范文一：液压控制系统

在其中输入量与输出量之间自动而连续地保持一定的符合一致的关系，并且用这两个量之差来控制能源的输出。

液压伺服控制系统的组成

输入元件：也称指令元件，它给出输入信号(指令信号) 加于系统的输入端，是机械的、电气的、气动的等。如靠模、指令电位器或计算机等。

反馈测量元件： 测量系统的输出并转换为反馈信号。这类元件也是多种形式的。各种传感器常作为反馈测量元件。

比较元件： 将反馈信号与输入信号进行比较，给出偏差信号。

放大转换元件： 将偏差信号故大、转换成液压信号(流量或压力) 。如伺服放大器、机液伺服阀、电液伺服阀、电液比例阀等。

执行元件： 产生调节动作加于控制对象上，实现调节任务。如液压缸与液压马达等。 控制对象： 被控制的机器设备或物体，即负载。

其它：各种校正装置，以及不包含在控制回路内的液压能源装置。

液压伺服控制的分类 P4-5 液压伺服控制系统的优缺点 P5-6

P9

液压放大元件能将输入位移(机械量) 转换并放大为具有一定压力的液体流量。

流量与压力的乘积即功率，因此也可以说液压放大元件所输出的就是具有一定功率的液压信号。

液压放大元件也是控制液体流量的大小及方向的控制元件，通常称为(液压) 阀，如：滑阀、挡板阀等。

机械功率FV 液压功率pQ

小 大

零开口四边阀的压力-流量特性方程 P15

零开口四边阀的阀系数 P16

三通阀、四边阀静特性比较

1、液压放大元件的流量增益Kq 与半桥的节流边有关：

零开口阀是正开口阀的一半；

带固定节流孔时，Kq 是正开口阀的一半。

2、液压放大元件的压力流量系数Kc 与半桥、全桥有关：

半桥正开口三通阀是全桥正开口四通阀的2倍；

半桥零开口三通阀是全桥零开口四通阀2倍；

带2个固定节流孔的全桥与正开口四通阀全桥相等；

带1个固定节流孔的半桥与正开口三通阀半桥相等；

3、零开口的压力流量系数远小于正开口阀，

零开口的压力增益远在于正开口阀。

零开口的因“内泄漏”引起的误差将远小于正开口阀。

滑阀的力特性 p22

滑阀的输出功率及效率

第3章 液压动力元件

液压动力元件(或称液压动力机构) 是由液压放大元件(液压控制元件) 和液压执行元件组成。有四种基本型式的液压动力元件：阀控液压缸、阀控液压马达、泵控液压缸、泵控液压马达。 基本方程 P40-43

通过比较可以看出：三通阀控制液压缸和四通阀控制液压缸的传递函数形式是一样的，液压固有频率和阻尼比不同，前者的液压固有频率是后者的

尼比也是后者的 ，在不考虑Bp 的影响时，阻。所以，在其它参数相同时，四通阀控制液压缸比三通阀控制液压缸的动态响应好的多

第4章 机液伺服系统

由机械反馈装置和液压动力元件所组成的反馈控制系统称为机械液压伺服系统。机液伺服系统主要用来进行位置控制，也可以用来控制其它物理量，如原动机的转速控制等。

由液压放大元件和液压执行元件所组发的液压动力元件，实际上就是一个开环控制系统。 如果将液压执行元件的输出位移量与指令信号相比较后的误差信号再控制液庄放大元件，就是闭环位置控制系统。

也就是说，在开环控制的基础上，通过负反馈装置—即比较元件+测量反馈元件就可以构成闭环液压控制系统。

如果比较反馈元件由机械元件充当，则称为“机液伺服系统”，以区别于电反馈系统。 提高综合谐振频率和综合阻尼比的方法

1. 提高综合谐振频率的途径

(1)提高结构谐振频率ωs

(2)增大执行元件到负载的传动比

2. 提高综合阻尼比的途径

(1)综合阻尼比主要由阀提供，可采用增大Kce 的办法提高ζn

(2)在液压缸两缸之间连接一个机-液瞬态压力反馈网络，或采用压力反馈或动压伺服阀 比较元件要求：

1）与指令元件相连；2）与被控对象相连；3）与放大元件相连。

机液伺服系统工作可靠。但是，如果设计时各参数选择不好，装配时就不易调整。另外，机械元件有惯性，时间常数较大；机械运动件间总有间隙、摩擦，工作久了总有磨损，这些都会降低系统的精度。

稳态误差 ：

稳态误差与放大元件的输出流量有关，与放大元件在稳态时的输入量 xv 成正比。

1）负载误差与负载FL 成正比, 与压力增益KP 成反比(与总压力流量系数KCe 成正比) ；

2）速度误差与给定速度V 成正比，与速度增益Kv 成反比。

因此 ：

1） 要想办法提高压力增益KP ，减小阀的零位泄漏；

2） 要想办法在保证稳定的前提下，提高速度增益Kv 。

稳定性 ：

系统稳定性与开环增益Kv 有关，与固有频率ωh 有关，与阻尼系数ζh 有关。

1）油缸的等效容积越小，液压弹簧刚度越大，固有频率ωh 越高，稳定性越好；

2）开环增益Kv 越小，总压力流量系数KCe 越小，稳定性越好；但 这与控制精度相矛盾。 因此 ：

1） 采用零开口阀以减小压力流量系数KCe ，提高压力增益KP ，从而保证控制精度；

2） 要想办法减小油缸的等效容积，提高固有频率ωh ，保证稳定性 。

第5章 电液伺服阀

电液控制阀：电液伺服阀、电液比例阀和电液数字阀

接口：系统中电气控制部分与液压执行部分间的接口

放大元件：又是实现用小信号控制大功率的放大元件。

分类：电液流量控制、电液压力控制。

特点：电液伺服阀控制精度高、响应速度快，是一种高性能的电液控制元件，在液压伺服系统中得到了广泛的应用。

一、电液伺服阀的组成

电液伺服阀通常由电气－机械转换器、液压放大器、检测反馈机构(或平衡机构) 三部分组成。

二、电液伺服阀的分类

按液压放大级数分为：

单级伺服阀：此类阀结构简单、价格低廉，但由于力矩马达或力马达输出力矩或力小、定位刚度低，使阀的输出流量有限，对负裁动态变化敏感，阀的稳定性在很大程度上取决于负载动态，容易产生不稳定状态。只适用于低压、小流量和负载动态变化不大的场合。 两级伺服阀：此类阀克服了单级伺服阀缺点，是最常用的型式。

三级伺服阀：由一个两级伺服阀作前置级控制第三级功率滑阀．功率级滑阀阀芯位移通过电气反馈形成闭环控制，实现功率级滑阀阀芯的定位。三级伺服阀通常只用在大流量的场合。 按第一级阀的结构形式分类：

滑阀、单喷嘴挡板阀、双喷嘴挡板阀 射流管阀和偏转板射流阀。

按反馈形式分类：

可分为滑阀位置反馈、负载流量反馈和负载压力反馈三种。

按力矩马达是否浸泡在油中分类：

湿式：可使力矩马达受到油液的冷却，但油液中存在的铁污物使力短马达持性变坏； 干式：则可使力矩马达不受油液污染的影响，目前的伺服阀都采用干式的。

电气—机械转换器：利用电磁原理工作的。它由永久磁铁或激磁线圈产生极化磁场。电气控制信号通过控制线圈产生控制磁场，两个磁场之间相互作用产生与控制信号成比例并能反应控制信号极性的力或力矩，从而使其运动部分产生直线位移或角位移的机械运动，因而也称为力矩马达。

一、力矩马达的分类及要求

分类：

1) 根据可动件运动：直线位移式和角位移式（力马达、力矩马达）。

2) 按可动件结构：动铁式和动圈式（可动件是衔铁、、控制线圈）。

3) 按极化磁场：非激磁式、固定电流激磁和永磁式三种。

要求：

作为阀的驱动装置，对它提出以下要求：

1) 能够产生足够的输出力和行程，要求体积小、重量轻。

2) 动态性能好、响应速度快。

3) 直线件好、死区小、灵敏度高和磁滞小。

4) 在某些使用情况下，还要求它抗振、抗冲击、不受环境温度和压力等影响。

四、动铁式力矩马达与动圈式力矩马达的比较P87

第5章 电液伺服阀

电液伺服阀的组成与分类P81-82

力矩马达P83

动铁式力矩马达与动圈式力矩马达的比较P87

第6章 电液伺服系统

压力反馈和动压反馈校正

采用压力反馈和动压反馈校正的目的是提高系统的阻尼。负载压力随系统的动态而变化。当系统振动加剧时，负载压力也增大。如果将负载压力加以反馈，使输入系统的流量减少，则系统的振动将减弱。起到了增加系统阻尼的作用。可以来用压力反馈伺服阀或功压反馈伺服阀实现压力反馈和动压反馈。也可以采用液压机械网络或电反馈实现压力反馈或动压反馈

压力反馈不改变开环增益Kv 和液压固有频率ωh ，但增加了阻尼比。压力反馈校正是通过增加系统的总流量—压力系数来提高阻尼的，但降低了系统的静刚度。

动压反馈校正可以提高系统的阻尼，而又不降低系统的静刚度。将压力传感器的放大器换成微分放大器，就可以构成动压反馈。

泵控马达速度控制系统P131

电液力控制系统 P134

设计要求：机组的最大卷曲速度 v=5m/s;最大刚卷质量 m1=15000kg;卷曲机移动部分质量 m2=20000kg;卷曲误差 E<=±（1~2）mm; 移动距离="" l="150mm;导轨摩擦系数" mu="0.05;" 根据同类机组确定系统的性能指标为：系统误差=""><=±2mm; 系统频宽="" f(-3db)="">=20rad/s; 最大工作速度 vm=2.2×10-2m/s;最大加速度 am=0.47m/s2;

