基于matlab的電液伺服位置控制系統(tǒng)分析

基于matlab的電液伺服位置控制系統(tǒng)分析,基于,matlab,伺服,位置,控制系統(tǒng),分析 摘 要 電液伺服系統(tǒng)具有響應快、精度高、輸出功率大等優(yōu)點，被應用在機械工業(yè)的諸多領域中。本文以數(shù)控旋壓機床為被控對象，對旋輪座進行電液伺服控制系統(tǒng)設計，由于旋輪進給的位移對零件加工質(zhì)量有較大影響，所以需要選擇合理的控制策略來保證系統(tǒng)的準確性，消除超調(diào)和非線性對系統(tǒng)的干擾。 本文介紹了電液伺服系統(tǒng)模型的建立，分析設計得到的旋輪座伺服系統(tǒng)的主要參數(shù)，推導出系統(tǒng)的傳遞函數(shù)，從而建立了液壓系統(tǒng)的數(shù)學模型。在MATLAB 環(huán)境下對系統(tǒng)進行時間特性分析、穩(wěn)定性進行分析，并設計 PID 控制器參數(shù)，最終得到滿足要求的電液伺服進給系統(tǒng)，達到設計目的。這為電液伺服位置控制在機械生產(chǎn)中應用提供了理論指導，具有重大意義。 關鍵詞：電液伺服控制系統(tǒng)；數(shù)控旋壓機床；PID I ABSTRACT The electro-hydraulic servo control system has the advantages of fast response, high precision and large output power, it is widely used in many fields of mechanical industry. In this paper, the CNC spinning machine was treated as research object,design the electro-hydraulic servo control system of the spinning wheel.Since the displacement of the wheel feed has a great influence on the machining quality of parts, it is necessary to choose a reasonable control strategy to ensure the accuracy of the system and eliminate the interference of the superharmonic and nonlinear. This paper introduces the model establishment of the electro-hydraulic servo, based on the design of the spinning wheel servo to the main parameters of the system, deduce the transfer function of the system and build a mathematical model of the hydraulic system. In the MATLAB, the time characteristic and stability of the system are analyzed, and the PID controller parameters are designed. Finally, the electro-hydraulic servo feeding system meets the requirements and achieves the design goal.This offers theoretical guidance for the application of electro-hyfraulic servo control, which has very significant meanings. Key Words：Electro-hyfraulic Servo Control System; CNC Spinning Machine; PID II 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1. 緒論 1 1.1 課題背景 1 1.2 研究現(xiàn)狀及發(fā)展概況 1 1.3 本設計研究內(nèi)容 3 2. 數(shù)控旋壓機床的電液伺服系統(tǒng)設計 4 2.1 電液伺服位置控制系統(tǒng)的設計 4 2.2 旋輪座伺服控制系統(tǒng)的結構 7 2.3 旋輪座液壓系統(tǒng)的設計與計算 8 2.4 AMESim 環(huán)境下模型的建立 12 3. 液壓缸位置伺服系統(tǒng)建模 14 3.1 旋輪座電液伺服系統(tǒng)的數(shù)學模型 14 3.2 系統(tǒng)時間特性分析 21 4. 電液伺服系統(tǒng)的仿真分析 23 4.1 系統(tǒng)穩(wěn)定性分析 23 4.2 PID 控制及仿真 25 5. 結 論 35 參 考 文 獻 36 致 謝 37 附錄 1：外文翻譯 38 附錄 2：外文原文 52 I 基于matlab 的電液伺服位置控制系統(tǒng)分析 1. 緒論 1.1 課題背景 在控制系統(tǒng)中有一種伺服系統(tǒng)，又稱隨動系統(tǒng)。液壓伺服系統(tǒng)的輸出量（各種形式的物理位移量）能夠自動、快速、準確地復現(xiàn)輸入量的變化，并且可以進行信號的功率放大，是一種由液壓拖動裝置作為動力部件構成的伺服系統(tǒng)。電液伺服位置系統(tǒng)是在系統(tǒng)控制的物理量為位置量的情況下，由機構和液壓元件組成的閉環(huán)控制系統(tǒng)，反饋信號和輸入信號也是位置信號。它是控制領域中一個重要組成部分，也是最基本和最常用的一種液壓伺服系統(tǒng)，如機床工作臺的位置、板帶軋機的板厚、帶材跑偏控制、飛機和船舶的舵機控制、雷達和火炮控制系統(tǒng)以及振動試驗臺等[1]。 隨著計算機和電子技術的發(fā)展，液壓系統(tǒng)與計算機的結合越來越緊密，電液伺服系統(tǒng)的設計進步飛快，逐漸應用到各個控制設備上。