液压元件与控制系统设计.ppt

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1、液压元件与系统设计, 液压控制系统设计,液压控制系统设计概述 伺服缸设计 液压源设计 液压系统设计 仿真软件简介,液压控制系统设计概述,一、液压控制系统组成,特点：输出功率大，控制准确，响应快 应用范围：工业机器人、飞行模拟器、振动台、疲劳试验机等航空、航天、军工及工业控制领域,举例,仿型刀 张力伺服系统,二、目前发展概况,1 模拟控制系统,2 数模混合控制系统,伺服液压缸 伺服缸的性能直接影响整个系统性能的好坏。 1 主要参数设计 2 主要结构设计 3 伺服阀选取,三、关键部分的设计,三、关键部分的设计,液压源 为整个系统提供所需要的流量和压力。 1 蓄能器选取 2 液压泵选取,液压控制系统

2、设计 如何实现设计指标，使整个系统能够有效地工作。 1 性能分析 2 设计实例,三、关键部分的设计,伺服液压缸设计,一、概述 1 伺服液压缸组成及基本结构,2 分类 1）按运动方式 直线往复式 伺服液压缸。 旋转往复式 伺服摆动缸。 2）按在系统中的作用 位置伺服液压缸 。 力伺服液压缸。,2 分类 3）按活塞杆结构形式 单向活塞杆伺服液压缸。 双向活塞杆伺服液压缸。 4）按支承活塞杆的方式 接触式摩擦副支承的伺服液压缸。 非接触式的静压支承的伺服液压缸。,2 分类 5）按位置传感器安装形式 内装传感器的伺服液压缸。 外装传感器的伺服液压缸。,伺服液压缸组成及基本结构之一,伺服液压缸组成及基本

3、结构之二,伺服液压缸组成及基本结构之三,伺服液压缸组成及基本结构之四,锥形静压支承伺服缸,伺服液压缸组成及基本结构之六,3 工作原理,4 应用之一,负载力控制系统,被动式加载系统,应用之二,位置控制系统,压力控制系统,5 主要性能参数 1）基本结构参数 外形尺寸（主要是长度） ； 活塞杆杆径； 缸筒内径（活塞直径）； 工作行程； 最大行程； 最大输出速度； 最大输出力。,2）重要性能参数 固有频率； 负载特性； 在额定进油压力条件下，输入控制电流(或电压)为定值时，负载速度与负载力之间的关系。 频率特性。 在额定进油压力与空载条件下，在各种频率的等幅正弦输入信号作用下，输出幅值和相位滞后随输入

4、信号频率变化的特性，即幅频特性和相频特性。,3）其它 公称压力Pn（额定压力） ； 最高允许压力（动态试验压力）Pmax 1.5 Pn； 耐压试验压力Pt； 额定压力Pn16MPa时，Pt = 1.5Pn ； 额定压力Pn16MPa时，Pt = 1.25Pn ； 军品：Pt = （22.5）Pn。 最高油温伺服阀允许的最高工作油温。 油液清洁度，应不低于NASl638 6级或ISO4406 15/12级。 密封性； 工作密封性（空载、Pn、100次）； 进油超压密封性（空载，1.5Pn，3min）； 低压密封性（专用条件规定液柱（进回油口），24h）。 内部漏油量（空载，Pn，0.1mm/s，

5、 0.2MPa（双），0.1MPa（单）。,液压控制系统设计 （第二讲）,6 伺服液压缸设计顺序 分析设计任务书； 选择反馈传感器； 确定活塞有效面积； 选定伺服阀。 确定结构形式。 设计密封装置； 零部件强度设计计算； 编制设计资料，绘制产品图样。,7 伺服液压缸设计 活塞和活塞杆计算； 确定结构形式； 外形结构； 安装方式； 活塞杆型式； 活塞杆外端结构； 活塞活塞杆连接方式。 设计密封装置； 支承导向的设计； 缓冲装置的设计； 排气装置的设计； 防尘圈的设计。,液压源设计 液压源设计； 液压泵选取； 蓄能器选取； 冷却器选取； 油箱设计。,结束 The End,1) 设计任务书的内容；

