1000 t慣性摩擦焊液壓多缸同步控制策略研究

鄭景鴻， 李官平， 張 宏

(大連理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 遼寧大連 116024)

引言

慣性摩擦焊接作為一種精密、高效、節(jié)能的先進(jìn)固相焊接工藝，在制造大型飛機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪盤等關(guān)鍵航空裝備中有著重要應(yīng)用[1]。慣性摩擦焊機(jī)通過兩焊件之間的旋轉(zhuǎn)摩擦產(chǎn)生熱量，使材料的焊接處于塑性狀態(tài)，在頂鍛力的作用下使焊件發(fā)生變形與流動(dòng)從而實(shí)現(xiàn)焊接[2-3]。目前， 國內(nèi)在大噸位慣性摩擦焊領(lǐng)域的技術(shù)同國外仍有較大的差距， 主要體現(xiàn)在焊接主軸設(shè)計(jì)、液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)、動(dòng)力系統(tǒng)高精度控制方法研究等方面。例如，英國的ROLLS-ROYCE公司[4]、美國的MTI公司均已研制出2000 t慣性摩擦焊機(jī)產(chǎn)品[1]，而國內(nèi)目前噸位最大的是哈爾濱焊接研究所研制的600 t 慣性摩擦焊機(jī)。本研究基于以上研究背景開展千噸級(jí)慣性焊液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及控制策略研究。

大噸位慣性摩擦焊設(shè)計(jì)的主要難點(diǎn)是其需要實(shí)現(xiàn)1000 t超大軸向頂鍛力輸出，而單個(gè)液壓缸往往無法滿足需求，因此大噸位慣性摩擦焊機(jī)往往采用多個(gè)液壓缸同步輸出負(fù)載力。多缸同步大噸位液壓頂鍛系統(tǒng)強(qiáng)非線性、強(qiáng)干擾的特點(diǎn)使得軸向輸出力控制精度低，同步穩(wěn)定性差，這對焊接工件的尺寸精度、焊接接頭力學(xué)性能、焊機(jī)壽命有顯著影響[5]，因此需要一種合適的控制策略以解決這些問題。黃崇莉等[6]在C32摩擦焊機(jī)液壓伺服系統(tǒng)中引入模糊PID控制，改善了焊接過程的閉環(huán)控制特性，但由于設(shè)計(jì)噸位較小，未考慮多缸同步控制的困難。王桂榮等[7]提出了在偏差耦合控制方式下采用自適應(yīng)遺傳算法的三缸同步控制策略，但僅研究了空載狀態(tài)下的同步性能，未考慮大噸位液壓頂鍛系統(tǒng)的強(qiáng)干擾性。

基于此，本研究以1000 t慣性摩擦焊液壓伺服系統(tǒng)為基礎(chǔ)，結(jié)合偏差耦合同步控制策略，同時(shí)采用模糊PID控制代替?zhèn)鹘y(tǒng)PID控制方式，使系統(tǒng)具有較好的魯棒性以及較高的同步控制精度。

1 液壓系統(tǒng)回路設(shè)計(jì)

1.1 技術(shù)參數(shù)及工作原理

該液壓伺服系統(tǒng)需要控制焊接實(shí)現(xiàn)“快進(jìn)—頂鍛—快退—停止”的工作循環(huán)。本研究著重研究頂鍛過程。設(shè)慣性摩擦焊機(jī)能夠提供的最大頂鍛力為10000 kN，焊件尺寸直徑D=250 mm，長度L=600 mm；焊件材料選為GH4169鎳基高溫合金，密度ρ=8.24 g/cm3，焊件質(zhì)量為：

(1)

設(shè)計(jì)要求和給定參數(shù)匯總?cè)绫?所示。

焊接時(shí)，焊機(jī)主軸帶動(dòng)飛輪旋轉(zhuǎn)，液壓缸進(jìn)給運(yùn)動(dòng)，并在焊件接觸后提供頂鍛力。焊件在飛輪慣性帶動(dòng)下旋轉(zhuǎn)摩擦產(chǎn)生熱量，使材料處于塑性狀態(tài)，在頂鍛力的作用下實(shí)現(xiàn)焊接[2-3]，其工作原理如圖1所示。

