吳上生 林旺陽(yáng) 戴水文

(1.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院, 廣東 廣州 510640; 2.廣東明和智能設(shè)備有限公司, 廣東 廣州 511455)

自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)動(dòng)態(tài)特性及仿真*

吳上生1林旺陽(yáng)1戴水文2

(1.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院, 廣東 廣州 510640; 2.廣東明和智能設(shè)備有限公司, 廣東 廣州 511455)

提出了一種平面移動(dòng)式立體車(chē)庫(kù)用的自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái),分析了其自動(dòng)對(duì)中的工作原理和液壓系統(tǒng)回路;建立了對(duì)稱(chēng)閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)的模型,推導(dǎo)了液壓缸活塞桿位移和伺服閥閥芯位移的傳遞函數(shù);在AMESim和Simulink中分別建立了液壓系統(tǒng)模型和輸入信號(hào)模型,推導(dǎo)了輸入信號(hào)和活塞桿位移的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù),論證了此閉環(huán)系統(tǒng)的穩(wěn)定性;應(yīng)用AMESim/Simulink對(duì)液壓系統(tǒng)回路的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行聯(lián)合仿真,得到了不同輸入條件下兩活塞桿位移曲線以及兩活塞桿位移的誤差曲線.仿真結(jié)果表明,兩活塞桿位移存在一定失真度但屬于正常現(xiàn)象,說(shuō)明該裝置可行并有效.

自動(dòng)對(duì)中;液壓系統(tǒng)回路;液壓缸;伺服閥;聯(lián)合仿真

汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)是平面移動(dòng)式立體車(chē)庫(kù)中重要的設(shè)備之一,具有能在狹小空間內(nèi)自動(dòng)轉(zhuǎn)向的優(yōu)點(diǎn)[1].傳統(tǒng)的汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)通過(guò)采用外置式來(lái)提高進(jìn)車(chē)時(shí)車(chē)輛的對(duì)中度,這樣的設(shè)計(jì)增加了司機(jī)的停車(chē)難度,同時(shí)需要與搬運(yùn)器結(jié)合才能將車(chē)輛送入提升井中,并且需要占用額外的面積而減小停車(chē)密度.液壓系統(tǒng)具有高精度、高響應(yīng)等顯著優(yōu)點(diǎn)[2],作為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件,液壓缸質(zhì)量輕、慣性小、集成度高且力矩大,方便過(guò)載保護(hù)設(shè)計(jì)[3- 4],同時(shí)非對(duì)稱(chēng)液壓缸具有結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠及生產(chǎn)成本低等優(yōu)點(diǎn),因而廣泛應(yīng)用于車(chē)輛、工程機(jī)械、礦山機(jī)械等的液壓系統(tǒng)中[5].

文中應(yīng)用液壓缸驅(qū)動(dòng)技術(shù)解決汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)自動(dòng)對(duì)中的運(yùn)動(dòng)特性問(wèn)題，提出一種用于平面移動(dòng)式立體車(chē)庫(kù)的自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái),汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)內(nèi)置于立體車(chē)庫(kù)的提升井中,采用液壓缸驅(qū)動(dòng)方式實(shí)現(xiàn)車(chē)輛在載車(chē)板上的自動(dòng)對(duì)中.應(yīng)用AMESim軟件建立相應(yīng)的液壓系統(tǒng)同步缸位置同步回路模型,利用Simulink建立仿真控制模塊,對(duì)位置同步回路控制的穩(wěn)定性進(jìn)行驗(yàn)證,對(duì)液壓缸活塞桿的位移輸出進(jìn)行Matlab/Simulink聯(lián)合仿真,得到其活塞桿位置同步的失真度,據(jù)此驗(yàn)證該液壓缸驅(qū)動(dòng)自動(dòng)對(duì)中裝置的可行性以及有效性.