6、2) 根据被控对象、控制参数、负载性质，确定伺服液压缸的类型、绘制负载特性曲线； 3) 分析性能参数，确定伺服液压缸的设计点。一般定最大负荷工况为设计点。,返回,被控对象（m、K、Bc、Ff） 控制参数（Y、F） 负载性质（粘性、弹性、惯性） 主要性能参数（最大位移、速度、加速度等） 供油条件（油源压力、油液清洁度等） 使用环境（温度、磁场等） 对安全性、可靠性、寿命的要求 安装方式与连接尺寸,返回,返回,高效匹配的例子,伺服系统的驱动特性,伺服系统的负载特性,根据系统要求，确定反馈传感器的类型位移传感器还是负载传感器； 根据输出精度的指标，确定传感器的精度等级； 根据选定型号传感器的外形尺寸

7、，确定伺服液压缸安装传感器的方式及连接尺寸。,返回,1) 选择伺服阀的原则； 伺服阀的流量一压力特性曲线要能包围伺服液压缸的负载特性曲线； 伺服阀的流量一定要满足伺服液压缸的最大负载速度时的负载流量； 伺服阀的频率特性要满足系统动态响应要求。 2) 选择伺服阀的方法； 绘制伺服液压缸的负载特性曲线； 计算伺服阀的空载额定流量； 选定的伺服阀流量规格，要比上面计算出的QR再加大10%左右； 所选伺服阀的供油压力不得低于系统的供油压力； 伺服阀的90相移频宽至少应为系统频宽的3倍。 3)选定伺服阀，确定阀块的结构尺寸。,返回,根据工况与使用场合，确定固定端是缸体部分还是活塞杆部分； 根据安装要求，

8、确定安装方式； 根据与控制对象的连接方式，确定输出端的结构及连接尺寸； 根据最大工作行程、传感器的安装方式确定活塞杆、缸筒、端盖的结构形式与尺寸，绘制整体结构草图。,返回,根据最低启动压力，快速性要求、频率特性选定密封类型、进行密封装置设计。,返回,按普通液压缸的设计计算方法对缸简、活塞杆、端盖、支承座、受力螺纹连接件等受力件进行强度计算。,返回,编制设计计算资料 编写方案论证报告 编制专用技术条件及测试大纲 绘出产品图样,返回,有效面积； 活塞/活塞杆直径； 强度计算和校核； 压杆稳定性校核,返回,返回,时，必须将伺服液压缸整体作为一种细长杆来处理,伺服液压缸典型结构之一,图2-1 拉杆型液

9、压缸 l一活塞杆；2一导向套；3一法兰；4一前端盖；5一缸简；6一拉杆； 7一导向环(支承环)；8一活塞密封件；9一后端盖；10一活塞；11一缓冲套简； 12一活塞杆密封件；13一防尘圈,拉杆型液压缸通常额定压力pn21MPa、缸筒内径D 200mm(250mm)、允许最大行程S3m(2m)。,伺服液压缸典型结构之二,焊接型液压缸通常额定压力pn25MPa、缸筒内径D320mm，在活塞杆和缸简的加工条件许可下，允许最大行程S1015m 。,伺服液压缸典型结构之三,法兰型液压缸通常额定压力pn35MPa、缸筒内径D320mm，允许最大行程S8m。,返回,伺服液压缸安装方式之一,伺服液压缸安装方式

10、之二,伺服液压缸安装方式之三,伺服液压缸安装方式之四,伺服液压缸安装方式之五,返回,活塞杆型式,相应的强度校核计算、公差要求、材料可参见相关手册,返回,活塞杆外端结构,相应的强度校核计算、公差要求、材料可参见相关手册,返回,活塞与活塞杆连接结构型式,返回,静密封 端盖与缸筒，端盖与阀块，阀块与伺服阀，油管与阀块、 油管座之间的密封为静密封，是固定密封。 动密封 活塞与缸简，活塞杆与端盖之间的密封为动密封。,静密封的设计要确保固定密封处在正常工作压力和1.5倍工作 压力下均无外泄漏。 静密封通常选用O形橡胶密封圈，其规格、沟糟尺寸应尽可 能符合国家标准。,接触型动密封 活塞与缸简的接触型动密封

11、活塞杆与端盖的接触型动密封 非接触型动密封 活塞与缸筒间的动密封可以直接使用间隙密 封，活塞杆与端盖间的间隙密封总是和静压支承结合在一起使用,返回, 密封性好； 可允许活塞和缸筒有较大的配合间隙，从而大大改善活塞和缸筒的工艺性； 对油液的清洁度要求有所降低； 低摩擦、无爬行、无滞涩粘着现象； 沟糟加工简单。,返回,低压、高压密封性均好，可多道密封； 良好的静动密封特性； 能承受一定的侧向冲击； 优异的抗磨性； 低摩擦力，无低速爬行，滞涩与粘滞现象； 强的耐腐蚀性； 沟槽结构简单，工艺性好。,返回,接触型支承 非接触型支承, 避免了金属之间的接触； 具有高的径向负荷支承触力； 能补偿边界力； 具

