六自由度并聯(lián)機構設計【六自由度并聯(lián)機械手運動平臺】

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New York:Wiley,1983. 4. 擬采取的研究路線： 指導教師下達任務→充分理解課題要解決的問題→查閱文件和素材→翻譯英文資料→到工廠參觀實習→寫論文→指導教師審查→修改完善，定稿→準備答辯。 5.進程安排 3月 8日—3月 26日 查閱文件，書籍材料。 3月 29日—4月 09日 翻譯英文材料。 4月 11日—5月 14日 寫課題論文，寫初稿。 5月 17日—5月 21日 完善論文，定稿。 5月 23日—6月 11日 繪制設計草圖、打印。 6月 14日—6月 18日 整理，熟悉文件。 指導教師審閱意見： 年 月 日 記事： 指導教師審閱意見： 年 月 日 3 中文摘要 并聯(lián)運動機構是新發(fā)展起來的一種機構，與傳統(tǒng)串聯(lián)機構相比，并聯(lián)機構有結構簡單、剛度高、動態(tài)性能好、速度快、可重構等優(yōu)點，在運動模擬器、并聯(lián)機器人、并聯(lián)機床、微動器等領域有廣泛的應用。 本六自由度液壓伺服并聯(lián)機械手是由動平臺、固定平臺、電液伺服控制子系統(tǒng)等組成，以液壓缸為執(zhí)行元件、以電液伺服閥為控制元件，來控制實現(xiàn)平臺的各種動作。本文參照已有結構并結合ADAMS仿真軟件對六自由度并聯(lián)機械手進行了概念設計并討論了對其運用牛頓迭代法進行運動學正解的過程。對于結構部分，本文主要對并聯(lián)機械手的六自由度運動平臺進行了設計。六自由度并聯(lián)機械手電液伺服子系統(tǒng)包括非對陣直線液壓缸、電液伺服閥、位置傳感器、D/A轉換器、A/D轉換器、控制電路及主控計算機等，本文主要對液壓缸的結構，電液伺服閥及位置傳感器的選擇、安裝，位置檢測電路進行了設計。 關鍵詞 并聯(lián)機構 運動學正解 液壓缸 電液伺服 位置檢測 I Abstract Parallel kinematics mechanism is a new developed mechanism ,compared with the traditional series mechanism ,it has simpler structure ,higher stiffness ,better dynamic performance and be faster ,and has a wide range of applications in the fields of motion simulator ,parallel robot ,parallel machines ,micro-actuators ,and so on. This 6-DOF hydraulic servo parallel manipulator is composed of a mobile platform ,a base platform and electro-hydraulic servo control subsystem ,and takes hydraulic cylinders for the implementation of components ,electro-hydraulic servo valve for the control components to control the platform to achieve the various movements .This article has been reference to the existent structure and use the simulation software ADAMS to make a conceptual design of 6-DOF parallel manipulator, and discussed the process of it's kinematics positive solutions use the Newton's method .To the structure part ,this article mostly designed the 6-DOF movement platform of the parallel manipulator ,and established the CATIA model of this system .The electro-hydraulic servo subsystem of the 6-DOF parallel manipulator including non-symmetry linear hydraulic cylinder ,electro-hydraulic servo valve ,position sensor ,D/A transformer ,A/D transformer ,control circuit and control computer and so on .This paper mostly designed the structure of the hydraulic cylinders ,the choice and installation of the servo valve and the location sensors and the location detection circuit. Keywords Parallel mechanism Kinematics positive solutions Cylinder Electro-hydraulic servo Position detection III 目錄 中文摘要 I Abstract II 目錄 III 第一章 緒論 1 1.1 并聯(lián)機構的提出 1 1.2 并聯(lián)機構的應用現(xiàn)狀 2 1.3 并聯(lián)機構的研究展望 6 第二章 并聯(lián)機構概述及設計任務 8 2.1 并聯(lián)機構的特點 8 2.2 并聯(lián)機構的分類 8 2.3 設計任務 10 2.4 工作內容 10 第三章 并聯(lián)機構的概念設計及分析方法 11 3.1 結構形式的選擇 11 3.2 驅動機構的選擇 12 3.3 自由度計算 13 3.4 并聯(lián)機構的位置分析方法 14 3.5 并聯(lián)機構的運動分析方法 