1 自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)工作原理

根據(jù)平面移動(dòng)式立體車(chē)庫(kù)的整體結(jié)構(gòu),基于液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的原理設(shè)計(jì)了如圖1所示的自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái),其運(yùn)動(dòng)狀態(tài)主要包括旋轉(zhuǎn)盤(pán)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)、提升臂的上下運(yùn)動(dòng)和液壓缸活塞桿的水平運(yùn)動(dòng).存車(chē)時(shí),旋轉(zhuǎn)盤(pán)5旋轉(zhuǎn)90°,待存車(chē)輛開(kāi)進(jìn)到梳齒型載車(chē)板4上后,旋轉(zhuǎn)盤(pán)5往回旋轉(zhuǎn)90°而回到原位置,梳齒型載車(chē)板4下方的提升臂1開(kāi)始上升直到剛好提起待存車(chē)輛,此時(shí)待存車(chē)輛離開(kāi)梳齒型載車(chē)板4交換至提升臂1的導(dǎo)輪梳齒架上,液壓缸3伸出活塞桿開(kāi)始進(jìn)行對(duì)中過(guò)程,完成對(duì)中后活塞桿回到液壓缸內(nèi),待存車(chē)輛的中心線與梳齒架中心線吻合.

圖1 自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái)結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of automatic centering car rotary platform

對(duì)中過(guò)程如圖2所示,假定待存車(chē)輛車(chē)輪相對(duì)角鐵的初始位置如圖2(a)所示,左間距為x1,右間距為x2,且x1

圖2 對(duì)中過(guò)程示意圖Fig.2 Schematic diagram of automatic centering process

2 液壓缸位置同步回路設(shè)計(jì)與分析

2.1 液壓缸位置同步回路設(shè)計(jì)

根據(jù)自動(dòng)對(duì)中的原理,設(shè)計(jì)了如圖3所示的液壓缸位置同步回路,使系統(tǒng)中兩個(gè)活塞桿在理論上實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的同步[6- 7].

如圖3所示,在液壓系統(tǒng)同步回路中,主要包括兩臺(tái)液壓缸、兩臺(tái)電磁換向閥、油箱、溢流閥、液壓泵和電機(jī)等,液壓缸采用的是非對(duì)稱(chēng)液壓缸即單活塞桿液壓缸,電磁換向閥采用的是對(duì)稱(chēng)的三位四通伺服閥.通過(guò)兩臺(tái)對(duì)稱(chēng)閥3、4分別控制兩臺(tái)非對(duì)稱(chēng)液壓缸1、2的運(yùn)動(dòng)狀態(tài),采用完全相同的液壓缸、伺服閥以及管道,在理想情況且外力條件相同時(shí),兩活塞桿的位移軌跡相吻合,則實(shí)現(xiàn)位置的同步控制.

圖3 液壓缸位置同步回路Fig.3 Position synchronous circuit of hydraulic cylider

2.2 對(duì)稱(chēng)閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)分析

根據(jù)圖3所示的液壓系統(tǒng)回路中的液壓缸和伺服閥,可得到如圖4所示的對(duì)稱(chēng)閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)模型.非對(duì)稱(chēng)液壓缸的兩腔面積不等,典型的非對(duì)稱(chēng)液壓缸有單活塞桿液壓缸[8- 9].

圖4 對(duì)稱(chēng)閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)

Fig.4 Power mechanism of asymmetric hydraulic cylider controlled by symmetric valve

無(wú)桿腔(即進(jìn)液腔)的流量連續(xù)方程為

(1)

式中:Q1為液壓缸進(jìn)液管路流量,m3/s；Ci、Ce為液壓缸內(nèi)、外泄漏系數(shù),m3/(s·Pa)；p1、p2為液壓缸無(wú)桿腔、有桿腔壓力,Pa；A1為液壓缸無(wú)桿腔面積,m2；y為活塞桿位移,m；V1為液壓缸進(jìn)液腔液體容積,m3；βe為液體體積彈性模量,Pa.

王傳禮等[10]總結(jié)前人的研究得出以下結(jié)論,以定義QL和pL:

(2)

式中，A2為液壓缸有桿腔面積.

