液压Stewart平台控制系统设计.doc

精选资料.摘要Stewart平台是一种空间并联的六自由度运动机构，也是一种跨多个科技领域的运动控制机构，它通过改变六个可调支腿的长度实现平台的六个自由度的运动。本文的主要内容是设计液压Stewart平台控制系统。首先，介绍了Stewart平台的组成、特点及应用；然后，设计了控制系统的被控对象-Stewart平台的结构，从液压系统各环节的传递函数切入并建立伺服系统的数学模型，分析了单缸系统的特性，进一步通过MATLAB/Simulink仿真实验，最终确定了系统的控制器用比例控制算法。最后，从硬件系统的角度设计了以单片机为核心控制系统，该控制系统分为上、下两级，采用了分布式控制。关键词： Stewart平台；液压伺服控制；PID控制；MATLAB仿真；单片机可修改编辑69 / 94AbstractStewart platform is a kind of 6-DOF parallelly connected kinetic instrument. Also its a sophisticated application of multi subjects, which involves in kinetics, kinematics, computer science, hydraulic transportation, etc. And it depends on six actuators to realize various motion requirements.The main purpose of this paper is to design a servo control system of the Stewart platform. Firstly, this paper describes the components, features and applications of the Stewart platform. Then roughly designs the structure of the platform, and complete the modeling of hydraulic servo system, next analyzes the features of hydraulic system of single cylinder. What more, by doing the simulation analysis in the MATLAB/Simulink, finally the P control method, a simple and useful control method, is selected for the PID controller. Finally with microchip being the centre, a hardware control system is designed. With a distributed style, the controlling system includes the upper and lower computer controlling.Keywords: Stewart platform; hydraulic servo control; PID control; MATLAB simulation; microchip目 录摘要IAbstractII第1章绪论11.1课程设计名称11.2课题背景11.3Stewart平台国内外发展及其应用11.4六自由度运动平台及其特点31.5研究内容3第2章液压Stewart平台结构分析与设计52.1设计要求52.2六自由度运动平台结构分析与设计52.3六自由度运动平台受力分析82.4.