21 3.6 并聯(lián)機構動力學分析方法 21 3.7 平臺結構參數(shù)的確定 22 第四章 液壓缸設計計算 29 4.1 液壓缸類型的選擇 29 4.2 液壓缸安裝方式的選擇 29 4.3 液壓缸主要尺寸的確定 29 4.4 液壓缸的結構設計 35 第五章 電液伺服系統(tǒng)總體方案設計 38 5.1 系統(tǒng)組成 38 5.2 電液伺服系統(tǒng)的構成 38 5.3 六自由度運動模擬器位置伺服控制系統(tǒng)工作過程 39 第六章 電氣原理設計（液壓缸位移檢測電路） 41 6.1 電氣系統(tǒng)的基本組成 41 6.2 電氣系統(tǒng)主要元件的選擇 42 6.3 電氣系統(tǒng)的設計 44 第七章 液壓伺服系統(tǒng)設計 50 7.1 液壓控制回路方案確定 50 7.2 六自由度并聯(lián)機械手液壓控制回路的構成 50 7.3 液壓回路主要元件的選擇 51 畢業(yè)設計總結 56 參考文獻 57 附件1 58 附件2 61 長春理工大學光電信息學院 第一章 緒論 1.1 并聯(lián)機構的提出 1965年，德國D.Stewart發(fā)表了一篇名為“一個具有六自由度的平臺”的論文，引起國際工程界的轟動，而空間并聯(lián)機構也由此受到了廣泛的重視，相應的平臺被稱為Stewart平臺（如圖1.1所示）。隨著研究的深入，現(xiàn)在所稱的Stewart平臺稍微有點差別，其結構件圖1.2。這種平臺最初用做飛行員的飛行模擬器，利用六個液壓缸支撐和驅動模擬機艙，六個液壓缸的兩端分別用球鉸和虎克鉸接于機艙（動平臺）和基座（靜平臺），通過六個液壓缸伸縮運動使機艙實現(xiàn)任意位置與姿態(tài)的運動。并聯(lián)機構由最初的Stewart平臺不斷發(fā)展，到今天已經成了一個龐大的體系。隨著應用的深入和研究手段的加強，并聯(lián)機構的理論分析和工程應用已經成為一個熱門課題。 圖1.1 Stewart平臺原型 圖1.2 Stewart平臺變型 1.2 并聯(lián)機構的應用現(xiàn)狀 目前關于并聯(lián)機構的研究開發(fā)和應用正日益廣泛，應用的領域也在不斷地擴大，其應用主要集中在以下領域 (1) 運動模擬器 并聯(lián)機構廣泛應用于運動仿真領域，主要用于訓練、研究、開發(fā)和娛樂等方面。 (2) 并聯(lián)機器人機構 由于并聯(lián)機構結構穩(wěn)定、位姿精度高、承載能力大，適用做并聯(lián)式機器人或執(zhí)行機構，用于搬運重物，安裝重型設備、工件及挖掘、開采等條件比較差的工況下。 同時在醫(yī)用機器人、天文望遠鏡、可視化觸覺裝置、空氣動力學實驗車、繩索機器人吊車等領域有廣泛的應用。 (3) 并聯(lián)機床 并聯(lián)機床實質上是并聯(lián)機器人技術與機床結構技術結合的產物，它由固定和活動兩個平臺以及連接兩個平臺的可變長度多支路構成，適用于磨、膛和銑等多項特種加工，具有很大的開發(fā)潛力和廣泛的應用前景。 (4) 微動器 利用并聯(lián)機構作為微動機構充分發(fā)揮了并聯(lián)機構的特點，工作空間不大，但運動精細，在三維空間的微小移動精度可達亞微米甚至納米的分辨率，主要用于精密機械工程、醫(yī)學工程等要求精細操作與加工領域。 下面主要針對并聯(lián)機構在運動模擬器的應用進行闡述。主要包括飛行模擬器、汽車模擬器、體感娛樂模擬器。 ① 飛行模擬器 并聯(lián)機構早期就應用于飛行模擬裝置，利用飛行模擬器來訓練飛行員，具有節(jié)能、經濟、安全、不受場地和氣候條件的限制，訓練周期短、訓練效率高等突出優(yōu)點，在模擬器上可以進行各種復雜飛行技巧、飛行失效狀態(tài)及軍事上導彈閃避技術等的訓練。飛行模擬器可在地面實驗條件下復現(xiàn)模擬空中飛行的各種狀態(tài)，是相關專業(yè)人員（如飛行員、飛機機務人員）訓練不可缺少的航空地面設備。由六自由度并聯(lián)驅動平臺提供模擬訓練的速度、加速度產生運動感覺，也能產生諸如撞擊、失重、振動等特殊動感，當這些運動與視景系統(tǒng)同步配合時，可產生具有相當真實感的模擬效果。 迄今而止，國外生產六自由度運動平臺的大公司，有美國的 Singer 公司Link 分部、加拿大的 CAE 公司、英國的 REDIFUSFON 公司、法國的THOMSON－CSF 公司、德國的 Rexroth 公司及日本東京精密測器株式會社等，都具有先進的技術水平。據(jù)有關資料統(tǒng)計，世界各國用于訓練模擬器的經費達到近百億美元。 我國也建立了利用飛行模擬器進行飛行員訓練的培訓中心。基于并聯(lián)機構的飛行模擬器也是飛機設計研制的工具，通過它可以早期發(fā)現(xiàn)問題，減少風險；綜合系統(tǒng)驗證，解決各系統(tǒng)之間的動態(tài)匹配連接關系；加速系統(tǒng)試驗過程，縮短研制周期；分析解決試飛后的技術問題，使飛行員參與飛機的設計試制工作。 ②汽車模擬器 當今日新月異的汽車開發(fā)技術需要創(chuàng)造出一種可控的模擬閉環(huán)系統(tǒng)，使駕駛員在模擬閉環(huán)系統(tǒng)中，考核車輛在各種工況下的功能，優(yōu)化汽車各總成或各項參數(shù)之間的最佳匹配。傳統(tǒng)的實車試驗不能滿足主動安全性閉環(huán)設計的要求，其試驗設計方法只能在樣車試制后采用，并受到自然條件、人體生理條件等限制等缺陷，而駕駛模擬器試驗則可以任意設定試驗條件，無危險地對人—車輛—環(huán)境閉環(huán)系統(tǒng)進行全工況仿真。它解決了對有思維駕駛員的行為特性難以實現(xiàn)較為精確的數(shù)學描述這一困難，試驗重復性好，結果置信度高，可比性強，具有場地試驗無法比擬的優(yōu)越性。因此各汽車大國紛紛研制了各種駕駛模擬器，以滿足產品的開發(fā)和各種條件下的試驗要求。 最早研制駕駛模擬器的要算是美國的通用汽車公司了，早在六十年代就進行了這方面的研究。七十年代初，德國大眾汽車公司研制了可繞三軸轉動的駕駛模擬器。進入八十年代以來，電子技術和計算機技術的飛速發(fā)展，廉價、高速的微處理器和計算機圖形處理器及靈敏傳感器的出現(xiàn)，使得汽車工業(yè)和相關領域中的開發(fā)型車輛駕駛模擬器數(shù)量劇增。1985年Daimler—Benz汽車公司建立了世界上規(guī)模最大的模擬器，并成功地用于系列化高速轎車的產品開發(fā)中。