張梅紅

（河南工業(yè)貿(mào)易職業(yè)學(xué)院機電工程系，河南鄭州451191）

為達到穩(wěn)定控制車載飛行過程，可以引入調(diào)平系統(tǒng)并通過液壓方法實施調(diào)控。由于液壓控制結(jié)構(gòu)在實際運行過程中呈現(xiàn)非線性特點，同時液壓部件失效形式與故障類型也存在明顯差異，多種因素都會對故障產(chǎn)生多方面的作用［1-4］。由于實際液壓傳動過程都處于封閉環(huán)境中，不能獲得準(zhǔn)確的運動參數(shù)，無法及時檢測到異常狀況［5］。到目前為止，國內(nèi)大部分學(xué)者還沒有針對液壓系統(tǒng)部件故障開展相關(guān)研究，各項技術(shù)還是處在初期測試階段，但總體獲得了較大的進步［6-10］。

許多學(xué)者對液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)開展了檢測研究，取得了顯著進步，并且能夠更好地適應(yīng)各類復(fù)雜的工況條件［11］。孫春耕等［12］采用被動結(jié)構(gòu)的四角調(diào)平液壓系統(tǒng)實現(xiàn)對液壓機的運動控制功能，進行調(diào)平處理時，需要通過4 個高響應(yīng)比例的伺服閥設(shè)置在基座四角位置實現(xiàn)對回油量的調(diào)節(jié)，以AMESim 進行仿真分析，建立在通過復(fù)合控制策略實現(xiàn)的PID 算法基礎(chǔ)上，達到四角調(diào)平的狀態(tài)；婁華威等［13］設(shè)計了一種綜合運用蛙腿和調(diào)平腿實現(xiàn)的液壓自動調(diào)平控制方法，獲得了對調(diào)平腿載荷進行控制的新模式，通過測試發(fā)現(xiàn)，采用上述自動調(diào)平系統(tǒng)可以滿足設(shè)計條件；竇海斌等［14］對柔性負(fù)載進行簡化處理，形成懸臂梁結(jié)構(gòu)，構(gòu)建得到液壓缸耦合的參數(shù)模型，之后通過數(shù)字仿真的方法進行測試表明該方法滿足可行性；王瑋洋等［15］分別對壓機空載下行、壓制、保壓、脫模的各個環(huán)節(jié)實施調(diào)平與閉環(huán)控制，由此達到更高的四角調(diào)平精度。本文利用控制電磁換向閥實現(xiàn)調(diào)平液壓缸的往復(fù)運動控制，選擇四點模式支撐車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)，實現(xiàn)電磁閥通斷的控制，再通過調(diào)速閥實現(xiàn)對調(diào)平支腿伸出速度的調(diào)節(jié)，由此達到系統(tǒng)的低速微調(diào)過程。

1 系統(tǒng)設(shè)計

1.1 車載自動調(diào)平液壓系統(tǒng)設(shè)計

本文選擇四點模式支撐車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)，可以實現(xiàn)單向調(diào)節(jié)的過程，進行調(diào)平時需通過PLC 系統(tǒng)進行控制。液壓系統(tǒng)的組成結(jié)構(gòu)包括齒輪泵、液壓鎖、電磁換向閥與各部件連接結(jié)構(gòu)。

該系統(tǒng)的工作方式如下：啟動電動機后，齒輪泵獲得動力，對液壓油產(chǎn)生壓力作用，利用不同的閥組與管路組合模式，到達調(diào)平支腿液壓缸腔體內(nèi)，此時調(diào)平支腿往外伸展，隨著調(diào)平支腿的壓力值增大至臨界值后，完成所有動作過程，當(dāng)所有調(diào)平支腿的各項動作都完成后，開始實施調(diào)平控制。其中，車載液壓系統(tǒng)利用A/D 模塊對X-Y雙向水平儀傳感器產(chǎn)生的傾角參數(shù)進行數(shù)據(jù)收集，再利用CPU包含的控制算法實現(xiàn)電磁換向閥控制的功能，之后利用A/D 模塊以及信號放大器使控制信號被傳輸至電磁換向閥，實現(xiàn)所有調(diào)平液壓缸的往復(fù)運動控制，使X軸與Y軸達到水平狀態(tài)，完成車載平臺調(diào)平過程，直到車載平臺水平度差異低于≤4°以內(nèi)，完成整個調(diào)平過程。