電液伺服系統(tǒng)的動態(tài)特征是權衡一套電液伺服系統(tǒng)設計與調(diào)試水平高低的首要指標。因而，現(xiàn)階段液壓系統(tǒng)設計研究者對系統(tǒng)動態(tài)特征的研究是十分必要的，需要研究者了解并掌握系統(tǒng)的動態(tài)特性及參數(shù)變化， 從而提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性、快速性及準確性。 電液伺服技術結合了液壓和電子技術的很多優(yōu)點，不僅保留了液壓系統(tǒng)力-質(zhì)量比大、響應時間短和操作簡單等許多優(yōu)勢，并且還具有閉環(huán)控制方法高精度的優(yōu)點[2]。正是因為這些優(yōu)點，電液伺服系統(tǒng)受到廣泛的關注，特別是在工業(yè)控制中。在數(shù)控旋壓機床旋輪座的進給系統(tǒng)中，由于旋輪會改變工件形狀，需要較大的推力。所以目前現(xiàn)有的數(shù)控旋壓機床廣泛地采用電液伺服系統(tǒng)。 1.2 研究現(xiàn)狀及發(fā)展概況 電液伺服控制系統(tǒng)是上世紀 50 年代以后逐步發(fā)展起來的一門學科，它不僅結合了液壓控制的優(yōu)點，而且融入了電氣方面的特點，具有響應速度快、提供的驅(qū)動力大等許多優(yōu)點，因而在工業(yè)和軍事領域得到了廣泛的應用，如數(shù)控機床、冷連軋機、連鑄結晶器、航空航天等[3]。 第一次世界大戰(zhàn)前，液壓伺服控制在海軍艦艇的轉向裝置中得到應用，然后逐漸應用于飛行器，其響應速度快、精度高，在工業(yè)上迅速普及。作為液壓伺服控制的分支， 電液伺服控制最早在美國的 MIT 產(chǎn)生。電液伺服系統(tǒng)的設計理論和方法作為控制領域的一個重要研究對象，受到控制學科的指導和啟發(fā)，經(jīng)歷了從線性到非線性智能控制的發(fā)展歷程[4]。20 世紀 50 年代，麻省理工學院率先開始研究電液伺服系統(tǒng)的控制。隨著永磁力矩電機快速響應的產(chǎn)生，液壓伺服閥的響應速度大大提高。在以后的幾十年中， 電液伺服控制設計基本上采用基于工作點附近的增量線性化模型對系統(tǒng)進行綜合與分 - 9 - 析，PID 控制也因其控制規(guī)律簡單和易于理解，受到工程界的普遍歡迎[5]。50 年代末 60 年代初，液壓伺服控制在冶金、機械、武器、航空、船舶等領域得到了廣泛的應用。到20 世紀 80 年代，液壓控制閥的控制精度和響應速度得到了更大的提升，閥置環(huán)數(shù)減少到 3%以下[6]。近 30 年來，隨著計算機產(chǎn)業(yè)與微電子技術的迅速發(fā)展，電液伺服系統(tǒng)的應用范圍越來越廣，并取得了很大的飛躍。 電液伺服控制的發(fā)展趨勢可總結為：高壓及大功率、高可靠性、理論分析與特征補償以及計算機的結合等。當代電液伺服控制需要考慮環(huán)境和任務的復雜度、參數(shù)改變、外負載干擾等不確定性問題；非線性的影響；高頻帶寬和動靜態(tài)精度；計算機控制和離散化引起的問題。鑒于上述特征，需要采用電液伺服系統(tǒng)的控制策略以滿足動態(tài)、靜態(tài)精度的要求，進行優(yōu)化來確保系統(tǒng)快速、無超調(diào)；控制程序應簡單可靠，具有較高的實時性。因此，利用計算機軟件開發(fā)先進的智能控制系統(tǒng)具有重大意義。 目前自動控制絕大多數(shù)是基于反饋來建立的，反饋理論包括測量、比較和執(zhí)行三個基本要素。測量涉及變量，并將它與期望值進行比較，以校正和調(diào)整控制系統(tǒng)的響應。反饋理論及其在自動控制中應用的關鍵是：做出正確測量與比較后，如何將偏差用于系統(tǒng)的糾正和調(diào)節(jié)，其中，PID 控制器（比例-積分-微分控制器）是一個在工業(yè)控制應用中常見的反饋回路部件，由比例單元 P、積分單元 I 和微分單元 D 組成。PID 控制的基礎是比例控制；積分控制能夠消除穩(wěn)態(tài)誤差，但超調(diào)可能增加；微分控制能使慣性系統(tǒng)響應速度增加，超調(diào)趨勢會減弱。PID 控制也就是比例積分微分控制在工業(yè)控制中得到了廣泛應用，在控制理論和技術飛速發(fā)展的今天，有 95%以上的控制回路都具有 PID 結構，而且許多高級控制都是以 PID 控制為基礎的[7]。PID 控制應用廣泛，操作簡便，現(xiàn)已有一系列控制產(chǎn)品，只需設定三個參數(shù)就能夠使用。在許多情況下，它不一定需要所有的三個單元，可以選擇其中的一或兩個單元，不過比例控制單元是不可缺少的。 PID 控制器具有以下優(yōu)點： （1） 原理簡單，使用方便。PID 參數(shù) KP 、KI 、KD 可以根據(jù)過程動態(tài)特性及時調(diào)整，如果過程中動態(tài)特性發(fā)生變化，如對負載變化引起的系統(tǒng)動態(tài)特性變化，PID 參數(shù)就可以重新進行調(diào)整與設定[8]。 （2） 適應性強?；?PID 控制規(guī)律的控制器已經(jīng)商業(yè)化，目前最先進的過程控制計算機的基本控制功能依舊是PID 控制。PID 具有廣泛的應用范圍，即使許多工業(yè)過程是非線性的，但它能通過適當化簡將系統(tǒng)轉換成一個基本線性系統(tǒng)，其動態(tài)特征不隨時間改變。 （3） 魯棒性強?？刂破焚|(zhì)對研究對象特征變化不敏感。 總之，PID 控制器的參數(shù)整定是一個彼此影響的綜合過程，在實際調(diào)試過程中，多次嘗試和改善是非常必要的。 1.3 本設計研究內(nèi)容 近年來，由于電液伺服系統(tǒng)的不斷復雜化，電液伺服系統(tǒng)中存在嚴重的非線性、參數(shù)攝動和干擾項等影響已經(jīng)不容忽視。因此，越來越多的學者開始研究新的控制策略來減少甚至消除這些影響。本文主要研究內(nèi)容如下： 第一章 綜述課題研究背景和電液伺服系統(tǒng)研究現(xiàn)狀及發(fā)展概況，對 PID 控制分析進行簡要概述。 第二章 以數(shù)控旋壓機床為研究對象，對其旋輪座的電液伺服系統(tǒng)進行設計。