根據(jù)流體力學(xué),理想狀態(tài)下的閥流量方程為

(3)

(4)

式中:cd為伺服閥閥口流量系數(shù)；w為伺服閥節(jié)流口面積梯度,m；xv為伺服閥閥芯位移,m；ρ為油源密度,kg/m3；pS為油源壓力,Pa.

結(jié)合式(1)-(4)得到

(5)

(6)

式中:Vt1為等效總?cè)莘e,m3,Vt1=4V1/(1+n3)；Ctp1為等效泄漏系數(shù),m3/(s·Pa)；Cts1為附加泄漏系數(shù),m3/(s·Pa).

由式(3)、(5)得到伺服閥負(fù)載流量方程：

(7)

則線性化方程

QL=kqxv-kcpL

(8)

液壓缸的力平衡方程為

(9)

式中:B為粘性阻尼系數(shù),N·s/m；K為彈性剛度,N/m；FL為負(fù)載力,N；m為活塞桿的等效質(zhì)量,kg.

對(duì)式(6)、(8)-(9)進(jìn)行拉式變換，得

(10)

QL=kqXv-kcpL

(11)

A1pL=(ms2+Bs+K)Y+FL

(12)

由式(10)-(12)得到閥控液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)的關(guān)系式[11- 12]:

式中,Kce1為總流量壓力系數(shù),Kce1=Kc+Ctp1.

文中所述的液壓系統(tǒng)中無(wú)彈性負(fù)載,即K=0,且存在BKce1?1,mKce1?1,A1Cts1PS?1,所以將上式近似簡(jiǎn)化為

(13)

2.3 系統(tǒng)參數(shù)及傳遞函數(shù)確定

根據(jù)液壓系統(tǒng)的實(shí)際情況,得到系統(tǒng)的參數(shù)如下:cd=0.62,w=0.01 m,ρ=870 kg/m3,βe=1.4×109Pa,Ce=0 m3/(s·Pa),Ci=5×10-11m3/(s·Pa),pS=9×106Pa,pL=6×106Pa,B=500 N·s/m,m=26.843 kg,FL=4×103N,K=0 N/m,A1=1.26×10-3m2,A2=0.88×10-3m2,Ctp1=5.55×10-11m3/(s·Pa),kq=0.444,Ctp2=3.88×10-11m3/(s·Pa),Vt1=0.9×10-3m3.PL為工作壓力，Pa.

將上述數(shù)據(jù)代入式(13),得到活塞桿位移與伺服閥閥芯位移的關(guān)系式:

對(duì)上面等式右邊第(2)式進(jìn)行反拉式變換,得到

0.14coswnt-0.24sinwnt.

其中,頻率wn=606Hz,周期T=0.00165s,在仿真采樣時(shí)間設(shè)定為0.01s的條件下,將此干擾在計(jì)算中忽略.故在后續(xù)計(jì)算中假定傳遞函數(shù)

(14)

3 液壓系統(tǒng)模型的建立以及穩(wěn)定性分析

3.1 液壓系統(tǒng)AMESim仿真模型的建立

根據(jù)圖3所示的液壓系統(tǒng)位置同步回路,為克服負(fù)載、摩擦阻力、泄漏、制造質(zhì)量和結(jié)構(gòu)變形的差異,增加了合適的控制模塊和負(fù)反饋控制,使系統(tǒng)在不同負(fù)載下實(shí)現(xiàn)高精度的位置同步運(yùn)動(dòng),并在AMESim平臺(tái)中繪出仿真模型,如圖5所示[13- 14].

給定位移目標(biāo)信號(hào)r(t),即輸入位移信號(hào)；y1(t)和y2(t)為位置傳感器檢測(cè)信號(hào),即輸出位移信號(hào).活塞直徑為40mm,活塞桿直徑為22mm,活塞桿最大行程為0.3 m,m=28.843 kg；庫(kù)侖摩擦力為100 N,靜摩擦力為100 N,內(nèi)泄漏系數(shù)為10-7L/(min·Pa),其他采用系統(tǒng)的默認(rèn)參數(shù)[15- 16].