與此同時，瑞典VDI也投資建成了規(guī)模較小的駕駛模擬器，用于瑞典車輛和交通系統(tǒng)的研究與開發(fā)；1989年，Daimler—Benz汽車公司則投資重新改建了其原有的駕駛模擬器，更新了計算機運算能力和視景生成系統(tǒng)，并用于新產品的研制中。1991年日本馬自達汽車公司投資興建了跑車型開發(fā)型駕駛模擬器。1993年初，美國福特汽車公司也投資研制開發(fā)駕駛模擬器，現(xiàn)正在建設中。1995年日本汽車研究所(JARI)也建成了帶有體感模擬系統(tǒng)的駕駛模擬器。吉林大學南嶺校區(qū)(原吉林工業(yè)大學)動態(tài)模擬國家重點實驗室及其駕駛模擬器(簡稱為ADSL駕駛模擬器)經過幾年的籌建，于一九九六年正式通過國家有關部門驗收，標志著我國汽車計算機動態(tài)仿真技術已經達到了國際先進水平。ADSL駕駛模擬器（圖1.3所示）是進行“駕駛員一汽車一道路”閉環(huán)系統(tǒng)研究的重要工具，是在先進的計算機、電子、液壓、自動控制等技術的支持下開發(fā)的大型設備。它主要有以下幾個模塊組成：駕駛模擬艙、運動模擬系統(tǒng)、實時控制與運算系統(tǒng)、視景模擬系統(tǒng)、聲響模擬系統(tǒng)、觸感模擬系統(tǒng)和中央控制臺等。 圖1.3 ADSL駕駛模擬器結構 目前汽車模擬器一般由三自由度、四自由度和六自由度的并聯(lián)機構構成。 ③ 體感娛樂模擬器 體感娛樂模擬器是一種模仿運動載體特征，給人以目視圖像、耳聞聲響，同時又特別地給人的身體以相應速度和加速度的運動感覺的一種現(xiàn)代新潮游樂設備，它是當代高科技向游樂業(yè)滲透的產物。多自由度并聯(lián)平臺是構成娛樂機的機構運動主體。目前在世界各地的一些著名游樂場所，已有飛行體感模擬機、航海航空旅行模擬機等出現(xiàn)，其載人量最多可達 240 人。此外，利用多自由度并聯(lián)平臺技術的動感電影也應運而生。運動模擬器的技術發(fā)展?jié)摿蜕虡I(yè)價值都是巨大的。就其技術而言，有以下發(fā)展途徑： ① 動感模擬更加細膩逼真。動感模擬平臺在控制動態(tài)特性上更加反映真實的運動特點。 ② 與視景系統(tǒng)及三維聲音處理系統(tǒng)無縫連接。 ③ 控制系統(tǒng)增加模擬更加逼真的手感和力感，甚至氣味的感覺。 ④ 開發(fā)的硬軟件技術將便于共享、升級和移植。 1.3 并聯(lián)機構的研究展望 近些年來并聯(lián)機器人研究取得了一些進展,但仍有幾個方面需要進一步研究。 (1)結合并聯(lián)機構動力學、預報誤差分布的形態(tài)、機構構型,探求一種機構尺寸全參數(shù)綜合優(yōu)化的設計方法,以獲得機構最佳性能的科學結構尺寸。 (2) 加強位置正解的研究,尋求一種通用的解析算法,它是解決很多并聯(lián)機構問題的關鍵,具有重要的理論與現(xiàn)實意義。 (3) 加強奇異位形的研究,尤其在避開奇異位形的方法上應著重通用性、實用性。奇異位形的判斷對并聯(lián)機器人無奇異路徑存在性判斷準則的建立、運動的可控性等方面具有十分重要的意義。 (4) 探求一種實用、簡單的誤差補償及自動零位標定方法,找出所有單項誤差與機構末端誤差關系的解析表達式,有效破解機構誤差的耦合性。 (5) 加強并聯(lián)機器人動力學、彈性動力學的理論和試驗研究,這些問題的解決將有利于并聯(lián)機器人動力學性能的提高。 (6) 利用并聯(lián)機器人并聯(lián)特性,研究新的控制算法,降低運算時間,便于實時、在線控制。 (7) 加強并聯(lián)機構構型的理論研究,對于并聯(lián)機構應用的普及具有深遠影響。 綜上所述,并聯(lián)機器人有著廣泛的應用前景,是一種新興的高技術,加強并聯(lián)機構的理論研究與工程實踐對于將這種高技術轉化為生產力具有重要的意義。 9 第二章 并聯(lián)機構概述及設計任務 2.1 并聯(lián)機構的特點 (1)與串聯(lián)機構相比剛度大，結構穩(wěn)定； (2)承載能力大； (3)微動精度高； (4)運動負荷??； (5)在位置求解上，串聯(lián)機構正解容易，但反解十分困難，而并聯(lián)機構正解困難反解卻非常容易。 2.2 并聯(lián)機構的分類 從運動形式來看，并聯(lián)機構可分為平面機構和空間機構；細分可分為平面移動機構、平面移動轉動機構、空間純移動機構、空間純轉動機構和空間混合運動機構，另可按并聯(lián)機構的自由度數(shù)分類： （1）2自由度并聯(lián)機構。2自由度并聯(lián)機構，如5-R, 3-R-2-P (R表示轉動副，P表示移動副)平面5桿機構是最典型的2自由度并聯(lián)機構，這類機構一般具有2個移動運動。 （2）3由度并聯(lián)機構。3自由度并聯(lián)機構種類較多，形式較復雜，一般有以下形式:平面3自由度并聯(lián)機構，如3-RRR機構、3-RPR機構，它們具有2個移動和一個轉動;球面3自由度并聯(lián)機構，如3-RRR球面機構、3-UPS-1-S球面機構，3-RRR球面機構所有運動副的軸線匯交空間一點，這點稱為機構的中心，而3-UPS-1-S球面機構則以S的中心點為機構的中心，機構上的所有點的運動都是繞該點的轉動運動;3維純移動機構，如Star Like并聯(lián)機構、Tsai并聯(lián)機構和DELTA機構，該類機構的運動學正反解都很簡單，是一種應用很廣泛的3維移動空間機構;空間3自由度并聯(lián)機構，如典型的3-RPS機構，這類機構屬于欠秩機構，在工作空間內不同的點其運動形式不同是其最顯著的特點，由于這種特殊的運動特性，阻礙了該類機構在實際中的廣泛應用，還有一類是增加輔助桿件和運動副的空間機構，如德國漢諾威大學研制的并聯(lián)機床采用的3-UPS1-PU球坐標式3自由度并聯(lián)機構，由于輔助桿件和運動副的制約，使得該機構的運動平臺具有1個移動和2個轉動的運動(也可以說是3個移動運動)。 （3） 4自由度并聯(lián)機構。4自由度并聯(lián)機構大多不是完全并聯(lián)機構，如2-UPS-1-RRRR機構，運動平臺通過3個支鏈與定平臺相連，有2個運動鏈是相同的，各具有I個虎克鉸U, 1個移動副P，其中P和1個R是驅動副，因此這種機構不是完全并聯(lián)機構。 （4）5自由度并聯(lián)機構?，F(xiàn)有的5自由度并聯(lián)機構結構復雜，如韓國Lee的5自由度并聯(lián)機構具有雙層結構(2個并聯(lián)機構的結合)。 （5）6自由度并聯(lián)機構。6自由度并聯(lián)機構是并聯(lián)機器人機構中的一大類，是國內外學者研究得最多的并聯(lián)機構，廣泛應用在飛行模擬器、6維力與力矩傳感器和并聯(lián)機床等領域。但這類機構有很多關鍵性技術沒有或沒有完全得到解決，比如其運動學正解、動力學模型的建立以及并聯(lián)機床的精度標定等。從完全并聯(lián)的角度出發(fā)，這類機構必須具有6個運動鏈。但現(xiàn)有的并聯(lián)機構中，也有擁有3個運動鏈的6自由度并聯(lián)機構，如3-PRPS和3-URS等機構，還有在3個分支的每個分支上附加1個5桿機構作這驅動機構的6自由度并聯(lián)機構等。 2.3 設計任務 1.設計六自由度新型液壓伺服并聯(lián)機械手，能夠實現(xiàn)六個自由度運動。XY方向評議±200，Z方向平移±150，最大回轉角度XYZ軸±15度； 2.設計六自由度并聯(lián)機械手的液壓伺服控制系統(tǒng)，并針對所設計系統(tǒng)運用運動正解結算確定機械手位置； 3.在一定的空間和運動范圍考慮傳感器布置，并設計并聯(lián)機械手的執(zhí)行元件； 4.設計控制系統(tǒng)伺服放大控制單元。 2.4 工作內容 1.設計六自由度新型液壓并聯(lián)機械手的結構、驅動原理、位移控制方法； 2.設計電液伺服的結構和控制原理及液壓執(zhí)行元件； 3.選擇電氣部分元件，設計驅動電路及位移檢測電路； 第三章 并聯(lián)機構的概念設計及分析方法 3.1 結構形式的選擇 并聯(lián)機構有多種結構形式，常見的6自由度并聯(lián)機構有如圖3.1所示的幾種型式： （a）6—SPS機構 （b）6—SPS三角機構 （c）6—SPS雙三角機構 （d）6—PSS機構 （e）6—RSS機構 （f）6—RSS機構 圖3.1自由度并聯(lián)機構的幾種型式 根據(jù)并聯(lián)機械手的特點，我們選用6-SPS結構，其三種結構的運動學及動力學分析通用，本文選擇的是第一種結構。 3.2 驅動機構的選擇 6-DOF并聯(lián)機構驅動方式通常有電氣、氣動和液壓3種基本方式，每種裝置都有其優(yōu)缺點，因此使用范圍也各有不同。氣壓驅動最簡單，它的工作介質是高壓空氣，由于空氣的可壓縮性，實現(xiàn)精確控制很困難，但是在能夠滿足精度要求的場合下，氣壓驅動在所有6-DOF并聯(lián)機構中是質量最輕、成本最低的。電氣系統(tǒng)啟動容易，可設計成轉動慣量小，加、減速性能好的系統(tǒng)，因而在輕載情況下，電氣傳動在高速、高精度、小型化、節(jié)能燈方面更能滿足6-DOF并聯(lián)機構的需要。但要得到大功率輸出，電動機的重量和體積都較大。液壓傳動系統(tǒng)的輸出功率大，系統(tǒng)剛度大，輸出位移受外負載的影響小，定位準確，位置誤差小，精度高，這一點是電動和氣動控制所不能比擬的。又因為液體的體積彈性模數(shù)很大，因此充滿液壓油的液壓執(zhí)行元件，其液壓彈簧剛度也是很大的，液壓彈簧與負載形成的液壓諧振頻率高，所以系統(tǒng)的響應速度快。從結構上看，液壓缸是直線位移式驅動機構。液壓系統(tǒng)以液壓油為工作介質，油液對運動部件能起潤滑作用，并通過油液的流動將熱量帶走，實現(xiàn)系統(tǒng)的自冷卻，延長元件和系統(tǒng)的使用壽命。此外，利用液壓系統(tǒng)的集成回路可以將系統(tǒng)設計得非常緊湊，以減少系統(tǒng)所占空間。 3.3 自由度計算 根據(jù)選擇的結構形式，對其進行自由度計算，看是否滿足設計要求 由圖可知，該機構由動、靜平臺、6根由兩個構件組成的伸縮桿組成，總的構件數(shù)為： 動靜平臺上各有6個萬向鉸。6個連桿之間有6個運動副。因此機構總運動副數(shù)為： g=12+6=18 機構中共12個萬向鉸，每個萬向鉸自由度數(shù)為2；液壓缸有共6個移動副，每個自由度數(shù)為1，允許活塞之間與缸體間存在相對轉動，即有6個轉動副，每個自由度數(shù)為1；所有運動副相對自由度之和為： 空間機構自由度計算公式如下： 其中：—為空間機構總的自由度數(shù) —為機構總的構件數(shù) —為機構總的運動副數(shù) —為第i個運動副的相對自由度數(shù) 由此可得機構的自由度數(shù)為： 故滿足設計要求。 3.4 并聯(lián)機構的位置分析方法 機構的位置分析走求解機構的輸入與輸出構件之間的位置關系，這是機構運動分析的最基本的任務，也是機構速度、加速度、受力分析、誤差分析、工作空間分析、動力分析和機構綜合等的基礎。由于并聯(lián)機構結構復雜，對并聯(lián)機構進行位置分析要比單環(huán)空間機構的位置分析復雜得多。 當已知機構主動件的位置，求解機構的輸出件的位置和姿態(tài)稱為機構的位置正解，若已知輸出件的位置和姿態(tài)，求解機構輸入件的位置稱為機構位置的反解。在串聯(lián)機器人機構的位置分析中，正解比較容易，反解比較困難，相反在并聯(lián)機構的位置分析中，反解比較簡單而正解卻十分復雜，這正是并聯(lián)機構分析的特點。下面給出6—SPS并聯(lián)機構位置正反解方法，為以后進行并聯(lián)機構運動的控制打下基礎。 1.坐標系的建立 根據(jù)6—SPS平臺的結構建立圖3.2所示坐標系。靜坐標系原點位于靜平臺中心點，軸垂直于靜平臺，、軸位于靜平臺平面內。動坐標系固定于動平臺上，原點為動平臺中心點，軸垂直于動平臺，、軸位于動平臺平面內。在初始狀態(tài)下，動坐標系軸與靜坐標系軸重合，俯視圖如圖3.3 圖3.2 6—SPS并聯(lián)機構結構圖 圖3.3 坐標系俯視圖 其中為靜平臺鉸點，為動平臺鉸點，各鉸點在各自坐標系下的坐標分別為： 2.位置反解 設動坐標系沿靜坐標系的、和軸分別平移x、y和z后，先繞軸轉角，再繞軸轉角，最后繞軸轉角，以上轉動相當于先繞軸轉角，再繞軸轉角，最后繞軸轉角，其旋轉變換矩陣為： 其中，。 則齊次坐標變換矩陣為： 設靜平臺各鉸點在靜坐標系中的坐標為，動平臺各鉸點在動坐標系中的坐標為，動平臺各鉸點在靜坐標系中的坐標為，有 則： 由上式可得驅動桿桿長為： （1） 式（1）即為此并聯(lián)機構的位置反解方程，當已知機構的基本尺寸和動平臺的位置和姿態(tài)后，就可以利用上式求出6個驅動桿的長度。 3.位置正解 位置正解是已知各驅動桿桿長求動平臺的位姿。位置正解主要有數(shù)值解法和解析法。