12、有强耐磨性和高寿命； 摩擦力小； 能抑制机械振动； 有良好的防尘效果，允许外界异物嵌入； 保护密封件不受过分的挤压； 导向时即使无润滑也没有液动力方面的问题； 沟槽简单，安装方便； 维护费用低。, 运动精度高； 摩擦力很小，可以忽略不计； 无磨损，寿命长； 工作速度范围宽； 静动刚度大； 能承受侧向力。 静压支承的缺点是： 设计调试工作量大 工艺性差； 要单独用一套低压油源； 造价高。,返回,返回,曲线越限，说明油膜厚度的少量变化便会带来压力比值的显著变化。在油膜厚度h0.0lmm和h0.04mm的情况下。各种K值的a-h曲线都变得比较平坦，适应外负载力变化的能力就不强了。因此静压支承的油膜厚

13、度一般都选择在h0.010.03mm范围内。,返回,恒节流型缓冲装置,变节流型缓冲装置,缓冲柱塞的几种结构形状 (a)抛物线；(b)铣槽；(c)梯阶形；(d)圆锥形；(e)双圆锥形； (f)两级缓冲；(g)多孔缸简；(h)多孔缓冲柱塞,返回,排气阀,整体型排气阀,针阀型排气阀 l一圆柱销；2一阀体；3一针阀,排气阀安装在液压缸两端的端盖最高位置，与压力腔相通，以便安装后调试前排除液压缸内空气。,返回,防尘圈的选择原则： 不给伺服液压缸增加摩擦； 不产生爬行； 不磨损活塞杆。,返回,子液压源组 包含液压泵组、液压阀、滤油器、蓄能器、外冷却循环过滤系统、油箱及其它液压附件 分配器系统 主分配器系统

14、 完成液压源与子分配器系统的供/回油。 子分配器系统 完成主分配器系统与伺服作动器的供/回油。 管路系统 液压硬管 液压软管 接头、阀门等各种附件,返回,液压泵选取 液压源是为整个系统提供液压能源的重要组成部分。 液压源的输出流量应该能够满足系统作各种运动时的要求。 为了有效地节约能源，可采用恒压变量泵组和大型蓄能器组联合供油方式。 液压泵主要参数：P，Q，N，,在选择液压源时，液压源的供油量可以选择在系统需求的平均供油量附近。,返回,蓄能器选取 蓄能器是利用力的平衡原理，使工作液体(油)的体积发生变化，从而达到贮存和释放液压能的一种装置。其工作可分为充液、排液两个阶段。 蓄能器的作用。 蓄能

15、器的计算。 蓄能器的主要参数：V。,作储能用 用于补偿系统泄漏 用于吸收液压冲击 消除液压泵脉动降低噪声 作紧急动力源 用于补偿热膨胀,有效排液量，充气压力、最高工作压力、最低工作压力（压力波动），等温过程，绝热过程 蓄能器的最低工作压力p1的确定 蓄能器的最低工作压力p1应能满足执行机构最大负载工作时所需压力。 蓄能器最高压力p2的确定 蓄能器的最高压力p2的确定，既要考虑到蓄能器寿命，又要考虑到能适当增加有效排油量；系统压力又不至于过高，且相对稳定。 蓄能器的充气压力p0的确定（根据作用不同而不同）。,返回,冷却器选取 系统工作时，系统的功率损失都转化为热量而使液压油温度升高，这样将导致粘

16、度降低、泄漏增加、系统性能和效率降低，也容易使液压系统发生气蚀和振动。 冷却器的主要参数：A。 冷却器的计算,计算时需要的参数： 液压油入口温度 冷却水入口温度 需要冷却的功率 冷却水流量 循环泵流量 冷却水最大流量 冷却器水侧压力降,返回,油箱设计 油箱的容量通常为液压泵每分钟排出体积额定值的35倍。通风好时选小值，反之选大值。 采用定量泵或不带压力补偿的变量泵时，油箱的容量至少要大于泵每分钟排出体积的3倍以上。 当采用带压力补偿的变量泵时，应尽量提供至少为系统每分钟所需油液体积的平均值(以升计)三倍的油箱容量。 油箱液面正好下降到最低点时，液面应高于泵的吸油口75mm或1.5倍管径。 油箱