通過反復分析查表選擇合適的驅(qū)動方式和滿足設計要求的液壓元件，并用 AMESim 建立旋輪座伺服進給系統(tǒng)的物理模型。 第三章 對單個旋輪座系統(tǒng)進行分析，建立旋輪座電液伺服位置系統(tǒng)的數(shù)學模型， 進行系統(tǒng)和各環(huán)節(jié)建模，得到系統(tǒng)傳遞函數(shù)。對系統(tǒng)進行時間特性分析，通過時域分析曲線，得到 PID 控制的目的。 第四章 采用 Matlab/Simulink 工具箱，建立單個旋輪座伺服位置系統(tǒng)的仿真模型， 并對系統(tǒng)穩(wěn)定性進行分析，并對 PID 控制器的參數(shù)進行選定，經(jīng)過不斷對比分析，最終得到一個穩(wěn)定且系統(tǒng)響應速度快的控制系統(tǒng)，滿足了對系統(tǒng)設計性能參數(shù)的要求。 第五章 總結全文，得出結論。 2. 數(shù)控旋壓機床的電液伺服系統(tǒng)設計 數(shù)控旋壓機床是一種中型機床，數(shù)控技術與機械生產(chǎn)的結合，保證了旋壓機床的精確進給，提高了零件的加工質(zhì)量。數(shù)控旋壓機床的主要任務是實現(xiàn)殼類零件和回轉件的加工。此外，還可以加工管狀、圓錐狀和圓弧狀等回轉金屬件。其工作原理如圖 2.1 所示。 圖 2.1 數(shù)控旋壓機床旋輪座進給系統(tǒng) 由圖 2.1 可以看出，數(shù)控旋壓機床主要包括主軸箱、尾頂油缸、模具和進給系統(tǒng)。除主軸系統(tǒng)采用交流調(diào)速電機驅(qū)動之外，其他動作均由液壓驅(qū)動。 旋壓機床的液壓系統(tǒng)主要由進給系統(tǒng)和尾頂油缸構成。尾頂油缸位于機床的尾座上，用來進行工件的固定。旋輪座進給系統(tǒng)包括縱向和橫向進給系統(tǒng)，其中縱向進給油缸安裝在機床的導軌上，用于推動工作臺和固定在工作臺上的旋輪的縱向運動，而橫向進給油缸安裝在工作臺上，通過控制活塞的位移實現(xiàn)旋輪的橫向進給[9]。旋輪在橫向液壓缸和縱向液壓缸的推動下對工件施壓，使工件緊緊地附在芯模上，從而加工出不同形狀的零件。 2.1 電液伺服位置控制系統(tǒng)的設計 2.1.1 旋輪座驅(qū)動方案的設計 在實際生產(chǎn)中，有很多種驅(qū)動方法可以實現(xiàn)旋輪座的運動進給。數(shù)控旋壓機床常見的驅(qū)動方式主要分為伺服電機驅(qū)動和液壓驅(qū)動。 伺服電機驅(qū)動速度快，控制精度高，使用方便，還可通過旋轉傳感器實現(xiàn)閉環(huán)控制。目前，伺服電機已廣泛應用在機器人、數(shù)控機床等諸多機電產(chǎn)品中。 與伺服電機驅(qū)動相比，電液伺服驅(qū)動有以下優(yōu)點。 (1) 電液伺服驅(qū)動繼承了液壓系統(tǒng)驅(qū)動力大，結構緊湊的優(yōu)點，在相同的功率下，重量輕，動作更加敏捷。 (2) 定位精度更高。當在直線驅(qū)動系統(tǒng)中使用伺服電機時，應使用齒輪齒條、螺母或同步齒形帶等機構將電機轉動轉換成負載運動。電液伺服驅(qū)動不需要通過轉換機構就能實現(xiàn)負載的線性運動，它可以去除中間傳動和減速裝置，縮小傳動間隙且保證運動的平穩(wěn)，從而減少了傳動過程中側隙等非線性因素的影響[10]。 (3) 容易實現(xiàn)過載保護。液壓系統(tǒng)中有溢流閥和其他安全元件，當工作壓力超過系統(tǒng)的額定值時，溢流閥可以實現(xiàn)對系統(tǒng)的保護。 因此，電液伺服驅(qū)動主要應用于挖掘機、強力旋壓機、沖床等重型機械中。 作為一種典型的塑性加工方法，坯料在加工過程中存在較大的變形。這種塑性變形在強旋過程中尤為明顯，不僅工件的形狀會發(fā)生很大變化，而且壁厚也會發(fā)生很大變化。這需要旋輪在毛坯上施加較大的徑向力。同時，為了改善工件的表面質(zhì)量，需要提高數(shù)控旋壓機床的控制精度。如果使用伺服電機來驅(qū)動，首先需要大功率電機，電機的尺寸將會變大；然后，用來將電機的旋轉運動轉變?yōu)樾喌闹本€運動的滾珠絲杠螺母會受到很大的軸向力，這就要求增大滾珠絲杠螺母的尺寸。因此，在旋輪座的進給系統(tǒng)中使用伺服電機是不合適的。 旋輪施加給工件的徑向力通過毛坯傳遞到機床主軸上，不僅會增加作用在機床軸承上的負載力，使軸承的發(fā)熱量增大，而且還可能使芯模在機床主軸的軸向產(chǎn)生一定程度的偏移，降低零件的加工精度[11]。除此之外，當使用臥式數(shù)控旋壓機床加工大尺寸筒形件時，芯模的自重較大，芯模的尾端在重力作用下，其軸線將會偏離主軸中心線[12]。 為了平衡過程中產(chǎn)生的徑向推力和芯模本身的重力，數(shù)控旋壓機床一般有三個旋輪，三個旋輪均勻分布并以主軸為軸心互成 120°角，典型的三旋輪的布局圖如圖 2.2 所示。 圖 2.2 三旋輪的分布 在圖 2.2 中， 機床的三個旋輪沿芯模的軸線均勻分布， 它們之間的夾角 a = b = g =120°，通過控制這三個旋輪水平和垂直位移，可以完成各種形狀部件的加工。 2.1.2 單個旋輪伺服位置控制系統(tǒng)的結構 在數(shù)控旋壓機床的工作過程中，旋輪的位移對工件的加工質(zhì)量有非常大的影響。因此，旋輪座的位置控制系統(tǒng)所采用控制方式為閥控電液位置控制，其原理如圖 2.3 所示。 圖 2.3 旋輪座電液位置伺服進給系統(tǒng) 如圖 2.3 所示，旋輪進給系統(tǒng)采用閉環(huán)電液位置伺服控制系統(tǒng)，系統(tǒng)中液壓缸為執(zhí)行元件，旋輪座與液壓缸活塞桿末端連接，可隨活塞運動而移動。傳感器為光柵尺，用 于測量旋輪座的線性位移?？刂破鞲鶕?jù)偏差的大小輸出伺服比例閥的控制電流，伺服比例閥根據(jù)輸入電流的值將對應流量的液壓油輸出到液壓缸，通過精準控制活塞的位移來控制旋輪座的位移。 2.2 旋輪座伺服控制系統(tǒng)的結構 由圖 2.1 中的數(shù)控旋壓機床進給系統(tǒng)的原理圖，我們可以發(fā)現(xiàn)旋輪座的伺服進給系統(tǒng)是一個經(jīng)典的電液伺服位置控制系統(tǒng)。為了提高零件品質(zhì)，旋輪座進給位移要采取精準的控制。