解析法主要是通過消元法消去機構約束方程中的未知數(shù)，從而使得機構的輸入輸出方程成為只含一個未知數(shù)的高次方程。這種方法的優(yōu)點是可以求解機構的所有可能的解，但消元過程一般非常繁瑣,求解一元高次方程時對計算精度要求非常高。數(shù)值方法的優(yōu)點是可以應用于任何形式的并聯(lián)機構,但一般的數(shù)值方法采用優(yōu)化搜索原理,需要大量的計算時間,且只能達到有限的精度。本文采用Newton迭代法，利用桿長逐次逼近的思想進行位置正解，選取合適的初值，便可以得到合理的位置正解，計算速度快、方法簡便。 （1）構造Newton迭代格式。 根據(jù)桿長和動平臺位姿的關系，可以得到桿長的一階導數(shù)和動平臺位姿的一階導數(shù)有如下的關系： （2） 寫成向量形式有： （3） 式中為各驅動桿速度，為動平臺位姿的一階導數(shù)，稱為雅可比矩陣。 式兩邊同時乘以，并且用表示驅動桿桿長的增量，動平臺位姿增量用表示，有，則： （4） （2）迭代過程 首先給定一個初始位姿（迭代初值），根據(jù)位置反解，可求得此位姿下各個驅動桿的桿長。已知驅動桿的桿長為，兩桿長的差值為： （5） 將式（5）所得差值帶入迭代方程（4）可求得位姿增量，這樣可以得到新的位姿為： （6） 由迭代后的位姿根據(jù)反解方程可得到新的桿長，若雅可比矩陣收斂則相對于來說，更接近于已知桿長。同時，也可以求得新的桿長差值，將此差值代入迭代方程（4）便可求得新的位姿增量以及新的位姿，由反解方程可求得在此位姿下的桿長。同理，比更接近于已知桿長。 重復以上過程，得到的桿長逐次逼近于已知桿長，當各個桿長偏差值之和滿足時，迭代結束，此時的位姿可認為是已知驅動桿桿長下的動平臺位姿。 3.5 并聯(lián)機構的運動分析方法 為了并聯(lián)機構運動分析過程方便起見，引入運動影響系數(shù)。機構的影響來數(shù)是機構學中一個十分重要的概念，它深刻地反映了機構的本質，很多機構分析問題用影響系數(shù)表達就格外清楚和簡單。如速度分析、加速度分析、誤差分析和受力分析等。都能以機簡單的顯式表達，另一方面，它本身與運動分離，它只與并聯(lián)機構的運動學尺寸以及所選原動件的位置有關。運動影響系數(shù)反應了并聯(lián)機構的位姿狀態(tài)，當位姿改變時，一階和二階運動影響系數(shù)隨之改變。因此，對于機構的性能的一些深入的分析都可以從分析影響系數(shù)矩陣入手，如機構的特殊形位、機器人驅動空間與工作空間的映射、機器人臂的靈活性、各向同性及可操作度等。若已知運動影響系數(shù)，可以方便地以顯函數(shù)的形式表示出該機構構件的速度和加速度。而影響系數(shù)本身計算又十分方便，實際上一般并不需要求導。許多文獻中，運動影響系數(shù)稱為雅可比矩陣。 3.6 并聯(lián)機構動力學分析方法 己知各連桿驅動力求動平臺的運動屬于并聯(lián)機構的動力學正問題；已知動平臺的運動求各連桿需要的驅動力屬于動力學逆問題。其中并聯(lián)機械手的設計中最具有實際意義的是動力學逆問題，因為它是控制系統(tǒng)和機構設計的基本依據(jù)。 對并聯(lián)機構進行受力分析時，可以作適當?shù)暮喕?，以方便計算。我們忽略各個驅動桿及運動副的質量，這樣各個驅動桿可以看作是二力桿，桿件的驅動力方向即為桿件的主矢方向。并聯(lián)機械手的載荷有給定載荷及平臺的重力，方向垂直向下，受力如圖3.4： 圖3.4 6—SPS并聯(lián)機械手受力圖 根據(jù)質點系達朗伯原理，可以把動力學問題視為靜力學中力系平衡的問題，即可以利用靜力學的平衡條件建立系統(tǒng)的運動和受力的關系。 3.7 平臺結構參數(shù)的確定 平臺的結構參數(shù)包括靜平臺與動平臺的半徑；靜平臺與動平臺短邊中心角；兩平臺間距離；各驅動桿長度。并聯(lián)機構結構參數(shù)的選取對平臺的工作空間和機構的運動靈活性都會產生影響，所以結構參數(shù)的選取是一個很重要的問題。選取結構參數(shù)應綜合考慮所希望達到的工作空間、剛度、固有頻率、受力及尺寸等方面的要求。 文獻（《新型并聯(lián)機床的固有特性研究》《機械設計》1999年9月）通過對并聯(lián)機構固有頻率的研究，得出以下結論：活動平臺半徑越小越好，固定平臺半徑則盡可能大；由于固定平臺半徑相對較大，鉸鏈位置角對其固有頻率影響也較大，因此要盡可能減小固定平臺鉸鏈位置角，而活動平臺的球鉸位置角可適當放大以便于制造；盡可能減小最大支路長度，或盡可能使機床工作在較小的支路長度范圍內以避免機床動力學性能出現(xiàn)惡化；保證加工工件位于工作臺的中心位置。 文獻（《并聯(lián)機床參數(shù)設計》《機械設計與研究》2000.12）通過對并聯(lián)機構剛度的研究，得出以下結論：機床參數(shù)設計時應盡量使兩平臺間距離在0.5～1.5倍的定平臺半徑范圍內；動平臺球鉸分布圓半徑一般比動平臺分布圓半徑小，其越大，機床剛度就越大，但工作空間空間越小。 參照現(xiàn)有并聯(lián)機構的尺寸，我們定靜平臺半徑為500mm，并以此確定其它結構參數(shù)。 3.7.1 確定中性面的高度 取機構的初始狀態(tài)，當動平臺的高度以H=700+200sin(t)變化時，桿長及其受力的變化趨勢如圖3.5： 圖3.5 動平臺高度變化時桿長及受力變化趨勢 從圖中可知，動平臺的高度越大，受力越小，但是桿長增大，相應的驅動桿行程也會增大。因此，權衡受力及桿長的變化，同時考慮電動缸的長度，選擇中性面高度H=900mm。 3.7.2 確定動平臺短邊中心角 取初始狀態(tài)（各桿長及受力相同），當動平臺的位置角以變化時，桿長及其受力變化如圖3.6： 圖3.6 動平臺位置角變化時各桿桿長及受力變化圖 從圖7中可知，當位置角取0度時的受力及桿長都最大，60度時的受力及桿長都最小。 為考慮桿的水平傳力性能，取動平臺做圓周運動時的一個狀態(tài)，當位置角以變化時，桿長及其受力變化如圖3.7： 圖3.7 平臺做圓周運動，位置角變化時桿長及受力的變化 從圖8可知，當位置角等于0度的時候桿受力最小，傳力性能最好，但桿的行程最大。上圖是以球鉸做的仿真分析，而我們選用的是萬向鉸連，故綜合考慮分析結果及球鉸與萬向鉸連的不同，取動平臺的短邊中心角為0度。當靜平臺的短邊中心角變化時和動平臺類似，同理取靜平臺短邊中心角為0度。即選擇一般的6—6SPS結構。 