17、液面达到最高位时，油箱内应有10的储备容量。 根据散热确定油箱容积。,油箱的容量也可根据液压系统的发热与散热关系的计算以及对油箱允许的温升来确定。（可查阅相关书籍与手册） 油箱中油液温度一般推荐在3050C范围内工作比较合适，最高不应超过65C，最低不低于15C。对于固定设备工作温度可允许到55C。对于移动式小型装置，例如装在车辆、工程机械等的幽香，其最高工作温度允许达65C，在特殊情况下不应高于85C。,返回,液压元件与系统设计, 液压系统设计 （第三讲）,电液控制系统设计 1 电液控制系统分类 按控制物理量分类 位置控制系统、速度控制系统、力控制系统 按液压控制元件控制方式的不同分类 阀控

18、系统、泵控系统 根据输入信号形式和信号处理手段分类 数字控制系统、模拟控制系统、直流控制系统、交流控制系统、数模混合控制系统。,2 电液位置控制系统 特点：系统输出的位置同系统的输入量之间始终保持一定的比例关系。,1)电液位置控制系统组成和方块图,角度同步变压器机可以看作为比例环节：,交流放大和解调器同样视为比例环节：,伺服放大器的输入电压与输出电流近似成比例：,伺服阀的传递函数：,式中 i马达轴与负载间齿轮传动比； TL系统输出轴阻力矩；,只考虑惯性负载，则阀控马达的滑阀位移对马达输出转角的传递函数为,则系统的方块图为：,2)性能分析 A稳定性分析,系统的开环传递函数为,式中 Kv系统开环增

19、益。,系统的开环传递函数为,式中 Kv系统开环增益。,单位反馈时，系统的闭环传递函数为,利用劳斯判据可知，欲使系统稳定，需满足： Kv2 h h h值的计算不易准确又不易测定。一般取 h=0.10.2。所以系统稳定条件为 Kv(0.20.4) h 为了防止系统中由于元件参数变化造成的影响，也为了得到满意的性能指标，一般相位裕量在3060 之间，幅值裕量为612分贝。,故特征方程为：,B位置控制系统的闭环频率特性 系统的闭环传递函数为,分母的三次多项式可以分解为一个一阶因式和一个二阶因式的乘积：,闭环惯性环节转折频率的无因次曲线, b Kv,当h和Kv/h较小时，,当h和Kv/h较小时，, nc

20、 h,当h和Kv/h较小时，,2 nc 2 hKv/ h,C系统的精度分析 A) 静态误差 对于只有惯性负载的位置控制系统，对输入信号来说，系统的结构是I型。I型系统没有位置误差而只有速度误差。速度误差等于输入速度Vi被开环放大系数除，即,系统对于干扰信号的闭环传递函数为,此式称为系统闭环柔度特性，其倒数即为闭环刚度特性。,系统闭环静态刚度为,对于干扰信号TL来说，系统的结构是零型，干扰力矩引起位置误差为,B) 伺服阀死区和零飘引起的位置误差 如果伺服阀的死区、液压马达和负载摩擦的死区折合为电流误差il，电液伺服阀的零飘为i2，伺服放大器零飘折合到电液伺服阀为i3；，这些因素引起的位置误差为,

21、Ke、Kd、Kf反馈取出点经反馈通路到伺服阀输入的增益。 C) 测量元件的误差 测量元件与负载连接，测量元件的固有误差、安装调试和校准误差会反映到输出轴上，其值假设为a。 总位置误差为,D位置控制系统的校正 A)串联滞后校正 作用：提高开环增益以提高精度，其传递函数为：,式中,超前环节的转折频率； 滞后超前比 1。,典型滞后校正网络,校正后系统的开环传递函数为,加入滞后校正的位置系统开环波德图,一般要求： 选择不超过1020； Kg1020dB、4060； c 位于rc和h之间的-20dB/dec区间。 参数选取方法： 当c确定后，取rc(1/41/5) c，调整rc 满足稳定裕量要求。,B)