方案选择：采用电液伺服阀、液压缸、放大器、光电检测元件组成系统。

最大负载力为：32900N ；速度：0.022m/s

最大负载

范文二：液压控制系统

液压控制系统

一、对换挡控制系统的基本要求： 1、保证最佳换挡规律；（提高经济性）。

2、换挡过程平稳、无冲击和振动（提高舒适性，延长零部件使用寿命） 3、换挡动作准确，及时（安全性） 4、驾驶员可以干预换挡； 5、操纵系统工作可靠，简易。

二、换挡控制系统的基本组成： 1、供油和调压部分 供油：油泵

调压阀：节气门阀，初、次级调压阀，调压电磁阀 油泵应根据车速、负荷、挡位等信息进行自动调节。 2、控制参数信号转换部分

换挡三个主要信息 发动机负荷——节气门阀

车速——调速阀或车速调压电磁阀 档位——手动阀 3、换挡控制器

AT ：1-2档，2-3档，3-4档换档阀和倒档阀 EAT ：1-2档，2-3档，3-4档换档控制电磁阀 4、换挡控制执行器 B 、C

5、换档品质控制部分 节流孔（阀），蓄压器，调压电磁阀等

上述所有阀除执行器（安装在机械变速器上），调速阀（安装在输出轴上）和蓄压器（安装在波箱壳体上）。其他所有阀都安装在液压控制器板上。 液压控制板由上阀体，下阀体，隔板及纸垫组成

三、液压控制板的基本组成

液压板主要由上阀体、下阀体、隔板和纸垫四部分组成。上、下阀体内有各种阀，主要包括节气门阀、止回阀、手动阀、换挡阀、初级调压器、次级调压器和电磁阀等。一个阀主要由柱销、弹簧、垫片、锁片等组成。纸垫的作用是增加密封性。

四、液压控制基础知识

力F2的方向向面积大的一方。 当F1=F2+F3时, 阀静止； 当F1〉F2+F3时, 向右移动； 当F1〈F2+F3时, 向左移动。

当阀移动前后，油路可以发生变化。

上图油路B 和C 不相通，而下图B 和C 油路相通。

五、压力调节及控制

常见的供油液压包括 主油压——最终到B 、

C

换档控制油压 换档品质控制油压 润滑、冷却油压 液力变扭器补偿油压

主要压力控制阀包括：节气门阀，初级调压阀（主油路压力调节阀） 次级调节阀（润滑、冷却、液力变扭器油压补偿），调速阀，调压电磁阀等

1、节气门阀

节气门阀和降档柱塞安装在同一阀孔中，节气门阀上下两端都有弹簧，降压柱塞的下端有一滚轮，滚轮与节气门阀凸轮接触，凸轮通过一钢丝拉线（油门拉索）与节气门相连。因此，节气门阀和降档柱塞的动作与油门踏板的开度相对应。

节气门阀的作用：负荷信号——油压信号—— 初级调压阀——主油压 次级调压阀——润滑，冷却 1-2档，2-3档，3-4档 使主油压，润滑、冷却油压以及各换档阀的动作都与发动机的负荷大小相关。

降挡柱塞的作用：当油门升度到约86%时，实现强制降挡（从高档位降到低档位）以提高驱动轮的扭矩。 当驾驶员踩油门时，降挡柱塞通过机械传动往上移动，使弹簧压缩，弹力增大，驱使节气门阀也上移。使来自油泵的油压变大，输出油压升高。 输出油压

1、初、次级调压器进一步调节，油压也随之上升，以提高主油压和润滑、冷却油压（负荷增加，扭矩变大，使B 、C 油压上升，不会让摩擦片打滑）

2、至换档阀油压上升，使换档阀向降档方向移动，实现降档增扭，以满足汽车行使的要求 3、止回阀 止回阀有三个油路，一个来自调速阀（上端），中间是进油孔，下端来自手动阀，当P 、N 、R 档时有油压，作用的结果是，车速上升，油压下降。（车速上升，扭矩减少），可以减少发动机动力的消耗。

当手动阀在P 、N 、R 档时，油压较高，保证汽车起步或倒车时（此时车轮需要大扭矩）摩擦片不打滑。

在检修过程中，阀体内不能随便加减垫片，否则会改变油压，严格意义上讲，同时要用专门的设备检查弹簧的长度和弹性

油门拉索的松紧程度调节不正常也会影响油压、油门过松、油压偏低、易升档，反之、油门拉索过紧、油压偏高、升档困难。

正确的调整方法：油门踏板踩到底，钢索上的铅块与油门外端口的间距约为1mm ，如果次间隙过小，油门过松，间隙过大，油门过紧，调整好后要上紧调整螺母。

2、初级调压阀 作用：根据发动机的转速和节气门的开度自动调节整个液压控制系统的油压，并保证让各系统的油压稳定。

当油泵不工作时，在弹簧的作用下调节阀处于上端的位置，当油泵工作时，

有一路油经量孔

进入调节阀的上端，产生一个向下的力，通过调节泄油口的面积，达到调节系统油压的作用。

此外，当节气门开度较大时，节气门阀的输出压力增大、而车速上升。在止回阀的作用下，节气门阀的输出压力降低 此外根据节气门阀的输出压力可以达到调节系统油压的作用，以满足起床的负荷，车速变化调节油压的要求

3、次级调压阀

作用：根据节气门的开度，自动调节液力变扭器、润滑、冷却油路的油压。

当发动机转速很低或油门开度很小时，在弹簧的作用下，把通向冷却装置的油路切断，当负载、转速提高时再把油路打开。

当发动机停止运转时，液力变矩器单向阀把液力变扭器的油路关闭，使油不能外流，以免影响下次开车时转矩的输出

冷却器安全阀，实际上是一个泄压阀，当流到冷却器的油压偏高时，旁通阀打开以保护油冷却装置。 4、调压阀

调压阀安装在自动波的动力输出轴上，利用钢球的离心力调节油压、将车速参数转换为相对应的油压输出、该油压将作用在换挡阀上。

范文三：液压控制系统

机械与电子工程学院

课程设计报告

课 程 名 称 自动控制原理课程设计 设 计 题 目 液位控制系统设计 所学专业名称 自动化 班 级 自动化122班 学 号 2012211208 学 生 姓 名 刘 庆 伟 指 导 教 师 王 祥 傲

2014年12月 22日

机电学院自动控制原理课程设计

任 务 书

设计名称： 液位控制系统设计

学生姓名： 刘庆伟 指导教师： 起止时间：自 2014 年 12 月 21 日起 至 2014 年 12 月 28 日止

一、课程设计目的

1) 增强对自动控制原理的了解与掌握; 2) 学习相关软件的使用方法;

3) 熟悉液位自动控制系统的应用方法； 4) 熟悉对系统的时域分析和频域分析方法； 5) 具备简单自动控制系统的设计能力。 二、课程设计任务和基本要求 设计任务：

1) 设计好完整的设计方案。 2) 对液位控制系统进行简要分析。

3) 在MATLAB 仿真软件中绘制出完整仿真图。并且尽可能地使整个仿真页面简洁、整齐、一目了然。

4) 对设计的液位控制系统分析系统时域性能和频域性能。

5）运用根轨迹法或频率法校正系统，使之满足给定性能指标要求。完成课程设计应达到的目的. 基本要求：

1) 有明确的设计方案使操作简便易行；

2) 查阅相关资料，分析系统的工作原理，指出被控对象、被控量和给定量，画出系统方框图。

3) 分析系统每个环节的输入输出关系，代入相关参数求取系统传递函数。 4) 分析系统时域性能和频域性能。

5) 运用根轨迹法或频率法校正系统，使之满足给定性能指标要求。（已知条件和性能要求自拟）

8) 在仿真软件中进行调试检测完成课程任务；

9) 按规定格式写出课程设计报告书，字数要求3000字以上。

机电学院数模电课程设计

指导老师评价表

目录

摘要与关键字 .................................................................................................. 1 引言 .................................................................................................................. 2 第一章 液位控制系统的原理 . ...................................................................................................... 3

1.1自动控制系统的组成 .............................................................................................................. 3

第二章 控制系统元件的选择 . ...................................................................................................... 4

2.1实验原理图如下 ......................................................................................................................... 4 2.2系统的理方块图如图2-2 ..................................................................................................... 4 2.3画出系统动态结构图，如图2-3 所示 . ....................................................................... 5

第三章 控制系统的参数确定 . ...................................................................................................... 6

3.1系统动态结构图中各环节传递函数的解释............................................................... 6 3.2将该系统化简为如图4所示 .............................................................................................. 6

第四章 控制系统的仿真结果 . ...................................................................................................... 8

4.1、运用Matlab 运行仿真 ...................................................................................................... 8

4.1.1 时域分析单位阶跃响应 ...................................................................................................... 8

4.2运用simulink 运行仿真 ...................................................................................................... 9

4.2.1根据系统的动态结构图，如下图 ..................................................................................... 9 4.2.2实验结果仿真如下图 .......................................................................................................... 10 4.2.3 simulink仿真分析 ............................................................................................................ 10

第五章 设计总结 ..................................................................................................................................11 参考文献 ..................................................................................................................................................... 12

摘要与关键字

摘要：在社会经济飞速发展的今天，水在人们生活和生产中起着越来越重要的作用。在工业生产以及日常生活应用中，常常会需要对容器中的液位进行自动控制。比如自动控制水箱、水池、水槽、锅炉等容器中的蓄水量，生活中抽水马桶的自动补水控制、自动电热水器、电开水机的自动进水控制等, 所以水箱液位控制系统在生活成为了必不可少的东西。设计一个合理的水箱液位控制系统对生活的意义重大，一个完整的水箱液位控制系统主要由水箱、电动机、进水阀门、浮子连杆等配件构成：操作简便，可靠性好，运行成本低，可扩展行强等特点，本文对给定的水箱液位控制系统进行分析，画出结构框图，描述每一个元件的函数，并写出每个元件的传递函数，用Matlab/Simulink对系统进行仿真，并分析结果。 关键字：水箱，液位控制系统，电动机，建模，传递函数。