液压缸主要参数设计92.5液压筒设计112.6缸底和缸盖设计122.7油口设计132.8活塞组件设计132.9缓冲和排气装置14第3章Stewart平台液压伺服系统设计153.1平台液压伺服控制系统的方案拟定153.2Stewart运动平台液控系统组成及原理概述163.3电液伺服控制系统静态设计173.4电液伺服控制系统动态设计20第4章PID控制器设计334.1PID控制器概述334.2PID控制方式344.3PID控制器参数整定与仿真35第5章硬件系统电路设计435.1控制系统总体方案设计及CAN卡选型435.2下位机控制系统总体设计445.3单片机AT89C52及外围电路455.4信号调理采集模块475.5功率驱动模块485.6CAN通信接口模块505.7电源模块50第6章结论与展望536.1全文总结536.2课题展望53致谢55参考文献57附录61第1章 绪论1.1 课程设计名称液压Stewart平台控制系统设计1.2 课题背景本文所研究的液压Stewart运动平台应用于大型特种车驾驶模拟训练系统中，与驾驶室一起构成运动模拟系统。所谓模拟系统就是以假乱真，让实际身处Stewart驱动的模拟驾驶室的驾驶员在操纵过程中所见-路况、仪表及周围环境等，所闻-周围音响效果，所感-驾驶操作以及随之的路况变化等皆与实际生活中驾车行驶无异，非常逼真，从而达到跟真刀真枪一样的训练驾驶效果，而实际所花的人力、物力、财力大大减少，训练成本降低，并且模拟驾驶训练对实际环境、天气的变化也不敏感，同时也具有很好的人机系统特性。并联六自由度运动机构系统是构成运动模拟器的关键部件，揭开模拟仿真这层神秘面纱，六自由度运动的Stewart平台的本来面貌则是由计算机实时发号施令进行控制并提供沿空间三个坐标轴方向的移动和沿坐标轴方向的转动或者联动（以定平台为参考构建空间笛卡尔坐标系），以实现模拟汽车运动状态的俯仰、滚转、转动和各方向平动的六自由度仿真设备1。现在的运动模拟器有电缸驱动也有液压驱动，基于液压驱动的诸多优点，这种瞬时过载仿真设备大多数选择液压驱动。六自由度的Stewart平台由于优点突出，更是在当今经济效益“发光发热”的环境中发展迅速，远不再局限于一开始的飞行模拟器而是广泛应用到汽车运动模拟器、船舶潜艇模拟器、并联机床甚至游乐园的娱乐设施，其所包含的战略意义和经济价值不可忽视。1.3 Stewart平台国内外发展及其应用最早有关并联六自由度机构的诞生源于国外，而后逐渐发展推广应用。为表示六自由度Stewart平台的发展与应用，我们列出如下重大发展纪事表如表1.1和表1.2。表1.1 Stewart平台国外发展年代纪事60年代Stewart.D.于 1965 年发表的六自由度平台，起初设计用于轮胎测试，后又将这种机械结构置于飞机模拟装置中作为飞行模拟器，因而这种六自由度运动机构又称为 Stewart 机构。70年代1974 年，美国为六自由度飞行模拟器制定了专门的性能标准 MIL-STD-158。1978年， Stewart 平台被提出可作为机器人机构。 70年代1979 年MacCallion,H 和 Pham,D.T.将Stewart平台这种六自由度机构按操作器系统设计，在装配工作站中应用。80年代并联六自由度机构的研究进入了新的阶段，在此期间，Stewart 平台在空间交会对接(RVD)仿真技术方面得到了应用。90年代以来并联机器人被广为关注成为热点。自从 1994 年G&L 公司在美国芝加哥国际机床展览会上展出了第一台 Stewart 平台机构的虚拟轴机床后，于 1997 年欧洲国际机床展览会上，英、美、德等国展出了 10 多台的虚拟轴机床。此外，Stewart 平台还常常用于一些微动机构和医疗器械中等等。表1.2 国内Stewart平台应用方向及发展纪事飞行模拟器我国自主研究 Stewart 平台起步较晚，开始主要是引进国外生产的六自由度飞行模拟器，从上世纪 80 年代后期起，我国开始进行六自由度并联机构的研制工作，1987 年北京蓝天航空模拟器公司按照航空部“七五”预研课题计划，研制成功了飞行模拟器六自由度并联机构，于 2002 年 7 月该公司研制成功“新舟”60 支线全任务飞行模拟器，是我国自行研制设计的符合国际等级标准的第一台全任务飞行模拟器。并联机器人和并联机床燕山大学最早开展关于并联机器人方面的理论和实践研究，清华大学和天津大学于 1997 年底完成了我国第一台六自由度虚拟轴机床 VAMITY 的研制。