22、 速度及加速度反馈校正,反馈校正回路的闭环传递函数为,式中 K1单有速度反馈校正时校正回路的开环增益，且,K2单有加速度反馈校正时校正回路的开环增益，且,只有速度反馈校正，即K20时，系统的开环增益由Kv下降到Kv / (1+K1)，固有频率由h增加 到,， 阻尼比由 h降低到,， 提高反馈回路外的增益Ke，可以补偿Kv的下降。,只有加速度反馈时，Kv、h不变而阻尼比 h提高，提高了稳定性。,整个位置系统开环传递函数,有速度反馈后的系统开环波德图,加速度反馈的实质是把输出速度变化率超前反馈，以阻止输出量的变化而形成阻尼。提高了系统等速输入时的平稳性。二阶以上系统用加速度反馈有利于平稳调速，故常

23、用这种校正。 加入速度，加速度反馈校正后：,加速度、速度反馈参数选择原则： 1）根据希望的h、h求得K1、K2， 2）进一步求出Kfa、Kfv，求出Kv可判定Ka的值 3）通常h、h有一定限度。要求增大后的c以-20dB/dec穿过零分贝线。,加入速度及加速度反馈的系统开环波德图,3 电液速度控制系统 1) 电液速度控制系统的组成及控制方式 小功率：阀马达组合； 大功率：变量泵液压马达组合。 A伺服阀控制液压马达,B变量泵定量马达闭环控制,2) 速度控制系统的分析与校正 A速度控制系统的分析 以阀控马达为例，系统的负载是惯性负载，伺服阀认为是一个比例环节.,系统的开环传递函数为,K0为速度控制

24、系统开环增益,是零型系统，对速度阶跃输入时，速度偏差随速度增大而增大，这是一个有差系统，因此实际上是一个速度调节器。,曲线以-40dB/dec穿过零分贝线，所以穿越频率处相位裕量很小，如果系统不作简化，考虑到h和c之间有其它滞后环节，穿越频率c之处的斜率将是-60dBdec或 -80dBdec，系统的相位滞后又将增加90或180 ，系统肯定是不稳定，即使勉强稳定，由于K0的下降，系统的精度下降。因此速度控制必须校正，才能可靠稳定地工作。,B速度控制系统的校正 最简单的校正方法是加滞后校正，相当于低频段增加了惯性环节。这时穿越频率附近的斜率为 -20dBdec。校正后系统的开环传递函数为,由于h

25、一般为0.10.2，从稳定条件出发Kv c (0.20.4) h。设计校正网络就是要确定K0及T 1g c 一1g(1T)1g K0 即 K0Tc 滞后网络的时间常数为,确定c后选K0及T再确定R及C。,经过校正的系统穿越频率比未校正的系统的穿越频率低，使闭环响应速度变慢。,4 力(压力)控制系统 力伺服系统广泛应用于工业的材料试验机、线材或带材张力控制、轧钢机的压下和车辆刹车装置。本系统具有精度高、响应速度快、功率大、结构紧凑和使用方便等优点。 在力控制系统中被控制量是力，虽然在位置或速度控制系统中，要带动负载运动也有力的输出，但这种力不是被控制量而是取决于被控制量(位置、速度)和外负载力。

26、同样在力控制系统中，位移和速度取决于输出力和受力对象本身的状态。 1)力控制系统的组成,2) 控制系统的性能分析及校正 若负载质量是M、负载粘性阻尼是B和负载弹簧刚度是k时，则基本方程为：,力传感器的变换方程为：,式中 Kf力传感器增益。,从阀芯位移xv至力F的小闭环传递函数为,令,取：,系统的传递函数为：,式中：,因为：,所以：,开环系统中出现压力增益，说明系统输出是力。,由于力控制系统的开环传递函数中有一个二阶微分环节，对于不同负载工况的开环波德图有很大差别。下面就两种负载工况来讨论近似的方法。,开环传递函数中的二阶微分环节与二阶振荡环节抵消，仅剩惯性环节，由于3很小，2与3很接近，3处的

27、谐振峰也不利于稳定。,未经校正的电液力控制系统是一个零型系统，开环增益kv中有压力增益kp，因为流量伺服阀中kp很高，所以kv很大(为了保证稳定性要降低ka及kf，以降低kv)。阻尼系数3很低，谐振峰值会超过零分贝线。为了系统稳定，需要校正。 通常在2前加一个二阶惯性环节以保证稳定。,3与2距离加大，当k很小而1相对于其它频率很小时，可以把惯性环节看成是积分环节。,液压元件与系统设计, 液压系统设计 （第四讲）,电液控制系统设计（回顾） 1 电液控制系统分类 按控制物理量分类（位置、速度、力） 按液压控制元件控制方式的不同分类（阀控、泵控） 根据输入信号形式和信号处理手段分类（模拟、数字、混合