圖 2.4 為系統(tǒng)原理圖。 圖 2.4 電液伺服位置控制系統(tǒng)原理圖 由圖 2.4 可知，旋輪座的伺服進給系統(tǒng)是由伺服比例閥控制液壓缸的位置，屬于位置伺服控制的一種。電液伺服位置系統(tǒng)的組成部分包含控制器、功率放大器、伺服比例閥、位移傳感器和被控對象[13]。其中將輸入信號與反饋信號作比較運算便得到了偏差信號。伺服比例閥的主要功能是將液壓系統(tǒng)中的電信號轉換為液壓信號，還可實現(xiàn)功率的放大。伺服比例閥的主要特點是響應速度快、精度較高，所以在系統(tǒng)中起著不可替代的作用。功率放大器將控制器傳送來的小電流信號經(jīng)過放大處理來驅(qū)動伺服比例閥；電液伺服系統(tǒng)中，無法直接使用液壓能，所以需要將液壓能轉化為機械能，這部分轉換由系統(tǒng)的執(zhí)行部件液壓缸完成；位移傳感器能檢測出系統(tǒng)的輸出位移，并將其轉變成電壓信號，是一個反饋檢測裝置。 該控制器能使系統(tǒng)更加精準地，更加迅速地找出并追蹤給定的位置信號。將給定位移和活塞位移的誤差信號傳送給計算機的指揮機構——控制器，控制器將計算機嚴格計算出的控制量，通過 D/A 轉換的方式，將其轉變?yōu)槟M信號，再使用功率放大器將控制器傳送來的小電流模擬信號放大為大功率模擬信號來驅(qū)動電液伺服閥，從而通過運動的方式，跟蹤我們給出的理想位置。 2.3 旋輪座液壓系統(tǒng)的設計與計算 2.3.1 設計任務及基本條件 設計數(shù)控旋壓機床旋輪座的液壓伺服系統(tǒng)，其工作循環(huán)是“快進-工進-快退-原位停止”；旋輪座自身重量為 1000kg；運動過程中最大速度為 960mm/min，起動換向時間 Dt =0.2s；采用平導軌，其摩擦系數(shù) f=0.1。 旋輪的縱向行程為 1200mm，橫向行程為 600mm，基于此運行條件可將液壓裝置于旋輪座的上端，便于液壓缸的橫縱向運動，其中旋輪座中旋輪縱向運動和旋輪架的橫向運動都是通過液壓系統(tǒng)來實現(xiàn)的。 2.3.2 擬定系統(tǒng)原理圖 圖 2.5 旋輪座伺服進給系統(tǒng)原理圖 在圖 2.5 中，1 為液壓缸，2 為負載，3 為三位四通電磁換向閥，4 為蓄能器，5 為液壓泵，6 為溢流閥，7 為油箱。 2.3.3 旋輪座液壓系統(tǒng)的參數(shù)分析 （1） 負載分析 液壓缸需要克服的總負載為 其中工作負載 Fw =73kN， F = Fw + Ff + Fa 慣性負載 F = ma = 6000N ， a = Dv = 960 = 4800mm min = 6m s 2 ， a Dt 0.2 摩擦負載 Ff = Gf = 1000′10′ 0.1 = 1000N 。 取液壓系統(tǒng)機械效率hm = 0.9 ，則各工作階段的負載值見表 表 2.1 液壓系統(tǒng)各工作階段的負載值（單位：N） 工作循環(huán) 計算公式 負載 起動 F = ( F f + Fa ) hm 7778 快進 F = F f hm 1111 工進 F = ( F f + Fw ) hm 82222 快退 F = F f hm 1111 （2） 速度分析 已知工進速度為 16mm/s。根據(jù)上述分析繪制負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖，如圖 2. 5 所示。 圖 2.5 液壓伺服系統(tǒng)的負載和速度循環(huán)圖 2.3.4 計算液壓缸結構參數(shù) （1） 初定液壓缸工作壓力 在電液伺服系統(tǒng)中，供油壓力 Ps 范圍大概在 2.5~14MPa 之間。供油壓力越高，對液壓元件密封性能和結構強度要求越高，這將會提高成本。通過上述的最大負載值查表， 取液壓缸工作壓力為 8MPa。 （2） 計算液壓缸結構參數(shù) pD2 - 22 - 根據(jù)公式 F = P ，得活塞直徑 D 為 4 D = = = 0.114m 對圓取整，取 D=125mm。 活塞桿直徑d = 0.707D = 88.375mm ，經(jīng)圓整得 d=90mm。 （3） 計算液壓缸壁厚 PD s3 2[s] = 8.5mm 根據(jù)液壓缸的結構形式，液壓缸壁厚取 10mm。 （4） 計算液壓系統(tǒng)流量 q = v pD2 p′ 2 = 1.25 9.6′ = 11.7 L  min 4 4 （5） 計算液壓系統(tǒng)壓力 從泵到缸所有元件壓力損失大約為 0.5MPa，故液壓系統(tǒng)壓力 PI = Ps + P0 = 8.5MPa 。 2.3.5 液壓元件的計算及選擇 （1） 液壓泵及電機選擇 泵的額定壓力 Pn = (1.25 ~ 1.6) PI = 10.625 ~ 13.6MPa 泵的流量 q = (1.1 ~ 1.3)qmax = 12.87 ~ 15.21L min 泵的型號為 CB-FA10 型齒輪泵，其額定壓力 14MPa，額定轉速為 1800r/min；排量為 10ml/r，容積效率hv = 0.9 ，滿足以上要求。 由于液壓泵在快退階段功率最大，故選擇進油路的壓力損失為 0.5MPa。液壓泵輸出壓力為 p = 4Fmax p(D2 - d 2 ) 4 ′82222 = p′ (0.1252 - 0.092 ) = 13.9MPa ， p p = p+ps = 14.4MPa 泵的總效率為hp = 0.8 ，流量為 18L/min，則快退時需要的功率 P 為 P = ppqp hp = 14.4 ′106 ′18 ′10-3 60 ′ 0.8  =5400W 通過上述參數(shù)，選用 Y132M-4 型三相異步電動機。額定功率為 7.5kW，轉速為1440r/min，液壓泵的輸出流量為 18mL/min，仍能滿足要求。 （2） 液壓閥的選用 溢流閥：DBDA6P10-20 型直動式溢流閥伺服比例閥：MOOD 公司的 D633 系列 圖 2.6 伺服比例閥（MOOD 公司的 D633 型） D633 型比例閥具有以下幾個優(yōu)點： 無需先導油源； 動態(tài)性能不受壓力的影響； 低滯緩和高分辨率； 當閥斷電或緊急停車時，閥芯在不需要外力的情況下，就可以自動返回到彈簧中間位置。