船舶运动模拟器哈尔滨工程大学于1992年研制了六自由度船舶运动模拟器；海军工程学院于 1998 年研制成功六自由度潜艇模拟器。此外，开展关于六自由度并联机构研究的高校和单位还包括吉林大学，现已存有一台特种汽车运动模拟器（液压驱动Stewart平台），以及华中科技大学、沈阳机器人研究中心等，到如今其有关的理论建设和工程应用已取得了可观的进步。1.4 六自由度运动平台及其特点并联六自由度平台，又称Stewart平台，主要有三部分，其一是一个基准平台即一个固定不动的静平台，其二是六条可变长度的支腿，支腿的结构形式一般为液压驱动的伺服缸或电能驱动的滚珠丝杠式电缸，其三则是随支腿伸缩变化而运动的终端平台，该平台即具有所谓的六自由度。典型Stewart平台结构如图1.1所示。图1.1.六自由度运动平台典型结构六自由度运动平台作为并联闭式机构，其特点一般相对串联开环机构而言。与那种一环扣一环的串联机构相比，并联机构明显具有以下优点2。（1）精度较高，作为典型的并联机构，各支链之间相对独立，没有环环相扣式的累积误差；（2） 驱动装置可以根据环境、条件等灵活布置在较低的位置，降低其质心，相应减小上方运动部分惯性，系统具有良好动态响应；（3）六条支腿形式一致，结构紧凑，彼此并联，“有难同当”，所以刚度高，可承受较大的负载；（4） 完全对称式各向同性好；（5）工作时六自由度（X，Y，Z，）方向的运动所需空间较小。1.5 研究内容本文的主题是液压Stewart平台控制系统设计，其主要研究内容包括以下四个部分。1) 设计被控对象-Stewart平台的结构。其一确定上下平台的整体结构，其二设计平台关键组成部分-液压缸的结构。2) 进行液压Stewart平台液控系统方案拟定，确定运动平台液压伺服控制系统原理图，并完成电液控制系统静态设计与动态设计。3) 分析并确定PID控制策略，进行PID控制器设计。4) 电控单元设计。分析电控系统组成，完成电控系统硬件选型设计，电控流程分析及相关线路图。第2章 液压Stewart平台结构分析与设计2.1 设计要求 2.2 六自由度运动平台结构分析与设计2.2.1 平台运动学分析图2.1 .六自由度运动平台结构示意图设下面固定的静平台外接圆半径为R，上面各向运动的动平台外接圆半径为r。由设计参数中所要求的的运动范围，可知动平台在Z向运动范围大小为0.4m。即以Stewart平台机构的中位为参考，动平台从Z向的-0.4m的最低位置（设其中心点Z轴坐标为Z0）平移到0.4m的最高位置，行程为0.8m，则最高点时动平台坐标为Z0+0.8（单位为m）。设液压缸达到最大伸长量时的总长度为液压缸原长的2倍，简化分析可得简单的比例等式：Z0+0.8：Z0=1:2，很容易得到：Z0=0.8m。在接下来的运动分析中，以固定不动的静平台的中心点为原点，建立如图2.1的空间坐标系，在此坐标系中，动平台最高位置时其中心点的坐标为（0,0,1600），单位mm。再在动平台中心点为原点，建立一个如图2.1所示的随动空间坐标系OaXaYaZa，在此系中动平台铰接点A1的坐标表示为（，0）。动平台到静平台的变换矩阵为3：其中：分别为动平台绕z轴、x轴、y轴转动的角度。本设计中均取初值为0。分别为动平台原点在静平台参考系中的坐标。本设计中为（0，0，1600），单位为毫米，以下同。则动平台铰点A1在静平台参考坐标系ObXbYbZb中的坐标为：=则各支链两个顶点之间的距离为：= (1)则液压缸的原长约为0.5 2.2.2 平台外接圆直径的确定本文中假定驾驶室整个安装在上方的动平台上。由表2.1可知设计参数所要求的驾驶室长2.2mm宽1.8mm高1.8mm，重1500kg，由此可以初步确定动平台外接圆直径。通常取该直径为平台承载物体高的0.5倍到3倍，再综合安装、稳定性等因素，动平台直径初步定为2400mm（半径r=1200mm）。定平台的大小我们根据支腿运动长度来确定。首先根据表2.1所示的平台运动范围计算得到运动过程中支腿的最大长度和最短长度（计算公式参考2.2.1节，其过程可通过VC编程实现，结果得和均在平台绕x轴旋转时实现，如图2.2所示），并由定平台外接圆半径R表示。