液壓伺服技術完美版

1、*液壓伺服系統(tǒng) 第1章 緒論 1.1 液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理及組成液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理及組成1.1.1 液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理 在這種系統(tǒng)中，輸出量在這種系統(tǒng)中，輸出量(位移、速度、力等位移、速度、力等)能夠自動地、能夠自動地、快速而準確地復現(xiàn)輸入量的變化規(guī)律。與此同時。還對輸入快速而準確地復現(xiàn)輸入量的變化規(guī)律。與此同時。還對輸入信號進行功率放大，因此也是一個功率放大裝置。信號進行功率放大，因此也是一個功率放大裝置。 液壓泵是系統(tǒng)的能源，它以恒定的壓力向系統(tǒng)供油供液壓泵是系統(tǒng)的能源，它以恒定的壓力向系統(tǒng)供油供油壓力由溢流閥調定。液壓動力元件由四邊滑閥和液

2、壓缸組油壓力由溢流閥調定。液壓動力元件由四邊滑閥和液壓缸組成。滑閥是轉換放大元件，它將輸入的機械信號成?；y是轉換放大元件，它將輸入的機械信號(閥芯位移閥芯位移)轉轉換成液壓信號換成液壓信號(流量、壓力流量、壓力)輸出，并加以功率放大。液壓缸是輸出，并加以功率放大。液壓缸是執(zhí)行元件，輸入是壓力油的流量，輸出是運動速度執(zhí)行元件，輸入是壓力油的流量，輸出是運動速度(或伙移或伙移)。滑閥閥體與液壓缸體剛性連結在一起，構成反饋回路。因此，滑閥閥體與液壓缸體剛性連結在一起，構成反饋回路。因此，這是個閉環(huán)控制系統(tǒng)。這是個閉環(huán)控制系統(tǒng)。 如圖是一個機液位置伺服系統(tǒng)的原理圖。液壓缸的運動（輸出量）自動而準確地

3、復現(xiàn)了閥芯的運動（輸入量）變化規(guī)律。1.1.1 液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理*1.1.1 液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理液壓伺服控制系統(tǒng)的工作原理電液伺服系統(tǒng)：有電液伺服閥存在控制系統(tǒng)。電液伺服系統(tǒng)：有電液伺服閥存在控制系統(tǒng)。閥控系統(tǒng)：系統(tǒng)主控流量和壓力元件是閥。閥控系統(tǒng)：系統(tǒng)主控流量和壓力元件是閥。泵控系統(tǒng)：系統(tǒng)主控流量和壓力元件是泵。泵控系統(tǒng)：系統(tǒng)主控流量和壓力元件是泵。恒壓源：系統(tǒng)能源裝置輸出壓力為恒值。恒壓源：系統(tǒng)能源裝置輸出壓力為恒值。恒流源：系統(tǒng)能源裝置輸出流量為恒值。恒流源：系統(tǒng)能源裝置輸出流量為恒值。 *1.1.2液壓伺服和比例控制系統(tǒng)的組成 輸入元件：也稱

4、指令元件，給出輸入信號(指令信號)加于系 統(tǒng)的輸入端 。如靠模、指令電位器或計算機等。反饋測量元件： 測量系統(tǒng)的輸出并轉換為反饋信號。 如各種傳感器 。比較元件： 將反饋信號與輸入信號進行比較，給出偏差信號。多為減法器。放大轉換元件： 將偏差信號故大、轉換成液壓信號。如 機液伺服閥、電液伺服閥等。執(zhí)行元件 產(chǎn)生調節(jié)動作加于控制對象上，實現(xiàn)調節(jié)任務。如液壓缸和液壓馬達等?？刂茖ο?被控制的機器設備或物體，即負載。此外，還可能有各種校正裝只，以及不包含在控制回路內(nèi)的液壓能源裝置。*1.2 液壓伺服控制系統(tǒng)的分類 *1.3 介紹液壓伺服控制系統(tǒng)的優(yōu)缺點 *習題和思考題 1、閥控系統(tǒng)和泵控系統(tǒng)的基本工

5、作原理是 什么?它們各有什么優(yōu)缺點？ 2、什么是恒壓系統(tǒng)？什么是恒流系統(tǒng)？各有什么特點？ 3、機液伺服系統(tǒng)和電液伺服系統(tǒng)的組成有什么不同？ 4、為什么液壓伺服控制系統(tǒng)的響應速度 快、控制精度高？*第2章 液壓放大元件2.1圓柱滑閥的結構型式及分類 按滑閥零位時開口型式：負開口（正遮蓋或正重疊）、零開口（零遮蓋或零重疊）和正開口（負遮蓋或負重疊）。 滑閥按工作邊數(shù)(起控制作用的閥口數(shù))可分為：單邊滑閥、雙邊滑閥和四邊滑閥。*2.2滑閥靜態(tài)持性的一般分析一、滑閥壓力流量方程的一般表達式QL為負載流量；PL為負載壓降； Ps為供油壓力；Qs為供油流量;Po為回油壓力；xv為閥芯位移；U為開口量；*

6、一、滑閥壓力流量方程的一般表達式以零開口為例U=0假設條件：1、液壓能源是理想的。對恒壓源供油壓力Ps為常數(shù);對恒流源供油流量Qs為常數(shù)?；赜蛪毫o為零，如果不為零，則把Ps看成供回油壓力差。2、忽略管道和閥腔內(nèi)的壓力損失。 3、液體是不可壓縮的。 4、閥各節(jié)流口的流量系數(shù)相等，即Cd1=Cd2 =Cd3 =Cd4 = Cd則有：s12L1212s34s41L23Lp =ppp =ppQQ =QQQ =QQQ =QQQ =Q；1d11o2d2203d3s24d4s12Q =Cpp2Q =Cpp2Q =Cpp2Q =CppAAAA（）（）（）（）* 一、滑閥壓力流量方程的一般表達式PL 稱為負

7、載壓力；QL稱為負載流量。 在大多數(shù)情況下，閥的窗口都是匹配的和對稱的，則有:A1= A3； A2= A4；而且Q1= Q3； Q2= Q4； 1312s34s42d11od3s21os212s0d4s1d220s12012s01342s12sLL1212Q QQQ =QQQ =QQ Q22CppCpppppppppp22CppCppppppppppQ =QQ =Qp =ppppp =ppp =p2AAAA設，由于；所以（）（） 得（） （）,（） （）（）（） 得（） （）,（） （）矛盾，所以，；考慮有；sLpp=2*一、滑閥壓力流量方程的一般表達式L23d220d3s2d2sLd3sLd