3.7.3 確定動平臺的半徑 初始狀態(tài)時，當動平臺半徑以rb=400+100sint變化時，桿受力如圖3.8： 圖3.8動平臺半徑變化時桿的受力變化 從圖中可知，動平臺半徑變化時，驅動桿的受力只有幾牛的變化，變化很小。而并聯(lián)機械手對機床剛度的要求比較高，對工作空間的要求相對較低，故動平臺半徑也選擇為500mm。 3.7.4 校驗平臺處于中間位置時液壓缸與地面的夾角α 由于虎克鉸是系統(tǒng)穩(wěn)定性中最薄弱的環(huán)節(jié)，因此虎克鉸的轉角、產生的力和轉矩需要越小越好。而與平臺處于中間位置時與地面的夾角α有關。經I. Hostens*, J. Anthonis, H. Ramon在《New design for a 6 dof vibration simulator with improved reliability and performance》一文中指出α=50°時虎克鉸的轉角最小。α=70°（平臺豎直運動）時產生的扭矩最小。平臺運動的位置誤差和液壓缸運動中相對于液壓缸的中間位置的上部轉動和下部轉動之間的對稱性是不能夠被忽視的方面，并且對于系統(tǒng)的辨別和控制是非常重要的。在α=70°時獲得了平臺在豎直自由度內運動的最高分辨率，并且在α=65°時液壓缸在所有三個移動自由度內運動的穩(wěn)定性最高。α=55°時找到一個好的換位。這也是相鄰的連接到平臺且能提高平臺的穩(wěn)定性的液壓缸附屬裝置間最小距離出現(xiàn)時的角度。 經以上尺寸確定的平臺處于最低點時，液壓缸與地面的夾角為63°，可計算得出，平臺處于中間位置時，液壓缸與地面的夾角為66.5°，符合平臺穩(wěn)定性要求。 3.7.5 液壓缸行程、受力的確定 通過以上尺寸，我們可計算出液壓缸的伸長長度為275mm，查閱設計手冊，選用液壓缸的行程為300mm。 液壓缸受力計算。額定負載250kg。 動平臺的質量為 m=7.8g/cm3*108cm*96cm*1.5cm=121kg 加上上支撐座和萬向鉸的重量，總重量記為400kg。 每個液壓缸的受力F=4000N/（6*sin63）=748.2N。 27 第四章 液壓缸設計計算 4.1 液壓缸類型的選擇 液壓缸按工作特點分可分為單作用缸和雙作用缸兩大類；根據(jù)結構還可以分為多種形式。根據(jù)六自由度并聯(lián)機械手的運動特點，選用雙作用單活塞桿無緩沖式液壓缸。 4.2 液壓缸安裝方式的選擇 液壓缸的安裝方式是指缸體與機架的固定或連接方式，可分為軸線固定和軸線擺動兩大類。 根據(jù)并聯(lián)機構的特點，采用矩形后端蓋式固定方式。 4.3 液壓缸主要尺寸的確定 4.3.1 液壓缸工作壓力的確定 根據(jù)工作情況，工作壓力定為10MPa。 表4.1 液壓設備常用的工作壓力 設備 類型 機床 農業(yè)機械或中型工程機械 液壓機、重型機械、起重運輸機械 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力P（MPa） 0.8～2.0 3～5 2～8 8～10 10～16 20～32 4.3.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 圖4.1 單活塞桿液壓缸計算示意圖 由圖可知 式中 p1——液壓缸工作壓力，p1=10MPa； p2——液壓缸回油腔背壓力，估計值為1.5MPa； d/D——活塞桿直徑與液壓缸內徑之比，選為0.7； F——工作循環(huán)中最大的外負載，F(xiàn)按800N進行計算； Ffc——液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率ηcm進行估算。 式中ηcm——液壓缸的機械效率，一般ηcm=0.9～0.97 將ηcm代入直徑計算式，可求得D為 可計算出直徑，并參考內徑系列選用63mm系列。 4.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內徑D與其壁厚δ的比值D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算 式中 δ——液壓缸壁厚（m）； D——液壓缸內徑（m）； Py——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍（MPa）； [δ]——缸筒材料的許用應力。其值為：無縫鋼管：[δ]=100～110MPa。 計算得δ≥4.725mm，在低中壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此只用此公式做校核。故我們按缸體厚度系列選擇缸體外徑為76mm，此時壁厚為6.5mm滿足強度要求。 4.3.4 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照行程系列進行選擇。根據(jù)第三章概念設計中的行程要求為275mm，查閱液壓缸行程系列，選擇行程為300mm。 4.3.5 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。 無孔時 有孔時 式中 t——端蓋有效厚度（m）； D2——端蓋止口內徑（m）； d0——端蓋孔的直徑（m）。 因為所設計的缸蓋上有進油孔，所以按第二式進行計算，得t≥9.3mm，故我們選用端蓋厚度為10mm。 4.3.6 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動面中點的距離H稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求： 式中 L——液壓缸的最大行程； D——液壓缸的內徑。 可求得H≥46.5，而所設計的液壓缸結構中H=60mm，滿足要求。 4.3.7 缸體長度的確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20～30倍。此液壓缸的內部長度為363mm，液壓缸內徑為63mm，滿足要求。 4.3.8 活塞桿強度及穩(wěn)定性的驗算 當液壓缸支承長度LB≥（10～15）d時，須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性并進行驗算。液壓缸的支承長度是指活塞桿全部外伸時，液壓缸支承點與活塞桿前端連接處之間的距離；d為活塞桿直徑。液壓缸的支撐長度LB=400mm，d=36mm，需進行穩(wěn)定性計算。 