联合表达式（2.1）和表达式（2.2）可以得到R的范围。图2.2 平台支腿长度最值图中所得具体数值是在假设R=1500的前提下得到，我们可以看出对应第三条支腿，对应第六条支腿，参考图2.1建立坐标系，我们可以得到和有关与R的关系式： (2.1) (2.2)实际上需满足: (2.3) (2.4)将式（2.1）和式（2.2）代入上式可解得： 或（舍去）在上述结果的基础上，再参考相关文献，从平台运动精度的角度出发，动平台与定平台的外接圆半径比取值为0.8，故定平台即下平台的外接圆半径为R=1500mm。2.2.3 平台各铰接点的确定 在明确定平台和动平台各铰接点外接圆半径的基础上，接下来我们需要确定两平台上各铰点的位置。如图2.1所示，平台上短边的两个铰点关于正三角形的角平分线对称，故只要确定平台短边对应的角度即可得到平台三组短边铰点的位置。注意各铰接点不能有干涉。另一方面，我们还要考虑平台的运动精度，参考相关文献4，本文中上、下平台短边对应的角度大小分别取15o和20o，如此即可确定上、下平台的支链铰接点。2.2.4 支链长度的确定如2.2.2节所述，外接圆半径取值为R=1500mm，结合编程所得结果，我们可以得到： （2.5） （2.6）由此可得液压缸行程L： （2.7）查液压缸行程标准值表，本文中近似取液压缸行程L为L=1000mm，液压缸初步取值也近似为1000mm。2.3 六自由度运动平台受力分析很明显的，Stewart平台具有对称性，当六个支腿液压缸均伸长到最大长度，则平台达到Z向最大位移，即平移到最高位置，此时各缸伸长量相同，整个平台处于对称状态，故各支腿受力大小也相同，设为F，根据设计要求，假设此时Z方向取最大加速度为a，且a=g=9.8m/s2。则Z向分析受力有如下平衡方程式：式中为此状态下支腿受力F与水平方向的夹角，由附图可知此时液压缸伸长量近似为1896mm，所以上式可表示为： 解之得：F=5807.296N由上述结果可知平台运动到最高位置时，六个支腿液压缸受力均为5807.296N。当然这个受力并不是单个液压缸所受力的最大值，本文没有讨论平台沿X、Y向的平移受力，也没有考虑平台、三向的转动，也不可能理论分析平台合成运动时瞬时变化的最大受力，所以为简化分析，我们在平台以Z向运动到最高位置时的受力为基础，乘以一个安全系数，取值为4，假设单个液压缸最大受力即为：，必要时取圆整值： 。2.4 .液压缸主要参数设计六自由度运动平台可通过液压缸或电缸传动，但相对于电缸或滚珠丝杠传动，液压传动有着无可比拟的优势。本设计应用液压传动，故着重设计液压缸。2.4.1 设计方案首先我们需要确定设计方案即缸体结构形式、安装方式、连接方式。液压缸种类繁多，按结构形式不同可分为柱塞式液压缸、活塞式液压缸、组合式液压缸、叶片式液压缸和其他形式的液压缸如膜片缸等。在液压六自由度运动平台的应用中，平台需要完成滚转、俯仰、转动、以及前后、左右、上下的平动，液压缸时伸时缩，即时推时拉，需要双作用液压缸，典型的有双作用单活塞杆液压缸和双作用对称式液压缸等。考虑到平台空间结构及稳定性，本设计中选择双作用单活塞杆液压缸。液压缸的安装方式与液压缸的结构密切相关，且形式多样，大体上分为两大类：轴线固定类和轴向摆动类。显然，本文中液压缸属轴线摆动类，并且液压缸的杆端和底端分别铰接在动平台与定平台上。所以本文中动平台与液压缸杆端的联接选择球铰，则液压缸的活塞杆端采用球头式。定平台与液压缸底端的联接为虎克铰。至于液压缸的连接形式，我们选择焊接式用于缸筒和缸底盖的连接，上端盖与刚筒则采用应用越来越广泛的锁紧钢丝连接5。2.4.2 工作压力与供油压力对液压缸的工作压力来说，决定其大小的关键实为设备类型，所谓看菜下碟，不同的类型应选择不同的压力范围。由前文计算所得的负载,参考可知应选择的工作压力为a,再根据确定其工作压力。查阅文献6有：阀在最大开度和负载压降时，系统效率最大。所以当时，设，再根据表2.3，取液压缸系统供油压力为。 