8、sLdsLsdsLdsL22Q =Q -Q =CppCpp11=CppCpp11=CppC()pp11Q =CppC()ppVVVVAAAAA xAxA xAx（）（）（）（）（ ） （）（）（ ） （）（）*二、滑閥的靜態(tài)特性曲線1、流量特性曲線：是指負載壓降等于常數(shù)時，負載流量與閥的開度之間的關系， 當負載壓降PL =0時的流量特性稱為空載流量特性 。*二、滑閥的靜態(tài)特性曲線2. 壓力特性曲線：是指負載流量等于常數(shù)時，負載壓降與閥的開度之間的關系，重要的是負載流量QL=0時的壓力特性， 通常所講的壓力特性即指此而言。*二、滑閥的靜態(tài)特性曲線3.壓力一流量特性曲線：是指閥的開度一定時，負載流

9、量與負載壓力間的關系， 壓力一流量特性曲線族。*三、閥的線性化分析和閥的系數(shù) 閥的壓力一流量特性是非線性的。采用線性化理論對系統(tǒng)i行動態(tài)分析時，必須把這個方程線性化。在某點（PL0,XV0)附近展成臺勞級數(shù)，通常為零點。000000000000LL0LL000,L0LL000,LL0,Q =Q +ppQ +ppQpVLVLVLVLVLVLLLVVLVXpXpLLVVLVXpXpLLVLVXpXpQQXXpXQQXXpXQQXpX（）+（）+.（）+（）+*三、閥的線性化分析和閥的系數(shù)閥系數(shù)：1、流量增益Kq：它是流量曲線在某一點的切線斜率。流量增益表示負載壓降一定時，閥單位輸入位移所引起的負載

10、流量變化大小。 2、流量一壓力系數(shù)Kc：它是壓力一流量曲線的切線斜率冠以負號。流量一壓力系數(shù)表示閥開度一定時，負載壓降變化所引起的負載流量變化大小。 3、壓力增益(壓力靈敏度) Kp：它是壓力特性曲線的切線斜率。qcqpcK =K =KKKLVLLLVQXQppX*三、閥的線性化分析和閥的系數(shù)應當指出以下幾點: (1)閥的三個系數(shù)是表征閥靜態(tài)特性的三個性能參數(shù)，這些系數(shù)在確定系統(tǒng)的穩(wěn)定性、響應特性時是非常重要的。流量增益直接影響系統(tǒng)的開環(huán)放大系數(shù)，因而對系統(tǒng)的穩(wěn)定 性、響應特性和穩(wěn)態(tài)誤差有直接的影響。流量-壓力系數(shù)直接影響閥一液壓馬達組合的阻尼系數(shù)和速度剛性。壓力增益標志著閥-液壓馬達組合起動

11、大慣量或大摩擦負載的能力，這個參數(shù)可達到很高數(shù)值，這正是伺服系統(tǒng)所希望的特性。 (2)閥的系數(shù)的數(shù)位隨工作點的變化而變化。最重要的工作點是壓力一流量曲線的原點，因為系統(tǒng)(位置控制系統(tǒng))經(jīng)常在原點附近工作，而此處閥的流量增益最大，因而系統(tǒng)的增益最高，但流量一壓力系數(shù)最小，所以阻尼最低。因此，從穩(wěn)定性的觀點看，這一點是最關鍵的。 (3)線性化方程式的精確度和適用范圍與變量的變化范圍和閥特性的線性度有關。閥特性的線性度高，變量的變化范圍小，線性化的精確性就高，閥特性的線性度高，所允許的變量變化范圍就大。* 2-3零開口四邊滑閥的靜態(tài)特性一、理想零開口因邊滑閥的靜態(tài)特性 理想滑閥是指徑向間隙為零、工作

12、邊銳利的滑閥。理想滑閥的靜態(tài)特性可以不考慮徑向間隙和工作邊圓角的影響 。1、理想零開口四邊滑閥的壓力一流量方程 理想零開口四邊滑閥當閥芯離開中間位置時，只有兩個節(jié)流口通流，其余兩個節(jié)流口完全關閉。設定閥芯左移為正，Q1= Q3 =0； Q1= Q3 ：L2dsLdsL11Q =Q =Cpp=CppVVA xx（ ） （）（）LdsLdsLLdsLLdL11Q =Cpp=-Cpp1Q =Cpp1Q =CpVVVVVVVVVAxxxxxxxxx（- ） （）（）（）（1） .無因次形式LLsLLsVVVmaxQQ =QPP =P=xxx當閥芯右移時：*零開口四邊滑閥的無量綱壓力一流量曲線 如圖所示

13、。因為閥窗孔是匹配和對稱的，所以壓力一流量曲線對稱于原點。圖中的，象限是馬達工況區(qū)，、象限是泵工況區(qū)，只有在瞬態(tài)過程中才可能出現(xiàn)。例如xV突然減小，液壓缸對負載進行制動時，負載壓力突然改變符號，但是由于液流和負載慣性的影響，在一定時間內(nèi)，負載和液流仍將保持原來的運動方向。*2、理想零開口四邊滑閥的閥系數(shù)qdsL1K =Cpp（）dVsLdVcsLsL11CxppCxK =2 pp12pp（）（）（）csLpqVK2 ppK =Kx（）qdscp1K =CpK =0K =，流量增益為流量-壓力系數(shù)增益為壓力增益為零位閥系數(shù)（PL=0，xV=0） 理想零開口四邊滑閥的零位流量增益決定于供油壓力P.