活塞桿的壓縮強度計算： （m） 式中 F——液壓缸的最大推力，F(xiàn)=800N； σS——材料的屈服強度，σS=100MPa； nS——安全系數(shù)，一般nS取2～4，取nS=3； d——活塞桿直徑（m）。 所以可計算出d≥5.5mm，滿足要求。 活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算： 活塞桿通常是細長桿體，因此活塞桿的彎曲計算一般可按“歐拉公式”進行。 活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界負荷FK，可按下式計算 （N） 在彎曲失穩(wěn)臨界負荷FK時，活塞桿將縱向彎曲。因此，活塞桿最大工作負荷F應按下式驗證 式中 E——活塞桿材料的彈性模數(shù)（MPa），鋼材：E=210*103（MPa）； J——活塞桿橫截面慣性矩（m4）圓截面：J==0.049d4（m4） K——安裝及導向系數(shù)，K=1； nK——安全系數(shù)，一般取 nK=3.5； LB——安裝距，0.75m。 可計算出F≤30294N，此系統(tǒng)中F=750N,故滿足穩(wěn)定性要求。 4.4 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。 4.4.1 缸體與缸蓋的連接形式 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。 下缸蓋與缸筒選用焊接連接式，結構簡單，尺寸小。 上缸蓋與缸體的連接形式選用內半環(huán)連接。這種連接的優(yōu)點是外形結構尺寸小，結構緊湊，重量較輕。缺點是缸筒開槽，削弱了強度，端部進入缸體內較長，安裝時密封圈易被槽口擦傷。 4.4.2 活塞桿與活塞的連接結構 活塞桿與活塞的連接結構分整體式結構和組合式結構。組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。 這本設計中采用螺紋連接，這種結構簡單，但是在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。在此系統(tǒng)中振動較小，但考慮到安全的因素采用了雙螺母防松的辦法。 4.4.3 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的機構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，也可以安裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝置內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。 活塞桿處的密封形式有O形、V形、Y形和YX形密封圈。為了清除活塞桿處外露部分沾附的灰塵，保證油液清潔及減少磨損，在端蓋外側增加防塵圈。 在此設計中，考慮結構的簡單，采用了端蓋整體式直接導向結構，導向套與缸體之間采用了O形密封圈，導向套與活塞桿之間采用了Y形密封圈，在端蓋外側設置了防塵圈以清潔活塞桿處外露部分沾附的灰塵。 4.4.4 活塞及活塞桿出密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據(jù)密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。 活塞與缸體及活塞與活塞桿處的密封選用O形密封圈加擋圈的形式，此密封裝置的壓力范圍是≤35MPa，溫度范圍是-30～+130，速度范圍是≤5m/s，符合我們的要求。 4.4.5 液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質量較大，運動速度較高，則在到達行程終點時，會產生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋之間產生機械碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端一般設置緩沖裝置。 查閱設計手冊得知，缸徑小于Φ80的液壓缸不帶緩沖裝置，但出于安全性考慮，可以在編制控制軟件時，在行程兩端預留一段距離，可以控制活塞在運動過程中不會與缸筒端蓋之間發(fā)生機械碰撞。 4.4.6 液壓缸的排氣裝置 對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床液壓缸和大型液壓缸，則需設置排氣裝置，如排氣閥等。 排氣閥一般安裝在液壓缸兩端的最高處，當液壓缸需要排氣時，打來相應的排氣閥，空氣連同油液經過錐部縫隙和小孔排除缸外，直至連續(xù)排油時，就將排氣閥關死。 37 第五章 電液伺服系統(tǒng)總體方案設計 5.1 系統(tǒng)組成 本六自由度運動模擬器手是液壓伺服驅動、并聯(lián)式的運動模擬器，由動平臺、固定平臺、電液伺服控制子系統(tǒng)等組成。運動模擬器以液壓缸為執(zhí)行元件、以電液伺服閥為控制元件，來控制實現(xiàn)運動平臺的各種運動。并聯(lián)式的運動模擬器具有承載能力強，剛性好，無累積誤差，精度高等特點。 5.2 電液伺服系統(tǒng)的構成 6-DOF運動模擬器由計算機控制子系統(tǒng)和電液控制系統(tǒng)構成6-DOF運動模擬器的位置伺服控制系統(tǒng)。運動模擬器電液伺服子系統(tǒng)包括非對稱直線液壓缸、電液伺服閥、位置傳感器、D/A轉換器、A/D轉換器、控制電路及主控計算機等，其中電液伺服閥及其PID控制器是電液伺服子系統(tǒng)的核心元件，通過它可以實現(xiàn)對電液伺服子系統(tǒng)的控制調節(jié)。構成運動模擬器的電液伺服控制系統(tǒng)的基本元件如圖5.1所示： 圖5.1.電液伺服控制系統(tǒng)控制原理框圖及其基本元件 （1）指令元件：給出與反饋信號同樣形式的控制信號，如PC計算機等。 （2）檢測元件：檢測被控量，給出系統(tǒng)的反饋信號，如位置傳感器電流差動變壓器式位移傳感器。 （3）比較元件：把控制信號和比較信號加以比較，給出偏差信號，其由比較電路組成。 （4）放大、轉換控制元件：把偏差信號放大，轉換成液壓信號（流量、壓力），并控制執(zhí)行機構運動，如放大器、伺服閥等。 （5）執(zhí)行元件：液壓缸。 （6）控制對象：運動模擬器的動平臺及其它負載裝置。 此外，還有各種校正裝置，以及不包含在控制回路內的能源設備和其它輔助裝置等。 