[14] （3） 液壓輔助元件的選用 油箱 AB40-01-/0100AN，管路f25mm ，管接頭 M36×2。 2.3.6 系統(tǒng)油液溫升驗算 系統(tǒng)的溫升計算是在系統(tǒng)處于工作狀態(tài)情況下進行的。設液壓泵工作壓力為8Mpa ， 此時流量為11.7L/min ，通過計算求得系統(tǒng)輸入功率 Pi = 1835W 。 液壓缸的有效功率的最小值為 o P = Fv = (73000 + 1000)′ 960′10 -3 60=1184W 系統(tǒng)單位時間產(chǎn)生的熱量為 Hi = Pi - Po =1835-1184=651W 若油箱高、寬、長之比在1:1:1~1:2:3 之間，油面高度占油箱高度的80% ，此時油箱散熱面積近似為 式中 A——散熱面積（ m2 ）； V——油箱容積（ m3 ）。 A = 6.663 V 2 取油箱的有效容積V = 0.1m3 ，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) K = 18W (m2 ×℃) ，由此可得 即在溫升許可范圍內(nèi)。  Dt = Hi = KA 651 18′ 6.66 3 0.12  = 25.2℃ 2.4 AMESim 環(huán)境下模型的建立 為了獲得更接近實際情況的系統(tǒng)模型，本文選用 AMESim 來搭建系統(tǒng)的物理模型。AMESim （ Advanced Modeling Enviroment for performing Simulation of engineering systems）是一個多學科、多領域的復雜系統(tǒng)建模仿真平臺，建立一些復雜系統(tǒng)的仿真模型，這樣我們不僅可以對設計的模型進行仿真模擬和深層處理，而且還可以研究系統(tǒng)中具體的某一元件的動態(tài)和穩(wěn)態(tài)特性[15]。除此之外，AMESim 軟件還與其他領域的仿真軟件都具有接口，充分發(fā)揮該軟件在不同范疇里的特點，獲得更為精確的、理想的仿真結果。圖 2.7 為 AMESim 環(huán)境下建立的旋輪座進給系統(tǒng)的物理模型。 在圖 2.7 中，左上角的油滴符號是液壓屬性圖標，在所有的液壓仿真中都需要使用此部件，它可以設定系統(tǒng)中的液壓油的參數(shù)：密度、彈性模量、動力粘度、空氣含量和飽和蒸氣壓等。系統(tǒng)接收輸入信號是由部件 6 完成的，它接收由位移傳感器 3 的測量得到活塞實際位移值，二者之間的差值便是系統(tǒng)的偏差量。14 是蓄能器，它將系統(tǒng)中的壓力油儲存起來，能夠平衡運動時產(chǎn)生的波動，有些時候還可作臨時油源。17 是溢流閥， 對系統(tǒng)元件進行保護。15 是負載，由 4 力轉換器 4 將恒定值轉換成液壓缸活塞上的力載 荷得到?？刂破?8 根據(jù)系統(tǒng)偏差信號輸出控制電流，從而控制伺服比例閥 10 的輸出流 量，實現(xiàn)控制器 8 對液壓缸 1 活塞位移的控制。 與傳統(tǒng)的伺服比例閥模型在工作點附近的增量化模型作線性化處理不同，AMESim 液壓元件的模型是建立在實際液壓元件上，隨著溢流閥、蓄能器和液壓管等液壓元件的增加，在 AMESim 建立的仿真模型更接近實際系統(tǒng)。因此，通過對比傳遞函數(shù)模型進行仿真，采用 AMESim 仿真可以得到更接近實際工作情況的結果。 1-液壓缸 2-質(zhì)量塊 3-位移傳感器 4-力轉換器 5-負載 6-輸入信號 7-比較元件 8-控制器 9-限幅元件 10-伺服比例閥 11、12-液壓管道 13、18、19-油箱 14-蓄能器 15-電動機 16-液壓泵 17-溢流閥 圖 2.7 旋輪座伺服進給系統(tǒng)物理模型 3. 液壓缸位置伺服系統(tǒng)建模 3.1 旋輪座電液伺服系統(tǒng)的數(shù)學模型 3.1.1 控制器環(huán)節(jié) 數(shù)字控制器環(huán)節(jié)用來進行信號的給定和控制算法的計算，又稱為計算機數(shù)字控制， 它經(jīng)過 D/A 將計算得到的控制信號傳送給比例放大器，增益為 K。 3.1.2 反饋環(huán)節(jié) 反饋環(huán)節(jié)選用光柵尺位移傳感器，可以將輸出位移信號轉成電壓信號傳遞到系統(tǒng)控制器中，實現(xiàn)反饋控制，反饋系數(shù)為 Kf 。 3.1.3 伺服比例閥環(huán)節(jié) （1） 比例放大器環(huán)節(jié)。比例放大器是一種用來向比例電磁鐵提供特定電流的電子元件，是比例控制的一個重要組成部分，它是電液比例閥或電液伺服系統(tǒng)的開環(huán)或閉環(huán)調(diào)節(jié)裝置[16]。比例放大器經(jīng)過 D/A 轉換器，把電壓信號從數(shù)字形式轉換為模擬形式， 再進行放大轉化為電流信號傳遞到比例閥上。具體公式為 I = Kp1U 得到其傳遞函數(shù)為 式中 i(s) ——輸出電流(A)； u(s) ——電壓信號(V)； Kp1 ——比例放大系數(shù)。  i (s ) = K u (s ) p1  （3.1） （2） 比例方向閥。根據(jù)實驗研究分析，系統(tǒng)設計人員通常將圖 2.6 所選的比例閥看作一個二階環(huán)節(jié)，它的傳遞函數(shù)為 Wpv (s ) =  ? s2 2x ? （3.2） s ? w2 + w s + 1÷ 式中wv ——比例方向閥的相頻寬； è v v ? x ——比例方向閥的阻尼比，取 0.5～0.7； Kq ——比例方向閥集成放大器的流量增益，計算公式為 Kq=Kp1Ki 式中 Kp1 ——比例放大器增益(A/V)； Ki ——比例方向閥的流量增益( m3 s × A )。 根據(jù) MOOD 公司 D633 系列比例閥性能指標可以求得 fv = 1 T = 1 0.0125 Hz = 80Hz wv = 2pfv = 502.4 rad s Kq = Qv Vmax = 0.051m3 s ×V 3.1.4 閥控液壓缸——負載環(huán)節(jié) （1） 比例閥的負載壓力——流量特性 根據(jù)圖 3.1 可知，當比例閥閥芯正向運動時，液壓缸進油腔流量可表示為 Q1 液壓缸回油腔流量可表示為 Q = Cd wxv = C wx （3.3） （3.4） 2 d v 式中 Cd ——流量系數(shù)； w ——節(jié)流口面積梯度； xv ——伺服閥閥芯位移(m)； Ps ——油源壓力(Pa)； P1 ——進油腔壓力(Pa)； P2 ——回油腔壓力(Pa)。 