28、等） 2 电液位置控制系统 电液位置控制系统组成和方块图 性能分析 A稳定性分析Kv2hh (0.20.4) h B位置控制系统的闭环频率特性 当h 和Kv/h较小时， c b Kv，nc h，2nc 2h Kv/h C系统的精度分析 系统闭环静态刚度为 干扰力矩引起位置误差为,3校正方法（滞后校正、速度加速度反馈） 4速度、力控制系统的特点、组成、性能分析及精度分析,5 电液伺服系统的设计步骤 弄清设计要求； 拟定设计方案； 进行负载匹配； 选定电液伺服阀的伺服放大器； 设计液压伺服缸； 设计液压泵站； 分析系统性能； 进行必要的补偿； 进行系统调试； 进行技术总结。 以上步骤不是单方向的，

29、会有交叉反复。,分析计算步骤 1) 明确设计要求 (A) 负载分析（负载类型、绘制负载特性） (B) 控制性能要求（控制类型、动静态要求） (C) 工作环境要求及其它（环境、能源及其它） 2) 方案选择 (A) 拟定控制方案（泵控？阀控？缸？马达？） (B) 画出系统原理图 3) 静态计算 (A)负载计算（负载轨迹、最佳匹配、执行元件、阀及泵的主要参数） (B)根据最大流量和最大压力设计或选择所需各液压元件。 (C)选择系统中其它电放大元件、反馈元件、传感器。（误差分配） 4) 动态计算 分析各元件的动态特性，画出系统方块图，求出系统传递函数，画出系统开环频率特性，分析稳定性及稳定裕量，计算闭

30、环频宽。 计算系统开环增益，静态误差。 如不满足设计要求，进行校正，直到满足为止。 5) 选择液压能源及原动机 P、Q、油液的清洁度及空气含量应满足要求,电液位置控制系统设计实例一 设有一数控机床工作台的位置需要连接控制，其技术要求为： 指令速度信号输入时引起的速度误差为： ev5mm 干扰输入引起的位置误差为： epf = 0.2mm 给定设计参数为： 工作台质量 m1000 kg 最大加速度 amax1m/s2 最大行程 S50 cm 最大速度 v=8cm/s 工作台最大摩擦力 Ff2000N 最大切削力 Fc500 N 供油压力 ps6.3MPa 反馈传感器增益 Kf1Vcm,(1)确定

31、系统方案 采用伺服阀控制液压缸的系统结构。,(2)确定工作台速度和负载力的关系 负载力由切削力Fc，摩擦力Ff和惯性力Fa等组成。 惯性力Fa按最大加速度考虑 Famamax1000N 系统在最恶劣的负载条件下工作时的总负载力F3500N。工作台速度和负载力的关系曲线如下图所示。,(3)确定液压缸有效工作面积A和结构尺寸D，d 令负载压力pL=2/3ps，因为F=ApL，所以 A=3F/(2ps)=8.3cm2 现确定液压缸活塞直径D及活塞杆直径d。 因为A/4(D2d2)，取dD0.5代入上式得 D3.75cm， 圆整取D=4cm，d=2.2cm 校核有效工作面积A得 A=8.04cm2，取

32、A8cm2。 (4)确定伺服阀规格 最大速度工况时负载压降为pLF/A=4.375MPa 伺服阀压降pvps-pL=1.925MPa， 负载流量qL=vmA3.84 Lmin 查伺服阀样本，阀压降7MPa，额定电流IR为30mA时，流量为8l/min的伺服阀就可满足多ps1.925MPa，输出流量qL3.84Lmin的要求。,(5)确定系统传递函数,(A)电液伺服阀的传递函数 额定流量81/min的伺服阀在供油压力ps6.3MPa时的空载流量为7.6l/min，阀的增益为,伺服阀生产厂提供了sv=600rad/s，sv=0.5的数值。 电液伺服阀的传递函数,(B)液压缸的传递函数,设,取,代入

