自抗擾控制進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)系統(tǒng)性能研究

汪成文， 劉華， 李標(biāo)兵

(1.太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，山西 太原 030024； 2.太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山西 太原 030024)

閥控系統(tǒng)具有功率密度比高、響應(yīng)速度快等優(yōu)點(diǎn)，使得其在廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代化工業(yè)生產(chǎn)的各個(gè)領(lǐng)域，如：工程機(jī)械、運(yùn)動(dòng)模擬器、飛機(jī)起落架、機(jī)器人以及鍛壓機(jī)械等領(lǐng)域[1-5]。但是普通的閥控系統(tǒng)中泵源始終輸出恒定的流量和壓力，設(shè)計(jì)系統(tǒng)需要按照最大負(fù)載工況設(shè)計(jì)泵源。因此在小負(fù)載工況時(shí)，泵源輸出的功率遠(yuǎn)大于負(fù)載實(shí)際所需功率，從而造成較大的節(jié)流損失和溢流損失。因此有學(xué)者提出了負(fù)載敏感系統(tǒng)，使用流量可調(diào)的泵源，并且通過(guò)實(shí)時(shí)檢測(cè)的負(fù)載壓力調(diào)節(jié)泵源的運(yùn)行狀態(tài)使其輸出的功率與負(fù)載所需功率相匹配[6-7]。

文獻(xiàn)[8-9]通過(guò)機(jī)液壓力反饋的方式來(lái)調(diào)節(jié)泵的排量實(shí)現(xiàn)泵源壓力的控制。為了克服機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)采用長(zhǎng)管道來(lái)完成壓力反饋會(huì)導(dǎo)致的壓力反饋滯后問(wèn)題，文獻(xiàn)[10-11]提出了電液負(fù)載敏感系統(tǒng)，使用壓力傳感器來(lái)獲得壓力信號(hào)，并且將機(jī)液負(fù)載敏感泵替換成電子泵。為進(jìn)一步提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，文獻(xiàn)[12]提出電液流量匹配控制系統(tǒng)，除掉了壓力反饋回路，根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)速和泵的排量來(lái)計(jì)算電控泵的控制信號(hào)。文獻(xiàn)[13]針對(duì)不匹配干擾提出了基于干擾觀測(cè)的控制策略，并針對(duì)內(nèi)部壓力動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性問(wèn)題進(jìn)行了分析。上述論主要集中于負(fù)載敏感系統(tǒng)的穩(wěn)定性和控制方法。本文使用進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)，打破了進(jìn)油口聯(lián)動(dòng)節(jié)流，通過(guò)設(shè)計(jì)阻抗工況和超越工況的控制策略和應(yīng)用自抗擾控制方法來(lái)解決系統(tǒng)中的耦合問(wèn)題，從而進(jìn)一步提升負(fù)載敏感系統(tǒng)的性能。

1 系統(tǒng)組成和數(shù)學(xué)建模

本文研究進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)組成如圖1所示。該系統(tǒng)包括：伺服電機(jī)、定量泵、伺服閥1、伺服閥2、液壓缸、位置傳感器、控制器、壓力傳感器1、壓力傳感2、壓力傳感3。該系統(tǒng)有3個(gè)控制元件：控伺服閥1、伺服閥2、伺服電機(jī)。從職能分工角度分析，伺服電機(jī)控制定量泵按需提供流量和壓力；2個(gè)伺服閥用來(lái)完成進(jìn)出油口的解耦，在實(shí)現(xiàn)位置伺服控制功能的同時(shí)減少不必要的節(jié)流損失。

圖1 進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)原理Fig.1 Principle of load sensing system based on independent inlet and outlet

在建模時(shí)規(guī)定：液壓缸向右伸出正方向，向左縮回為負(fù)；左腔進(jìn)油時(shí)流量為正方向，出油時(shí)流量為負(fù)；右腔出油時(shí)流量為正方向，進(jìn)油流量為負(fù)。