1.2 三缸布局設(shè)計(jì)

液壓缸的尺寸規(guī)格主要根據(jù)負(fù)載力大小確定。假設(shè)焊機(jī)頂鍛時(shí)勻速進(jìn)給，且忽略導(dǎo)軌摩擦力，根據(jù)摩擦焊機(jī)1000 t頂鍛力的要求，頂鍛負(fù)載應(yīng)為FL=10000 kN。假設(shè)頂鍛時(shí)，伺服閥輸出功率最大，此時(shí)的負(fù)載力為：

(2)

式中，Ap—— 液壓缸有效作用面積

ηm—— 機(jī)械效率，假設(shè)為0.93

pL，ps—— 伺服閥輸出功率最大時(shí)的負(fù)載壓力和供油壓力

表1 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Hydraulic system design parameters

圖1 焊機(jī)工作原理圖Fig.1 Welding machine working schematic

對于電液伺服系統(tǒng)而言，額定供油壓力ps一般在21～35 MPa，若系統(tǒng)供油壓力過高，則會(huì)出現(xiàn)加重泄漏，降低效率，發(fā)熱嚴(yán)重等問題。在供油壓力ps選定為28 MPa的情況下，可由下式求得液壓缸有效面積為：

(3)

由于單缸設(shè)計(jì)簡單且易于控制，故先假設(shè)單缸布局。液壓缸選用單桿雙作用缸，可根據(jù)下式求得液壓缸內(nèi)徑D：

(4)

由于所需的液壓缸內(nèi)徑過大，增加了頂鍛缸制造難度和在焊機(jī)上的安裝難度，并且致使頂鍛缸流量大幅增加，降低控制精度。由于液壓系統(tǒng)壓力有上限，無法無限制地提高供油壓力來縮小液壓缸，故需采用多缸設(shè)計(jì)方案。但是過多缸數(shù)也會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)同步控制難度提高，因此經(jīng)過綜合考量，最終采用三缸布局。采用3個(gè)內(nèi)徑D為450 mm，活塞桿外徑d為320 mm，行程s為320 mm，速比ψ為2的單桿雙作用缸。單缸的實(shí)際有效面積為：

(5)

故當(dāng)最大負(fù)載力FL=10000 kN，且單缸有效面積為Ap=1590.43 cm2時(shí)，可得頂鍛時(shí)液壓系統(tǒng)的最大負(fù)載壓力為：

(6)

結(jié)果小于選定壓力28 MPa,滿足額定供油壓力ps的要求。

根據(jù)設(shè)計(jì)要求，將3個(gè)頂鍛缸以等邊三角形對稱排列，布置方式如圖2所示。

圖2 三缸布置方式Fig.2 Three-cylinder layout

1.3 三缸液壓系統(tǒng)回路設(shè)計(jì)

根據(jù)三缸布局的設(shè)計(jì)思路，本研究設(shè)計(jì)了一套采用位置傳感器控制的三缸同步液壓頂鍛系統(tǒng)，其原理圖如圖3所示。系統(tǒng)共有3組以伺服閥作為控制器的頂鍛機(jī)構(gòu)。液壓缸活塞桿進(jìn)給量通過位置傳感器進(jìn)行測量并反饋，根據(jù)液壓缸進(jìn)給量與給定值的差值，調(diào)節(jié)伺服閥閥口開度，實(shí)現(xiàn)頂鍛過程中3個(gè)液壓缸活塞桿的同步運(yùn)動(dòng)。

在焊機(jī)實(shí)際工作過程中，液壓元件制造精度誤差、機(jī)械裝配誤差、外部載荷的大小及分布不均等因素會(huì)導(dǎo)致多缸進(jìn)給不同步的問題。因此，需要對多缸液壓系統(tǒng)建立數(shù)學(xué)模型，分析其控制結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)出適配的同步控制策略進(jìn)行控制。