負載壓力為 PL =P1 - P2 。由于本文所研究的系統(tǒng)中使用的液壓缸為對稱液壓缸，因此當活塞處于中間位置時，液壓缸的兩個腔室的體積相等，則可認為進油腔流量等于回油 腔的流量，即Q1 = Q2 。因此供油壓力 Ps =P1 + P2 這樣計算： ，回油壓力 Pr =0 。比例閥的流量方程可 Q = C wx （3.5） L d v 根據(jù)式（3.5）能夠發(fā)現(xiàn)，伺服閥的流量方程是一個經(jīng)典的非線性環(huán)節(jié)，通常采用線性化處理來使控制器設計變得更為簡單。設伺服閥在一個穩(wěn)態(tài)的工作點附近工作，此點為（xv0 , PL0），在該點對式（3.5）進行泰勒展開可得 其中， QL = Kq xv - Kc PL + o(QL ) （3.6） 式中 Kq Kc  ——位移增益； ——壓力增益； Kq =  xv =xv 0 PL =PL 0 ， Kc =  xv =xv 0 PL =PL 0 xv 0 PL0 ——穩(wěn)態(tài)點閥芯位移(m)； ——穩(wěn)態(tài)點負載壓降(Pa)。 此時，忽略式 3.6 中流量QL 的高階無窮小，則有 QL = Kq xv - Kc PL  （3.7） Kq 和 Kc 對系統(tǒng)動態(tài)和靜態(tài)特征有很大影響，前者對系統(tǒng)的開環(huán)增益有所影響，進一步影響系統(tǒng)的靜差及動態(tài)性能；后者則可看作一種阻尼，可直接影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性。此外 Kc 影響泄漏系數(shù)，所以系統(tǒng)的剛度將受到很大影響。 圖 3.1 液壓動力機構原理圖 （2） 液壓缸負載流量方程受控容腔的連續(xù)性方程為 ?Q  - ?Q  = dv + V dp  （3.8） in out 對 V1 和 V2 腔應用上式，分別得 dt be dt Q - C (P - P ) - C P = dV1 + V1 dp1  （3.9） 1 ip 1 2 ep 1 dt be dt C ( P - P ) - C P - Q = dV2 + V2 dp2  （3.10） ip 1 2 ep 1 2 dt be dt 式中 Qin ——流入容腔的流量和； Qout ——流出容腔的流量和； V ——被控容腔容積； be ——體積彈性模量； V1 V2 Cip Cep ——進油腔容積（包括缸閥及其接管的體積）； ——回油腔容積； ——內(nèi)泄漏系數(shù)； ——外泄漏系數(shù)。 考慮到QL = (Q1 + Q2 ) 2 及 PL = P1 - P2 后，可以得出： Q = ? C + 1 C ? P + 1 ? dV1 - dV2 ?+ 1 ? ? dp1 -V dp2 ?  （3.11） L ? ip 2 ep ÷ L 2 ? dt dt ÷ 2b ?V1 dt 2 dt ÷ è ? è ? e è ? 令Ctp = Cip + Cep 2 ，為液壓缸的總泄漏系數(shù)。設活塞達到平衡位置時進油腔V1 的初 始容積為V10 ，則：V1 = V10 + Apxp 則有  dV1 = A dxp  （3.12） dt p dt 設進油腔與回油腔總體積 Vt，即：Vt = V1 + V2，V2 = Vt –V1，于是 - dV2 = dV1 = A dxp  （3.13） dt dt p dt 再由 p1 = (ps + pL ) / 2， p2 = (ps – pL ) / 2，可得 - dp2 = dp1 = 1 dpt  （3.14） dt dt 2 dt 于是 V dp1 -V dp2 = 1 dpL V + 1 dpL (V -V )= 1 dpL V  （3.15） 最后得 1 dt 2 dt 2 dt 1 2 dt t 1 2 dt t Q = C P + A dxp + Vt dpL  （3.16） L tp L p dt 4be dt （3） 活塞的力平衡方程。根據(jù)圖 3.2 所示可列出活塞上的力學方程為 p d 2 x dx Ap PL = m dt 2 p + B p + Kx dt p + FL （3.17） 式中 m ——負載質(zhì)量（kg）； Bp ——負載的黏性系數(shù)（N×s /m）； FL ——活塞所受的外負載力（N）； K ——彈性剛度系數(shù)（N/m）。 圖 3.2 液壓缸位置伺服系統(tǒng)傳遞函數(shù)方框圖 3.1.5 系統(tǒng)的傳遞函數(shù) （1） 系統(tǒng)傳遞函數(shù)的一般形式 將式（3.7）、式（3.16）和式（3.17）三式聯(lián)立進行拉普拉斯變換，可得到動力機構輸入量為閥芯位移、輸出量為液壓缸位移的傳遞函數(shù)（FL = 0）： Kq X A v - Kce ?1+ 2 ? A Vt 4bK ? s ÷ FL X = p p è e ce ? （3.18） p mV ? mK B V ? ? B K KV ? KK t s3 + ? ?ce + ?p t ÷ s2 + ? 1+ p ce + ?t ÷ s + ?ce 4b A 2 è A 2 4b A 2 ? è A 2 4b A 2 ? A 2 e p p e p p e p p v Kq X X = Ap p mV ? mK B V ? ? B K KV ? KK t s3 + ? ?ce + ?p t ÷ s2 + ? 1+ p ce + ?t ÷ s + ?ce e p p e p p e p p 4b A 2 è A 2 4b A 2 ? è A 2 4b A 2 ? A 2 X p = Xv  mVt  s3 + ? mKce +  BpVt Kq Ap ? s2 + ? 