2.4.3 缸筒内径及活塞杆外径的计算 根据已知算未知，通过最大负载和上文对照表格所确定工作压力，我们可以得到液压缸活塞的有效面积，那么缸筒内径也就确定了，再根据缸筒内径D，以及所选的速比，即可得到活塞杆外径d的大小7。已知条件：F=23229N, P=4MPa式中为液压缸机械效率，考虑到摩擦等，机械效率取值为0.9。将计算的液压缸内径D的值圆整到国家标准GB2348-80，取优先选用值系列，确定D=100mm。活塞杆直径d根据选择的速比可由缸筒内径D求得。速比不宜过大，容易引起压力冲击。反之，速比过小时，则导致活塞杆较细，对稳定性不利。故数系中取速比则与之相对应有：由缸筒内径D和活塞杆直径d可计算无杆腔面积A1和有杆腔面积A2：2.4.4 液压缸行程由2.2.4节的内容，液压缸行程L取值为L=1000mm。2.5 液压筒设计2.5.1 缸筒材料对应于前文所选缸筒与缸底焊接的连接方式，本文中选择焊接性能较好的35号无缝钢管。2.5.2 缸筒厚度或外径的计算强度条件是液压缸的壁厚计算的依据。如同“木桶原理”中最短板决定木桶容量，缸筒最薄处厚度作为其壁厚。缸筒内部受压且内应力分布随壁厚变化。本文中液压缸的壁厚由所选确定的液压缸工作压力和缸筒材料的许用应力根据薄壁圆筒公式计算，其过程如下所示：（采用无缝钢管），取, 则 3mm的壁厚显然过小，这样的缸体很有可能满足不了所需的刚度和强度，又由于液压缸行程较长，导致薄壁液压缸体的稳定性也可能不够，所以当外载荷如装夹力、金属切削力以及外负载超过一定限度时，液压缸构件将被破坏可能发生卡死或漏油等故障。所以我们用经验法选取壁厚。2.5.3 最小导向长度的确定为减小活塞杆伸出时于缸体轴线的偏斜，液压缸应该有合理的导向长度。因为活塞行程L=10D，行程长，查阅液压缸的相关结构参数表格，初步设计可取活塞杆在液压缸的导向支承长度S应满足：2.5.4 缸体长度的确定 从液压缸运动原理出发，活塞在液压缸中来回运动所占的空间长度即为液压缸体长度，即包括活塞行程以及活塞宽度。通常情况下，缸体的长度应满足小于或等于缸体内径倍的条件。 即： L+B+S=1000+80+100=1180mm 缸体长度（20-30）D=（2000-3000）mm 可取缸体长度为1250mm。2.6 缸底和缸盖设计2.6.1 缸底盖和缸上盖的材料l 缸底盖为保证焊接时良好的工艺性，本文中保持缸筒与缸底盖之间材料的一致性，故缸底盖同样选择焊接性能良好的35号钢。l 缸上盖 与封闭的缸底盖相对，缸上盖与活塞杆之间有配合接触面，活塞来回往复的运动都穿过缸上盖，所以一般配有导向套、密封圈等零件，同时因为上盖“开口”故还有防尘圈以及必要的锁紧装置。本文中缸盖材料选常用的35号钢锻件，锁紧装置则选择结构简单且应用越来越广泛的锁紧钢丝，导 向 套则选择单独制造后压进缸 盖 内 孔。2.6.2 缸盖厚度一般情况下，按照强度要求缸盖（设为平底缸盖）的有效厚度可近似计为如下不等式：式中： 本设计根据液压缸的基本参数D与d的值，取缸盖厚度为 。2.7 油口设计油液从管路中流进液压缸需要经过油口孔，所以油口孔的设计恰当与否直接关系到液压系统工作性能的好坏。若油口过小，则油液“进退无门”，若是进油方面会供不应求，支腿液压缸的运动速度达不到要求，而回油方面则“交通堵塞”，导致原本小背压增大，活塞退回速度减缓，所以整个系统承载 能 力将会降低。本文中液压缸的两个油口分别设置在缸底盖和缸筒上，缸底盖上的油口孔直接在缸盖上钻孔，而缸筒靠近缸口部分的油口则是在缸筒上焊接一段管道再钻油口孔，且两端油口都采用螺纹连接，查阅相关系列标准，本文确定两端油口尺寸为M27x2。2.8 活塞组件设计2.8.1 活塞组件材料l 活塞。活塞材料一般采用钢或是铸铁，有时候也采用铝合金。l 活塞杆。作为关键传力构件，活塞杆在负载变压力的作用下不能被折断，需要有抵抗破坏和变形的能力，即要满足工作所需的刚度和强度。活塞杆的结构分为实心和空心两种，当活塞杆够粗达到60mm以上时，可以采用空心。本文中选用实心的，采用45号钢。 2.8.2 活塞宽度活塞宽度与系统油压和液压缸筒内径有关，适当的活塞宽带能保证活塞和活塞杆的稳定性，根据设计经验，一般取活塞宽度B为B=（0.6-1.0）D 本文中有： ， 取。