圖3 頂鍛系統(tǒng)液壓原理圖Fig.3 Hydraulic schematic of forging system

本系統(tǒng)參考了金波等[8]提出的采用由1個(gè)大流量開關(guān)閥和1個(gè)小流量比例閥并聯(lián)進(jìn)行油缸位置控制的方案，將伺服閥與換向閥并聯(lián)，實(shí)現(xiàn)了頂鍛、快進(jìn)工作模式切換和三缸同步進(jìn)給的雙重要求。頂鍛時(shí)，換向閥處于中位，僅有伺服閥工作，精準(zhǔn)控制三缸同步進(jìn)給?？爝M(jìn)時(shí)，換向閥和伺服閥同時(shí)工作，大通徑的換向閥滿足了快進(jìn)時(shí)的大流量需要，同時(shí)伺服閥可以根據(jù)反饋信號(hào)實(shí)時(shí)調(diào)整，進(jìn)行放油或補(bǔ)油，實(shí)現(xiàn)三缸在快進(jìn)時(shí)的同步進(jìn)給。

1.4 液壓元件主要技術(shù)參數(shù)

頂鍛液壓系統(tǒng)主要元件選型如表2所示，液壓元件的主要技術(shù)參數(shù)如表3所示。

表2 液壓元件選型Tab.2 Hydraulic components selection

表3 液壓元件主要技術(shù)參數(shù)Tab.3 Hydraulic components main technical parameters

經(jīng)計(jì)算，元件選型均符合設(shè)計(jì)要求。

2 液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的建立

2.1 閥控缸系統(tǒng)傳遞函數(shù)

在焊接過程中，需控制頂鍛缸進(jìn)給量與給定信號(hào)保持隨動(dòng)并實(shí)現(xiàn)多缸位置同步，因此采用電液位置伺服系統(tǒng)。閥控缸系統(tǒng)是電液伺服系統(tǒng)主要組成部分。在沒有彈性負(fù)載即K=0，且忽略結(jié)構(gòu)柔度影響即Bp趨近于0時(shí)，閥控缸的傳遞函數(shù)可以簡化為如下形式：

(7)

式中,Kq—— 流量增益

Kce—— 系統(tǒng)壓力泄漏系數(shù)

Ap—— 缸有效作用面積

βe—— 油液彈性模量

Vt—— 缸等效容積

mt—— 系統(tǒng)等效總質(zhì)量

xv—— 閥芯輸入位移

FL—— 外負(fù)載力

xp—— 液壓缸活塞的總輸出位移

2.2 位置反饋系統(tǒng)傳遞函數(shù)

電液位置反饋系統(tǒng)方框圖如圖4所示。

圖4 位置反饋系統(tǒng)方框圖Fig.4 Position feedback system block diagram

在不考慮外負(fù)載力FL的影響時(shí)，系統(tǒng)的開環(huán)傳遞函數(shù)為：

(8)

式中，ζh—— 液壓阻尼系數(shù)

ωh—— 液壓固有頻率

Kv—— 系統(tǒng)的開環(huán)增益，是系統(tǒng)傳遞函數(shù)中多個(gè)比例環(huán)節(jié)之積

(9)

式中,Ka—— 伺服放大器增益

Ksv—— 近似的伺服閥流量增益

Kf—— 位移傳感器增益

3 同步控制策略

依據(jù)航空發(fā)動(dòng)機(jī)部件制造的高精度要求，在焊接過程中應(yīng)將同步誤差控制在0.05 mm以內(nèi)。多缸同步液壓系統(tǒng)內(nèi)部還存在許多同步精度干擾因素，主要體現(xiàn)在元件制造參數(shù)差異、機(jī)械裝配誤差以及外部載荷的大小及分布不均等[9]。其中，千噸級(jí)超大負(fù)載力使頂鍛系統(tǒng)呈現(xiàn)出強(qiáng)干擾的特點(diǎn)[10]。同時(shí)，電液伺服系統(tǒng)是一個(gè)典型的高頻非線性、欠阻尼的控制系統(tǒng)[11]，同時(shí)系統(tǒng)存在的死區(qū)、間隙、摩擦、滯環(huán)等因素也給系統(tǒng)增添不可忽視的非線性因素[12]。多缸大負(fù)載液壓系統(tǒng)強(qiáng)干擾、強(qiáng)非線性的特點(diǎn)對系統(tǒng)同步控制策略提出了更高的要求。