圖5 同步回路AMESim仿真模型Fig.5 Simulation model of synchronous circuit in AMESim

3.2 系統(tǒng)傳遞函數(shù)的建立

若存在負(fù)載時(shí)系統(tǒng)穩(wěn)定,則空載時(shí)穩(wěn)定,故只分析式(13)中代入具體負(fù)載值FL=4×103N時(shí)的系統(tǒng)穩(wěn)定性,且負(fù)載值安全系數(shù)約為2.根據(jù)圖5的液壓傳動(dòng)系統(tǒng),得到輸入與輸出的傳遞函數(shù)方框圖,如圖6所示.

圖6 系統(tǒng)傳遞函數(shù)方框圖Fig.6 Block diagram of system transfer function

根據(jù)圖6的方框圖,得到液壓傳動(dòng)系統(tǒng)輸出與輸入信號(hào)的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù)為

GK(s)=K2G1(s)GF(s)

(15)

其中增益

K2=1 000

(16)

G1(s)為伺服閥閥芯位移與輸入電信號(hào)之間的傳遞函數(shù)，其動(dòng)態(tài)特性由一個(gè)二階振蕩環(huán)節(jié)來(lái)表示[17]：

設(shè)置AMESim液壓傳動(dòng)系統(tǒng)模型中伺服閥模塊的各參數(shù)為:額定電流I=10 mA,固有頻率wn=100 Hz,阻尼比ξ=0.7；得伺服閥輸入電流信號(hào)與閥芯位移的傳遞函數(shù)為

(17)

由式(14)-(17)得到系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù)：

GK(s)=

(18)

3.3 系統(tǒng)的穩(wěn)定性分析

(1)穩(wěn)態(tài)誤差分析

因輸入信號(hào)為分段斜坡函數(shù),根據(jù)自動(dòng)控制原理的定理,單位斜坡信號(hào)的穩(wěn)態(tài)誤差為

在本系統(tǒng)中,由于輸入信號(hào)的最大值Max<0.3m,且0.3ess=0.003m=3mm,對(duì)中結(jié)果的要求在10mm以內(nèi),對(duì)于傳動(dòng)系統(tǒng)來(lái)說(shuō),此穩(wěn)定誤差是可接受的,又因負(fù)載值的安全系數(shù)為2,故可認(rèn)為實(shí)際情況下的穩(wěn)態(tài)誤差值小于0.01，滿足誤差要求.

(2)動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性分析

根據(jù)系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù)GK(s),在Matlab中輸入命令nyquist(num,den)得到圖7所示的開(kāi)環(huán)系統(tǒng)幅相頻率特性曲線.

圖7 系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)幅相頻率特性曲線Fig.7 Open-loop amplitude phase frequency characteristic curve of system

由圖7易看出,穿越點(diǎn)在-0.75附近,而且相角裕度γ=13°>0,幅值裕度hg=1.3>0；根據(jù)nyquist穩(wěn)定判據(jù),開(kāi)環(huán)系統(tǒng)的幅相特性曲線在實(shí)軸(-∞～-1)區(qū)段沒(méi)有穿越,即N=0；而開(kāi)環(huán)系統(tǒng)在右半s平面也沒(méi)有極點(diǎn),即P=0,則N=-P=0,故閉環(huán)系統(tǒng)是穩(wěn)定的[18].同時(shí)得到系統(tǒng)的幅值裕度g=1.33,相角裕度p=31.09,系統(tǒng)還具有一定的相對(duì)穩(wěn)定性,雖然幅值裕度未到達(dá)工程一般要求的g>2(即6dB),但系統(tǒng)已實(shí)現(xiàn)穩(wěn)態(tài)誤差的達(dá)標(biāo)，故忽略此不足之處.

對(duì)于可能減小或消除穩(wěn)態(tài)誤差的PI或PID控制進(jìn)行檢驗(yàn),發(fā)現(xiàn)會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的不穩(wěn)定,結(jié)合穩(wěn)態(tài)誤差值以及幅相頻率曲線,故采用比例控制而非PI或PID控制.