14、和面積梯度，在Ps為常數(shù)時，唯一的由面積梯度所決定，因此是閥的最重要的參數(shù)。Ps和面積梯度是很容易測量和控制的量，從而零位流量增益也就比較容易準確計算和控制。試驗也證明由式計算的 值與實際零開口閥的試驗值是相符的，故可以放心地使用。但Kp和 Kc值和實際零開口閥的試驗故相差很大，故需尋求其他計算方法*二、實際零開口四邊滑閥的零區(qū)特性scsqpcK =-=KKKLLQQpp， 實際的與理想的零開口滑閥之間的差別就在于零位泄漏特性。理想的閥具有精確的幾何形狀，因而零位泄漏量為零，造成閥系數(shù)計算不準確的結果。實際閥具有徑向間隙，往往還有小于0.025 mm的正的或負的微小重疊量，這種閥的零位存在著泄

15、漏量。這種泄漏特性決定了閥在零區(qū)的壓力一流量特性。在零區(qū)以外，由于徑向間隙等影響可以忽略，實際閥的特性和理想閥的特性是一致的。 實際閥的零區(qū)特性可以通過試驗確定。將其負載通道關閉(QL=0)，在負載通道和供油口分別俊上壓力表，在回油口接流量計或量杯。在供油壓力Ps一定時，改變閥的開度XV，測出相應的負載壓力PL.如果使閥處于幾何零位不動，改變供油壓力Ps，可以測量相應的零位泄漏流量 。*二、實際零開口四邊滑閥的零區(qū)特性22sss0sp2QQ =p ,32p32132KcdsbbKCpb8pK1.2*10sp 實際零開口四邊滑閥閥系數(shù)的近似計算J方法。對于間隙為b，周長為的環(huán)形銳邊節(jié)流孔來說，在

16、層流狀態(tài)其流量可用下式計算：（在零位時各個節(jié)流口流量為總流量一半，壓降也為總壓力一半 。） 式說明，實際閥的KC0值與閥的面積沸度和徑向間隙有關，并且隨著其增加而增加。通?？扇=0.005mm作為典型值來估算 。零位壓力增益主要取決于閥的徑向間隙道，而與閥的面積梯度無關。 為了對零位壓力增益有一個數(shù)量概念，我們作一個典型計算。取=1.4*10-6Pa .S,=870Kg/m3， Cd=0.62, b=0.005mm則：當Ps=70MPa時，Kpo =3.375*1011Pa/ m，實踐證明，此數(shù)值很容易達到，但值得注意的是無論如何此閥系數(shù)不易取得準確數(shù)據(jù)，且其變化較大是個“軟量”。2-4、正

17、開口四邊滑閥的靜態(tài)特性如圖當閥在幾何零位 時，四個節(jié)流窗口有相等的正開口U，并規(guī)定閥是在正開口范圍內(nèi)工作的， 假定閥口是匹配且對稱的，則有：q0dsdsc0ssp01K =2Cp1CUpK =p2pK =ULdsLdsL11Q =CppC()ppVVxA Ux（U+ ） （）（）正開口四邊滑閥的零位系數(shù)為2-4、正開口四邊滑閥的靜態(tài)特性關于零位閥系數(shù)的說明：1、正開口四邊閥的流量增益是理想零開口四邊滑閥的兩倍，這是因為負載流量同時 受兩個節(jié)流窗口的控制。 2、 正開口閥可以提高零位流量增益并改善壓力一流量曲線的線性度。3、流量-壓力系數(shù)取決于面積梯度。4、壓力增益 與面積無關。5、這種閥由于零

18、位泄漏流量比較大，所以不適合大功串控制的場合。3,4說明前面的分析的正確性。在零位附近，實際零開口閥很類似于正開口閥。*2-5滑閥受力分析一、軸向液動力：穩(wěn)態(tài)液動力（好力利于穩(wěn)定，但加重驅動力）；瞬態(tài)液動力（時好時壞）。二、閥芯與閥套間的摩擦力力三、滑閱的驅動力*2-6、滑閥的功率輸出及效率閥輸出或負載功率為：No=PL*QL閥的輸入功率為：Ni=Ps*Qs閥的效率為：=PL*QL/Ps*Qs1、僅考慮閥：閥在最大開度和負載壓力為2/3 Ps時，能夠輸出的最大功率，效率為66.7%2、若考慮閥的空載流量為定量泵額定流量，則閥在最大開度和負載壓力為2/3 Ps時，能夠輸出的最大功率，效率為38%

19、。3、若采用恒壓變量泵作為能源，泵的輸出流量正好滿足所要求的負載流量 ，系統(tǒng)的供油效率100%，則系統(tǒng)的效率就近似等子閥的效率。4、伺服系統(tǒng)中效率不是主要考慮的因素，更重要的是首先滿足系統(tǒng)的控制性能，如穩(wěn)定性、響應速度、精度等。 5、在以后的設計中，我們還是經(jīng)常取，2/3Ps設計為負載壓力，因為此時系統(tǒng)效率最閥的輸出功率最大。 2-7噴嘴擋板閥的分析與設計 噴嘴擋板閥有以下優(yōu)點，(1)結構簡單，公差要求比較寬，故制造容易、價格低。(2)其壓力一流量特性曲線的線性度比較好，特性容易預測，對油液污染不太敏感， 工作十分可靠。(3)運動部分(擋板):5慣如位移量小，故動態(tài)響應速度高，靈敏度高。(4)

20、但存在泄漏損失，流量增益小。大多數(shù)兩級電液伺服閥的第一級都采用噴嘴擋板閥。2-7噴嘴擋板閥的分析 與滑閥相比，噴嘴擋板閥有以下優(yōu)點：(1)結構簡單，公差要求比較寬，故制造容易、價格低。(2)其壓力一流量特性曲線的線性度比較好，特性容易預測，對油液污染不太敏感，工作十分可靠。(3)運動部分(擋板慣性小，位移量小，故動態(tài)響應速度高，靈敏度高。但存在泄漏損失，流量增益小，因此這種閥在低功率系統(tǒng)中很受歡迎，大多數(shù)兩級電液伺服閥的第一級都采用噴嘴擋板閥。 雙噴嘴擋板閥的原理圖所示。它由固定節(jié)流孔、噴嘴及擋板組成。噴嘴與擋板間的環(huán)形面積構成了可變節(jié)流口，用來控制固定節(jié)流孔與可變節(jié)流孔之間的壓力P1和P2