經(jīng)典同步控制方法主要分為主從同步控制、并行同步控制等，這些控制理論在當(dāng)今工業(yè)技術(shù)領(lǐng)域仍被廣泛采用。隨著人們對控制方法研究的深入，也演變產(chǎn)生了諸如偏差耦合、相鄰交叉耦合等現(xiàn)代控制策略[13]。偏差耦合同步控制方法相較于經(jīng)典同步控制，其特點(diǎn)是在對每一個(gè)液壓缸位移輸出進(jìn)行控制時(shí)，在考慮液壓缸自身的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的基礎(chǔ)上，通過同步誤差補(bǔ)償器綜合了其他液壓缸的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，各控制子通道間相互制約，以達(dá)到減小同步誤差的目的，其原理圖如圖5所示。由圖5可知，偏差耦合控制方法主要原理是釆用同步誤差補(bǔ)償器對多液壓缸進(jìn)行前饋補(bǔ)償控制。將各個(gè)液壓缸輸出信號(hào)進(jìn)行線性組合后形成誤差補(bǔ)償反饋信號(hào)后反饋回前向通道，從而到達(dá)降低同步誤差的目的。同步誤差補(bǔ)償器及其算法在這一過程中起到重要作用，下面簡要介紹其工作原理。

圖5 偏差耦合控制原理圖Fig.5 Relative coupling control schematic

以同步誤差補(bǔ)償器1為例，由圖6可知，補(bǔ)償器的輸入信號(hào)為所有油缸的位移輸出。1號(hào)油缸的輸出位移Y1作為基準(zhǔn)，分別與其余油缸輸出位移作差，獲得同步誤差；隨后將各通道的同步誤差與增益補(bǔ)償系數(shù)相乘；接著，綜合所有補(bǔ)償值作為1號(hào)控制器的輸入信號(hào)來對1號(hào)油缸進(jìn)給量進(jìn)行控制，從而減小1號(hào)油缸與其他油缸間的同步誤差。由于偏差耦合控制方法同時(shí)綜合了3組液壓缸輸出信號(hào)，每一液壓缸都受其余缸輸出的制約，從而實(shí)現(xiàn)液壓缸的進(jìn)給量的動(dòng)態(tài)調(diào)節(jié)。因此，偏差耦合控制方法具有較好的同步穩(wěn)定性。

圖6 同步誤差補(bǔ)償器原理圖Fig.6 Synchronous error compensator schematic

為了驗(yàn)證偏差耦合同步控制的有效性，利用MATLAB Simulink對偏差耦合同步和主從同步兩種控制策略的控制效果進(jìn)行了仿真對比。如圖7所示，在50%偏載作用下，采用偏差耦合同步控制的系統(tǒng)同步誤差相比主從同步提高了2個(gè)數(shù)量級(jí)，說明此同步控制策略有效提高了系統(tǒng)同步精度。

圖7 不同同步控制策略仿真對比圖Fig.7 Simulation comparison of different synchronous control strategies

仿真結(jié)果分析可知，傳統(tǒng)控制策略例如主從同步控制在處理此類多通道強(qiáng)耦合的同步誤差時(shí)性能較差，系統(tǒng)往往不能達(dá)到較穩(wěn)定的同步輸出。偏差耦合同步控制方法雖然結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，參數(shù)較多，但具有較強(qiáng)的克服非線性的能力，在有強(qiáng)干擾的場合也有著良好的應(yīng)用。因此，針對三缸同步液壓系統(tǒng)的強(qiáng)干擾、強(qiáng)非線性的特點(diǎn)，本研究采用了偏差耦合同步控制方法。