1+ Bp Kce +  KVt  ? s + KKce  （3.19） 4b A 2 ? A 2 4b A 2 ÷ ? A 2 4b A 2 ÷ A 2 e p è 令 p e p ? è p e p ? p e p 4b A 2 V Kh = t 假設活塞與一個質(zhì)量為 m 的慣性負載相連，則組成了彈簧-質(zhì)量系統(tǒng)，該系統(tǒng)的無阻尼固有頻率為 wh = = = 141.3(rad s ) 假設活塞與彈簧-質(zhì)量系統(tǒng)相連，則組成兩個彈簧并聯(lián)共同作用的機械系統(tǒng)：一是液壓彈簧，二是負載彈簧。系統(tǒng)的總剛度 K0 = Kh + K ，固有頻率 0 為 w0 = = =wh w0 ——活塞與彈簧-質(zhì)量系統(tǒng)共同作用的固有頻率； w ——彈簧-質(zhì)量組成的機械系統(tǒng)固有頻率，w = 。 m p （2） 簡化傳遞函數(shù)在液壓系統(tǒng)中， A 2 m Kce 是在比例閥和液壓缸共同作用下的由于泄漏得到的阻尼系 數(shù)，其值一般都遠大于阻尼 Bp ，因而 Bp Kce Ap << 1，又有(1+ K Kh ) 3 1 ，故 Bp Kce  << 1 A 2 ?1+ K ? è p K ? ÷ h ? 式中 K/ Kh 為負載彈簧與液壓彈簧之比。傳遞函數(shù)可以簡化為 Kq X - Kce ?1+ ? s ? F Kq X - Kce ?1+ s ? F A v A 2 ? w ÷ L A 2 A v A 2 ? w ÷ L X = ?p p è 1 ? = p × ?p p è 1 ? p é? K ? KK ù ? s 2 2x ? KK ? s ?? s2 2x ? ê 1+ s + ?ce ú + + ?0 s +1 ce ?1+ ÷ ? + ?0 s +1÷ ? K ÷ A 2 ? w2 w ÷ è w w2 w ê?è h ? p ú? è 0 0 ? r ? è 0 0 ? 負載 FL 為 0 時 （3.20） - 29 - X p = Xv  ? s2 Kq Ap + 2x ?  （3.21） ÷ s ?w2  h s + 1 w è h h ? 式（3.18）在形式上，可類似為多一個附加的干擾對稱動力機構的數(shù)學模型。當 FL = 0 時，可看作對稱液壓缸的數(shù)學模型。系統(tǒng)穩(wěn)定性和動態(tài)特征取決于 h 和xh。由式 （3.21）可以看出系統(tǒng)是由一個振蕩環(huán)節(jié)和一個積分環(huán)節(jié)組成。由比例閥的流量與閥芯位移的線性關系可知 QL = Kq xv - Kc PL 則導出比例閥的流量與液壓缸位移的傳遞函數(shù)為 Wh (s ) =  ? s2 2x ? （3.22） ÷ s ? w2 + ?h s + 1 w è h h ? p 式中 Ap ——液壓缸的有效作用面積，取 A = 1.6′10-3 m2 ； xh ——液壓缸-負載質(zhì)量系統(tǒng)的阻尼比，取0.1 ~ 0.2 ； wh ——液壓缸-負載質(zhì)量系統(tǒng)的固有頻率 wh = = 141.3(rad s ) 其中 m ——活塞和負載的總質(zhì)量，kg； e be——液體的有效容積彈性模數(shù)， b = 700′106 Pa ； L ——液壓缸行程，L =50.8mm。由圖 3.2 求得系統(tǒng)的開環(huán)傳遞函數(shù)為 G (s ) = = Kc ? s2 2x ?? s2 2x ? ? s2 2x ?? s2 2x ? s ? + ?v s + 1÷? + ?h s + 1÷ s ? + v s + 1÷? + h s + 1÷ ??? w2 w w2 w w2 w w2 w è v v ?è h h ? è v v ?è h h ? （3.23） 式中 Kc = KKq Kf /Ap 為此閉環(huán)系統(tǒng)的開環(huán)增益。由圖 3.2 求得系統(tǒng)的閉環(huán)傳遞函數(shù)為 ( ) = = G (s ) K G s c （3.24） 0 1+ G (s ) ? s2 2x ?? s2 2x ? ÷? s ?w2 + ?v s + 1 w w2 + ?h s + 1÷ + K c w è v v ?è h h ? 3.2 系統(tǒng)時間特性分析 3.2.1 單位階躍響應 num=[2.295*10^10]; den=[1 759.88 312125.357 28309041.3 5.039*10^9 0 ]; step(num,den) grid 圖 3.3 系統(tǒng)傳遞函數(shù)單位階躍響應曲線 3.2.2 單位斜坡響應 num=[0 0 0 0 0 0 2.295*10^10]; den=[1 759.88 312125.357 28309041.3 5.039*10^9 0 0]; t=0:0.01:100; step(num,den,t) grid 圖 3.4 系統(tǒng)傳遞函數(shù)單位斜坡響應曲線 3.2.3 單位脈沖響應 num=[0 0 0 0 0 2.295*10^10]; den=[1 759.88 312125.357 28309041.3 5.039*10^9 0]; impulse(num,den) grid 圖 3.5 系統(tǒng)傳遞函數(shù)單位脈沖響應曲線 通過圖 3.3，圖 3.4 和圖 3.5 可以看出系統(tǒng)的響應速度較慢，超調(diào)量對系統(tǒng)影響較大， 快速性和準確性有待提高。 4. 電液伺服系統(tǒng)的仿真分析 4.1 系統(tǒng)穩(wěn)定性分析 電液比例閥環(huán)節(jié)： W (s) = Kq  = ?0.051 pv 閥控液壓缸環(huán)節(jié)： s2 + 2xs+ w v 1 2 wv s2 502.42 + 2 ′ 0.7 s+ 1 502.4 Wpv  (s) =  ? s2 1 / Ap 2x ? = ? s2 89.3 2 ′ 0.2 ? s ? + ?h s + 1÷ s? + s + 1÷ ? èw2 w ? è 141.32 141.3 ? h h 由此得到液壓缸位置伺服系統(tǒng)的開環(huán)傳遞函數(shù)為 G0 (s ) = KK f ? s2 89.3′ 0.051 2 ′ 0.2 ?? s2  2 ′ 0.7 ? è ?