作動(dòng)器輸出力與負(fù)載力平衡方程為：

(1)

假設(shè)伺服閥的頻率響應(yīng)遠(yuǎn)高于作動(dòng)器工作頻率，因此可以將伺服閥動(dòng)態(tài)過(guò)程簡(jiǎn)化成比例環(huán)節(jié)[14]：

xvi=kviui，i=1,2

(2)

式中：xvi、xv2為伺服閥的閥芯位移；u1、u2為伺服閥的輸入信號(hào)；kv1、kv2為伺服閥的增益。

通過(guò)伺服閥的流量可表示為：

(3)

式中：Cd1、Cd2為伺服閥的流量系數(shù)；ω1、ω2為伺服閥的面積梯度；ρ為液壓油密度；Q1、Q2為液壓缸兩腔的流量；Ps、Pr為供油壓力和回油壓力；u1、u2為伺服閥的輸入信號(hào)。

忽略作動(dòng)器的泄漏，作動(dòng)器兩腔動(dòng)態(tài)可由(4)表示為：

(4)

式中：V1、V2為液壓缸兩腔的容積；βe為油液體積彈性模量。

假設(shè)電機(jī)的頻響遠(yuǎn)高于作動(dòng)器的工作頻率，因此可以將電機(jī)的動(dòng)態(tài)過(guò)程簡(jiǎn)化成比例環(huán)節(jié)：

ωp=kpu3

(5)

式中：u3為伺服電機(jī)的輸入信號(hào)；kp為電機(jī)的轉(zhuǎn)速增益。

定義Qin=S(xd-xp)Q1+S(xp-xd)Q2為流入伺服閥的流量。假設(shè)泵控子系統(tǒng)的響遠(yuǎn)高于作動(dòng)器的工作頻率，則泵出口壓力動(dòng)態(tài)可以表示為：

(6)

式中：Vp為液壓泵的容積；Dp為定量泵的排量；Ql為液壓泵泄漏的流量;Qin為流入伺服閥的流量；u3為伺服電機(jī)的輸入信號(hào)。

由式(1)～(6)可以得到系統(tǒng)的控制框圖。

圖2 進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)控制框圖Fig.2 Block diagram of of independent metering system

從框圖中可以看出泵兩腔的壓力也和活塞的速度耦合存在耦合關(guān)系，具體表現(xiàn)為：在調(diào)節(jié)閥芯位移來(lái)控制液壓缸一腔壓力時(shí)，活塞速度的變化會(huì)干擾壓力的控制。同時(shí)，調(diào)節(jié)閥芯位移來(lái)控制活塞速度時(shí)，壓力變化也會(huì)影響活塞速度的控制。另外，泵源輸出的壓力和通過(guò)伺服閥的流量耦合在一起。具體表現(xiàn)為：通過(guò)調(diào)節(jié)泵輸出的流量來(lái)控制泵源壓力時(shí)，伺服閥的流量的變化會(huì)干擾泵源輸出壓力的控制。同時(shí)，在調(diào)節(jié)閥芯位移控制液壓缸的運(yùn)動(dòng)時(shí)，泵源輸出壓力變化也會(huì)影響流過(guò)伺服閥的流量。

2 控制策略

進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)的負(fù)載敏感系統(tǒng)有3個(gè)可控元件，提高了系統(tǒng)的靈活性。因此，可以根據(jù)液壓缸所處的工況選擇相應(yīng)的控制策略來(lái)提高系統(tǒng)的性能。設(shè)計(jì)控制策略時(shí)，首先分析了普通負(fù)載敏感系統(tǒng)在阻抗工況和超越工況下壓力特性，然后針對(duì)不同工況設(shè)計(jì)不同的控制策略，來(lái)提升負(fù)載敏感系統(tǒng)的性能。