車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)進行保壓時是通過雙向液壓鎖來實現(xiàn)的，該結(jié)構(gòu)可以在伸展支腿后達到對油路的鎖定作用，從而確保調(diào)平支腿處于精確的工作區(qū)域，獲得良好的調(diào)平精度。液壓調(diào)平系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of hydraulic leveling system for vehicle platform

1.2 液壓系統(tǒng)監(jiān)控系統(tǒng)設(shè)計

本研究綜合運用3G通信與DSP技術(shù)建立可以遠程實時監(jiān)測風(fēng)電增速箱的系統(tǒng)；之后，將F28335芯片及無線數(shù)據(jù)傳輸模塊安裝到硬件系統(tǒng)內(nèi)，通過A/D 數(shù)據(jù)收集模塊完成參數(shù)的采集過程，通過模糊PID 實現(xiàn)故障特征分析以及實現(xiàn)精確分辨的過程；最后，通過3G 無線模塊將檢測到的故障參數(shù)傳輸?shù)浇K端上位機。

本系統(tǒng)利用32 位浮點型處理器進行建立，通過傳感器實現(xiàn)信號快速探測收集，再通過信號處理電路以及A/D 模塊將上述模擬數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)變成數(shù)字信號，確保這些參數(shù)能夠被DSP芯片精確識別。該系統(tǒng)的各結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 遠程監(jiān)測診斷系統(tǒng)Fig.2 Remote monitoring and diagnosis system diagram

2 調(diào)平系統(tǒng)建模與仿真

2.1 調(diào)平系統(tǒng)建模

將各模型同構(gòu)管線進行連接形成監(jiān)控系統(tǒng)，構(gòu)成液壓調(diào)平系統(tǒng)的模型結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 液壓調(diào)平系統(tǒng)仿真模型Fig.3 Simulation model of hydraulic leveling system

2.2 參數(shù)設(shè)置

以AMESIM 軟件進行系統(tǒng)仿真時，先元件模塊設(shè)置合適的參數(shù)，包含電機轉(zhuǎn)速、油泵排量、液壓缸外形尺寸等，保證獲得合理的參數(shù)。本次測試的車載液壓調(diào)平系統(tǒng)質(zhì)量為20 t，采用4 根支腿進行支撐，平均每個液壓缸需承受載荷50 kN。本文只對某些重要參數(shù)進行分析，并根據(jù)實際運行工況為系統(tǒng)其他部件設(shè)置合適的運行參數(shù)，仿真得到的結(jié)果見表1。

表1 主要仿真參數(shù)Tab.1 Main simulation parameters

2.3 調(diào)平過程仿真與結(jié)果分析

進行車載調(diào)平時應(yīng)控制時間在1 min 內(nèi)。設(shè)定仿真時間為1 min，通過仿真得到各項參數(shù)如圖4所示。

圖4 調(diào)平支腿參數(shù)分布Fig.4 Parameter distribution of leveling outrigger

結(jié)果顯示：在最初的20 s 階段中，支腿未接觸到地面，保持穩(wěn)定的直線上升過程；當(dāng)時間到達20~40 s 范圍時，位移和運動速度都出現(xiàn)換向的情況，此時正處于調(diào)平的過程；接著位移幅度逐漸降低，獲得了更短的換向周期，形成穩(wěn)定的車載參數(shù)；系統(tǒng)速度在40 s時減小到0，此時位移達到0.61 m，形成穩(wěn)定車載狀態(tài)。

由圖4 可知：在最初的20 s 時間中，調(diào)平支腿的腔體壓力處于一個較為穩(wěn)定的狀態(tài)，此時調(diào)平支腿未接觸到地面；當(dāng)時間到達20~40 s 范圍內(nèi)時，形成了大幅波動的腔體壓力，這是由于進行調(diào)平的過程中發(fā)生了支腿換向的結(jié)果；接著波動周期持續(xù)變短，最后趨于穩(wěn)定。