è ? s ? 141.32 + 141.3 s + 1÷? 502.42 + 502.4 s + 1÷ 選取比例調(diào)節(jié)器環(huán)節(jié)的比例系數(shù) K=1，負反饋系數(shù) Kf = 1，使用工程應用軟件Matlab/Simulink 做出液壓缸位置伺服系統(tǒng)的開環(huán) Bode 圖，如圖 4.1 所示。 圖 4.1 液壓缸位置伺服系統(tǒng)的 Bode 圖 由上圖知，當 K=1 時幅值穩(wěn)定裕度 Gm =21.1dB，相位穩(wěn)定裕度 Pm =88.5°，系統(tǒng)是穩(wěn)定的。所以系統(tǒng)比例系數(shù) K 的值為 1。 在確定旋輪座伺服位置系統(tǒng)的傳遞函數(shù)基礎上，以主旋輪電液位置伺服系統(tǒng)為控制對象，創(chuàng)建了系統(tǒng)仿真模型來檢驗控制策略的控制結果，如圖 4.2 所示為系統(tǒng)仿真模型。 圖 4.2 液壓缸位置伺服系統(tǒng) Matlab/Simulink 仿真方框圖 圖 4.3 液壓缸位置伺服系統(tǒng)零極點分布圖 液壓缸位置伺服系統(tǒng)的閉環(huán)傳遞函數(shù)沒有零點，特征方程的五個根即系統(tǒng)的五個極點的分布如圖 4.3 所示。液壓缸位置伺服系統(tǒng)的開環(huán)傳遞函數(shù)是一個 5 階系統(tǒng)，但是， 左側 2 個極點都遠離虛軸，這兩個極點比主導極點距離虛軸遠 75 倍以上。一般高階系 統(tǒng)中，與虛軸距離大于主導極點距離虛軸的 6 倍以上，可忽略其影響。所以本系統(tǒng)中可 不考慮左側 2 個極點對性能的影響，因為其影響時間很短。事實上，可把系統(tǒng)看作一個振蕩環(huán)節(jié)和積分環(huán)節(jié)。根據(jù)理論分析與 Matlab/Simulink 仿真實驗，采用 PID 控制分析即可達到目的。 4.2 PID 控制及仿真 4.2.1 PID 控制原理 如果給定值 R 和實際輸出值 Y 構成的控制偏差 e(t) e(t ) = R - Y  （4.1） 則 PID 控制規(guī)律表達如下： ò é 1 t  T de (t )ù kp 或者采用傳遞函數(shù)來表示 êe(t ) + ? TI e (t )dt + D ú 0 dt ? （4.2） U (s ) G (s ) = = k ?1+ 1 + T s ?  （4.3） 式中：Kp ——比例系數(shù)； TI ——積分時間常數(shù)； TD ——微分時間常數(shù)； 也可令： E (s ) p ? D ÷ è TI s ? I k = kp , k = k ×T （4.4） T D p D I 式中：kI ——積分系數(shù)； kD ——微分系數(shù)。 式（4.4）是設計人員在進行控制操作時經(jīng)常采用的形式。分析函數(shù)表達式，要實現(xiàn)不同類型的控制，需要改變不同的控制參數(shù)，來實現(xiàn)不同的控制作用，從而輕松地滿足系統(tǒng)的控制要求。kp 表示比例放大系數(shù)， TD 表示微分時間常數(shù)， TI 表示積分時間常數(shù)。接下來介紹在制造系統(tǒng)中比例、積分、微分這三種不同環(huán)節(jié)的控制效果。 （1） 比例部分 控制系統(tǒng)中會存在一定的延遲，為了能在第一時間達到需要的控制效果，引入比例作用。用比例的方式響應控制系統(tǒng)的偏差信號，讓控制系統(tǒng)及時響應，第一時間產(chǎn)生控制效果，并且逐步縮小系統(tǒng)中偏差信號。比例部分可用kpe(t) 表示。比例系數(shù) kp 能夠使 系統(tǒng)響應速度加快，是系統(tǒng)更加準確。kp 是一個主要的參數(shù)，實驗研究發(fā)現(xiàn)，隨著比例系數(shù)的增大，控制系統(tǒng)的響應速度會增大，但 kp 增加到一定值時，也會使系統(tǒng)內(nèi)部得穩(wěn)定性降低，甚至造成系統(tǒng)崩潰。同時 kp 也不能太小，kp 越小精度越低，系統(tǒng)越遲鈍，系統(tǒng)的動態(tài)特征、靜態(tài)特征逐步惡化[17]。選擇合適的比例系數(shù) kp 是必要的，進一步保證系統(tǒng)調(diào)整時間較短且系統(tǒng)穩(wěn)定。 （2） 積分部分 積分部分的作用是為了消除系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)誤差，可用 1 TI t t ò e(t)dt = kI ò e(t)dt 表示。從表達 0 0 式能夠看出，即使誤差很小，積分部分也會隨著時間的增加而增大，僅當誤差為零時， 系統(tǒng)的積分才為常數(shù)，并且控制效果也才是一個定常數(shù)。積分時間常數(shù) TI 對積分部分影響起決定作用，TI 大時系統(tǒng)不易產(chǎn)生振蕩，積分作用較弱，此時消除偏差時間長；相反， 當 TI 較小時系統(tǒng)波動大，會造成振蕩現(xiàn)象的產(chǎn)生，但消除偏差時間短[18]。 （3） 微分部分 微分部分的主要作用是控制系統(tǒng)的動態(tài)響應的快速性及穩(wěn)定性，微分作用使控制作用鎖定在被控量上，從而與偏差量未來變化趨勢形成近似的比例關系[19]。數(shù)學表達式為 k TDde(t) = k p dt D de(t) 。微分時間常數(shù) TD 對微分作用有很大影響。TD 越大，微分消除系 dt 統(tǒng)偏差的時間就越長，微分作用強；反之，TD 越小，消除偏差時間越短。當微分作用過強時，系統(tǒng)自身會發(fā)生振蕩，造成系統(tǒng)崩潰。 4.2.2 數(shù)字 PID 控制原理 數(shù)字 PID 控制是一種采樣控制，它只能根據(jù)采樣時間的偏差值來計算控制量的大小，屬于計算機控制的一種。因此，連續(xù) PID 控制算法不能直接使用，故采用離散化的方法[20]。在實際生產(chǎn)環(huán)節(jié)中，計算機 PI