2.8.3 活塞组件的密封和支承方式l 密封不同于普通的液压缸，伺服缸要求更高，摩擦要小，且要避免爬行现象，保证液压缸的运动精度，系统动态响应性能要好，要防止滞涩，满足这些条件才能达到伺服控制系统对精度的要求。而在液压技术和机械加工技术与设备均已非常成熟的现在，液压缸的性能很大程度上取决于密封装置的设计。对于密封元件，本文中选用常见的O行密封圈，并配置左右挡圈。O型密封圈动、静密封皆可以，静密封时可选择截面积较小的密封圈，动密封时则选择截面积较大的密封。O形密封圈属于自封式压紧型密封，其“自封作用”对防止泄露很有效，且其形状十分简单，制造容易，成本低廉，具有良好的密封性，使用范围宽，而且动密封可达35Mpa。l 支承和导向起支承和导向作用的截面为矩形的滑动环简称支承导向环，也称涨圈或耐磨环。它用在活塞上其支承和导向作用时，通常称支承环，而用在活塞杆上主要起导向作用时，通常称导向环。支承导向环的作用除支承和导向作用外，还避免了活塞与缸体、活塞与缸盖之间的磨损，保持缸体与活塞、活塞杆与缸盖之间的同轴度。支承导向环是标准化的元件，活塞用支承环和活塞杆导向环尺寸系列和公差见国标(GB/T15242.1-1994),相应的沟槽尺寸系列和公差均见国标(GB/T15242.4-1994)。查之可得：活塞用支承环：D1=100 =2.5 b=7.9活塞杆用导向环：d1=56 =2.5 b=7.92.9 缓冲和排气装置l 缓冲装置当活塞的运动部分质量较大或其有较高的运动速度（u12m/min）时，随之其惯性力也较大,活塞运动到行程始末端时动量发生较大改变，即对缸体产生所谓的冲击，碰撞剧烈时是会形成噪音，甚至系统液压元件的损坏。为解决上述冲击的不利作用，通常可以采用两种措施。其一是采用外加，即在液压回路中设置具有类似制动作用的减速阀等缓冲装置；其二则是采取内改，即对液压缸的内部结构进行改造，设计诸如利用缝隙节流的原理设计缓冲装置。本设计中采用内部缓冲装置中的环形固定节流缝隙缓冲装置。l 排气装置工作状态下，有的液压缸可能产生爬行或振动等损害系统的不良现象，此外，情况严重时还有可能伴随发热和噪声等，这是很可能因为缸内残留有气体没有被及时排除所造成的。为把缸内聚集的气体排放到缸外，通常是根据空气轻液压油重的原理，占据缸内的“制高点”-在最高位置布置诸如排气阀等排气的装置，或在前述位置设置油口，让较轻空气自然的在液压油的作用下出来缸外。第3章 Stewart平台液压伺服系统设计3.1 平台液压伺服控制系统的方案拟定l 液压控制系统类型电液伺服控制系统控制精度高，而电液比例控制系统精度虽然比电液伺服控制系统低，但其在较高的性价比的基础也具有较高的控制精度，而液压开关控制系统的控制精度为三者中最低，在对精度要求不高、环境较恶劣的场合应用较多。对应控制精度的高要求，我们选择电液伺服控制。电液伺服控制系统的控制元件-伺服阀是系统的关键，常见有压力控制和流量控制，即使系统的压力或流量与输入的控制电流或电压成正比（伺服阀通常为电流控制）。由于伺服阀的频响高，可以高达200Hz，并且没有死区，控制精度令人满意，广泛的应用在重点行业如航空航天等，当然，伺服控制的也有相应的缺点，尤其是制造成本高，并且伺服控制对油液的清洁度要求很高，系统的能耗也很大。l 泵站供能形式液压伺服控制系统的动力机构即泵站来说，主要有以下三种方式：定量泵-溢流阀恒压能源、定量泵-蓄能器-卸荷阀能源和恒压变量泵能源8。由于本文中液压Stewart平台具有六个支腿液压缸，功率比较大，故节能非常重要，应尽可能保证高效率以降低成本，所以本文选用效率较高的恒压式变量泵。另一方面，恒压式变量泵存在调节速度较慢的问题，若平台运动加速度较大，则系统所需流量变化较大，此时泵的调节速度可能因达不到系统要求的而产生压力突变，为避免这种来不及调节的情况，采取辅助使用蓄能器的措施，以满足短期流量峰值，实现油液的多退少补，此外蓄能器还可以吸收冲击压力。l 开环或闭环要求结构简单、造价低，控制精度不需很高的场合宜采用开环控制。反之对外界干扰敏感，控制精度要求高的场合需要闭环控制。