引言

引言：在社会经济飞速发展的今天，水在人们生活和生产中起着越来越重要的作用。一旦断了水，轻则给人民生活带来极大的不便，重则可能造成严重的生产事故及损失。因此给水工程往往成为高层建筑或工矿企业中最重要的基础设施之一。任何时候都能提供足够的水量、平稳的水压、合格的水质对给水系统提出的基本要求。就目前而言，多数工业、生活供水系统都采用水塔、顶层水箱等作为基本蓄水设备，由一级或二级水泵从地下市政水管不给。因此，如何建立一个可靠安全、又易于维护给水系统的正常运作。

在工业生产以及日常生活应用中，常常会需要对容器中的液位进行自动控制。比如自动控制水箱、水池、水槽、锅炉等容器中的蓄水量，生活中抽水马桶的自动补水控制、自动电热水器、电开水机的自动进水控制等。特别是在实际操作系统中，稳定、可靠是控制系统的基本要求。因此如何设计一个精度高、稳定性好的水位控制系统就显得日益重要。

水箱液位控制系统式进行控制理论与控制工程教学、实验和研究的平台，可以方便地构成一阶系统对象和二阶系统对象。用户可通过经典的PID 控制器设计与调试，进行智能控制教学实验与研究。各种控制器的控制效果过水位的变化直接地反映出来，同时通过液位传感器对水位的精确检测，方便地获得瞬态响应指标，准确评估控制性能。

这种系统不仅适用于农业和生活用水的控制，也适用于工业上的液位控制和马桶的给水控制。

1.1自动控制系统的组成

（1）自动控制系统由控制对象和制动控制设备组成。即由控制对象、传感器、控制器和执行器所组成的闭

环控制系统。

（2）所谓的控制对象是指所需控制的机器、设备、或生产过程。

（3）被控参数是所需控制和调节的物理量或状态参数化，即控制对象的输出信号，如锅炉温度、水箱水位

等。

（4）被控参数的预定值（理想值）称为给定值（设定值）。给定值与被控参数的测量值之差成为偏差。 （5）扰动是指除给定输入之外，对系统的输出有影响的信号的总称。

（6）传感器是指把被控参数成比例地转变为其他物理量信号的原件或仪表，如热电阻，热电偶等，如果传

感器所发出的信号与后面控制所要求的信号不一致时，则需要增加一个变送器，将传感器的输出信号转换成后面所要求的信号。

（7）控制器是指将传感器送来的信号与给定值进行比较，根据比较结果的偏差大小，按照预定的控制规律

输出控制信号的原件或仪表。

（8）执行器是动力部件，它根据控制器送来的控制信号大小改变调节阀的开度，对控制对象施加控制作用，

使被控对象保持在给定值。[2]

2.1实验原理图如下：

图2-1 水箱液位控制系统的原理图

水箱液位控制系统如图2-1 所示。该体统的任务是使液面高度保持在一个设定的值上。水箱是被控对象，水箱液位是被控量，电位器设定的电压u （表示液位的希望值y ）是给定量，出水量为干扰量。

系统的工作说明：当电位器电刷位于中间位置时（对应给定电压u ）时，即水位处在希望的高度，同时出水量等于进水量，此时电动机不动，系统处在平衡状态。若流水量或出水量发生变化，当液面升高时浮子位置也相应升高，通过杠杆作用使电位器电刷从中间位置下移，产生电位差，通过放大器放大，给电动机一个控制电压，驱动电动机通过减速器减小进水阀门开度，使进入水箱的液体流量减少。这时，液面下降，浮子位置相应下降，直到电位器电刷回到中间位置，系统重新恢复平衡。反之，液位下降，系统会增大进水阀门开度，加大进水量使液位升高到希望高度。

2.2系统的理方块图如图2-2.

图2-2 液位控制系统设计方块图

2.3现在将图2-2中每个环节用s 域的传递函数表示，画出系统动态结构图，如图2-3 所示。

图2-3 液位控制系统设计动态结构图

第三章 控制系统的参数确定

3.1系统动态结构图中各环节传递函数的解释：

(1) K1是设定电位与反馈信号比较后输出的误差信号经放大器后增益的倍数。 (2) G1是电动机的传递函数G 1=的或电机轴转角的传递函数。

K 2

， 该公式是参考了网上的相关信息，它是输入电压与电机转速

s Ts +1(3) K 3是进水阀门的传递系数，电机转动实现了阀门的开度调节，进而控制录的入水量，电动机转速与入水量可以简化为一个K 3 。

(4) G2是入水量与水箱液位的传递函数G 2=

R RCs +1

，如果水箱没有出水口，则G 2=

这个传递函数时，是将水箱整个模型等效为一个RC 网络电路。C 称为水容，意义为水箱的底面积。R 称为水阻，意义是产生单位流量变化需要的液位差。 (5) K4是液位通过浮子反映在电位上的传递参数。

1

，在建立G 2Cs

3.2将该系统化简为如图4所示：

其中G 为系统的传递函数。 G (s ) =

分母为特征多项式： D (s ) 系统稳定性的判断： 列出劳斯表：

s CRT 1

3

K 1K 2K 3K 4

CRTs 3+(CR +T ) s 2+s +K 1K 2K 3K 4

=CRTs 3+(CR +T ) s 2+s +K 1K 2K 3K 4

s CR +T K 1K 2K 3K 4 s -

01

2

K 1K 2K 3K 4CRT -CR -T

CR +T

s K 1K 2K 3K 4 此时可以对系统的稳定性进行判断：

K 1K 2K 3K 4CRT -CR -T

>0 时系统稳定。

CR +T

K 1K 2K 3K 4CRT -CR -T 当-<>

CR +T

当-

例如，选一组参数，对系统进行仿真。

设K 1=K2=K3=K4=1，C=R=T=1时，则该系数是满足稳定条件的。传递函数为

G (s )

=

1

s 3+2s 2+s +1/2[5]

第四章 控制系统的仿真结果

4.1、运用Matlab 运行仿真 4.1.1 时域分析单位阶跃响应

（1）程序代码如下： num=[1];

den=[1 2 1 0.5]; t=0:0.1:60; y1=step(num,den,t); plot(t,y1); （2）仿真结果如下图所示:

图4-1 液位控制系统设计MA TLAB 仿真图

(3)单位阶跃结果分析:得到系统的阶跃相应如图4-1所示。系统虽然是稳定的，在确定参数的时候要特别注意，否则仿真的波形将不稳定，从而导致超调量和调节时间都比较大。由此可以知道系统各控制元件的选择是非常重要的。

4.2运用simulink 运行仿真

4.2.1根据系统的动态结构图，如下图:

图4-2-1 液位系统设计simulink 动态结构图

4.2.2实验结果仿真如下图：

图4-2-2 液位控制系统设计simulink 实验仿真图

4.2.3 simulink仿真分析

在图中有输入信号也有干扰信号。输入信号是初始时间为0，高度为5的阶跃信号。干扰信号为初始时间为5，高度为2的阶跃信号。用示波器观察图形。在尝试了几组值后，最终确定使用图中的参数( K 1= K 3=K4=1，C=R=1，,K 2=3 ，T=0.01)。得到输出波形如图（7）所示。

由matlab 仿真方法和simulingk 仿真的结果存在一些差距，但是曲线最终都趋于稳定，说明此设计方案可靠性好，精度高。在生活中得到广泛的应用，随着科技的进步，对系统相关设备进行改进，可以提高系统的性能和稳定性。

第五章 设计总结：

在学习了matlab 之后，有了一定的基础，可以完成一些简单的设计，就本设计而言，要对系统进行分析首先要建立正确的系统框图，再系统的将每一个环节对应的传递函数找到。通过查找相关书籍，以及一些毕业论文和学术论文，对设计此实验提供了很大的帮助，也正因为有了这些东西，才使得我顺利的完成了该设计。

建立正确的系统框图，这是一个建模的过程，接着就是参数的选择和确定，这个是个让我复杂的过程，也是很重要的环节。在学习了自动控制原理之后，对参数的理解也变得相对容易了，在设计过程中要求满足“稳定性、快速性、准确性”，而对于它的实际工程中的意义并不了解。所以在仿真的时候有些参数我不得不用试根的方法来确定参数。完成该实验设计，发现了自己还有很多的不足，有很多地方都没有弄懂，特别是在参数的确定上出现的问题最多，所以在以后的学习中有必要加强这方面的学习才能，不断进步，提高自己。

参考文献：

【1】自动控制原理第五版同步辅导及习题全解，中国矿业大学出版社2006年8月 【2】胡寿松. 自动控制原理. 科学出版社,2007年10月

【3】宋志安. 基于MATLAB 的液压伺服控制系统分析与设计. 国防工业出版社2007年2月 【4】刘叔军.MATLAB 控制系统应用于实例. 清华大学出版社2008年5月

【5】瞿亮基于MATLAB 的控制系统计算机仿真. 清华大学出版社、北京交通大学出版社2006年1月 【6】刘金琨. 先进PID 控制MATLAB 仿真. 电子工业大学出版社2005年8月

范文四：液压控制系统

第一章 液压伺服系统概述

§1.1 液压伺服系统的发展概述及应用

1. 液压伺服系统是控制领域中的一个重要组成部分。 它是在液压传动和自动控制技术基础 上发展起来的一门较新的科学技术,目前已知在各个领域中得到了广泛的应用。

2.电液伺服系统的出现,使液压伺服系统的应用更为广泛。在电液伺服系统中,

电液伺服阀是一个电、 液转换的关键元件。 它可以利用小功率的电信号控制大功率的液压动 力。所以,就能将电子技术和液压技术的特点结合在一起。因而,在高精度、大功率的控制 领域中占有独特的优势。

3. 冶金工业中, 工作机械和设备都很庞大, 因此, 要求传输和控制的功率也很可观。 所以, 冶金工业会成为液压伺服系统的最大的用户之一。

4.例如

目前,高速线材轧钢机上,电液伺服系统已取代了传统的电动-机械的轧辊压下控制系统。 在各种高速管材生产线上, 为了得到高质量的产品, 液压伺服系统已成为生产设备中不可缺 少的部分。