2.1 負(fù)載敏感系統(tǒng)特性分析

為了便于分析負(fù)載敏感系統(tǒng)的壓力特性，做出以下假設(shè)：

1)泵源壓力比進(jìn)油腔壓力高出值為pd，即：

ps=S(xv)(p1+pd)+S(-xv)(p2+pd)

(7)

2)系統(tǒng)回油壓力為零，即：

pr=0

(8)

3)液壓缸為對(duì)稱缸并且油液體積壓縮流量和泄漏流量很小，將其忽略不計(jì)，即：

(9)

4)負(fù)載敏感系統(tǒng)中閥口是對(duì)稱匹配的，即：

α1k1u1=α2k2u2

(10)

定義負(fù)載pl=p1-p2，聯(lián)立式(3)、(7)～(10)可得兩腔的壓力和節(jié)流口的壓降：

(11)

從式(11)可以看出，負(fù)載敏感系統(tǒng)中2個(gè)節(jié)流口的壓降相同且均為壓差指令。執(zhí)行器兩腔壓力和泵源壓力均與負(fù)載壓力和活塞運(yùn)動(dòng)方向有關(guān)。當(dāng)系統(tǒng)所處的工況不同時(shí)，負(fù)載壓力大小和方向以及活塞運(yùn)動(dòng)方向都會(huì)變化，所以下文將詳細(xì)分析系負(fù)載敏感系統(tǒng)各種工況下兩腔壓力和泵源壓力的變化。

2.1.1 空載工況

(12)

從式(12)可以看出，系統(tǒng)空載時(shí)，液壓缸兩腔壓力均為pd，2個(gè)節(jié)流口的壓力損失均為pd。系統(tǒng)空載時(shí)，液壓系統(tǒng)對(duì)負(fù)載不做功，泵源輸出的壓力僅用來(lái)滿足2個(gè)節(jié)流口壓力損失。

2.1.2 阻抗工況(以伸出為例，xv>0)

(13)

阻抗伸出時(shí)，p1>p2，負(fù)載壓力為正數(shù)，阻礙活塞運(yùn)動(dòng)的外負(fù)載力越大，負(fù)載壓力pl越大。對(duì)比式(12)、(13)可以看出，當(dāng)阻抗力增大使得負(fù)載壓力增加了pl時(shí)，泵源輸出壓力增加pl，左腔壓力也增加了pl。也就是說(shuō)，當(dāng)系統(tǒng)處于在阻抗伸出工況時(shí)，隨著阻礙負(fù)載運(yùn)動(dòng)的力增加，泵源會(huì)增加輸出的壓力，使得左腔壓力增加以滿足系統(tǒng)所需負(fù)載壓力。

2.1.3 超越工況(以縮回為例,xv<0)

(14)

在超越縮回時(shí)，p1>p2，負(fù)載壓力為正數(shù)，協(xié)助活塞運(yùn)動(dòng)的外負(fù)載力越大，負(fù)載壓力pl越大。對(duì)比式(12)、(14)可以看出，當(dāng)協(xié)助力增大使得負(fù)載壓力增加了pl時(shí)，泵源輸出壓力會(huì)減少pl，右腔壓力會(huì)減少pl。也就是說(shuō)，當(dāng)系統(tǒng)處于在超越縮回工況時(shí)，隨著協(xié)助負(fù)載運(yùn)動(dòng)的力增加，泵源會(huì)減少泵輸出的壓力，使得右腔壓力會(huì)減少以滿足系統(tǒng)所需負(fù)載壓力。

2.2 控制策略

在阻抗工況下，負(fù)載力阻礙液壓缸運(yùn)動(dòng)。為降低閥口節(jié)流損失，提高系統(tǒng)能效，此時(shí)的控制策略為：調(diào)節(jié)進(jìn)油閥閥芯位移，實(shí)現(xiàn)液壓缸位置控制；調(diào)節(jié)出油閥的閥芯位移，控制出油腔的壓力處于較低值，從而減少出油口節(jié)流損失；調(diào)節(jié)伺服電機(jī)的轉(zhuǎn)速，控制泵出口的壓力，使得泵出口壓力始終比進(jìn)油腔壓力高一個(gè)定值，實(shí)現(xiàn)負(fù)載敏感功能，減少進(jìn)油口的節(jié)流損失。如圖3所示。