4 動(dòng)態(tài)特性聯(lián)合仿真

4.1 位移目標(biāo)信號(hào)在Simulink中的實(shí)現(xiàn)

在Simulink中得到目標(biāo)位移和兩活塞桿負(fù)載3個(gè)輸入信號(hào),如圖8所示,S-Function左端的3個(gè)接口f2、x、f1與AMESim中一一對(duì)應(yīng).

模型中的參數(shù)a=min(x1,x2),b=(x1+x2)/2,仿真時(shí)在Matlab中輸入多組a、b值,從而模擬多種狀態(tài)下的系統(tǒng)運(yùn)行結(jié)果.

圖8 控制系統(tǒng)輸入信號(hào)Simulink模型Fig.8 Model of control system input signal in Smulink

4.2 負(fù)載力在Simulink中的模擬

根據(jù)圖2,兩活塞桿端所受的負(fù)載力的時(shí)刻是不同的,初始負(fù)載力均為0.兩活塞桿同時(shí)伸出運(yùn)動(dòng)時(shí),靠車(chē)輪較近的活塞桿端先受到逐漸增大的負(fù)載力,達(dá)到最大后趨于穩(wěn)定值；一定時(shí)間后,另一活塞桿端才受到同樣逐漸增大的負(fù)載力,達(dá)到最大值后,兩活塞桿同時(shí)縮回運(yùn)動(dòng),兩活塞桿端的負(fù)載力同步逐漸減小至0,直到兩活塞桿回到液壓缸內(nèi).

故負(fù)載力由分段時(shí)間函數(shù)表示,其節(jié)點(diǎn)時(shí)刻隨a、b變化,圖8中得到目標(biāo)信號(hào)的同時(shí)還得到兩個(gè)跟隨目標(biāo)信號(hào)變化的負(fù)載力信號(hào),其表達(dá)式如下：

(19)

(20)

4.3 系統(tǒng)基于AMESim/Simulink的聯(lián)合仿真

對(duì)于普通轎車(chē)型來(lái)說(shuō),其左右輪距范圍一般為1 450～1 550 mm,輪胎寬度230 mm左右,從而得到左右輪內(nèi)距范圍為1 220～1 320 mm,系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中初始狀態(tài)時(shí)兩液壓桿間距為820 mm,得到圖中b=(x1+x2)/2值的取值范圍為200～250 mm,故得到表1輸入?yún)?shù)表.

將表1中的7組數(shù)值輸入到Matlab中分別運(yùn)行,得到7組目標(biāo)位移x輸入信號(hào)曲線以及7組負(fù)載力f1、f2信號(hào)曲線,運(yùn)行聯(lián)合仿真,Simulink中生成的3個(gè)信號(hào)x、f1、f2輸入至AMESim中,仿真結(jié)束后得到7組活塞桿1、2位移曲線和兩活塞桿位移誤差曲線,如圖9-11所示.

表1 初始狀態(tài)間距及a、b值

Table 1 Space in initial state as well asaandbvalues mm

組數(shù)x1x2ab=(x1+x2)/2150350502100300100315025015045045050510040010061503501507200300200200250

從圖9和10易看出,7組數(shù)值下活塞桿的位移曲線與目標(biāo)曲線幾乎重合；從誤差曲線圖11看出,7組條件下兩活塞桿位移的誤差最大值為2.25 mm左右,對(duì)于活塞桿運(yùn)動(dòng)距離至少為0.2 m的系統(tǒng)來(lái)說(shuō),最大誤差em=2.25/200=0.01125=1.125%,考慮到推導(dǎo)過(guò)程中簡(jiǎn)化及忽略了一些計(jì)算,同時(shí)將負(fù)載信號(hào)近似為階躍信號(hào)而帶來(lái)偏差,故此誤差值屬于正?，F(xiàn)象,至此驗(yàn)證了自動(dòng)對(duì)中裝置的可行性.