§1. 2液压伺服系统的组成及工作原理

液压伺服系统(液压随动系统) :就是在这个系统中,输出量(如位移、速度、力等)能自

动地、快速而准确地跟随输入量(相 应物理量的期望值或给定值) 而变化, 与此同时, 输出功率被大幅度地放大。 一、工作原理

1、图1-1所示为操纵管道1中阀板

2转角 的液压传动装置:

1) 、作用:利用这种普通的液压传动 装置,阀板转角 就可随操纵者的期 望任意变化或保持不变。

2) 、工作过程:

首先在操作者脑中有一个期望的阀板 转角 r (给定值) ,他必须观察阀板 转角的实际值

(实际值对人的反

馈) 。然后判断如何操作手动换向阀 5,以使阀板转角的实际值和给定值无偏差为止。 当阀板在外力干扰作用下再出现偏差时,上述操作过程仍需进行。

事实上, 这个由人操作的液压传动装置, 如果将人的作用考虑进去, 阀板的实际转角 ?也就 能跟随人的脑中的阀板转角给定值 ?r 而变化。因此

3) 、结论:事实上,这个由人操作的液压传动装置,如果将人的作用考虑进去,阀板的实 际转角 也就跟随人的脑中的阀板转角 r 而变化。因此,在一定意义上,图 1-1所示的 液压传动装置,是一个包括了液压伺服系统功能的控制系统。

2、图 1-2所示为阀板转角操纵的机液伺服系统

1) 、功能:利用这个 装置,只要由操作员 向系统输入给定值, 阀板转角就能自动地 跟随给定值,这个调 节 过 程 无 需 人 的 参 与。

2) 、工作过程:由操作轮放入给定值 后,液压伺服阀(不 同于只有开、关功能 的换向阀,该阀是处 在阀开口量可连续变 化的工作状态)中出现某一开口量 xv ,因而压力油进入液压缸上腔,使活塞位移 xp ,通过 齿轮、齿条带动阀板转角 。

在此动作的同时,通过反馈杠杆,液压伺服阀的开口量又回复到零。所以, 阀板的转角 与 给定值 xi 是一一对应的。反馈杠杆具有位移输出负反馈及与输入信号相比较的功能。 当给定值 xi 变化时,转角 也跟随变化;当给定值 xi 不变时,而阀板受外力作用,转角 偏离对应值时,伺服阀重新出现阀开口,将 角纠回到对应值为止。

3) 、结论 : 在该伺服系统中,采用了反馈杠杆和机械力直接推动的液压伺服阀,以完成 自动控制过程,所以该系统为机液伺服系统。

3、图 1-3为阀板转角操纵的电液伺服系统

1) 、 功能:利用这个装置, 只要由操作员向系统输 入给定值,阀板转角就 能自动地跟随给定值, 这个调节过程无需人的 参与。

2) 、工作过程

向给定电位器输入指令 xi (给定值)后,给定电 位器与反馈电位器所组 成的电桥失去平衡而产 生电压差 u ,经放大器 放大后推动电液伺服阀 的阀芯,出现开口量 xv ,压力油进入液压缸的上腔,通过齿轮、齿条推动阀板转 角,同 时带动反馈电位器,直到电桥达到平衡为止。

阀板转角 与给定值 xi 是一一对应的。 电桥具有位移输出负反馈及与输入信号相比较的功 能。 此电液伺服系统同样具有输出转角 跟踪输入信号 xi 及消除外力干扰而引起输出偏离 的功能。

3) 、结论

在该伺服系统中,采用了电液伺服阀(由电磁力推动阀芯运动的液压伺服阀) ,电桥 和放大器等电器元件,故称为电液伺服系统。

4、图 1-6为方钢坯连铸机工作示意图

1) 、工作过程

方钢坯从弧形辊道进入水平辊道后需要用校直辊组加力F进行校直, 并用剪切机切断。 为了 使校直力F能够跟随计算机给定的校直量,可采用力控制电液伺服系统。其方块图如下:

为了使剪切机的水平运动在剪切过程中能与铸坯同步, 可采用速度控制电液伺服系统。 其方

速度传感器通过压紧轮,感受钢坯的实际水平移动速度 v r作为系统的速度给定。剪切机水 平移动速度 vc 由速度传感器感受。

当 v r与 vc 出现偏差时,电液伺服系统对剪切机的移动速度进行调整,以保证钢坯在剪切 过程中与剪切机同步,因而不受阻力或推力。

结论:采用合理的液压伺服系统, 配以适当的执行元件及相应物理参数的传感元件, 可对任 何物理参数进行自动控制。

二、液压伺服系统的组成

输入元件:将给定值加于系统的输入端,该元件可以是机械的、电器的、液压的、气动的或 者是它们的组合形式的。

反馈测量元件:测量系统的输出量并转换成反馈信号。 这类元件也是多种形式的, 各种类型 的传感器常用作反馈测量元件。

比较元件:将反馈信号与输入信号比较,得出误差信号。

放大器及能量转换元件:将误差信号放大,并将各种形式的信号转换成大功率的液压能量。 电器伺服放大器及各种类型的机液、电器伺服阀均属于此类常用元件。

执行元件:将产生的调节动作加于控制对象上。

如:液压缸或液压马达等。

控制对象:具有待控物理量的各种各样生产设备。

液压伺服系统的组成

§1.3液压伺服系统的分类及其特点

一、液压伺服系统的分类

1、按系统中误差信号产生和传递的物质形式不同分类

机液伺服系统

电液伺服系统

气液伺服系统

2、按液压控制元件的形式分类

阀控伺服系统

泵控伺服系统

3、按不同的被控物理量分类

位置伺服系统

速度伺服系统

加速度伺服系统

力伺服系统

其它物理量伺服系统

二、液压伺服系统的特点

与其他类型的伺服系统比较

1、液压元件的功率重量比大、力矩惯量比(或力质量比)大。因此,可以组成体积小、重 量轻、加速度性能好的伺服系统,有利于控制大功率负载。

2、液压伺服系统的负载刚度大,因而系统控制精度高。

3、液压伺服系统响应快、频宽大,有利于控制速度大小和方向变化频繁的控制对象。

4、 液压伺服系统尤其是电液伺服系统, 为发展机电液一体化的高技术装置提供了广阔的前 景。 (即在小功率信号部分的数学运算、误差检测、放大及系统特性补偿采用电子装置或计 算机;在大功率传递和控制部分采用液压动力元件。 )

5、 液压伺服系统中特别是伺服阀的加工精度要求高, 对液压介质的清洁度要求也高, 价格 贵。

6、液压伺服元件在液压介质中具有自润滑性,可进行柔性传动,能量储存比较方便等。 第二章 伺服阀(液压放大元件)

一、伺服阀的概念

是液压伺服系统中的核心元件

是能量转换元件

是功率放大元件

其作用是将各种功率很小的输入信号转变成功率较大的液压输出量, 用以控制液压执行元件 的动作。

二、伺服阀的分类

1、按输入信号及转换器类型分类:电液伺服阀、气液伺服阀、机液伺服阀

2、按级数分类

单级伺服阀

双级伺服阀:常采用此阀, 它具有两级液压放大。 其中第一级称为前置级, 末级称为功率级。 三级伺服阀:当流量很大时,可采用此阀。

3、按前置级结构分类:滑阀式伺服阀、喷嘴挡板式伺服阀、射流管式伺服阀

注意:单级伺服阀和多级伺服阀的功率级, 通常采用滑阀式结构。 多级伺服阀的前置级可采 用滑阀式、喷嘴挡板式和射流管式三种结构。

4、按输出特性分类

流量控制阀、压力控制阀和压力-流量控制阀。

§2. 1滑阀式伺服阀

一、滑阀的结构形式及分类

1、按滑阀外接油路数目分为:

四通阀(图 2-1a 、 b 、 c)

三通阀 (图 2-1d)

四通阀和三通阀的特点:

四通阀和三通阀必须有与油源相联的通路和与回油箱相联的通路。

四通阀有两个通向负载的通路,三通阀有一个通向负载的通路。

三通阀只能与差动缸配合工作,而不能与液压马达配合工作。

2、按滑阀工作边(即起节流作用的棱边)数目分为:

单边滑阀

双边滑阀(图 2-1d)

四边滑阀(图 2-1a 、 b 、 c)

特点:

单边、双边和四边滑阀的控制作用是相同的。

单边式、 双边式只用以控制单杆的液压缸; 四边式可用来控制双杆的, 也可用来控制单杆的 液压缸。

工作边愈多,结构工艺性愈复杂;但控制质量好,系统的工作精度较高。

四边式控制用于精度和稳定性要求较高的系统(例如:电液伺服系统) 。

单边式、双边式控制用于一般精度的系统(例如:机液伺服系统) 。

滑阀式伺服阀装配精度较高、价格也较贵,对油液的污染较敏感。

3、按滑阀阀芯的台肩数目分为:

二台肩滑阀(图 2-1a) 三台肩滑阀(图 2-1b) 四台肩滑阀(图 2-1c)

1) 、二台肩滑阀:

结构最简单, 但阀芯轴向移动时导向性差, 阀芯台肩易落入阀套槽中。 由于阀芯两端 回油管道中阻力不同,使阀芯在轴向处于静不平衡状态。此阀采用液压或气动操纵有困难。 2) 、三台肩滑阀:

其阀芯两端的台肩既起控制液流的作用, 又起导向和密封作用。 因此, 三台肩的四通 滑阀得到了广泛应用。

3) 、四台肩滑阀:

阀芯由于两端的两个台肩,其导向性和密封性好,但结构最复杂。

4、按滑阀阀芯在中位时节流口的开口形式分为: 1) 、负开口(xs<0 ):阀芯上凸肩宽度大于阀体="">

阀口打开以前, 需向左或向右移动一小段距离才能打开, 阀芯左、 右移动的区间叫做阀的重 叠量。

这种阀在阀芯处于中间平衡位置时, 可以断开泵和执行元件的通道, 因此便于将执行元件停 止在一定

位置。它的缺点是死区大、灵敏度低。

2) 、零开口(xs =0) :阀芯上的凸肩和阀套上的 凹槽宽度相等。

零开口阀死区小,灵敏度高,零位泄漏小。但制造困难。 3) 、正开口( xs > 0 ) :阀芯上的凸肩宽度小于 阀套上的凹槽宽度。

在平衡位置处左右阀口都有油流通过并流向油箱,因而造 成功率损耗。所以开口量应做得一些。 此滑阀制造简单,且在压力一定时流量和阀芯 位移量近似线性关系,应用较多。 二、阀特性的线性化——阀系数

