Диссертация (Разработка и исследование электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней), страница 10

Обновлениеинформации на портах ввода и вывода происходит с частотой 1 кГц. В программеуправления также организован обмен данными с пользовательским интерфейсом.Пользовательский интерфейс представляет собой приложение с графическойоболочкой, с помощью которой можно задавать желаемые параметры работыпривода, выбирать режим работы, записывать и визуализировать экспериментальныеданные.

Обновление информации на экране пользовательского интерфейсапроисходит с частотой 10 Гц.873.4. Выводы по результатам главы 3.1. Разработанный экспериментальный комплекс может быть использован дляэкспериментального исследования электрогидравлического привода сраздельным управлением группами поршней.2. При создании комплекса кроме обязательного датчика углового положениявала привода необходимо также предусмотреть возможность измерениядавлений в полостях цилиндров при помощи датчиков давлений и расходанасосной станции при помощи расходомера.3. Программу, реализующую алгоритмы управления приводом, рекомендуетсяреализовывать в операционной системе реального времени.88Глава 4. Разработка специальных алгоритмов управления.4.1. Алгоритм управления с коррекцией взаимного нагружения.Математическое моделирование позволило установить причины, взаимногонагружения приводов.

В главе 2 показаны физические принципы, его вызывающие, атакже указаны характеризующие его параметры. Взаимное нагружение негативносказывается на работе привода, элементы его конструкции работают приповышенных нагрузках. Усилие, развиваемое ведущим приводом в большей степенирасходуется не на преодоление внешней нагрузки, а на преодоление сопротивлениядвижению со стороны ведомого привода. Влияние этого, безусловно, вредногоявления необходимо минимизировать.Можно выделить как минимум два подхода к устранению взаимонагружения: повышение качества электрогидравлических усилителей и другихсоставляющих элементов конструкции привода; синтез алгоритмов коррекции сигнала управления.Для формирования требований к качеству элементов конструкции и созданияалгоритмов коррекции необходимо провести детальное исследование с применениемматематической модели.Наиболее проблемными моментами с точки зрения работы привода являютсяпереход золотника распределителя через нулевое положение и соответствующийэтому переход поршня гидроцилиндра через мертвую точку.

Как видно из графика наРисунке 4.1, в окрестности мертвой точки поршня один из приводов создает моментсопротивления.89Рисунок 4.1. Взаимное нагружение приводов.Момент сопротивления движению определяется двумя факторами: разницейдавлений в полостях цилиндра и силой трения в цилиндре. Компенсировать силутрения в цилиндре очень сложно. Наиболее эффективно с ней можно бороться,устанавливая хорошие уплотнения штока и поршня с низким коэффициентом трения.Разница давлений в момент прохождения поршнем мертвых точек может несоответствовать желаемой в силу ряда причин, перечисленных выше, однако, дляманипулирования ею можно ввести дополнительные корректирующие обратныесвязи по давлениям в полостях цилиндров.При работе привода в режиме слежения по углу поворота выходного валанапряжение, подаваемое на электрогидравлические усилители вычисляется последующей зависимости: = ∙ ∆ ∙ sin( + 0 )В простейшем случае можно ввести дополнительную обратную связь поразнице давлений в полостях следующим образом: = ∙ ∆ ∙ sin( + 0 ) − ∙ ( − ),где и – давления в полостях A и B i-го цилиндра, и – коэффициенты, характеризующие степень слежения по углу поворотаи степень корректировки давления.Результат работы такой обратной связи можно наблюдать на Рисунке 4.2.90Рисунок 4.2.

Результаты применения коррекции с постоянными коэффициентами.Таким образом удается практически полностью убрать взаимное влияние.Однако, этот способ имеет существенный недостаток. Постоянная коррекцияразницы давлений не только убирает взаимное нагружение, но и изменяетхарактеристику привода, делая ее более мягкой. На Рисунке 4.3 показано как меняетсяскорость вращения вала привода при возникновении внешнего нагружающегомомента.Рисунок 4.3. Скорость вращения вала при коррекции с постояннымикоэффициентами.Равномерность скорости вращения вала ухудшается с ростом внешнегонагружающего момента. Равномерность скорости напрямую характеризует точность91слежения по углу поворота вала. При значении момента 80 Нм непрерывное вращениепрекращается, выходной вал движется рывками.Устранитьуказанныйнедостатокможновведениемпеременныхкоэффициентов, характеризующих степень слежения по углу поворота и степенькорректировки давления.

Общий принцип построения такой корректирующейобратной связи следующий: при достижении поршнем некоторой зоны около мертвойточки коэффициент , характеризующий степень слежения по углу поворота,уменьшается, а коэффициент , характеризующий степень корректировки давления,возрастает от нуля до некоторого значения. Наглядная графическая интерпретацияэтого метода показана на Рисунке 4.4.Рисунок 4.4. Графическое представление алгоритма коррекции.Для задания характера изменения коэффициентов и желательноиспользовать монотонную непрерывную функцию, т.к. их ступенчатое изменениеможет вызвать нежелательные скачки давлений и рывки в движении выходного вала.Для синтеза желаемого закона изменения за исходную форму можно взять функциюгиперболического тангенса.