圖3 阻抗伸出時(shí)系統(tǒng)控制原理Fig.3 Control principle of system of power extend

在超越工況下，為降低閥口節(jié)流損失以及提高系統(tǒng)穩(wěn)定性。此時(shí)的控制策略為：調(diào)節(jié)出油閥閥芯位移，實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓缸位移的控制；進(jìn)油閥全開(kāi)，將進(jìn)油閥處的節(jié)流損失降到最低；調(diào)節(jié)泵的轉(zhuǎn)速，直接控制進(jìn)油腔的壓力使其處于較低值，避免產(chǎn)生氣穴。如圖4所示。

圖4 超越縮回時(shí)系統(tǒng)控制原理Fig.4 Control principle of system of drive retraction

4種工況下，控制元件工作模式如表1所示。

表1 控制元件工作模式Table 1 Control element operating mode

系統(tǒng)實(shí)際工作時(shí)，液壓缸工況判斷過(guò)程如圖5所示，將圖中vd位移指令信號(hào)求導(dǎo)得到的速度信號(hào)，p1、p2為液壓缸兩腔的壓力。

圖5 根據(jù)速度和壓力方向進(jìn)行工況判斷Fig.5 Working condition judgemen by the velocity and pressure

3 自抗擾控制器設(shè)計(jì)

3.1 自抗擾控制方法原理

自抗擾控制(active disturbance rejection control，ADRC)其核心思想是：首先將所有作用于系統(tǒng)的外部干擾和系統(tǒng)內(nèi)部不確定性視為總擾動(dòng)，利用擴(kuò)張狀態(tài)觀測(cè)器(extended state observer，ESO)實(shí)時(shí)估計(jì)系統(tǒng)總擾動(dòng)，然后通過(guò)擾動(dòng)補(bǔ)償律補(bǔ)償“總擾動(dòng)”，最后ESO觀測(cè)到的系統(tǒng)狀態(tài)進(jìn)行誤差反饋律設(shè)計(jì)，使得系統(tǒng)具有滿意的閉環(huán)性能。自抗擾控制不需要測(cè)量外部擾動(dòng)，也不需要了解擾動(dòng)作用規(guī)律，僅需少量系統(tǒng)信息和系統(tǒng)的階數(shù)，是一種抗干擾能力強(qiáng)、工程性很強(qiáng)的控制技術(shù)[14-15]。

3.2 降階狀態(tài)空間模型

根據(jù)奇異擾動(dòng)理論忽略液壓缸兩腔動(dòng)態(tài)，將閥控系統(tǒng)降階成二階系統(tǒng)并且實(shí)現(xiàn)了高精度的位置伺服控制。結(jié)合前文建模過(guò)程可以得到各個(gè)子系統(tǒng)降階狀空間模型：

(15)

式中：syspp代表泵控壓力子系統(tǒng);sysvx代表閥控位置子系統(tǒng);sysvp代表閥控壓力子系統(tǒng)。

3.3 自抗擾控制器設(shè)計(jì)

將泵控子系統(tǒng)模型改寫成：

(16)

式中h(t)為泵控壓力子系統(tǒng)總擾動(dòng)的變化率。

根據(jù)式(16)設(shè)計(jì)擴(kuò)張狀態(tài)觀測(cè)器和控制律：

(17)

線性誤差反饋及擾動(dòng)補(bǔ)償：

(18)

式中：up為泵控壓力ADRC的輸出信號(hào)；pd為壓力指令信號(hào)；ωpc為泵控壓力子系統(tǒng)的帶寬。

(19)

