數(shù)發(fā)生變化的時(shí)候，可方便的通過(guò)調(diào)節(jié)PID控制器來(lái)滿足我們的要求。 PID控制器各校正環(huán)節(jié)的作用如下： 1，比例環(huán)節(jié)：偏差產(chǎn)生時(shí)，控制器立即起到控制作用，以減少偏差。 2，積分環(huán)節(jié)；他可以是穩(wěn)定的閉環(huán)系統(tǒng)沒(méi)有穩(wěn)態(tài)誤差。 3，微分環(huán)節(jié)：需要時(shí)可以引入有效的早期修正信號(hào)，從而減少調(diào)節(jié)時(shí)間。系統(tǒng)的響應(yīng)速度會(huì)隨著微分系數(shù)越少而變得越快，同時(shí)超調(diào)越大[13]。 對(duì)PID參數(shù)進(jìn)行整定，我們這里采用的是基于Ziegler-Nichols的方法。該方法整定比例系數(shù)Kp的思想首先使得，然后逐漸增加Kp直至系統(tǒng)開(kāi)始振蕩（即閉環(huán)極點(diǎn)在軸上），再將Kp乘以0.6。 （5-1） 27 28 式中：Km為系統(tǒng)開(kāi)始振蕩時(shí)的K值。 （5-2） 式中：為震蕩頻率。 （5-3） 在此通過(guò)開(kāi)環(huán)系統(tǒng)的根軌跡圖分析確定閉環(huán)系統(tǒng)的特性[14]，根軌跡圖如圖（4-4）所示。 圖4-4 系統(tǒng)根軌跡圖 在兩個(gè)復(fù)數(shù)分支穿越虛軸時(shí)系統(tǒng)增益該點(diǎn)頻率此時(shí)的比例系數(shù)Kp為； 27 系統(tǒng)的PID控制器的傳遞函數(shù)： （5-4） 對(duì)Kp取不同值時(shí)系統(tǒng)階躍響應(yīng)圖如圖（4-5）所示[16]。 最終確定的系統(tǒng)SIMULINK模型圖。 響應(yīng)曲線如圖（4-6）所示，該系統(tǒng)響應(yīng)值為1弧度。 圖4-5不同Kb值閉環(huán)系統(tǒng)階躍響應(yīng) PID調(diào)節(jié)器參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響： 1. 放大倍數(shù)Kp對(duì)系統(tǒng)性能的影響 （1）對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能：加大Kp，將使得系統(tǒng)動(dòng)作更加的靈敏，響應(yīng)速度也會(huì)隨之加快，衰減振蕩次數(shù)也會(huì)隨之增多，調(diào)節(jié)的時(shí)間也會(huì)增長(zhǎng)。太小時(shí)系統(tǒng)的響應(yīng)的速度會(huì)減慢。 （2）只要我們可以保證系統(tǒng)穩(wěn)定，我們可以適當(dāng)?shù)募哟驥p以此來(lái)減少余差（殘差）或穩(wěn)態(tài)誤差，不過(guò)我們不可能依靠它來(lái)消除余差。因此，整定主要依據(jù)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能。 2. 積分時(shí)間對(duì)系統(tǒng)性能的影響 （1）對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能：系統(tǒng)的穩(wěn)定性通常不會(huì)受積分時(shí)間的影響。Ti太小。系統(tǒng)將不穩(wěn)定，因?yàn)門(mén)i偏小振蕩次數(shù)較多；Ti太大，系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能會(huì)隨之變差；只有當(dāng)Ti較為合適，會(huì)獲得理想的過(guò)渡過(guò)程特性。 （2）對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)性能：系統(tǒng)余差可以通過(guò)積分時(shí)間Ti的作用來(lái)消除消除，從而達(dá)到提高系統(tǒng)的控制精度的目的，但若Ti太大，積分作用就會(huì)比較弱，對(duì)余差的減少作用不大。 3.微分時(shí)間Td對(duì)系統(tǒng)性能的影響 （1）對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能：Td的增加可以較為有效的改善系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，超量減少的話，可以縮短調(diào)節(jié)時(shí)間，允許使穩(wěn)態(tài)誤差（余差）減少，提高控制精度。 （2）對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)性能：加入該環(huán)節(jié)可以在誤差出現(xiàn)時(shí)或者變化瞬間，按偏差變化的趨向?qū)ζ溥M(jìn)行控制。將其引進(jìn)一個(gè)早期的修正作用，這么做可以有效地提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。 29 圖4-6 PID校正的系統(tǒng)階躍響應(yīng) 30 第五章 結(jié)論與展望 第五章 結(jié)論和展望 電液伺服控制系統(tǒng)的組成原理分類、計(jì)算機(jī)控制原理（PID控制原理)和計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)（SIMULINK仿真）等在文中得到了闡述。本文根據(jù)設(shè)計(jì)要求選用了合適的液壓油，根據(jù)所選用的液壓油來(lái)設(shè)計(jì)計(jì)算所需的電液伺服閥和液壓缸，并建立了相應(yīng)元件的數(shù)學(xué)模型，進(jìn)行了計(jì)算機(jī)仿真。驗(yàn)證了系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可行性。我們?cè)谙到y(tǒng)中引入了加速度反饋，其目的是使得電液伺服系統(tǒng)的性能能夠得到了有效的改善以及提高。通過(guò)研究對(duì)本系統(tǒng)可得出如下結(jié)論： 1，轉(zhuǎn)向阻力就是系統(tǒng)的干擾因素，它的改變會(huì)直接影響系統(tǒng)的性能，如系統(tǒng)的穩(wěn)定性、固有頻率、響應(yīng)速度等