5.3 六自由度運動模擬器位置伺服控制系統(tǒng)工作過程 圖5.2.位置伺服控制系統(tǒng)工作過程框圖 以一個液壓缸的唯一為例說明其工作原理。首先由控制計算機送出位置指令信號，同時位移傳感器測量液壓缸的位移并以模擬信號的形式提供給計算機，計算機通過A/D轉換得到當前液壓缸的位移量，得到這兩個量后經PID控制算法得到數(shù)字控制量，這個數(shù)字控制量再經D/A轉換轉換成模擬電信號，輸入電液控制子系統(tǒng)從而控制液壓缸位移。以此達到控制運動模擬器的位置，實現(xiàn)運動再現(xiàn)的目的。位置PID控制器參數(shù)經實驗整定，獲得良好的動態(tài)特性和穩(wěn)定性。 39 第六章 電氣原理設計（液壓缸位移檢測電路） 6.1 電氣系統(tǒng)的基本組成 使用A/D（數(shù)模轉換）芯片進行數(shù)據(jù)采集是單片機的一個主要應用。微型計算機的廣泛應用，促進了測量儀表和測量系統(tǒng)的自動化、智能化。在A/D、D/A接口系統(tǒng)設計中，系統(tǒng)設計者的主要任務是根據(jù)用戶對A/D、D/A轉換通道的技術要求，合理地選擇通道的結構以及按一定的技術、經濟準則，恰當?shù)剡x擇所需的各種集成電路，在硬件設計的同時還必須考慮通道驅動程序的設計，較好的驅動程序可以使同樣規(guī)模的硬件設備發(fā)揮更高的效率。 利用A/D方法進行數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)設計時，需要考慮三個方面的內容，一是針對系統(tǒng)的需求選擇合適的A/D器件，二是根據(jù)所選擇的A/D器件設計外圍電路與單片機的接口電路，三十編寫控制A/D器件進行數(shù)據(jù)采集的單片機程序。 圖6.1A/D轉換單片機系統(tǒng)的組成 此電氣系統(tǒng)所要實現(xiàn)的功能是將由傳感器采集到的模擬信號轉換成能與控制信號比較的數(shù)字信號，并能完成數(shù)據(jù)的外部存儲。為實現(xiàn)這個要求，此電氣系統(tǒng)應包括傳感器、多路開關、采樣保持器、A/D轉換器、單片機最小系統(tǒng)（包括單片機、復位電路、晶振電路、外部擴展ROM、RAM電路）。如圖6.1所示。 6.2 電氣系統(tǒng)主要元件的選擇 6.2.1 A/D轉換器 選擇A/D轉換器主要應考慮以下幾個指標 （1）A/D轉換器位數(shù) A/D轉換器位數(shù)的確定，應該從數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)的靜態(tài)精度和動態(tài)平滑性這兩方面進行考慮。從靜態(tài)精度方面來說，要考慮輸入信號的原始誤差傳遞到輸出所產生的誤差，它是模擬信號數(shù)字化時產生誤差的主要部分。量化誤差與A/D轉換器位數(shù)有關。一般把8位一下的A/D轉換器歸為低分辨率A/D轉換器，9～12位的成為中分辨率A/D轉換器，13位以上的成為高分辨率A/D轉換器。10位A/D芯片以下誤差較大，11位以上對減小誤差并無太大貢獻，但對A/D轉換器的要求卻提得過高。因此，取10位或11位是合適的。所以在此系統(tǒng)中加上符號位，我們選擇12位的A/D轉換器。 （2）A/D轉換器的轉換速率 A/D轉換器從啟動轉換到轉換結束，輸出穩(wěn)定的數(shù)字量，需要一定的轉換時間。轉換時間的倒數(shù)就是每秒鐘完成的轉換次數(shù)，稱為轉換速率。確定A/D轉換器的轉換速率時，應該考慮系統(tǒng)的采樣速率，與系統(tǒng)的節(jié)拍相匹配。 （3）A/D轉換器兩成 A/D轉換器分單極性和雙極性，有著不同的接線方式，由所輸入信號的形式決定。在此系統(tǒng)中我們選擇了單極性輸出的傳感器，所以選用A/D轉換器的單極性轉換方式。 （4）滿刻度誤差 滿刻度輸出時對應的輸入信號與理想輸入信號值之差。 （5）線性度 實際轉換器的轉換函數(shù)與理想直線的最大偏移。 綜上指標，在此系統(tǒng)中選用型號為AD547A的12位逐次逼近式A/D轉換器。轉換速度為25μs,轉換精度為0.05%，芯片內有三態(tài)輸出緩沖電路，可直接與各種典型的8位或16位的微處理器相連，無需附加邏輯接口電路，且能與CMOS及TTL兼容。 6.2.2 傳感器 差動變壓器具有精度高達0.1μm量級、線圈變化范圍大（可擴大到±100mm，視結構而定）、結構簡單、穩(wěn)定性好等優(yōu)點，且不存在機械過在問題，對高溫、低溫和溫度變化也不敏感，并且能提供比較高的輸出，常用于沒有中間放大的場合，但不適宜于高頻動態(tài)測量。差動變壓器式LVDT位移傳感器具有良好的環(huán)境適應性，使用壽命長，靈敏度和分辨率高。 在此系統(tǒng)中選用北京京海泉傳感科技有限公司生產的DA-150型位移傳感器。測量范圍：±150mm或0～300mm，線性度<0.2%，輸出信號選擇為0～10V，工作電源用+5V，頻響0～200HZ，靈敏度50mV/mm，溫度系數(shù)0.01%/℃～0.03%/℃，工作溫度-10℃～70℃，非回彈式。 6.2.3 多路開關 多路開關又名多路轉換器，利用它可將各個輸入信號依次或隨機地接到公用放大器或模數(shù)轉換器上。在此系統(tǒng)中選用目前廣泛使用的集成多路電子開關，CMOS型單片多路開關CD4051。CD4051是單端八擲開關，有三根控制輸入端A、B、C和一根禁止輸入端ＩＮＨ（高電子禁止）。片上有二進制譯碼器，可按輸入的A、B、C信號使8個通路（X0～X7）的一個與X接通。當INH為高電平時，不論A、B、C為何值，8個通道均不同。 6.2.4 采樣保持器 采樣保持器主要由模擬開關、存儲電容及緩沖放大器組成。而在此系統(tǒng)中我們選用集成采樣保持器LF398。 6.3 電氣系統(tǒng)的設計 6.3.1 單片機最小系統(tǒng)的設計 8031無片內程序存儲器，因此，其最小應用系統(tǒng)必須在片外擴展EPROM，必須有復位及時鐘電路。接線如圖6.2所示。復位電路選用了種較為實用的建有上電復位與按鈕復位的電路。時鐘電路選用了內部時鐘方式的電路，外接晶體以及電容CX1和CX2構成并聯(lián)諧振電路，接在放大器的反饋回路中。晶體選擇12MHZ，電容值選用30PF。在設計印刷電路板時，晶體和電容應盡可能安裝的與單片機芯片靠近，以減少寄生電容，更好地保證振蕩器穩(wěn)定和可靠地工作。為了提高溫度穩(wěn)定性，應采用溫度穩(wěn)定性