21、，該壓力差P1-P2與負載腔相連，用來控制如液壓缸。當上邊擋板與噴嘴端面之間的間隙減小時，由于可變液阻增大，使流量減小，在固定節(jié)流孔處的壓力P1增大；下邊擋板與噴嘴端面之間的間隙增大時，由于可變液阻減小，使流量增大，在固定節(jié)流孔處的壓力P2減小。因此控制壓力差增大，推動負載運動。 2-8射流管閥*習題和思考題1、什么是理想滑閥?什么是實際滑閥。2、閥的靜態(tài)特性是什么？說明閥的三個系數(shù)的定義和它們對系統(tǒng)性能的影響。3、比較零開口閥、正開口閥 的三個閥系數(shù)有什么異同?為什么?4、已知一正開量U=0.05mm的四通閥，在供油壓力Ps=7MPa下測得泄漏量為5L/min求閥的三個零位閥系數(shù)。 *第三章

22、液壓動力元件 液壓動力元件或稱液壓動力機構是由液壓放大元件和液壓執(zhí)行元件(包括負載)組成的。液壓放大元件可以是何服閥或伺服變量泵;液壓執(zhí)行機構是掖壓馬達或液壓油缸?？山M成：閥控液壓馬達、閥控液壓缸、泵控液壓馬達和泵控液壓缸。前兩種動力元件可以構成閥控系統(tǒng)，后兩種動力元件可構成泵控制系統(tǒng)。 在液壓伺服系統(tǒng)中，液壓動力元件是一個關鍵性的部件，它直接影響到系統(tǒng)的動、靜態(tài)品質。本章將建立兒種基本的液壓動力元件的傳遞函數(shù)，分析它們的動態(tài)特性和主要的性能參數(shù)，討論動力元件與負載的匹配，這些是分析和設計液壓伺服系統(tǒng)的基礎。*3-1閥控液壓馬達LqVcLQ =K xK p 假設：閥與馬達的連接管道對稱且短而粗

23、，可以忽略管道內(nèi)的摩擦報失和管路動態(tài)；在管道和馬達腔內(nèi)不會出現(xiàn)飽和或空穴現(xiàn)象，在每個管道和馬達腔內(nèi)各點壓力相等，溫度和密度均為常數(shù);液壓馬達內(nèi)、外泄漏均為層流流動。根據(jù)流量的連續(xù)性，可寫出每個馬達腔的連續(xù)性方程為：一、基本方程與方塊圖*3-1閥控液壓馬達1111im12em1222im12em12imemQ -C (pp )C pC (pp )C p -QCCeeedVV dpdtdtdVV dpdtdt內(nèi)泄漏系數(shù)外泄漏系數(shù)油體積彈性模數(shù)10201m2m=-=-mmmmmmmmVVVVVVd VDdddVd VDdtdtdtddVd VDdtdtdtD 馬達排量馬達轉角 假定閥為零開口四邊滑閥

24、，四個節(jié)流窗口是匹配和對稱的，由于閥腔的容積很小，所以不考慮液體在閥腔里的壓縮性；閥具有理想的響應能力，即閥芯位移和負載壓力變化立即引起流量的相應變化，這個假定在幾百Hz的范圍內(nèi)是適用的。則：零開口四邊滑閥的線性化流量方程為：*3-1閥控液壓馬達em12121122Lim121201212tm1212s12LtLLtmLemtmimt120CQQQ =C (pp )(pp )()/222()()C (pp )22=Q =C2CC =C2=2eemmeemmedVdVV dpV dpdtdtdtdtdVd ppd ppVDdtdtdtppppppdVdppDdtdtVVVV由于，以及 上式是所有

25、液壓執(zhí)行元件流量連續(xù)方程的基本形式。右邊第一頂是推動液壓馬達運動所需的流量，第二項是泄漏流量，第三項是壓縮流量。由于液壓馬達所包含的總壓縮性容積比較大，同時負載壓力PL的變化率也比較大，所以通常都要考慮壓縮性流量的影響，動態(tài)連續(xù)性方程與靜態(tài)連續(xù)性方程的差別也就在于此。*3-1閥控液壓馬達LqVcLtLtmLtmL2LLLQ =K xK pQ =Css+C4=J sB sGTmmemmmVpDpD p（）（）2LLL2=JBGTmmmmmddD pdtdt液壓馬達與負載的轉矩平衡方程可寫為：做拉氏變換后：*3-1閥控液壓馬達系統(tǒng)方塊圖：*3-1閥控液壓馬達qcetVL2mce3LtLcetcet

26、ce222222mmmmmmcetmcKKxsT4K=JJ KBB KGGKsss444K =CKmemmmeeeVDDVVVDDDDDD2（1+）（+）（1+） +二、傳遞函數(shù)與傳遞函數(shù)的簡化 分子中的第一項可以看成是無負載時的速度，而第二項則是因負載轉矩作用而造成的速度降低。分母中第一項表示慣性轉矩變化引起的壓縮性流量所產(chǎn)生的馬達速度變化，第二項表示慣性轉矩引起的泄漏流量所產(chǎn)生的馬達速度變化，第三項表示粘性轉矩變化引起的壓縮流量所產(chǎn)生的馬達速度變化，第四項發(fā)示馬達運動速度的變化，第五項表示表示粘性轉矩變化引起的泄漏流量所產(chǎn)生的馬達速度變化，第六項表示彈性轉矩變化引起的壓縮性流量所產(chǎn)生的馬達

27、速度變化，第七項表示彈性轉矩引起的泄漏流量所產(chǎn)生的馬達速度變化。 *3-1閥控液壓馬達ce2mqcetVL2mce3LtLcet222mmmB KG=0KKxsT4K=JJ KBsss44mmemmeeDVDDVVDDD21，（1+）（+）傳遞函數(shù)的簡化 在動態(tài)方程式中，考慮了慣性負載、粘性摩擦負載、彈性負載以及油的壓縮性和液壓馬達的泄漏等影響因素，是一個十分通用的形式。實際系統(tǒng)的負載往往比較簡單，而且根據(jù)具體使用悄況有些影響因素可以忽略，這樣傳遞函數(shù)就可以大為簡化。 沒有彈性負載G=0的情況： 伺服系統(tǒng)的負載在很多情況下是以慣性負載為主，而沒有彈性負載或彈性負載很小可以忽略。在液壓馬達作執(zhí)行