4 PID控制的實(shí)現(xiàn)與改進(jìn)

4.1 傳統(tǒng)PID控制的實(shí)現(xiàn)

傳統(tǒng)的PID控制器傳遞函數(shù)可寫為：

(10)

傳統(tǒng)PID控制算法簡單，控制效果好，在當(dāng)今工業(yè)技術(shù)領(lǐng)域應(yīng)用較廣，因此首先考慮采用。為了驗(yàn)證傳統(tǒng)PID的控制策略是否能使系統(tǒng)有較好的同步效果，結(jié)合電液位置伺服系統(tǒng)原理，在 MATLAB Simulink中搭建方框圖(圖8)進(jìn)行仿真驗(yàn)證。在仿真中，根據(jù)動(dòng)態(tài)響應(yīng)法設(shè)置比例控制系數(shù)Kp=0.3097，積分控制系數(shù)Ki=0.9819，微分控制系數(shù)Kd=-0.001445。

圖8 控制系統(tǒng)方框圖Fig.8 Control system block diagram

由圖9可知，在50%偏載作用下，使用傳統(tǒng)PID控制策略的系統(tǒng)達(dá)不到同步誤差小于0.05 mm的設(shè)計(jì)要求，因此應(yīng)另選適應(yīng)性更強(qiáng)的控制算法。

圖9 采用PID控制的系統(tǒng)位置同步誤差曲線Fig.9 PID control system position synchronous error curve

4.2 模糊PID控制的實(shí)現(xiàn)

多缸液壓頂鍛系統(tǒng)作為典型的時(shí)變系統(tǒng)，在系統(tǒng)不同工作時(shí)刻需要根據(jù)系統(tǒng)工作參數(shù)實(shí)時(shí)調(diào)整PID參數(shù)。在傳統(tǒng)PID控制效果欠佳的情況下，本系統(tǒng)選擇采用適應(yīng)性更強(qiáng)的模糊PID控制方法提高系統(tǒng)同步控制精度。

圖10為一個(gè)二進(jìn)三出的模糊PID控制器。輸入信號(hào)E為給定信號(hào)與液壓缸輸出位移信號(hào)之差即誤差信號(hào)，Ec為誤差信號(hào)E的變化速率，輸出信號(hào)分別為比例控制系數(shù)ΔKp，積分控制系數(shù)ΔKi，微分控制系數(shù)ΔKd。模糊PID控制的主要原理是以在生產(chǎn)和控制過程中積累的模糊規(guī)則為控制策略，聯(lián)系PID控制參數(shù)和誤差及其變化率，在系統(tǒng)運(yùn)行過程中實(shí)時(shí)對PID控制參數(shù)進(jìn)行自整定，新的參數(shù)對于時(shí)變系統(tǒng)有著更好的同步控制效果，從而實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)更穩(wěn)定的同步輸出。

圖10 模糊PID原理圖Fig.10 Fuzzy PID schematic

根據(jù)控制系統(tǒng)比例以及設(shè)定值的要求，定義E，Ec，ΔKp，ΔKi，ΔKd的論域?yàn)閇-5，5]，模糊子集為{NB，NM，NS，ZO，PS，PM，PB}，分別代表負(fù)大、負(fù)中、負(fù)小、零、正小、正中、正大。

根據(jù)1000 t慣性摩擦焊機(jī)系統(tǒng)同步誤差精度小于0.05 mm的要求，同時(shí)結(jié)合仿真軟件實(shí)驗(yàn)結(jié)果對論域進(jìn)行微調(diào)，將誤差信號(hào)E基本論域設(shè)置為[-1，1]，誤差信號(hào)變化率Ec基本論域設(shè)置為[-100，100]，兩者隸屬度函數(shù)一致，如圖11所示。