圖9 b=0.2 m時(shí)的3組位移結(jié)果曲線Fig.9 Three groups of displacement result curves when b=0.2 m

圖10 b=0.25 m時(shí)的4組位移結(jié)果曲線Fig.10 Four groups of displacement result curves when b=0.25 m

圖11 7組活塞桿1、2位移誤差曲線

Fig.11 7 groups of displacement error curves between piston rod 1 and 2

5 結(jié)論

文中提出了一種用于平面移動(dòng)式立體車(chē)庫(kù)的自動(dòng)對(duì)中式汽車(chē)回轉(zhuǎn)臺(tái),說(shuō)明了其自動(dòng)對(duì)中的工作原理以及實(shí)現(xiàn)自動(dòng)對(duì)中的液壓系統(tǒng)回路；通過(guò)分析同步回路中對(duì)稱(chēng)閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)的模型,得到液壓缸活塞桿位移和伺服閥閥芯位移之間傳遞函數(shù)；運(yùn)用AMESim建立液壓系統(tǒng)回路的模型,計(jì)算得到系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù),誤差近似為0,論證了閉環(huán)系統(tǒng)的穩(wěn)定性；運(yùn)用Simulink建立仿真控制模型,通過(guò)AMESim/Simulink對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行聯(lián)合仿真,得到了兩活塞桿位移曲線及兩活塞桿位移誤差曲線；結(jié)果表明兩活塞桿位移存在一定的失真度,但誤差大小在允許范圍之內(nèi),故論證了自動(dòng)對(duì)中裝置的可行性及有效性.

[1] 程琪,許宏峰,李文杰,等.回轉(zhuǎn)盤(pán)升降立體車(chē)庫(kù):200810062505.5 [P].2008- 06- 19.

[2] MURRENHOFF H.Development trend of hydrau1ic con-trol technology [J].Journal of Engineering Design,1997(3):20- 29.

[3] 牛玉艷.基于Ansys的液壓缸有限元分析 [D].成都： 西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,2012.

[4] 劉曉明,葉瑋.液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及運(yùn)行特性分析 [J].液壓氣動(dòng)與密封,2013,33(7):17- 21. LIU Xiao-ming,YE Wei.Structure design and analysis on operating property of hydraulic cylinder [J].Hydraulics Pneumatics and Seals,2013,33(7):17- 21.

[5] 郝前華,何清華,賀繼林,等.非對(duì)稱(chēng)液壓缸的動(dòng)態(tài)特性仿真研究 [J].廣西大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2010,35(6):984- 988. HAO Qian-hua,HE Qing-hua,HE Ji-lin,et al.Simulation study on dynamic characteristics of asymmetrical hydraulic cylinder [J].Journal of Guangxi University(Natural Science Edition),2010,35(6):984- 988.

[6] 鄧飆,蘇文斌,郭秦陽(yáng),等.雙缸電液位置伺服同步控制系統(tǒng)的智能控制 [J].西安交通大學(xué)學(xué)報(bào),2013,45(11):85- 90. DENG Biao,SU Wen-bin,GUO Qin-yang,et al.Intelligent control for electro-hydraulic position servo Synchronic control system with double cylinders [J].Journal of Xi’an Jiangtong University,2013,45(11):85- 90.

[7] 姜繼海,宋錦春,高常識(shí).液壓與氣壓傳動(dòng) [M].北京:高等教育出版社,2002.

[8] 許賢良,王傳禮.液壓傳動(dòng)系統(tǒng) [M].北京:國(guó)防工業(yè)出版社,2008.

[9] 王林鴻,吳波,杜潤(rùn)生,等.液壓缸運(yùn)動(dòng)的非線性動(dòng)態(tài)特征 [J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2007,43(12):12- 19. WANG Lin-hong,WU Bo,DU Run-sheng,et al.Nonlinear dynamic characteristics of moving hydraulic cylinder [J].Chinese Journal of Mechanical Engineering,2007,43(12):12- 19.

[10] 王傳禮,許賢良.閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸機(jī)構(gòu)建模探討 [J].礦山機(jī)械,1998(7):66- 68. WANG Chuan-li,XU Xian-liang.Model discussion about mechanism of asymmetric hydraulic cylinder controlled by valve [J].Mining and Processing Equipment,1998(7):66- 68.