閥控位置ADRC和閥控壓力ADRC的設(shè)計(jì)過(guò)程和泵控壓力ADRC設(shè)計(jì)過(guò)程相同。

根據(jù)式(19)設(shè)計(jì)擴(kuò)張狀態(tài)觀測(cè)器的控制律：

擴(kuò)張狀態(tài)觀測(cè)器：

(20)

誤差反饋及擾動(dòng)補(bǔ)償：

(21)

式中：uvx為泵控壓力ADRC的輸出信號(hào)；xd為位置指令信號(hào)；ωvc為閥控位置子系統(tǒng)的帶寬。

閥控壓力ADRC：

(22)

根據(jù)式(22)設(shè)計(jì)擴(kuò)張狀態(tài)觀測(cè)器的控制律：

(23)

誤差反饋及擾動(dòng)補(bǔ)償：

(24)

式中：uvp為閥控壓力ADRC的輸出信號(hào)；pd為壓力指令信號(hào)；ωc為閥控位置子系統(tǒng)的帶寬。

4 仿真結(jié)果與分析

基于轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)的原理圖，在AMESim利用機(jī)械庫(kù)、液壓庫(kù)建立基于轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)的負(fù)載敏感系統(tǒng)仿真模型。建立仿真模型時(shí)考慮了泵源部分的機(jī)械動(dòng)態(tài)，設(shè)置了伺服電機(jī)和定量泵的連接剛度、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以及粘性阻尼。仿真參數(shù)如表2所示。

4.1 系統(tǒng)特性仿真分析

4.1.1 阻抗工況

設(shè)定位置指令為xd=0.05t斜坡信號(hào)，壓差指令設(shè)為2×106Pa 在2 s加入 1 000 N階躍干擾力，來(lái)阻礙活塞運(yùn)動(dòng)。

從圖6(a)可以看出，負(fù)載敏感系統(tǒng)工作時(shí)，液壓缸實(shí)際位移和位移指令幾乎重合，可以較好地跟蹤位移指令。可以看出，在0～2 s時(shí)，系統(tǒng)沒(méi)有加入外力，系統(tǒng)左腔壓力和右腔壓力均在2×106Pa左右，泵源輸出的壓力為4×106Pa，2個(gè)節(jié)流口的壓差和壓差設(shè)定值相等均為2×106Pa。在2～4 s時(shí)，系統(tǒng)加入1 000 N的階躍力來(lái)阻礙液壓缸運(yùn)動(dòng)，此時(shí)泵源輸出壓力增加了1.5×106～5.5×106Pa，左腔壓力增加了1.5×106～3.5×106Pa，右腔壓力仍為2×106Pa，2個(gè)節(jié)流的壓降仍保持在2×106Pa。

表2 仿真參數(shù)Table 2 Simulation parameters

圖6 阻抗工況下的負(fù)載敏感系統(tǒng)Fig.6 Load sensing system on power condition

從圖7(a)可以看出，進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)工作時(shí)，液壓缸實(shí)際位移和位移指令幾乎重合，可以較好的跟蹤位移指令。在0～2 s時(shí)，進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)的負(fù)載敏感系統(tǒng)沒(méi)有加入外力阻礙活塞運(yùn)動(dòng)，此時(shí)，系統(tǒng)左腔壓力和右腔壓力均穩(wěn)定在1×106Pa，泵輸出的壓力穩(wěn)定在3×10PPa 左右。左腔壓力稍大于右腔壓力，這是因?yàn)榇藭r(shí)雖然沒(méi)有加外力，但是活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)仍需要克服粘性摩擦力和滑動(dòng)摩擦力。在2～4 s時(shí)，加入1 000 N的力來(lái)阻礙活塞運(yùn)動(dòng)，此時(shí)右腔壓力在短暫波動(dòng)后仍穩(wěn)定在1×106Pa，左腔壓力的穩(wěn)定在增加了1.5×106～3.5×106Pa，泵輸出的壓力也增加1.5×106～4.5×106Pa，左節(jié)流口的壓降始終為2×106Pa，右節(jié)流口的壓降始終為1×106Pa。