圖11 E，Ec隸屬度函數(shù)Fig.11 E and Ec membership function

PID控制參數(shù)論域由如下公式得到：

Kpmin=0.32Ku，Kpmax=0.6Ku，

Timin=32Tu，Timax=47Tu，

Tdmin=0.32Tu，Tdmax=0.47Tu

(11)

ΔKp∈[Kpmin,Kpmax]

ΔTi∈[Timin,Timax]

ΔTd∈[Tdmin,Tdmax]

(12)

其中，Ku，Tu為由動(dòng)態(tài)響應(yīng)法確定的傳統(tǒng)PID控制參數(shù)，動(dòng)態(tài)響應(yīng)法一般設(shè)：

表4 模糊控制規(guī)則Tab.4 Fuzzy control rules

Kp=0.6Ku，Td=0.125Tu，Ti=4Td

(13)

綜合上述公式及仿真結(jié)果，將比例控制系數(shù)ΔKp基本論域設(shè)置為[0,2.8]，積分控制系數(shù)ΔKi基本論域設(shè)置為[2，4]，微分控制系數(shù)ΔKd基本論域設(shè)置為[0.02，0.45]。同時(shí)結(jié)合仿真情況對基本論域進(jìn)行調(diào)整。三者隸屬度函數(shù)一致，如圖12所示。

圖12 ΔKp，ΔKi，ΔKd隸屬度函數(shù)Fig.12 ΔKp，ΔKi， and ΔKd membership function

本研究根據(jù)ΔKp，ΔKi和ΔKd對系統(tǒng)的影響以及工程人員在實(shí)踐過程中積累的經(jīng)驗(yàn)制定了模糊控制規(guī)則表，如表4所示。

加入模糊PID控制器后，系統(tǒng)調(diào)參效果如圖13所示，可以看出在E基本論域[-1，1]和誤差信號(hào)變化率Ec基本論域[-100，100]內(nèi)，通過模糊規(guī)則，均有唯一的ΔKp，ΔKi，ΔKd輸出與其對應(yīng)，使系統(tǒng)達(dá)到實(shí)時(shí)調(diào)參效果。

5 系統(tǒng)性能仿真分析

5.1 仿真條件及參數(shù)

輸入信號(hào)的電壓范圍為0～10 V，輸出位移為0～20 mm，其主要參數(shù)如表5所示。

圖13 不同E，Ec下的ΔKp，ΔKi，ΔKd對應(yīng)值Fig.13 ΔKp，ΔKi，ΔKd for different E，Ec

圖14 控制系統(tǒng)方框圖Fig.14 Control system block diagram

表5 伺服系統(tǒng)主要參數(shù)Tab.5 Servo system main parameters

將主要參數(shù)進(jìn)行計(jì)算得到重要系統(tǒng)參數(shù)，如表6所示。

5.2 仿真與結(jié)果分析

為了驗(yàn)證設(shè)計(jì)控制策略的有效性，在MATLAB Simulink中搭建采用模糊PID和偏差耦合聯(lián)合同步控制的仿真模型，并將其與在傳統(tǒng)PID控制下的仿真結(jié)果進(jìn)行對比，并觀察系統(tǒng)的響應(yīng)速度及跟隨效果，仿真方框圖如圖14所示。

表6 伺服系統(tǒng)重要系統(tǒng)參數(shù)Tab.6 Servo system important parameters

輸入電壓設(shè)置為1 V，理論穩(wěn)態(tài)輸出為2 mm。并在5 s時(shí)對系統(tǒng)施加3584481 N的負(fù)載力。雖然多缸進(jìn)給不同步是由多重原因?qū)е碌模诖髧嵨缓笝C(jī)中其主要原因還是偏載，因此為了驗(yàn)證多缸同步進(jìn)給液壓系統(tǒng)的同步性，在仿真中引入了50%的偏載量，實(shí)現(xiàn)偏載狀態(tài)的仿真，得到系統(tǒng)在兩種控制算法下的階躍響應(yīng)曲線，如圖15所示。