33、h式中得,所以得到液压缸的传递函数为：,(C)反馈传感器的传递函数,(D)电放大器的传递函数待定,(E)系统的开环增益,(6)系统开环频率特性 从图中可见，系统频宽f-3dB时，稳定裕量为5dB和90。,(7)计算系统稳态误差 指令输入最大速度v=8cms时的误差为, 干扰输入引起的误差：干扰有伺服放大器温度零飘、伺服阀的零飘和磁滞及执行元件的不良灵敏度等，将其总和折合成伺服阀输入电流的干扰为f0.02 IR，对这个干扰来说，系统属于0型，当其在一段时间内为常量时，系统的位置误差为,可见，系统达到了原定设计指标。,电液位置控制系统设计实例二 1设计要求 假定电液伺服系统需要驱动质量m160kg

34、的负载作正弦规律运动，最大振幅为Y5mm，最高速度为45cms，最大加速度为l0g100m/s2，工作频率范围为1100Hz。客户指定供油压力为21MPa。快速性要求是100Hz时相位移小于180。 2设计方案,其中信号源由客户自备，其他元件在后面具体选定或设计。,3负载匹配 (1)供油压力pa 客户指定供油压力为21MPa。 (2)活塞有效面积A 负载质量为160kg，活塞质量估计为10kg，因此总移动质量为160十10170kg。 最大加速度为10g 100m/s2，所需最大推力应为 Fm=mYm17010017000N,取活塞直径D52mm，活塞杆直径d40mm。 (3)伺服阀额定流量Q

35、R,考虑留出10的余量，取QR18 L/min。,(4)匹配情况 假定负载阻尼系数b1000Ns/m，负载弹簧刚度k20kN/m，针对外特性曲线（最大功能曲线）上的B、M和N三个拐点的参数，算出对应于三个拐点的负载特性曲线。,从这三个拐点的负载特性可以看出，以M点为设计工况点进行负载匹配是有道理的。 从图中可见，驱动特性以一定的余量包围负载特性，匹配成功。,4伺服阀和放大器 选用北京机械工业自动化研究所的DYCF-B16-18型动圈滑阀式电液伺服阀，其额定流量为18Lmin，供油压力范围是2.531.5MPa，额定电流为150mA，单线圈电阻为560，固有频率为120Hz，阻尼比为0.5。 选

36、用与该伺服阀配套的YCF-1型伺服放大器。 5伺服缸 伺服缸行程取为S2Y十62(5)十616mm。反馈传感器选用阜新传感器厂FX-71型直流差动变压器，量程士10mm，精度0.2，供电电压915V(DC)，满量程输出电压土2V(DC)。壳体外径20mm，放在直径40mm的活塞杆的空心孔里是没有问题的。 伺服阀直接装在缸体上。活塞处采用间隙密封。活塞杆处采用锥形静压轴承。 6液压泵站 采用蓄能器，负载所需流量为2Qm2YmA/20.458.6710-4 2.8410-4m3s14.9Lmin，取泵站流量为20Lmin。 液压缸一次行程所需油液体积为VAS8.6710-40.018.6710-6

37、m3 8.6710-3L。选用NXQ-L0.6331.5-A型皮囊式蓄能器。,7性能分析 1）建立传递函数 已经确定，差动变压器在工作行程土5mm时的输出电压是土lv。对应最大振幅5mm的指令信号也是1V。输入放大器的误差信号最大为lV，如令此时放大器输出额定电流150mA，则放大器增益KA150mA1V。 伺服阀的无载流量QNL31.18Lmin，所以伺服阀增益KSV(31.18Lmin)150mA。 液压缸增益为活塞有效面积的倒数，即是KCYL1A18.67cm2。 反馈增益KF1V5mm。 于是，环路增益,已知伺服阀固有频率0120Hz2120rads，阻尼比00.5，于是,2）稳定性、

38、快速型分析（课后自己进行）,需要说明的是：当幅频和相频特性绘制在一张图上时的看图方法。 从图中可以看出，系统开环对数幅频特性在19.32Hz处穿越0 dB轴，相位裕度为80.6；开环对数相频特性在120Hz处达到180，幅值裕度为16dB。系统有足够的稳定裕度，调试时可以适当提高环路增益。,结束 The End,电液速度控制系统实例 速度控制系统给定设计参数为： 负载转动惯量 J0.43kgm2 最大负载转矩 T49Nm 转速范围 n=34195 r/min 供油压力 ps7.84MPa 速度传感器增益 Kfv0.19Vs/rad 性能指标为： 跟踪精度 l r/min 完成准确跟踪的时间 0