圖7 阻抗工況的進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)Fig.7 Load sensing system with independent metering on power condition

從前仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，負(fù)載敏感系統(tǒng)相比，進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)在阻抗工況下可以單獨(dú)控制出油腔的壓力在較低值。

4.1.2 超越工況

設(shè)定位置指令為xd=0.05t的斜坡信號(hào)，壓差指令設(shè)為2×106Pa。在2 s時(shí)加入1 000 N的階躍力來(lái)協(xié)助活塞運(yùn)動(dòng)。

從圖8(a)可以看出，負(fù)載敏感系統(tǒng)工作時(shí)，液壓缸實(shí)際位移和位移指令幾乎重合，可以較好的跟蹤位移指令。

從圖8(b)可以看出，在0～2 s時(shí)，系統(tǒng)沒(méi)有加入外力，系統(tǒng)左腔壓力和右腔壓力均在2×106Pa左右，泵輸出的壓力為4×106Pa，2個(gè)節(jié)流口的壓差均在2×106Pa和壓差設(shè)定值相等。在2～4 s時(shí)，系統(tǒng)加入1 000 N階躍力來(lái)協(xié)助液壓缸運(yùn)動(dòng)，此時(shí)右腔壓力仍為2×106Pa，左腔壓力減少了1.5×106～0.5×106Pa，泵輸出的壓力也減少1.5×106～2.5×106Pa。2個(gè)節(jié)流的壓差仍為2.0×106Pa。

圖8 超越工況下的負(fù)載敏感系統(tǒng)Fig.8 Load sensing system on power condition

從圖9(a)可以看出，進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)工作時(shí)，液壓缸實(shí)際位移和位移指令幾乎重合，可以較好地跟蹤位移指令。在0～2 s時(shí)，進(jìn)出口獨(dú)立系統(tǒng)沒(méi)有加入外力協(xié)助活塞運(yùn)動(dòng)，此時(shí)，系統(tǒng)左腔壓力和右腔壓力均穩(wěn)定在1×106Pa左右力。在2～4 s時(shí)，加入1 000 N的力來(lái)協(xié)助活塞運(yùn)動(dòng)，右腔壓力增加了1.5×106～3.5×106Pa，泵輸出的壓力和左腔壓力基本相同穩(wěn)定在1×106Pa，左節(jié)流口的壓降基本為0，右節(jié)流的壓降增大至1.5×106Pa。

圖9 超越工況下的進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)Fig.9 Load sensing system with independent metering on drive condition

從以上仿真結(jié)果可得，負(fù)載敏感系統(tǒng)相比，進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)在超越工況下可以控制進(jìn)油腔壓力在穩(wěn)定值，當(dāng)協(xié)助活塞運(yùn)動(dòng)的外負(fù)載力增大時(shí)，出油腔的壓力會(huì)增大來(lái)平衡負(fù)載力，進(jìn)油腔壓力仍穩(wěn)定在指令值。

4.2 自抗擾控制器仿真分析

設(shè)定位置指令為0.05 sin(πt) m的正弦信號(hào)，仿真時(shí)模擬液壓缸推動(dòng)負(fù)載豎直升降工況，規(guī)定向上運(yùn)動(dòng)為正，向下運(yùn)動(dòng)為負(fù)。設(shè)定壓力指令為1×106Pa，壓差指令為2×106Pa。

4.2.1 壓力ADRC仿真分析

為了測(cè)試壓力ADRC的性能，與PID控制器進(jìn)出對(duì)比。從圖10(a)可以看出，在0～0.5 s、1.5～2.5 s、3.5～4 s系統(tǒng)處在阻抗伸出工況時(shí)，進(jìn)油腔壓力穩(wěn)定在3.0×106Pa左右，泵控壓力ADRC控制泵源壓力穩(wěn)定在5×106Pa，始終比進(jìn)油腔壓力高2×106Pa。在0.5～1.5 s、2.5～3.5 s超越縮回工況時(shí)，泵控壓力LADRC控制泵源壓力穩(wěn)定在1.0×106Pa。