[11] 張曉寧,王巖,付永領(lǐng).非對(duì)稱(chēng)液壓缸對(duì)稱(chēng)性控制[J].北京航空航天大學(xué)學(xué)報(bào),2007,33(11):1334- 1339. ZHANG Xiao-ning,WANG Yan,FU Yong-ling.Symme-tric control of asymmetric cylinder [J].Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics,2007,33(11):1334- 1339.

[12] 王傳禮,丁凡,李其朋,等.對(duì)稱(chēng)四通閥控非對(duì)稱(chēng)液壓缸伺服系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性研究[J].中國(guó)機(jī)械工程,2004,15(6):471- 474. WANG Chuan-li,DING Fan,LI Qi-peng,et al.Research on dynamic characteristics of asymmetric cylinder controlled by symmetric four-way valve [J].China Mecha-nical Engineering,2004,15(6):471- 474.

[13] HOGON P,BURROWS C R.Synchronizing unevenly-loaded hudraulic cylinders [J].Proceedings of the ASME Fluid Power and Systems Technology Division,1994(1):75- 80.

[14] HA Q P,RYE D C,DURRANT Whyte H F.Fuzzy mo-ving sliding mode controlwith applieation to robotic Manipulators [J].Automatiea,1999,35(9):607- 616.

[15] MARQUIS-FAVRE W,BIDEAUX E,SCAVARDA S.A planar mechanical library in the AMESim simulink simu-lation software，part I:formulation of dynamics [J].Simlulation Modelling Practice and Theory,2006,14(1):25- 46.

[16] BIDEAUX E,SCAVARDA S.A pneumatic library for AMESim [C]∥Proceedings of ASME International Mechanical Engineering Conference and Exhibition.Anaheim:[s.n.]，1998:185- 195.

[17] 劉海麗,李華聰.液壓機(jī)械系統(tǒng)建模仿真軟件AMESim及其應(yīng)用 [J].機(jī)床與液壓,2006(6):124- 126. LIU Hai-li,LI Hua-cong.Modeling and simulation software AMESim and its application for hydraulic-mechanic system [J].Machine Tool and Hydraulics,2006(6):124- 126.

[18] 高國(guó)燊,余文烋,彭康擁,等.自動(dòng)控制原理 [M].廣州:華南理工大學(xué)出版社,2009.

Dynamic Characteristics of Automatic-Centering Rotary Platform for Cars and Its Simulation

WUShang-sheng1LINWang-yang1DAIShui-wen2

(1.School of Mechanical and Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510640,Guangdong, China;2. Guangdong Minghe Intelligent Equipment Co.,Ltd., Guangzhou 511455, Guangdong, China)

Proposed in this paper is an automatic-centering rotary platform for a kind of planar movable stereo car garage, and its automatic centering principle and hydraulic system circuit are analyzed. Then, a power mechanism model of the asymmetric hydraulic cylinder controlled by the symmetric valve is constructed, and a transfer function between the piston rod displacement of the hydraulic cylinder and the spool displacement of the servo-valve is derived. Moreover, a model of the hydraulic system and a model of the input signal are constructed respectively by using AMESim and Simulink, and an open-loop transfer function between the input signal and the piston rod displacement is deduced to verify the stability of the closed-loop system. Finally, the dynamic characteristics of the hydraulic system circuit is collaboratively simulated by using AMESim/Simulink, thus achieving the displacement curves and displacement error curves of two piston rods under different input conditions. Simulation results demonstrate that, for the displacement of the two piston rods, there exists a certain distortion, but it is a normal phenomenon, which means that the proposed platform is both feasible and effective.

automatic centering; hydraulic system circuit; hydraulic cylinder; servo-valve; co-simulation

2016- 03- 22

廣東省科技計(jì)劃項(xiàng)目(2013B011301006) Foundation items: Supported by the Science and Technology Planning Project of Guangdong Province,China(2013B011301006)

吳上生(1963-),男,博士,教授,主要從事機(jī)械裝備自動(dòng)控制理論與應(yīng)用研究.E-mail:shshwu@scut.edu.cn

1000- 565X(2016)12- 0023- 07

TH 122

10.3969/j.issn.1000-565X.2016.12.004