Такой подход с заменой ступенчатой функции нафункциюгиперболическоготангенсаширокоприменяетсяприописаниидинамических систем, создании компьютерных сетей [60], в процессах цифровойобработки звука [61], а также при создании специализированных вычислительныхсредств. В частности, в программном комплексе SimulationX, предназначенном для92моделирования различного рода систем, во многих случаях функция сигнум замененана гиперболический тангенс.Зависимость значений коэффициентов от угла поворота вала (или от координатпоршней) будем называть законом переключения коэффициентов.Введем двевеличины, характеризующие этот закон:гр – граничное безразмерное смещение поршня.

При |п | ≥ гр включаетсякоррекция.п – коэффициент наклона переключающей кривой. Этот коэффициентхарактеризует скорость переключения коэффициентов в окрестности гр .Тогда значения безразмерных коэффициентов и могут быть вычисленыследующим образом: = 0,25 ∙ (1 + tanh(гр − п )) + 0,5 = 0,25 ∙ (1 + tanh(гр − п )),где п – безразмерное смещение поршня.пп = ,кгде п – смещение поршня,к – радиус кривошипа.На Рисунке 4.5 показан вид переключающих кривых для обоих коэффициентовпри различных значениях гр и п .93Рисунок 4.5. Зависимость коэффициентов коррекции от хода поршня.Коэффициент изменяется в пределах 0,5…1, т.е. слежение по углу поворотав окрестности мертвых точек поршня не отключается полностью, а уменьшается в двараза. Коэффициент изменяется в пределах 0…0,5.Результат применения предложенного способа коррекции показан на Рисунке4.6. В этом случае удается существенно снизить взаимное нагружение приводов, атакже снизить число переключений «ведущий-ведомый».Рисунок 4.6.

Результат применения коррекции с переменнымикоэффициентами.94Еще одним преимуществом рассматриваемого метода является тот факт, что вкаждый момент времени как минимум один из приводов осуществляет слежение поуглу поворота и точность слежения не снижается с ростом внешнего нагружающегомомента. Это проиллюстрировано на Рисунке 4.7. Характер изменения скоростислабо зависит от внешнего момента даже при больших его значениях.

Изменениекоэффициентов и совместно с перемещением поршней показано на Рисунке4.8.Рисунок 4.7. Скорость вращения вала при коррекции с переменнымикоэффициентами.Рисунок 4.8. Кривые переключения коэффициентов.954.2. Алгоритм управления, повышающий энергетическую эффективностьОпределение параметров, влияющих на работу привода.Параметры работы привода зависят от многих факторов, основными средикоторых основными являются тип и величина приводимой нагрузки, режимфункционирования и алгоритмы управления. Последний из перечисленных факторовпозволяет также воздействовать на параметры работы привода.Как было показано в главе 1, для получения равномерного вращения выходноговала необходимо обеспечить движение золотников по законуз = (, н ) cos(( + 0 )Однако, это имеет место только в случае идеализированного рабочего процесса,при котором жидкость рассматривается как несжимаемая, золотниковые парыидеальными с геометрической точки зрения, а распределяющие устройства обладаютидеальными динамическими характеристиками.В действительности, каждый их этих факторов может существенно повлиять накачество характеристик привода.Проиллюстрируемсказанное,воспользовавшисьполученнойвышематематической моделью.

Рассмотрим характер изменения угловой скорости идавления в одной полости первого гидроцилиндра. Моделирование проведем длядвух значений угловой скорости, первую из 1 них условно назовем низкой, а вторую2 – высокой. Абсолютные величины этих скоростей отличаются в 10 раз. При этоммомент нагрузки на выходном звене примем равным нулю. При каждом значениискорости используем тристепени подробностиматематическогоописанияраспределяющих устройств, указанные в Таблице 3.Таблица 3.№ УгловаяУчет параметров микрогеометрии Учет динамических свойствскорость золотниковых пар121распределяющих устройствнетнетданет963дада4нетнетданетдада562Характер изменения угловой скорости для случаев 1, 2 и 3 показан на Рисунке4.9, а для случаев 4, 5 и 6 – на Рисунке 4.10.Рисунок 4.9.

Угловая скорость для случаев 1, 2, 3.Рисунок 4.10. Угловая скорость для случаев 4, 5, 6.Давления в полости цилиндра для случаев 1, 2, 3 приведены на Рисунке 4.11, адля случаев 4, 5, 6 – на Рисунке 4.12.97Рисунок 4.11. Давления для случаев 1, 2, 3.Рисунок 4.12. Давления для случаев 4, 5, 6.Для удобства представления все величины на графиках нормированы, т.е. ихтекущее значение отнесено к среднему за период.