39、.9s,(1)决定系统控制方案 采用伺服阀控制液压马达的阀控系统。,(2)确定马达排量 取,则马达排量为,或,选取BMl10摆线液压马达，其排量为Dm=10210-6m3/r或Dm=16310-7m3/rad (3)选择伺服阀规格 伺服阀流量为：,此时阀的压降为：,查伺服阀样本，选用QDYC63型，额定电流为30mA，供油压力为7.84MPa时的额定空载流量为1.0510-3m3s。,(4)确定传递函数,(A)电液伺服阀的传递函数 伺服阀的增益,由样本得：,于是电液伺服阀的传递函数为,(B) 液压马达的传递函数 马达油腔容腔与伺服阀到马达间容积之和为,又取,则：,取：,于是液压马达的传递函数为

40、,速度传感器的传递函数,积分放大器的传递函数,(5)绘制系统开环频率特性,由图可见，为了满足系统稳定性的条件，取开环频率特性的相位滞后180点上的幅值裕量为6分贝，此时的角稳定裕量为87 ，由于幅值稳定裕量不能减小，所以穿越频率不能再增加。,(6)确定系统开环增益及积分放大器增益 开环增益：,由系统波德图知，在区间c内，L()是一条斜率为-20dB/dec的直线，所以：,求得积分放大器的增益为,(7)速度控制系统的开环传递函数 系统的开环传递函数为,(8)计算系统的稳态误差 因为系统是I型系统，对速度指令信号误差为零，满足了跟踪精度为l r/min的要求。,(9)系统的仿真实验 由试验结果可见

41、，现有系统是稳定的，没有超调，但上升过程有几次小的振荡。过渡过程在0.1秒以内结束，完全满足在0.9秒内完成准确跟踪的任务。,力控制系统设计实例 现要求设计一个如图的力控制系统。其设计参数及性能指标为：,(1)液压缸的确定 根据力控制系统的控制特性，系统要在供油压力的95状态下工作取负载压力pL0.95ps16.625MPa，则液压缸有效工作面积AFmpL54.2cm2， 令dD0.5，则D9.59cm，取D10cm，d5.5cm，校核得A54.78cm2。,对于弹簧刚度为9000Ncm的弹簧力，最大负载力9000N是由10cm的活塞行程产生。则最大行程速度vm是以时间常数为10秒计算的,最大

42、流量,(2)选择电液伺服阀 为满足输出负载力动态性能的要求，从低负载弹簧状态求出活塞运动最大速度。当无超调的时间常数控制在10秒以内时的特性曲线如图所示。,处于最大负载的63时，负载所需要的压力,此外，在活塞小位移时，用极小的压力差即可推动负载，为充分利用伺服阀的流量，现选定压力降为7MPa，输出流量为3.8 1/min的伺服阀。设阀的流量增益Kq，压力一流量增益Kc分别为,压力增益,阀的额定电流IR150mA，输出位移xv0.038cm，增益为,(3)力反馈传感器 输入力为Ff113000N，输出电压为Vf0.01V，其增益为,(4)静态特性 为得到 5静态控制精度，开环增益,取 K025，

43、电放大器增益,(5)动态特性 为了确定l、2，要计算油的压缩性，设油路的阻尼系数,其中V是液压缸的总油腔容积，为确保行程充裕，选择工作行程大于10cm行程的液压缸，取行程为x15cm的液压缸，计算液压缸容腔VAx =8.2210-4m3，假设414108Pa，则此时油路阻尼系数C0.14610-12m3(Nm2)。根据油的压缩性，计算弹性系数,把这个值与k比较，可知控制系统在,的情况下工作，负载弹簧k180000Ncm时,负载弹簧k9000Ncm时,取开环增益为25，根据开环放大特性求出穿越频率： 负载弹簧k180000Ncm时,负载弹簧k9000Ncm时,输入为阶跃函数的系统响应时间(即达到输出最终值的63的时间)大约等于1c，即k180000Ncm时，Tc1c0.083s，而当k=9000Ncm时，Tc1c1.67s。 和前面规定的指标相比，此响应时间非常短，能够满足要求。,对应于3的阻尼比,3的共振峰值超过了零分贝轴，这是造成系统不稳定的原因。,频率2、3与负载质量有关，由负载弹簧刚度的最大值决定。 k180000Ncm时，弹簧的计算频率为,， 使得系统的超调量减少。,为此在2前的一个频率处加入一个校正环节,结束 The End,