28、元件的伺服系統(tǒng)中，彈性負載更是少見。所以沒有彈性負載的情況是比較典型的，也是比較普遍的情況。另外，粘性摩擦系數(shù)Bm一般很小，可以忽略不計。*3-1閥控液壓馬達qcetVL2mce2n2nn2mnLtceLtnmtmLqcet2mce22nnVL22nnnnKKxsT4K=sss+14=JKJB=.4JKKs4K=ssxTss+1ss+1memeememmmeVDDDVVDVDVDD（1+）2（）.固有頻率+阻尼比（1+）；22（）（）傳遞函數(shù)的簡化*3-1閥控液壓馬達ce2mqcetVL2mce3LtLcettce22222mmmmmB KKKxsT4K=JJ KBGGKsss444mmemm

29、eeeDVDDVVVDDDDD21（1+）（+）（1+） +傳遞函數(shù)的簡化 在動態(tài)方程式中，考慮了慣性負載、粘性摩擦負載、彈性負載以及油的壓縮性和液壓馬達的泄漏等影響因素，是一個十分通用的形式。實際系統(tǒng)的負載往往比較簡單，而且根據(jù)具體使用悄況有些影響因素可以忽略，這樣傳遞函數(shù)就可以大為簡化。 有彈性負載G0的情況： 在閥控液壓馬達中彈性負載雖然十分少見，但在閥控液壓缸中彈性負載還是比較常見的，例如在兩級液壓放大器中，當功率級滑閥帶對中彈簧時，就屬于這種情況。另外，粘性摩擦系數(shù)Bm一般很小，可以忽略不計。*3-1閥控液壓馬達2mht2322222022004K =14=2114=211eqcet

30、VLmmecemncennhmqcetVLmmecemcehmDVKKVxsTDDKGKsGssKDKKVxsTDDKGKGsssKD（）（）可簡化為：（）（）（）傳遞函數(shù)的簡化*3-1閥控液壓馬達2ceceh22mmhceh2mh2ce2mKB KGK1G/G KB KGK1G KK1G/mhmhDKDDDK1.522（1+）（ +）由于1，以及所以簡化條件變?yōu)椋海?+）（1+）0h004B1=1=21 G/JecemhthLKGKVK；（）2202200141=21qcetVLmmecemcehmKKVxsTDDKGGKsKssD（）通?？珊喕癁椋海ǎǎ┖喕瘲l件*3-1閥控液壓馬達三、動

31、態(tài)特性分析（一）沒有彈性負載時的動態(tài)特性分析1.對給定輸入信號的動態(tài)響應特性分析速度放大系數(shù)Kq/Dm： 對慢輸入信號來說，液壓馬達的輸出速度與閥的輸入位移成比例，比例即為速度放大系數(shù)。它表示系統(tǒng)速度控制的靈敏度。此系數(shù)直接影響閉環(huán)系統(tǒng)的穩(wěn)定性、響應速度和靜態(tài)精度。提高此系數(shù)可以提高系統(tǒng)的響應速度和靜態(tài)精度，但使穩(wěn)定性變壞。因為液壓馬達排量Dm主要由系統(tǒng)的負載特性決定，所以速度放大系數(shù)主要由閥的流量增益Kq決定。隨工作點變化，在零位時Kq最大，隨負載增大減小。在計算穩(wěn)定性時，應該采用空載流量增益。而在計算靜態(tài)特性時應取最小流量增益。*3-1閥控液壓馬達mm12122m12m122hm12t12

32、02mhnt2mhnLtLp =p =-11( pp )11K =24K =4K=JJeemmememeeDDVVDDVVDVVVVVVDVDV，（+）（+）由于較小，所以在中位時，此時此值最小，相應最小三、動態(tài)特性分析（一）沒有彈性負載時的動態(tài)特性分析1.對給定輸入信號的動態(tài)響應特性分析液壓固有頻率n 液壓固有頻率是負載慣性與液壓馬達腔中油液壓縮性相互作用的結果。由于液體具有壓縮性，當液壓馬達受外轉矩作用時，馬達軸可轉動一個微小的角度m，使一個腔的壓力升高，另一個腔壓力降低。 液壓固有頻率常常是系統(tǒng)中最低的頻率，其大小也就決定了系統(tǒng)響應的快速性。 影響液壓固有頻率的因素有: 負載慣量和管道中

33、油液的慣量JL，但JL是由負載決定的，故減小JL ，是有限度的?？梢栽谪撦d與液壓馬達之間采用適當?shù)凝X輪減速裝置來減小負載慣量的影響?？傻霉艿乐幸后w質量折算到液壓馬達處的等效慣量。管道中油液的慣量在管道比較細長時，這個等效慣量是相當可觀的。 *3-1閥控液壓馬達三、動態(tài)特性分析（一）沒有彈性負載時的動態(tài)特性分析1.對給定輸入信號的動態(tài)響應特性分析影響液壓固有頻率的因素有: 總壓縮容積Vt，為了提高n，應盡量減小Vt ，包括液壓馬達的工作容積、無效容積和連接管道容積。工作容積由液壓馬達排量決定，而馬達排量主要是由負載決定的，所以減小Vt ，主要是減小液壓馬達的無效容積和連接管道的容積。使閥靠近液壓

34、馬達，采用短而直的管道，也可以將閥和液壓馬達裝在一起，使價減到最低程度 。 液壓馬達排量Dm。增大Dm可以提高n 。 但與Dm并不成比例關系，因為隨著Dm增大，液壓馬達慣量和總壓縮容積也有所增大。另外，增大Dm還有以下缺點，為了滿足同樣的負載速度，需要的負載流量增大了，因而需要選用較大的閥、液壓能源裝置和連接管道，使動力機構本身的尺寸重量也隨之增大。 有效體積彈性模數(shù)e。 是最難確定的。受油液的壓縮性、管道及液壓馬達工作腔的柔性和油液中所含空氣的影響，其中以混入油中的空氣的影響最為嚴重。 采用高壓系統(tǒng)是影響小。 避免使用軟管。無空氣的油液，其體積彈性模數(shù)大約為1400-2000MPa， 混入空