显然本文需要闭环控制，由液压伺服缸所连的传感器反馈液压缸的伸长量，实现闭环控制。从单个液压缸的伺服控制系统出发，有如下原理方块图：图3.1 单缸电液伺服控制原理方块图l 控制策略Stewart平台总体控制策略有关节控制策略及空间控制策略两种9。如图3.2所示，关节控制策略时设置6个并联的关节控制器，保证了每一个关节的运动精度，那么整个并联的六个支腿构成的系统整体运动精度也能的到保证，本文中采用典型适用的关节控制策略。关节控制可以说是“各个击破的控制策略，在每个关节即单通道液压缸系统的数学模型基础上就可以实现控制，而不需要系统的整体模型，又因机构的运动学逆解不算难点、较易实现，所以大都择优选择关节控制策略，而很少采用工作空间控制。而与关节控制相应的，其液压系统即由六个并联的单缸液压系统组成。图3.2 并联机构关节控制策略图3.3 并联机构工作空间控制策略3.2 Stewart运动平台液控系统组成及原理概述图3.4Stewart运动平台液压系统部分原理图运动平台的液压伺服控制系统主要包括液压泵站系统和驱动系统，另外通过计算机控制系统发出液压缸位置指令。液压系统中液压泵站是整个系统的“心脏”为系统提供高压油，同时还有控制调解功能。而驱动系统则主要包括电液伺服阀、液压缸、位移传感器等。液压系统的工作原理简述如下：控制及监控系统向液压驱动系统的电液伺服阀发出对应于翻转、俯仰、转动等运动的电信号，该电信号驱动伺服阀以实现流量控制，同时传感器反馈回检测信号形成闭环控制10。本文的液压控制系统部分原理图如图3.4所示。液压系统的共有以下几种状态1112：（1）待工作状态：主油路的液控单向阀以及液压锁均关闭,平台锁定。（2）正常工作状态:液压锁关闭，液控单向阀打开，此时主油路导通。（3）紧急情况:液控单向阀控制主油路封闭,平台锁定，之后液压锁开启, 使平台回到零位,防止事故发生。（4）断电状态：在系统停止供电或系统未开启状态时，选择开启旁路阀可以液压缸两腔互通，此时可以对位移传感器进行测试或使系统恢复零状态或进行系统维修或检查。3.3 电液伺服控制系统静态设计Stewart运动平台的运动要求是我们进行设计的依据，有的放矢才不会做无用功，而设计出符合工作要求的液压系统是则是我们设计计算的主要任务，好的液压系统需满足这些特点：结构方面要简洁，不可累赘；可靠安全，对人-机系统来说，安全性永远是一大指标；效率高，本文所设计的Stewart运动模拟平台功率较大，效率越高则越节能；另外经济性能好、使用维护方便液压系统设计所追求的目标。运动平台的液压元件的谁家需要仔细考虑其应用场合，特别是本文的应用背景是模拟驾驶室运动，平台需要承载驾驶员，更应考虑其安全可靠性，采取一定的控制措施和强化设计，如平台结构设计中液压缸的设计部分所述，注意安全系数的应用与选择。3.3.1 液压系统的分析由设计要求可知，假设包含动平台自身的重量，平台承载的模拟驾驶室。油缸最大运动速度为vmax=12m/min（0.2m/s），最小速度为vmin=0.06m/min（0.001m/s），通过简单的受力分析并加入一定的安全系数，得到液压缸所受到的最大作用力大约为Fmax=23229N。由前文结构设计的液压缸参数为：活塞直径（缸筒内径）为D=100mm，活塞杆直径为d=56mm，行程为L=1000mm。由以上数据可得：活塞及无杆腔面积：活塞杆腔面积：假设工作时液压缸油液出口所受背压为pb=5x105Pa，所以，可求解液压缸输入压力最大值：即 设总压力损失，再根据所求液压缸的输入压力最大值计算最高工作压力为：确定泵的供油压力时，可采取近似算法。工程上常用近似算法确定执行器的主要规格等。如本文可按最大负载力确定泵的供油压力，理论上当负载压力时系统的输出效率最高，工程上实际应用时限定因此泵的额定压力可取：单缸的进油最大流量为：单缸的回油最大流量为：整个系统的最大流量为单缸最大流量的6倍，即为：确定液压泵的最大流量，取泄露系数K值为K=1.1可得：3.3.2 液压泵如上文所述，我们选择恒压变量泵作为能源，又以其额定压力及最大流量为液压泵的选型依据，我们选择柱塞式变量泵。