圖10 壓力ADRC仿真分析Fig.10 Simulation analysis of pressure ADRC

從圖10(b)可以看出，PID控制時(shí)右腔壓力在5×105～3.5×106Pa之間波動(dòng)，ADRC控制時(shí)右腔壓流穩(wěn)定在1×106Pa左右。

從上面的仿真結(jié)果發(fā)現(xiàn)自抗擾控制器可以補(bǔ)償補(bǔ)償活塞速度變化對(duì)壓力控制的干擾。

4.2.2 位置自抗擾控制器仿真分析

為了測(cè)試閥控位置自抗擾的控制器的魯棒性，加入頻率為0.5 Hz幅值500 N的正弦干擾力。

從圖11(a)可以看PID控制下系統(tǒng)的位置跟蹤誤差在-0.004 5～0.005 m內(nèi)波動(dòng)，ADRC控制下位置跟蹤誤差在-0.003～0.003 m內(nèi)波動(dòng)，ADRC的控制下系統(tǒng)的跟蹤誤差明顯小于PID。加入干擾力后，PID控制下的位置跟蹤誤差變大在-0.006～0.005 5 m內(nèi)波動(dòng)，LADRC(linear active disturbance rejection control)控制器的位置跟蹤誤差仍-0.003～0.003 m內(nèi)波動(dòng)。

圖11 位置ADRC仿真分析Fig.11 Simulation analysis of pressure ADRC

從上面的仿真結(jié)果發(fā)現(xiàn)閥控位置自抗擾控制器可以補(bǔ)償變化的干擾力對(duì)位置控制的干擾，并且其跟蹤誤差比PID控制器小。自抗擾控制器的控制精度比PID的控制精度高。

為測(cè)試位置自抗擾控制器在大干擾力工況下的魯棒性，在原有給定的正弦位移信號(hào)下，分別將干擾力改為頻率為0.5 Hz幅值2 500、5 000 N時(shí)，輸出位移與正弦位移信號(hào)的比對(duì)圖如圖12。

從圖12可以看出，將干擾力幅值從增加至2 500 N和5 000 N時(shí)，位置自抗擾控制器能夠承受住大干擾。在進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)的控制策略下，系統(tǒng)抗干擾能力取決于壓力伺服閥提供的背壓大小。當(dāng)背壓指令不變時(shí)，對(duì)比圖12(a)和圖12(b)：當(dāng)干擾力與背壓相差較大時(shí)，控制器抗干擾能力強(qiáng)。增加背壓的大小可以大大提高控制器的魯棒性，但系統(tǒng)的能耗會(huì)隨著伺服閥節(jié)流壓力的增大而增加。

圖12 不同干擾力下的仿真分析Fig.12 Simulation analysis in different disturbance force

從以上對(duì)位置自抗擾控制器的仿真結(jié)果分析可見(jiàn)：自抗擾控制器的控制精度優(yōu)于PID控制器；位置自抗擾控制器具有較好的魯棒性：系統(tǒng)所能提供的背壓越大，抗干擾能力越強(qiáng)。

5 結(jié)論

1)與負(fù)載敏感系統(tǒng)相比，進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)的負(fù)載敏感系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)2個(gè)節(jié)流口的解耦：在阻抗工況下，可以單獨(dú)控制出油腔的壓力在較低值，進(jìn)一步降低出油口的節(jié)流損失；在超越工況下，可控制進(jìn)油腔的壓力在穩(wěn)定值，避免進(jìn)油腔過(guò)低產(chǎn)生氣穴。

2)相比與PID控制器，自抗擾控制器只需了解很少的系統(tǒng)信息就可以補(bǔ)償系統(tǒng)的未知不確定性和干擾，有著更高控制精度和更強(qiáng)的魯棒性。