35、氣是不可避免的。另外，還要考慮馬達腔和連接管道的結構柔性的影響，在實際計算時，取為700MPa 。 液壓固有頻率和速度放大系數(shù)是比較容易確定的量，其變化范圍也不大。*3-1閥控液壓馬達三、動態(tài)特性分析（一）沒有彈性負載時的動態(tài)特性分析1.對給定輸入信號的動態(tài)響應特性分析液壓阻尼比n: 此值幾乎是系統(tǒng)所有參數(shù)的函數(shù)。但其中除Kce和Bm外，其它參數(shù)是由別的因系確定的，通常負載阻尼系數(shù)Bm的影響很小。而液壓馬達的泄漏系數(shù)通常都比閥系數(shù)Kc小得多，所以n主要取決于Kc。此值隨工作點不同會有很大的變化在零位時最小，阻尼比最小。在計算系統(tǒng)的穩(wěn)定性時，應取零位時的Kc值，因為此時系統(tǒng)穩(wěn)定性最差。 計算得到

36、的零位阻尼比是很小的，而實際測得的零位阻尼比總是比計算值大，至少為0.10.2，經(jīng)常還要更高一些，這是由于庫侖摩擦的影響所至。 綜上所述，液壓阻尼比隨工況變化會發(fā)生很大變化，在零位附近最小，在馬達速度和負載較大時可大于1，其變化范圍達20-30倍，是難以準確確定量。 提高液莊阻尼比的方法有： 設置旁路泄漏通道以增加泄漏系數(shù)，其缺點是增大了功率損失，降低了系統(tǒng)的剛度，系統(tǒng)性能受溫度變化的影響也比較大。 采用正開口閥增大Kc。但也要使系統(tǒng)的剛度降低，而且零位泄漏量引起的功率損失比第一種辦法還要大，另外正開口閥還要帶來非線性增益、穩(wěn)態(tài)液動力變化等間題。用旁路泄漏比采用正開口閥要好些。 除了上述辦法外

37、，還可以采用壓力反饋、動壓反饋和加速度反饋等辦法來提高系統(tǒng)的阻尼 。液壓固有頻率和速度放大系數(shù)是比較容易確定的量，其變化范圍也不大。*3-1閥控液壓馬達三、動態(tài)特性分析(二)有彈性負載時的動態(tài)特性分析液壓固有頻率和速度放大系數(shù)是比較容易確定的量，其變化范圍也不大。 在有彈性負載時，系統(tǒng)參數(shù)的變化對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響較為復雜，這里僅給出結論：總流量一壓力系數(shù)Kce對開環(huán)增益和慣性環(huán)節(jié)的轉折頻率都有影響，但對穿越頻率沒有影響。 Kce值增加時，使開環(huán)增益降低，使轉折頻率增高， 總之，在有彈性負載時，Kce變化不但要影響到頻率特性的高頻段，而且還要影響到低頻段，但對中頻段沒有影響。所以Kce變化只影

38、響系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差，而對動態(tài)特性影響不大。*3-2四通閥控制對稱液壓缸LqVcL1111im12em1222im12em122ppLLpL2Q =K xK pQ -C (pp )C pC (pp )C p -QxxA=MBKxFeemdVV dpdtdtdVV dpdtdtddpdtdtLqVcLtLtmLptmL2LLPpLQ =K xK pQ =CAsxs+C4A=M sB sKxFeVppp（）（）*3-2四通閥控制對稱液壓缸ce2qqcetcetVLVL22cecep2pt3LtLcen2222nn2nLtceLtntLqB KK=0AKKKKxsFxsFAA4KAA4Kx =BMM K

39、sss+1sss4AA4A4A=MKMB=.4MK=meeeeeePepVVVVVVVAVAxx21，（1+）（1+）2（）（+）.固有頻率+阻尼比cet2ce22nnL22nnnnKsA4KA=ssFss+1ss+1peVx（1+）；22（）（）*3-2四通閥控制對稱液壓缸2ce22p202200KK11AK/1FAA4x =K21AhhqcetVLececeKKKKVxsKKsss，（1+）（）可簡化為：（）（）*3-2四通閥控制對稱液壓缸2ce22p202200KK11AK/1FAA4x =K21AhhqcetVLececeKKKKVxsKKsss，（1+）（）可簡化為：（）（）*3-3

40、 結構柔度的影響*3-3 結構柔度的影響LqVcLtLtmLptmL2pLpPps1pLs1pL2s1pLs1pLLLpLPLpqcetVL2ces1p3LtL2s1Q =K xK pQ =CAsxs+C4A=M sB sxB sx -xKx -xB sx -xKx -x=M sB sxFB =B =0M =KKsxsFAA4KKx =MM+s4AKeeeVpppVV（）（）（）（）（）（）（）為簡單起見，令，0可得系統(tǒng)傳函：（1+）+）（）qcetVL2ces12Lce02200s1ceLh0ns1ns10hs1s1hLLths1KKsxsFAA4KK=M Ksssss+1AKKMK11=1

41、K /K1K /KMM1K /KeeVAV2（1+）+）2（），（）一、液壓執(zhí)行元件與負載間的結構柔度的影響*3-3 結構柔度的影響一、液壓執(zhí)行元件與負載間的結構柔度的影響 由上式可知，由于負載結構柔度的影響，動力機構出現(xiàn)一個比液壓固有頻率和負載諧振頻率都低的綜合頻率。如果活塞與負載之間的傳動機構剛度很大，則動力機構的頻率就近似等于液壓固有頻率。隨著結構剛度的降低動力機構的頻率也降低，當結構剛度遠小于液壓彈簧剛度，動力機溝的頻率就近似等于負載系統(tǒng)諧振頻率。在結構剛度與液壓彈簧剛度接近時，結構柔度的影響就不能忽略了。由式可見，由于結構柔度的影響，動力機構的阻尼比降低了，結構柔度越大，閥所能提供的

42、阻尼也越小。因此結構柔度的影響就經(jīng)常成一為整個系統(tǒng)響應速度和精度主要限制因素。為了提高系統(tǒng)的性能，應設法提高綜合綜諧振頻率和綜合阻尼比。 減小結構柔度影響的方法有:(1）采用半閉環(huán)系統(tǒng)，即反饋從活塞桿取出，構成閉環(huán)位置系統(tǒng)。此時系統(tǒng)的穩(wěn)定性 和快速性較好。(2）提高綜合諧振頻率。負載質量由負載特性決定，所以要提高結構剛度，在帶有傳動鏈的負載系統(tǒng)中，對等效結構剛度影響最大的是靠近負載處的結構剛度。在此基礎上，可以進一步提高液壓固有頻率。其方法是增大液壓執(zhí)行元件到負載的傳動比。 （3)提高綜合阻尼比：阻尼比主要由閥提供，可以采用增大Kce的辦法提高。常用的辦法是，在液壓缸兩腔之間連接一個機液瞬態(tài)壓