柱塞泵泄露小、容积效率高，且易于变量。查询产品样本并结合设计要求，本文中选用某公司生产的恒压变量轴向柱塞泵，型号为：250PCY14-1B。该泵的主要参数如下：排量250mL/r ,额定转速选为1500r/min，额定流量为375L/min。由3.4.1计算结果可知，所需泵的最大流量为622.037L/min，大流量的变量泵额定油压也更高，所以综合考虑我们选择上述额定流量为375L/min的柱塞式变量泵，采用两泵并联同时供应即可满足系统所需流量，其原理如图3.5所示。图3.5 双泵并联供油原理图3.3.3 电液控制阀首先，如3.2节内容所述，选择电液伺服控制系统的前提下，相应的我们需要选用电液伺服阀。压力控制型或流量控制型的电液伺服阀的落实到最后其控制对象都是阀口开度，开口方向不同，液压缸的运动方向不同，而开口大小不同则运动速度不同。图3.6电液伺服阀的工作原理图简单的用图表示伺服阀的工作原理，如图3.6。它把小功率的模拟电信号输入转换为随电信号大小和极性变化、且快速响应的大功率液压能（流量与压力）输出，从而实现对液压缸的位移、速度、加速度和力的控制。伺服阀的优点突出，广泛应用于快速高精度的各类机械设备的液压闭环控制中。其次，本文采用非对称伺服阀控非对称液压缸，通过查阅及比较，本文中选用美国MOOG公司的非对称伺服阀，伺服阀选型条件为：。阀在压降为7MPa时，两个节流口通流流量至少分别满足100L/min，70L/min。对称伺服阀控非对称液压缸通常在活塞达到行程始末两端时会在两腔出现压力波动现象，而采用非对称伺服阀则可以削弱这种不良现象，因为非对称伺服阀可以最大程度的配合非对称液压缸，缓解流量的不均，以减少缸内气蚀现象13。3.3.4 伺服放大器伺服放大器是电液伺服控制系统中不可缺少的一部分，它的功用是将输入信号和反馈信号比较后的偏差信号进行放大和运算，然后得到的控制电流将与输入的偏差信号成比例（该比值即为伺服放大器的增益），作为伺服阀的电-机转换装置的力矩马达线圈在接受到该控制电流后变可驱动伺服阀。所以简单说，它即是驱动电液伺服阀阀芯运动的功率放大器。3.3.5 位移传感器本文中Stewart运动平台关键则是控制伺服液压缸的伸长量，通过控制支腿的长度来实现平台的各种位姿，所以位移传感器是必需的。系统利用位移传感器测得平台的位移与输入控制指令比较，形成闭环控制系统。可以毫不夸张的说，系统的控制精度在很大程度上取决于传感器的精度，传感器的精度是系统控制精度的上限，在设计分析控制系统时为了使传感器的检测误差对系统精度的影响小到可以忽略不计的程度，常使传感器精度比系统要求的精度高一个数量级。整个系统的运动位置是否精准以及控制系统是否平稳都受到位移传感器性能的直接影响。对于位移传感器的选型，考虑到控制系统要求的精度以及本文中液压缸的长行程，我们选择由某仪表工程有限公司制造的磁致伸缩式位移传感器，量程为1-1000mm，精度为0.2mm，供电电压为15V，位置测量的输出信号为0-10V。磁致伸缩位移测量是近来新兴的传感器，通常用于检测位移或速度，其测量原理类似“超声定位”，属于不接触测量，由原发出的脉冲和磁场相互作用所传回的脉冲之间的时间差来测量速度，其内部有自身的一套微型控制系统14，所以测量精度高，且相对于传统的位移传感器来说，它还具有工作稳定、动态特性优良的特点,如今已受到越来越多的青睐。3.4 电液伺服控制系统动态设计3.4.1 确定各组成元件的传递函数l 电液伺服阀在伺服控制系统中，电液伺服阀的传递函数近似二阶振荡环节15，可以写成以下形式：式中，Ksv电液伺服阀的流量增益，单位为m3/(s.A)；e为伺服阀的固有频率，单位为rad/s；e为伺服阀的阻尼比。取阀的额定流量为100L/min ，额定供油压力为6.3Mpa，阻尼比为0.7，固有频率为450Hz。 由以上数据得伺服阀传递函数：计算空载流量q0式中，为伺服阀的额定流量；为实际供油流量；为伺服阀通过额定流量时的压降，一般规定 。流量增益由此可得伺服阀传递函数表达式：l 伺服放大器在伺服控制系统中，采用的伺服放大器是深度电流反馈放大器，它的传递函数可以简化分析近似为一个比例