從表2 可以看到通過仿真形成的曲線，具體包含腔體壓力、調(diào)平時間、支腿位移各項參數(shù)，之后對仿真結(jié)果和實測數(shù)據(jù)進行比較。結(jié)果顯示，由于受到管路長度與油液黏度各項因素綜合作用后，仿真得到的結(jié)果與實際測試參數(shù)具有較大差異，但相對誤差低于3%，該模型符合可行性條件。

表2 仿真結(jié)果與實測數(shù)據(jù)對比Tab.2 Comparison between simulation results and measured data

前35 s 仿真測試得到的液壓缸活塞桿運動參數(shù)如圖5 所示。結(jié)果顯示，液壓缸運動過程呈現(xiàn)對稱性特征，確保液壓結(jié)構(gòu)能夠順利運行。通過測試發(fā)現(xiàn)，本文設(shè)計的車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)可以滿足應(yīng)用要求。

圖5 液壓缸活塞桿的位移和速度參數(shù)曲線Fig.5 Displacement and velocity parameter curves of hydraulic cylinder piston rod

3 模糊PID控制分析

模糊PID 控制結(jié)構(gòu)圖如圖6 所示，PID 封裝結(jié)構(gòu)圖如圖7所示。

圖6 模糊PID控制結(jié)構(gòu)圖Fig.6 Fuzzy PID control structure diagram

圖7 PID封裝結(jié)構(gòu)圖Fig.7 PID package structure diagram

圖8為階躍響應(yīng)對比圖。上述2種控制方法都形成了很小的階躍響應(yīng)靜態(tài)誤差，也沒有出現(xiàn)超調(diào)量，設(shè)定誤差帶為2%，進行PID控制時候需8 s過渡時間，模糊PID 所需調(diào)節(jié)時間為5 s。通過對比發(fā)現(xiàn)PID 控制存在滯后性，無法滿足快速調(diào)節(jié)的要求，采用模糊PID 時則可以實現(xiàn)快速響應(yīng)的過程。模糊PID 具備比PID 控制方式更快的響應(yīng)速度，同時獲得更高控制精度，表現(xiàn)出良好的動態(tài)響應(yīng)性能。由于汽車在調(diào)平期間4 個支撐點產(chǎn)生的力存在耦合過程，并且外部載荷也會對其造成干擾，因此為單支腿仿真過程增加了外力干擾因素。

圖8 階躍響應(yīng)對比圖Fig.8 Comparison diagram of step response

依次在t=3 s 時設(shè)置外部干擾力F=5 000、10 000 N，得到如圖9 所示的PID 控制階躍響應(yīng)圖。當(dāng)系統(tǒng)受到外力干擾作用后，表現(xiàn)出了響應(yīng)延遲與波動的狀態(tài)；隨著干擾力的增加，系統(tǒng)發(fā)生了更大波動，此時采用PID 控制方式已經(jīng)無法消除干擾力造成的影響。采用模糊PID控制方式則可以有效抑制干擾力對系統(tǒng)產(chǎn)生的波動干擾，獲得了更優(yōu)的魯棒性。

圖9 不同外力干擾下PID控制階躍響應(yīng)圖Fig.9 Step response diagram of PID control under interference of different external forces

4 結(jié)論

（1）選擇四點模式支撐車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)，通過調(diào)速閥實現(xiàn)對調(diào)平支腿伸出速度的調(diào)節(jié)，由此達到系統(tǒng)的低速微調(diào)過程。

（2）仿真得到的結(jié)果與實際測試參數(shù)具有較大差異，但相對誤差低于3%，該模型符合可行性條件。液壓缸運動過程呈現(xiàn)對稱性特征，確保液壓結(jié)構(gòu)能夠順利運行，測試表明本文設(shè)計車載平臺液壓調(diào)平系統(tǒng)滿足應(yīng)用要求。

（3）模糊PID 具備比PID 控制方式更快的響應(yīng)速度，同時獲得更高控制精度，表現(xiàn)出良好的動態(tài)響應(yīng)性能。當(dāng)系統(tǒng)受到外力干擾作用后，表現(xiàn)出了響應(yīng)延遲與波動的狀態(tài)，獲得了更優(yōu)的魯棒性。