43、力反饋網(wǎng)絡，或采用壓力反饋或動壓反潰伺服閥。在系統(tǒng)內(nèi)附加電的壓力反饋力，微分負反饋網(wǎng)絡也可起到同樣的作用。*3-4液壓動力元件與負載的匹配 根據(jù)負載力和負載運動速度來選擇液壓動力元件的參數(shù)稱之為液壓動力元件與負載的匹配 。一、負載特性：力及運動速度的關系。二、液壓執(zhí)行元件等效負載的計算： 分析計算方便，需要將負載慣量、負載阻尼和負載剛度等折算到液壓執(zhí)行元件的輸出端。三、液壓動力元件的輸出特性：流量和負載壓差的關系四、供油壓力的選擇：采用高壓系統(tǒng)的最主要優(yōu)點是，結構緊湊、重量輕。 在條件允許的情況下，選用較低的工作壓力。因為這有利于延長元件和系統(tǒng)的壽命，有利于減小泄漏，使功率損失小溫升低，另外低

44、壓系統(tǒng)容易維護，對油液的污染也不十分敏感。一般可選7MPa。五、伺服閥規(guī)格和執(zhí)行機構尺寸的確定： 1、按最大功率最佳匹配: 如果動力元件的輸出特性曲線不但包圍負軟軌跡，而且動力元件的最大輸出功率點與負載的最大功率點相重疊，就認為動力元件與負載是最佳匹配。 *3-4液壓動力元件與負載的匹配2.按最大負載力和負載速度匹配：兩項都要滿足，效率較低。 機液伺服系統(tǒng)主要是位置控制 。因為機液伺服系統(tǒng)結構簡牟.、工作可靠、使用維護也比較容易，因此廣泛地用于飛機舵面操縱系統(tǒng)，汽車動力轉向裝置以及液壓仿形機床等。本章主要對機液位置伺服系統(tǒng)的動、靜態(tài)特性進行分析，通過分析找出系統(tǒng)參數(shù)和主要性能指標間的關系，作為

45、工程設計方法的基礎。 4-1機液位置伺服系統(tǒng)*4-1機液位置伺服系統(tǒng)22pp2241421ViifpLqVcLtLtmLpptmLepLLPpLifqcetVLecepnnnxK xK xQK xK pVQC pA sxsCpA pM sB sKxFbaKKababKKVxsFAAKxsss（）（），（）（）一、系統(tǒng)的組成及方塊圖*4-1機液位置伺服系統(tǒng)一、系統(tǒng)的組成及方塊圖*4-1機液位置伺服系統(tǒng)V22VGHs21.=.nnnqfpKsssKKKA（ ）（）開環(huán)傳遞函數(shù)開環(huán)放大系數(shù) 也稱速度放大系數(shù)二、系統(tǒng)德定性分析1、開環(huán)傳遞函數(shù)與開環(huán)頻率特性*4-1機液位置伺服系統(tǒng)VgV=20lg222

46、qnnnnfnnpKKKKKA （）0，即二、系統(tǒng)德定性分析 2、系統(tǒng)的稚定條件 為了使系統(tǒng)穩(wěn)定，速度放大系數(shù)受液壓固有頻率和阻尼比的限制。液壓阻尼比實測值通常在0.10.2左右，因此速度放大系數(shù)被限制在液壓固有頻率的0.20.4倍以下。 穿越頻率c=KV愈大，系統(tǒng)頻帶愈寬，系統(tǒng)響應也愈快。一般總是希望c大些，也就是KV大些。其穩(wěn)態(tài)速度誤差也小。 系統(tǒng)不但要穩(wěn)定，而且要有適當?shù)姆€(wěn)定裕量，這樣才能得到滿意的性能。通常相位裕量應在4060度之間，增益裕量Kg應大于6dB 。但阻尼比較小，而 相位裕量比較大 ，增益裕量比較難以保證，所以可根據(jù)增益裕量確定KV值。*4-1機液位置伺服系統(tǒng)pV2iV22

47、c2bccVVbVccx2x11=2s1=-0.5nnnnnnnnnnnnnKsssKssKKK（）+（+1）（）在，較小時有：，二、系統(tǒng)德定性分析 三、 系統(tǒng)響應特性分析1、系統(tǒng)的閉環(huán)傳遞函數(shù) 未校正的機液伺服系統(tǒng)的n小，因受穩(wěn)定性限制Kv也比較小，符合上述條件的，故此近似關系在系統(tǒng)初步設計時是很有用的，可以估算出系統(tǒng)的動態(tài)指標。*4-1機液位置伺服系統(tǒng)ccb22ncncct2tp2cnc2ncncc22ncncbcc-costext =1-e-sint-=nnnnnnn （2）1-（ ）（2）+1（2）+11-（2）+11-三、 系統(tǒng)響應特性分析2、系統(tǒng)對輸入信號的時間響應特性*4-1機液

48、位置伺服系統(tǒng)三、 系統(tǒng)響應特性分析2、系統(tǒng)對輸入信號的時間響應特性*4-1機液位置伺服系統(tǒng)三、 系統(tǒng)響應特性分析3、系統(tǒng)對負載力干擾的響應*4-1機液位置伺服系統(tǒng)四、系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)誤差分析1、階躍位置輸入：因為系統(tǒng)為型系統(tǒng)，跟蹤誤差為0.2、等速輸入：因為系統(tǒng)為型系統(tǒng)，跟蹤誤差為有限值.1、加速度輸入：因為系統(tǒng)為型系統(tǒng)，跟蹤誤差為.無論動態(tài)性能還是穩(wěn)態(tài)性能，若要提高必須加校正，由于機液系統(tǒng)的本身的構造很難實施校正。*4-2機液位置伺服系統(tǒng)實例一、液壓轉矩放大器，由圖可知，在輸入軸轉過一定角度 傳至四通滑閥，由于滑閥端部的螺桿與液壓馬達軸上的螺母相配合，引起閥芯軸向移動，使閥芯與閥套間形成開口，壓力油