從圖15可以看出，兩種同步控制策略均能實(shí)現(xiàn)多缸液壓系統(tǒng)的同步位移輸出。但是采用模糊PID和偏差耦合聯(lián)合算法時(shí)，系統(tǒng)響應(yīng)速度更快，在受到階躍負(fù)載擾動(dòng)時(shí)幾乎不受干擾，并且能迅速回到穩(wěn)定狀態(tài)。相比之下僅采用傳統(tǒng)PID算法的控制，就存在超調(diào)量過大、快速性不足、加載負(fù)載擾動(dòng)后振動(dòng)幅度較大等問題。從仿真結(jié)果表7可知，采用模糊PID控制使系統(tǒng)調(diào)節(jié)速度提高80%，超調(diào)量下降50%，顯著提升了系統(tǒng)的響應(yīng)速度與穩(wěn)態(tài)性能；負(fù)載加載回退量減少75%，體現(xiàn)了良好的魯棒性。

圖15 階躍響應(yīng)曲線Fig.15 Step response curve

表7 不同控制算法仿真結(jié)果Tab.7 Simulation results under different control algorithms

圖16為兩種控制算法下的階躍負(fù)載偏載擾動(dòng)系統(tǒng)同步響應(yīng)曲線。由圖可知，當(dāng)某組液壓缸受到偏載時(shí)，在偏差耦合控制下，其他液壓系統(tǒng)會(huì)隨之進(jìn)行同步調(diào)節(jié)，回到同步運(yùn)行狀態(tài)，具有較好的同步性。三缸系統(tǒng)在瞬態(tài)時(shí)由于干擾因素的影響會(huì)出現(xiàn)一定的振蕩，但幅度很小，在穩(wěn)態(tài)時(shí)能達(dá)到近乎一致的穩(wěn)定輸出，說明模糊PID控制算法可以顯著降低負(fù)載力突變對于系統(tǒng)穩(wěn)定性的干擾。

通過圖17能更好地觀察出在不同控制算法下的同步誤差變化情況。從仿真結(jié)果表8可知，模糊PID控制和偏差耦合綜合作用下，50%偏載下最大同步誤差低至0.030 mm，滿足小于0.05 mm的設(shè)計(jì)要求，同時(shí)與傳統(tǒng)PID控制算法相比最大同步誤差減少57%，誤差消除速度提高40%，該結(jié)果充分說明了此控制策略有效提高了同步精度。

圖16 50%偏載下系統(tǒng)同步響應(yīng)曲線Fig.16 System synchronous response curve under 50% unbalance loading

圖17 50%偏載下系統(tǒng)位置同步誤差曲線Fig.17 System position synchronous error curve under 50% unbalance loading

表8 不同控制算法同步誤差變化情況Tab.8 Synchronous error changes under different control algorithms

6 結(jié)論

本研究依據(jù)大型航空發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪盤等關(guān)鍵航空裝備的千噸級(jí)的摩擦焊接要求，設(shè)計(jì)了一套具有位置反饋的三缸同步液壓頂鍛系統(tǒng)，著重研究了1000 t慣性摩擦焊液壓多缸同步控制策略，最終采用模糊PID與偏差耦合同步聯(lián)合控制的方式，實(shí)現(xiàn)了千噸級(jí)負(fù)載下多缸系統(tǒng)同步誤差小于0.05 mm的穩(wěn)定輸出。

通過對仿真曲線的分析，可以得出，采用模糊PID與偏差耦合同步聯(lián)合控制的方式相較于采用傳統(tǒng)PID方式有如下優(yōu)勢：系統(tǒng)調(diào)節(jié)速度提高80%，超調(diào)量下降50%，提高系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)與穩(wěn)態(tài)性能；負(fù)載加載回退量減少75%，體現(xiàn)良好的魯棒性；最大同步誤差減少57%，有效提高同步控制精度。選用模糊PID與偏差耦合同步聯(lián)合控制策略的系統(tǒng)具有超調(diào)量小，抗干擾能力強(qiáng)，穩(wěn)態(tài)精度高的特點(diǎn)。