49、經(jīng)閥口進入液壓馬達，使之旋轉。液壓馬達輸出軸的轉動又通過螺母使閥芯恢復原位，關閉開口，液壓馬達停止轉動。當輸入軸 反向旋轉時液壓馬達也作反向運動。因此，濃壓馬達總是跟隨輸入軸運動。 *4-2機液位置伺服系統(tǒng)實例二、由圖可知，在觸銷沿靠模面滑動，而車刀不動，就會驅動伺服閥芯移動，使得缸體移動，跟隨 傳觸銷運動，同時將缸體的運動反饋給伺服閥芯。使閥芯恢復原位，關閉開口，缸體停止移動。 *液壓伺服系統(tǒng)實例1 車床仿形刀架 仿形刀架是由位置控制機構（液壓伺服系統(tǒng)）驅動，按照樣件(靠模)的輪廓形狀，對工件進行仿形車削加工的裝置。用這種方法對工件進行加工時，可先用普通方法加工出一個樣件來，然后用這個樣件就

50、可以復制出一批零件。 *第 五 章 電液伺服閥 電液伺服閥既是電液轉換元件，又是功率放大元件。它能夠將小功率的電信號輸入轉換為大功率的液壓能(流量與壓力)輸出。在電液伺服系統(tǒng)中，將電氣部分與液壓部分逢接起來，實現(xiàn)電液信號的轉換與放大。 5-1電液伺服閥的構成及分類1、按液壓放大器級數(shù)可分為:單級、二級、三級電液何服閥。2、按第一級的結構型式可分為:單噴嘴擋板閥、雙噴嘴擋板閥、滑閥、射流管閥和射流元件。3、按反饋形式可分為;滑閥位置反饋、負載流最反饋和負載壓力反饋。4、按力矩馬達的形式可分為:動鐵式和動圈式或干式和濕式。5-2力矩馬達 在電液伺服閥中力矩馬達的作用是將電信號轉換為機械運動，因此是

51、一種電一機械轉換裝置。它由永久磁鐵或激磁線圈產(chǎn)生固定磁場，電控制信號通過控制線圈產(chǎn)生兩個磁場相互作用產(chǎn)生與控制信號成比例并能反應控制信號極性的力或力矩，從而使運動部分產(chǎn)生直線位移或角位移。一、永磁動鐵式力矩馬達 動鐵式力矩馬達由永久磁鐵、導磁體、銜鐵、控制線圈和彈性扭軸等組成。銜鐵由扭軸支承在兩個導磁體的中間置，可繞扭軸作微小轉動 ?？刂凭€圈套在銜鐵上。無信號電流時，銜鐵在上下導磁體作用下在中問位置，力矩馬達無轉矩輸出。當有信號電流時，兩個控制線圈產(chǎn)生控制磁力，其大小與方向由信號電流決定?？刂拼帕Ξa(chǎn)生電磁力矩，使銜鐵繞著扭軸轉動。當扭軸反轉矩、負,.ax轉矩與電磁轉矩平衡時，銜鐵停止轉動。如果

52、信號電流反向，則電磁轉矩也反向。 5-2力矩馬達一、永磁動鐵式力矩馬達以電流作輸入時的傳遞函數(shù)： 以電壓作輸入信號，力矩馬達傳遞函數(shù)與驅動放大器的特性和線圈電感有關。為避免對放大器特性作詳細描述和消除線圈電感的影響，通常以電流作輸入來確定其性能。siLam2mi2mimisimimiamminsi1IT21IKKKssKKKK （）其中，為有關力矩馬達結構電氣參數(shù)的函數(shù)通常遠比大，實際中使用的力矩馬達傳遞函數(shù)為：5-2力矩馬達二、永滋動圈式力馬達 力馬達的可動線圈置于工作氣隙中，永久磁鐵在工作氣隙中形成固定磁通，當線圈中有電流通過時，線圈就受到電磁力而運動，線圈運動方向取決于線圈上的電流方向。

53、線圈所受的電磁力克服彈簧力和負載力，使線圈產(chǎn)生一個與控制電流成比例的位移。 動鐵式馬達和動圈式馬達比較:1)動鐵式馬達其非線性嚴重，為了限制非線性，動鐵式馬達銜鐵位移很小。 2)動鐵式馬達體積小、輸出轉矩大，工作行程小。3)動鐵式馬達銜鐵慣量小、彈簧管剛度大，故動態(tài)響應快。在相同功率條下，它的固有頻率大約是動圈式的15倍。4)動鐵式馬達價格高。5-3 力反饋二級電液伺服閥 伺服閥由永磁式力矩馬達，彈簧管、前置級雙噴嘴擋板閥，功率是四通滑閥、反饋桿組成。 無信號電流時，銜鐵由彈簧管支承處于的中間位置，力矩馬達無力矩輸出。此時，擋板處于兩個噴嘴的中間位置，噴嘴擋板閥輸出的控制壓力P1p = P2p

54、，滑閥在反饋桿小球的約束下也處于中間位置，閥無液壓信號輸出。若有信號電流時，力矩馬達有力矩輸出同時，使擋板偏移，噴嘴擋板的一個間隙減小而另一間隙增大，控制壓力P1p P2p，推動滑閥移動。同時，使反饋桿產(chǎn)生彈性變形，對銜鐵擋板組件產(chǎn)生一個相反方向的反轉矩。當作用在銜鐵擋板組件土的電磁轉矩，彈簧管反轉矩、反饋桿反力矩等諸力矩達到平衡時，滑閥停止運動，取得一個平衡位置，并有相應的流量輸出。5-3 力反饋二級電液伺服閥伺服閥 的傳遞函數(shù)vasxc2nfs2afnfnfafnfnfasxcnfnvasxcvxcvxcsssafafx2U112xxxUII11K KsssKKKKK KKKssKK（）（）其中，為有關伺服閥結構參數(shù)的函數(shù)通常遠比大，實際中使用的力矩馬達傳遞函數(shù)為：，甚至（）（）vxc sLdxc s2xIQ =CIpKKsL，（