为了便于分析起见,首先建立负载流量 QL 和负载压力 pL 两个概念: 负载流量 QL :是指通向负载的流量。它可通过滑阀节流口的流量 Q 表示。

负载压力 pL :是指负载压差,即 pL=p1-p2, p1是负载进油腔压力, p2是负载回油腔压力。 1、线性化的负载流量方程 因为滑阀的控制流量:

Q=f (xv ,△ p ) (2-1) 式中:xv — 阀芯位移 △ p — 节流口的压降

又因为负载压力 pL 与滑阀节流口压降△ p 存在关系,所以(1)式可写成: Q L =f (xv , pL ) (2-2)

上式表明:控制滑阀的负载流量Q L 是阀芯位移 xv 和负载压力 pL 的函数, 该函数式是 非线性的。 利用这个方程对系统进行动态分析时, 需要求解非线性微分方程。 在用线性理论 对系统进行动态分析时,必须把此方程线性化,其方法是将方程式 (2)在特定的工作点(例如在Q L =Q L1 点附近)按泰劳级数展开:

由于将工作范围限制在工作点附近,则二阶以上的高阶导数可忽略,所以

称为线性化的负载流量方程 2、阀系数

根据(3)式,可得阀系数如下: 流量增益K q :

特点:对系统的稳定性有直接影响, 并且还与液压放大元件相连接所控制的执行机构的快速 性有关。

流量-压力系数K c :

“-”的意义:由于随着 pL Q L ,

所以在式中具有负号,保证K c 永远为正数。特点:直接影响阀控执行元件组合的阻尼比。 压力增益(压力灵敏度)K p :

特点:反应阀的刚度特性, 它表明阀控液压动力元件能以很小的误差起动大的摩擦负载的能。 关系:由(6)可知:

所以负载流量方程(3)式可写成: △Q L=Kq △ xv -Kc △ pL (2-8)

3、零位阀系数(Kq0、 Kc0、 Kp0) :在零位工作点附近的阀系数 1) 、原点 (零点、零位 ) :Xv=0 (pL=QL=xv=0) 2) 、零位阀系数的重要性

阀系数的数值是随阀的工作点变化而变化的, 而最重要的工作点是在原点, 因为阀经常在原 点附近工作。

在零位工作点的 Kq0最大,系统的增益最高, Kc0最小,系统的阻尼比最低。因此,从稳 定性的观点来看, 这一点最不利。 如果系统在这一点工作稳定, 那么在其它工作点必然都是 稳定的,所以在设计时,以零位阀系数为依据,这是考虑到最不利的情况,是偏于安全的。 三、滑阀的静特性

滑阀的静特性:是指在稳态情况下,阀的负载流量 QL ,负载压力 pL 和阀芯位移 xv 三者之 间的关系,主要指压力-流量特性。 1、零开口四边滑阀的静特性

1) 、理想零开口四边滑阀的压力-流量曲线

理想零开口四边滑阀:是指滑阀理想几何形状的控制窗口的棱边是绝对直角, 而没有倒 钝,并且在阀芯和阀套之间没有径向间隙。

当 xv>0 (阀芯向下移动 ) 时:

分析:当阀芯向下移动时,阀口1、3打开,阀口2、4关闭。伺服阀在进油、回油路 上各有一个节流开口,进油开口处压力从 ps 降到 p1,回油开口处从 p2降到 0。

当 xv<0 (阀芯向上移动="" )="">

如果用统一的一个式子表示阀芯正、 反方向位移 xv 时的负载流量, 可将 (2-13) 、 (2-16) 式 合并成一个关系式 .

理想四边滑阀的负载流量一般方程(理想零开口四边滑阀的压力-流量曲线一般方程)

。它

表示了 QL 、 xv 、 pL 三者之间的函数关系。

为使压力-流量曲线具有普遍性,将 (2-17)式变成无量纲形式。 设 xv= xvmax 和 pL= 0 时,其最大空载流量为:

用 (2-18) 式除 (2-17) ,得:

下面以 xv/xvmax为参变量,按 (2-19) 式绘制 QL /QLmax -pL /ps (理想零开口四边滑阀 的无量纲压力-流量曲线) 。

由曲线可知:

当阀在正常工作状态是按图中Ⅰ、Ⅲ象线曲线 只有在瞬态情况下,才会处于图中Ⅱ、Ⅳ象限曲线。

例:某理想零开口四边滑阀阀芯直径 d = 8×10-3 m全周开口, 阀芯最大位移 xvmax= 0.25 × 10-3 m ,油液密度 = 8.5 × 102 kg/ m 3 ,油源压力 ps =140 ×10 5N/m2。

试求阀芯最大行程时的空载流量QL0和当 pL =60 ×10 5N/m2时的负载流量QL 0 。

2 )、理想零开口四边滑阀的阀系数 根据

可求出理想零开口四边滑阀的阀系数。

按式 (2-23) 计算出 Kq0的与实际得出的零开口四边滑阀的零位流量增益比较一致, 而 Kc0和 Kp0的计算值与实际值相差很大。其原因是理想零开口四边滑阀没有考虑阀芯与阀套之 间的径向间隙,而实际零开口阀存在泄漏。因此,有必要研究阀的泄漏特性。 3) 、实际零开口滑阀的泄漏特性 — 用实验方法确定零位阀系数。

实际的和理想的零开口滑阀之间的差别就在于零位泄漏特性。 理想的阀可认为具有精 确的几何形状,因而没有泄漏。实际的阀则有径向间隙,因而存在泄漏。因此,阀在中位附 近的微小位移(|xv|<0.025mm)范围内,阀的泄漏特性决定了阀的性能。而在此范围以外, 理想的和实际的零开口滑阀的特性才吻合。="" 设图="" 2-5是实际零开口四边滑="" 阀,="" 假定它具有匹配和对称的控制窗口。="" 将阀="" 通向负载的通道关闭,因此负载流量="" ql="0。">

压力增益曲线:在给定供油压力 ps 不变的条 件下,改变阀芯位移 xv ,测得相应的负载压 力 pL 得到压力增益曲线。

由图可知:当阀芯有很小一个位移后, 负载压 力很快就升高到供油压力值 ps 。 这说明液压控

制阀的压力增益是很高的。在原点处,曲线的斜率就是 Kp0的实测值。 泄漏曲线 :在给定供油压力 ps 不变的条件下,改变阀芯 位移 xv ,测得相应的总供油量 Qs 。由于负载流量 QL=0, 所以此时的供油量 Qs 就等于泄漏量 Qc , 我们即可画出关 闭负载通道的泄漏曲线。

由图可知:

阀在零位(中间位置)时泄漏量最大 Qc 0

Qc (其原因是由于阀台肩 遮盖了阀的回油窗口)

该曲线主要用来度量阀在零位时的功率损耗

中位流量曲线(零位泄漏流量曲线) :是阀处于中间位置时,当供油压力 ps 变化时,测得流 经阀的总流量,这个流量称为中间位置流量 Qc0。

由图可知:

新阀和旧阀的中位流量曲线不相 同(其原因是新阀的泄漏间隙小, 液流是层流状态;对于旧阀,由于 节流棱边被磨损,泄漏面积增加, 液流接近于紊流状态。 )

该曲线的形状能表明阀的配合质 量,所以非常有用。

在选定压下的中位流量值可以用 来判定阀制造中的公差。

利用中位流量曲线可以确定实际零开口滑阀的零位流量-压力系数 Kc0。即特定供油压力 ps 所对应的中位流量曲线的斜率,可作为零位流量-压力系数 Kc0。

下面我们就来求实际零开口滑阀的零位流量-压力系数 Kc0:

因为中位流量 Qc0就是阀在零位时的供油量 Qs ,因此下面的等式成立:

4) 、实际零开口四边滑阀 Kc0和 Kp0的计算

新阀的实际零开口阀的零位泄漏量,可按径向间隙在层流状态下通过的流量来计算。 四边滑阀在中位时两个窗口(如图 2-5中 1和 2窗口)都有泄漏。若每个窗口的压降和泄 漏量分别为 ps/2和 Qs/2,则总的泄漏量为:

式 中 :rc — 阀 芯 和 阀 套 之 间 的 径 向 间 隙 μ — 动 力 粘 度 而

按上式计算的实际零开口四边滑阀的零位流量-压力系数 Kc0的近似值,比理想阀 的理论值 Kc0=0要准确得多。

实际零开口四边滑阀的零位压力增益 Kp0可用式 (2-36)除式 (2-23) 得到:

经验证明:上述计算值与实验值是比较一致的。

2、正开口四边滑阀的静 特性

1) 、正开口四边滑阀的压 力-流量曲线

正开口四边滑阀如图 所示:

当阀处于中间位置时,各节流口的预开口量均为U。由于阀是匹配对称的,当阀芯有位移 xv 时,各节流窗口的面积为:

A1 = (U+xv) = A3 (2-38) A2 = (U - xv) = A4 (2-39) 各节流窗口的流量是:

而 Q L =Q 1-Q 4=Q 3-Q2 (2-44) 将式 (2-40)和 (2-43)代入式 (2-44),则得:

正开口四边滑阀的压力-流量曲线方程

利用该方程,画出以 xv/U为参变量的正开口四边滑阀的压力-流量曲线,如下图所示。

由图可知:

与零开口四边滑阀的曲线相比, 正开口四边滑阀的曲线的线性度要好得多, 特别是在原点附 近,曲线近似直线。

曲线之间相互平行,且间隔均匀。

在正开口区域以外, 由于同一时间只有两个窗口起控制作用, 这时就和零开口四边滑阀的压 力-流量曲线形状相似。 2) 、正开口四边滑阀的零位阀系数

正开口四边滑阀的零位阀系数可通过对式 (2-45) 微分,并在 QL=pL=xv=0处求导数 值来确定得出:

结论:由式 (2-46)和 (2-23) 可以看出,正开口四边滑阀的零位流量增益 Kqo ,是零开 口四边滑阀的两倍,但这是以降低压力增益和增大泄漏量为代价的取得的。从式 (2-47)和 (2-48)看到, Kc0取决于阀的结构参数 ,而 Kpo 则与 无关。

3) 、正开口四边滑阀的中位流量

正开口四边滑阀的中位流量就是零位泄漏量,它给出了正开口四边阀在零位时的损 耗。

如图 2-10 所示,正开口四边滑阀在零位时, PL=xv=0,而 A1=A2= U ,则正开 口四边滑阀的中位流量位

3、双边滑阀的静特性

1) 、双边滑阀控制液压缸的工作原理

图 2-12为双边滑阀控制的液压缸的工作原理图。

滑阀在零位时,液压缸两腔的作用力相等,即 ps Ar = pc Ac , 活塞静止不动。

当阀芯向下移动 xv 时, 节流窗口 1开大, 节流窗口2关小, 控制压力 pc 增高 (其 pcmax= ps ), 此时活塞向下运动,活塞最大作用力为:F1= ps Ac- ps Ar 。

当阀芯向上移动 xv 时, 节流窗口 1关小, 节流窗口2开大, 控制压力 pc 减小 (其 pcmin= 0 ), 此时活塞向上运动,活塞最大作用力为:F2= ps Ar 。

一般希望液压缸双向运动时 , 最大输出力在两个方向上相等(F1=F2) ,即 psAc -psAr =psAr

则 Ac =2Ar (2-50) 上述关系应当设计成在稳态时控制压力 pc0=1/2 ps

(2-51)

这样的设计关系允许控制压力升高或下 降

的范围相等,否则流量增益呈非线性。 2) 、零开口双边滑阀的静特性

零开口双边滑阀的压力-流量曲零开口

双边滑阀即图 2-12( ) 中 U=0, 当阀芯移动时,只有一个控制节流窗口 1或 2起 作用。其压力— 流量方程为:

零开口双边滑阀的压力-流量曲线与零开口四边滑阀的压力-流量曲线相同。 (只是横坐标 要加以改变 , 使 pL/ps= -1改为 pc/ps=0, pL/ps= 0改为 pc/ps=0 .5,pL/ps= 1改为 pc/ps=0;同时要 使纵坐标乘以 1/ 2) 。 零开口双边滑阀的零位阀系数

零开口双边滑阀在零位工作点时, QL=xv=0和 pc=ps/2。在该点对式(2-53)求导,可得零 开口双边滑阀的零位阀系数为:

结论:

零开口双边滑阀的零位阀系数与零开口四边滑阀的零位阀系数在理论值上是一样的。 零位压力增益 Kp0的实际值只是四边滑阀的一半。

对双边滑阀来说,常值负载力和摩擦负载力在系统中所引起的稳态误差是四边滑阀的两倍。

由于双边滑阀的控制精度低,因而在很大程度上抵消了其制造简单的优点。 双边滑阀适用于机 -- 械伺服系统中。

实际零开口双边滑阀的泄漏量和零位阀系统可用类似实际零开口四边滑阀的分析方法来得 出。

3) 、正开口双边滑阀的静特性 正开口双边滑阀的压力 -流量曲线 根据图 2-12 ,可以写出

上述方程的曲线与正开口四边滑阀的压力 - 流量曲线相同。 只是坐标要加以改变:横坐标将 pL / ps = -1 改为 pc / ps = 0 ; pL / ps = 0,改为 pc / ps = 0.5 ; pL / ps = 1 , 改为 pc /ps = 1 ; 纵坐标要乘以 1/ 2

正开口双边滑阀的零位阀系数

正开口双边滑阀的零位阀系数可由式(2-58)得到:

结论:

正开口双边滑阀的零位流量增益 Kq0与正开口四边滑阀的流量增益相同

零位压力增益 Kp0比正开口四边滑阀的小一半。 正开口双边滑阀的中位流量

正开口双边滑阀的中位流量或零位泄漏量为:

四、滑阀的受力分析

滑阀在工作中受到的作用力有: 轴向作用力 1) 、惯性力 2) 、摩擦力 3) 、弹簧力 4) 、轴向液动力:稳态液动力和瞬态液动力 径向力(侧向力)

在结构设计合理的情况下,径向力很小,可忽略。 1、稳态液动力 Fs 大小 :

若取 cd=0.61,cv=0.98,cos =cos69°=0.358,则 (2-63)式可写成:

结论:

1). 稳态液动力的大小与滑阀面积梯度、阀口压力降和开口量成正比。 2). 若将 Kf 视为弹簧刚度,则稳态液动力的性质与弹簧力类似。 方向:总是指向阀口关闭的方向 实际阀的稳态液动力:

① . 径向间隙对稳态液动力的影响:实际的阀总是存在径向间隙的,因此在阀开口量很小 时,就要考虑到径向间隙的影响。此时,稳态液动力为:

式中:C r径向间隙

在这种情况下, cos 不是常数,而是随 xv /C r的变化而变化的,如图 2-13所示。

由图可知:

当 xv / C r = 0时, =21°。

当 xv / C r 较大时, ≈ 69°(接近理想情况 ) 。

② . 滑阀工作边圆角对稳态液动力的影响:

此影响很难用理论公式计算。图 2-14是稳态液动力 Fs 与阀开口量 xv 之间的实验曲 线(在阀口压降一定的情况下) 。

由图可知:

径向间隙和工作边圆角的存在都会使稳态液动力增大,特别是在小开口时影响更严重。 在零位附近的液动力刚度大约是理想滑阀的 1.6～ 2.0倍 稳态液动力与阀开度成非线性。

这种非线性可能引起输入信号与滑阀开度间的非线性。 1) 、零开口四边滑阀的稳态液动力

零开口四边滑阀在工作时,同时有两个串联窗口起作用,如图 2-5 所示。 当 xv>0(阀芯向下运动 ) 时,窗口 1和 3起作用,其每个窗口的压降为 : △ p = (ps-pL) / 2

根据式 (2-64) 零开口四边滑阀的稳态液动力为:

由上式可知,稳态液动力随负载压力 pL 的变化而变化,并且在空载时 (pL=0)达到最大值, 即

式中:K f0 = 0.43 ps

2) 、正开口四边滑阀的稳态液动力

正开口四边滑阀在工作时是四个节流窗口同时起作用,如图 2-10 所示。 根据式 (2-64) ,其稳态液动力为:

由上式可知,正开口四边滑阀的稳态液动力是零开口四边滑阀稳态液动力的两倍。 2、瞬态液动力 大小:

式中:L 阻尼长度 Bf 瞬态液动力阻尼系 数

方向:与阀腔内液流加速度方向相反

①、 正阻尼长度:若瞬态液动力方向与阀芯运动方向相反, 此 时的阻尼长度 L 为正,称为正阻尼长度。

② 、负阻尼长度:若瞬态液动力方向与阀芯运动方向相同, 此时的阻尼长度 L 为负,称为负阻尼长度。 1) 、零开口四边滑阀的瞬态液动力

在图 2-5 中, L1是负阻尼长度, L2是正阻尼长 度。根据式 (2-70) ,零开口四边滑阀的瞬态液动力为:

空载 (pL=0)时, Bf0=(L2-L1)Cd ps 结论:

当 L2 > L1时, Bf > 0是正阻尼。 当 L2 < l1时,="" bf=""><>

当 L2 < l1时,瞬态液动力与阀芯移动方向相同,从而可能使阀工作不稳定。为避免这种情="" 况,设计时通常取="" l2="" ≥="" l1。="" 2)="">

在图 2-10中 , L1是正阻尼长度, L2是负阻尼长度。根据式 (2-70) ,正开口四边 滑阀的瞬态液动力为:

3、滑阀运动时总的轴向力

滑阀运动时所受的总的轴向液动力为:

根据滑阀运动时力的平衡方程式,可得滑阀运动时所需的总驱动力为:

式中:Ft 驱动滑阀运动所需的总力;

Mv 阀芯及阀腔油液的质量;

Bv 阀芯与阀套间的粘性阻尼系数; Bf 瞬态液动力阻尼系数; Kv 对中弹簧刚度; Kf 稳态液动力刚度。

式 (2-73)的稳定条件是方程各项系数均大于零 , 即 Mv > 0 ( Bv + Bf ) > 0 ( Kv + Kf ) > 0 五、滑阀的输出功率和效率

由于滑阀在电液伺服系统中常作为功率放大元件,因此有必要研究它的输出功率和效率。 但滑阀的效率在伺服系统中又是次要的问题。其原因:

在伺服系统中负载并非恒定,效率是随负载变化而变化的,所以无法保持效率的最高值。 伺服系统首先要满足稳定性、响应速度、精度、灵敏度和线性等要求。为了保证这些指标, 往往不得不牺牲一部分效率指标。 (例如采用正开口四边滑阀可以提高灵敏度, 但泄漏增加, 效率降低。 )

1、滑阀输出功率最大时的 pL 值

下面以零开口四边滑阀为例 1) 、滑阀输出功率(负载功率) :

根据上式画出零开口四边滑阀的输出功率随负载压力变化的无量纲曲线,如图 2-16。

由图或式 (2-75)可知:当 pL=0时, NL=0; 当 pL=ps时, NL=0。 2) 、输出功率为最大时所对应的 pL 值:

将式 (2-74) 对 pL 求导,并令其等于零,即:

则 2 ( ps - pL ) - pL = 0, 所以

结论 :当负载压力 pL 为油源压力 ps 的 2/3时 , 滑 阀的输出功率最大。 2、油源型式不同时滑阀的效率

下面讨论在滑阀输出功率最大时,两种油源型式情况下滑阀的效率。 1) 、采用变量泵油源

可调节的变量泵的输出流量 Qs 刚好满足负载流量 QL 的要求。此时, Qs= QL。 零开口四边滑阀最大输出功率的效率为:

2) 、采用变量泵油源

零开口四边滑阀的最大效率为:

结论:

采用定量泵的阀控系统的效率很低。 阀控系统发热厉害。 (如果再考虑到执行机构的效率和泵本身的效率,以及溢流阀保持恒压 的溢流损失,那么系统的最高效率还将低于 38.5%。 )

阀控系统结构简单、成本低、维护方便。因此,在小功率系统中,得到了广泛应用。 在大功率系统中,应采用泵控系统。 六、滑阀的设计 滑阀设计主要包括:、选择结构形式、确定基本参数、其它结构尺寸、 1、选择结构形式 1) 、滑阀工作边数的选择

首先确定选择双边阀还是四边阀

从结构工艺上看,双边滑阀优于四边滑阀;从性能上看,四边滑阀优于双边滑阀。 双边滑阀多用于对精度要求不高的机液伺服系统中,四边滑阀多用于电液伺服系统中。 2) 、阀芯凸肩数的选择 双凸肩滑阀很少采用

若采用液压或气动操纵的四边滑阀时,必须采用三凸 肩或四凸肩的结构。

四凸肩的滑阀结构复杂、长度大、成本高。 实际中常采用三凸肩滑阀。 3) 、节流窗口形状的选择

节流窗口的形状一般都是根据系统需要的流量 增益特性来选定。 ①、园孔形窗口: 园孔形窗口加工简单。

园孔形窗口具有非线性的流量增益特性, 如图 2-17所 示。

由图可知:

曲线中间部分斜率大, 两端斜率小。 表明零位附近流量增益低, 偏离零位时, 流量增益变高。 流量增益低虽然稳定性增加,但系统的其它性能参数变坏,如系统的误差增大,频宽变窄, 刚度降低。

适用于要求具有非线性的流量增益或只有在对流量增益线性度要求不高的情况下使用。 ②、矩形窗口

适用于要求具有线性流量增益。 4) 、开口形式的选择

不同开口形式的流量增益特性是不一样。

①、零开口阀:流量增益是线性的,因此广泛应用。 ②、正开口阀:

正开口阀的主要缺点是:在偏离零位时, 由于正开口阀的流量增益减少, 伺服系统性 能降低;零位泄漏量可引起较大的功率损失。 只有在以下特殊情况时,才采用正开口形式:

阀在零位时须在高温下工作很长时间,因而要求有一个连续的流量以保持合理的油温。 在恒流伺服系统中,以保证油源供给恒定的流量。 在施力系统中。 ③、负开口阀

零位附近有死区特性,因而很少采用。 5) 、阀套结构的选择 ①、整体阀套结构

全周开口的:只能用于精度很低的场合,如图 2-18所示。

部分开口的:是在阀套上开出方形孔或其它形状的孔,如图 2-19所示。

②、分体阀套结构

图 2-20表示分体阀套全周开口的结构。

图 2-21是部分开口的分体阀套结构

2、确定主要尺寸

1) 、确定最大开口面积 Amax

首先根据负载工作要求确定额定流量(空载流量) :

在已知额定流量 Q0和油源压力 ps 时,可求出滑阀的最大开口面积 Amax :

2) 、确定面积梯度 和阀芯最大位移 xvmax 矩形窗口的滑阀的最大开口面积 Av max: A v max = x v max

正确的确定 和 x v max要考虑以下主要因素:

的大小决定着阀的零位流量增益,所以应按伺服系统的稳定性要求,根据 Kq0来确定。 如对于零开口四边滑阀

在确定阀芯的最大位移 x v max时,一般希望适当降低 ,以增加 x v max。 和 x v max之间的设计关系:

x v max < 0.147="" d2="" =="" 0.047d="" 3、其它尺寸="" 1)="" 、凸肩尺寸="">

阀芯两端凸肩宽度 b ≈ 0.7d ,以保证起密封作用。 中间凸肩宽度 b 可小于 0.7d 。 2) 、阻尼长度 L

为了保证工作稳定性,滑阀必须使正阻尼长度大于负阻尼长度,一般取 L1 = L2, L1+L2 = 2d 。

3) 、阀芯上的压力平衡槽

深度 (0.4 ~ 1.0) ×10-3 m 宽度 (0.2 ~ 0.5) ×10-3 m 4) 、阀芯和阀套的技术要求

阀芯和阀套的间隙:(0.005 ~ 0.015)mm , 径向间隙公差:(0.003 ~ 0.005)mm,

内外圆锥度、椭圆度:(0.001 ~ 0.002)mm。 §2-2 喷咀挡板式液压放大元件 喷咀挡板式伺服阀 喷咀挡板阀

喷咀挡板阀与滑阀相比具有以下特点 喷咀挡板阀的公差要求不太严格(加工 要求不高) ;

结构简单,容易加工; 造价低;

反应快、精度和灵敏度高;

没有径向不平衡力,不会发生“卡住” 现象,因此工作较可靠; 对油液污染的敏感性差;

零位时泄漏量大,有一定的功率损失。 喷咀挡板阀的应用

广泛应用于小功率系统中;

在两级伺服阀中,多采用喷咀挡板阀做 第一级(前置级) 。

一、单喷咀挡板阀的工作原理

液压泵来的压力油 ps 一部分直接进入液 压缸有杆腔,另一部分经过固定流孔

a

进入中间油室再通入液压缸的无杆腔,并有一部分经喷咀档板间的间隙 流回油箱。

当输入信号使档板的位置(亦即 ) 改变时,喷咀档板间的节流阻力发生变化,中 间油室及液压缸无杆腔的压力 p1

亦发生变化,液压缸就产生相应的运动。

当 δ 喷咀档板间的节流阻力 p1 使得活塞向 左移动;

当 δ 喷咀档板间的节流阻力 p1 使得活塞向 右移动。

二、双喷咀挡板阀的工作原理

当挡板位于中间位置(零位)时,挡板与两个喷咀端面的距离均为初始缝隙 xf0。此时两个 中间控制腔内的压力相等,即 p10=p20,而负载流量 QL=0,负载静止不动。 如果挡板绕 0轴逆时针方向旋转时, 上边喷咀与挡板构成的节流缝隙减小, 使压力 p1增加; 下边喷咀与挡板构成的节流缝隙增大,相应地使 p2降低。在压差 PL=pi-p2的作用下,复载 向下运动。

反之, 当挡板顺时针转动时, 则负载向上运动。 双喷咀挡板阀和正开口四边滑阀的工作情况 相似。

三、喷咀挡板式伺服阀的特点 优点: 结构简单

运动部分惯性小

反应快,精度高和灵敏度高 加工要求高

没有径向不平衡力,不会发生“卡住”现象,因而工作可靠。 缺点: 功率损耗大

喷咀挡板间距离很小时抗污染能力差, 因此宜在多级伺服阀中用作为第一级 (前置级) 控制 装置。

§2-3 射流管式液压放大元件 射流管式伺服阀 射流管阀

一、射流管阀的工作原理

1、组成

射流管、接受板、液压缸 2 、结构特点

射流管可绕(垂直于图面的) 轴线向左右摆动一个不大的角 度;

接受板上有两个并列的接受孔 道 a 和 b , 把射流管端部锥形喷 咀中射出的压力油分别通向液 压缸左右两腔。

3、工作原理

当射流管处于两个接受孔道的中间位置时,两个接受孔道内油液的压力相等,液压缸不动。 当输入信号使射流管向左偏转一个很小的角度时, 两个接受孔道内的压力不相等, 液压缸左 腔的压力大于右腔的, 液压缸便向左移动, 直到跟着液压缸移动的接受板到达射流孔又处于 两接受孔道的中间位置时为止。

当输入信号使射流管向右偏转一个很小的角度时, 两个接受孔道内的压力不相等, 液压缸左 腔的压力小于右腔的, 液压缸便向右移动, 直到跟着液压缸移动的接受板到达射流孔又处于 两接受孔道的中间位置时为止。

在这个伺服元件中, 液压缸运动的方向取决于输入信号的方向; 运动的速度取决于输入信号 的大小。

二、射流管阀的特点

1、优点

结构简单,元件加工精度要求低。

射流管出口处面积大,抗污染能力强,因而提高了安全可靠性和寿命。

射流管上没有不平衡的径向力,不会产生“卡住”现象。

流量效率和压力效率较高,一般在 70%以上,有的可达 90%。其单级功率比喷咀挡板阀高, 可直接用于小功率液压伺服系统中。

2、缺点

射流管运动部分惯量较大,工作性能较差。

射流能量损失大,零位功率损耗亦大,效率较低。

供油压力高时容易引起振动,且沿射流管轴向有较大的轴向力。

温度的变化将引起液体的变化,从而影响射流管式液压放大元件的动态特性。

特性不易预测,主要靠经验及实验来确定。

3、应用

适用于低压及功率较小的场合。

例如:液压仿形机床的伺服系统;

在许多喷气式飞机上广泛使用。

第三章 液压动力元件

液压拖动装置

一、液压动力元件

由液压控制元件(或液压放大元件)和液压执行元件组成

二、液压动力元件的分类

三、阀控系统(节流控制系统)

1、阀控系统(节流控制系统) :是由伺服阀来控制进入执行机构的液体流量, 从而改变执行 机构的输出速度。这种系统通常采用恒压油源,使供油压力恒定。

2、特点:

1) 、由于伺服阀-执行元件所包容的容积小,而且供油压力恒定,因此系统的动态响应 快。

2) 、不管负载如何变化,供油压力不变,但溢流量和泄漏量较大,因此效率较低。

3) 、伺服阀和执行元件可以紧凑地装在一起,整个液压动力元件体积小、重量轻,但需 要有一个笨重的液压油源。

4) 、由于效率低,油温高,因而需要散热器。

5) 、某些阀控系统可由一个液压油源供油。

3、用途:适用于小功率和控制精度要求高的系统中。

四、泵控系统(容积控制系统)

1、 泵控系统 (容积控制系统) :是靠改变伺服变量泵的排量来控制进入执行机构的液体流量, 进而改变执行机构的输出速度。系统的压力取决于外负载。

2、特点:

1) 、 伺服变量泵-执行元件所包容的容积较大, 压力必须逐步建立起来, 因此整个系统的响 应较慢。

2) 、由于油源流量和压力都与负载相匹配,因此效率高。

3) 、 如果控制元件和执行元件要紧凑的安装在一起, 则动力元件的尺寸大, 使用起来也不方 便。

4) 、需要辅助泵供油装置,向主泵补油和冷却。

5) 、作为控制元件的变量泵一般需要配备伺服变量机构,因此系统复杂和价格较贵。 3、应用:适用于大功率系统中。

§3-1 四边阀控液压缸的动态特性

由伺服阀控制的液压缸是使用较广泛的一种液压动力元件。 下面以零开口四边阀控液压缸为 例来全面分析其动态特性。所得的一些结论对非零开口也适用。

一、四边阀控液压缸的传递函数 1、滑阀的线性化流量方程

1) 、滑阀是理想零开口,控制窗口对称匹配; 2) 、供油压力 ps 恒定,回油压力为零。 假定

滑阀的线性化流量方程:

将上式拉氏变换后,可得:

式中:QL 负载流量, Kq 滑阀的流量增益;

Kc 滑阀的流量-压力系数; xv 滑阀阀芯的位移;

pL 负载压力, pL = p1 - p2。 2、液压缸油流的连续性方程

1) 、所有连接管路短而粗,管道内压力损失、流体质量的影响及管道动态可忽略不计; 2) 、液压缸工作腔内各处的压力相等,油温和体积性模量为常数; 3) 、液压缸内、外泄漏为层流流动。

假定

流入液压缸左腔的流量 Q1为:

Ap 液压缸活塞的有效面积; xp 活塞的位移;

Cip 液压缸的内泄漏系数; Cep 液压缸的外泄漏系数;

V1 液压缸进油腔的容积 (包括阀腔

和阀到液压缸联接管道的容积 ) ; e 系统的有效体积弹性模量。 式中

式(3-2)中,等号右边各项的意义: 第一项——推动活塞运动所需的流量; 第二项——液压缸左腔经活塞密封向右 腔的内泄漏量; 第三项——液压缸左腔经活塞杆密封向 外泄漏量;

第四项——左腔中油液的可压缩性以及 腔体在压力 p1作用下膨胀所 需要的流量。

从液压缸右腔流出的流量 Q2为:

将式(3-2)和(3-3)相加除 2,则得:

在上式中假定:

活塞在液压缸中间位置上,则有:

V1=V2= - Vt (Vt为液压缸两腔的总容积 ) 总泄漏系数 C t p = C i p + 1/2C e p pL= p1 - p2

然后再对式 (3-4)进行拉氏变换,得:

3、液压缸活塞受力的平衡方程

一般情况下,活塞受力包括: 惯性力; 粘性阻力; 弹簧力;

任意外负载力。

根据牛顿第二定律建立活塞受力的平衡方程为:

Fg ——压力油作用在活塞上产生的推力;

Mt ——活塞以及与活塞相联的负载折算 到活塞上的总质量; Bp ——活塞和负载的粘性阻尼系数; K —— 弹簧刚度;

FL —— 作用在活塞上的任意外负载力。 4、四边阀控液压缸的方块图及传递函数 方程式(3-1) 、 (3-5) 和(3-6)是确定四边阀控液压缸动态特性的三个 基本方程。根据这三个基本方程可画出方块图。 式中 1) 、由负载流量获得液压缸活塞位移的方块图

图中前向通路为负载流量至液压缸活塞位移,即活塞位移由流量算出。

QL0为负载压差 PL=0时,单纯由阀芯位移 xv 所决定的流量 QL0=Kqxv,即称空载流量。 QL 是由负载压差 pL 的出现使空载流量减少后的实际流量,也称负载流量,即 QL=Kqxv-KcpL

QL1为实际推动活塞运动的流量,是由负载流量中减去由于内、外泄漏及由的压缩性所消 耗的流量,即

由方块图可知

s xp是活塞的运动速度,是推动活塞运动的实际流量 QL1被活塞有效面积除,即 sxp=QL1/Ap。

活塞位移 xp 是由活塞速度积分得到的,

活塞上总阻力是由三部分组成 :

作用在活塞上的任意外负载力 FL ; 与活塞位移有关的阻力 Kxp ;

与活塞速度有关的阻力(Mts+Bp)sxp,即 Fg=FL+Kxp+(Mts+Bp)sxp。

活塞两端的压差 pL 完全与活塞上的总阻力相平衡,即 pL=Fg/Ap。负载压差 pL 的出现从上 述各种因素考虑都会使推动活塞运动的实际流量减少。所以它具有负反馈的特性。 2) 、由负载压力获得液压缸位移的方块图 由式(3-1) 和(3-5) 可得:

根据式(3-6) 和(3-7)可画出由负载压力获得液压缸位移的方块图,如图 3-3所示。

3) 、传递函数

由式(3-1) 、 (3-5)和(3-6) ,消去中间变量 pL 或者根据方块图,都可以得到以 xv 为指令输入和以 FL 为干扰输入、以 xp 为输出的四边阀控液压缸的响应特性。

式中:Kce = Kc + Ctp 称为总的流量-压力系数。 只考虑阀芯位移 xv 为输入的传递函数为:

只考虑干扰量 FL 为输入的传递函数为:

二、传递函数简化(只考虑阀芯位移 xv 为输入) 没有弹性负载,即 K = 0 按式 (3-9)可得:

第一种简化

在式 (3-11)中分母第三项为:

式 (3-11)可写成如下形式:

若忽略粘性负载(Bp = 0) ,则传递函数为:

下面对传递函数式(3-13) 进行讨论: 从式 (3-13) 可得活塞速度 sxp 对阀芯位移 xv 的响应是一个二阶振荡过程, 即:

当 xv 为阶跃输入时,活塞的输出速度 Kq

sxp 不是立刻等于 xv 的,而是经过一个二阶振荡过程才达到的。 Ap

式(3-13) 中包含有一个积分环节,其含意表明,对应于 xv 的慢变化输入(频率远小 于 h ) ,活塞的速度 sxp 与阀芯位移 xv 成正比,即

速度放大系数 Kv ,反映液压缸速度控制的灵敏度,它直接影响闭环系统的稳定 性和响应速度。

闭环系统的响应速度

Kv

闭环系统的稳定性

分析: Kv 的变化取决于阀的流量增益 Kq ,即 KV 与 Kq 成正比。所以它随阀的工作点变 化而变化。 1) 、空载零位时, Kq 最大,所以 Kv 也最大且随负载增加而减小。 2) 、举例:

对于一个零开口四边滑阀,最大负载时的流量增益和空载时的流量增益相比减少到 57.7%。 所以空载零位时的稳定性最低。

3) 、在一般液压伺服系统中,用空载零位的 Kv 来进行稳定性分析,是慎重的、偏于安全 的。

液压固有频率 h 是由折算到活塞上的总质量 Mt 和阀与液压缸所包容的容积 Vt 所 形成的液压弹簧刚度 Kh 相互作用而造成的。

为了建立液压弹簧刚度的概念, 可设想活塞左右两腔液体体积相同, 两腔压力相等, 完全封 闭无任何泄漏。 由于油的压缩性和容器的机械柔度的存在, 活塞就相当于支承在左右两个弹 簧上。当活塞上加外力作用时,活塞产生位移 xp ,一侧的弹簧压缩,另一侧的弹簧拉伸, 如图 3-4所示。

1) 、对于左腔:

左腔的液压弹簧刚度:

式中: △ p 压力油腔中的压力变化量; F 液压缸活塞上的作用力; V1 液压缸左腔的初始容积;

△ V 活塞位移 xp 时左腔容积的增量;

Ap 液压缸活塞的有效作用面积;

Vt 液压缸两腔的总面积。 2) 、对于右腔:

右腔的液压弹簧刚度:

3) 、总的液压弹簧刚度 Kh :

4) 、无阻尼液压固有频率 h :

5) 、活塞两腔的容积 V1和 V2的比例不同,对 h 也有影响:

1 从上式可知,只用当 V1=V2= -Vt (活塞处

2 于液压缸中间位置)时, h 最小。

液压阻尼比 h 对控制系统的稳定性也有很大影响: h 系统稳定性

因为 Bt 的影响一般很小,可忽略不计。 又因为 Kce = Kc + Ct p,而多数情况 下 Kc ? Ct p, 所以 Kce ≈ Kc 。根据式 ( 3-16 ) 得:

没有弹性负载,即 K=0;忽略粘

性负载,即B p = 0;忽略泄漏,即 Ctp = 0, Kce =Kc ;忽略液体的可压缩性 , 即 e =

式(3-15) 变为:

由式 (3-21)或 (3-22)表明:活塞的输出速度 sxp 对输入的阀芯位移 xv 的响应为一个一阶滞后 环节,即:

当 xv 作阶跃输入时,活塞的输出速

Kq 度 sxp 是经过一段滞后才达到 xv 的。

Ap 在式 (3-21)中还包含一个积分环节, 它表明在时间常数T 0足够小的情况,或经 过足够长的时间以后,活塞速度 sxp 和阀芯

Kq 位移 xv 成正比,即 s xp = xv 。

Ap 其中:Kq/Ap称为速度放大系数或速度增益。 忽略质量负载,即 Mt = 0;忽略粘

性负载,即 Bp= 0;忽略泄漏,即 Kce = Kc;忽略液体的压缩性,即 e = 。 则有:

上式包括一个比例环节和一个一阶滞后环节。它表明在阶跃输入时,活塞的输出位移量 xp 的增长愈来愈慢,而且最后的总位移量 xp 为一有限值,也就是说 Kq Ap

最后停下来,即:xp = xv 。

K Kc

所以当 xv 一定时, K xp

Ap xp 忽略质量负载,即 Mt = 0;忽略

弹性负载,即K =0;忽略液体的可缩性,即 e = 。 则有:

由上式可知:活塞速度 sxp 与阀芯位移 xv 成正比,即

因为 Bp 和 Ctp 的存在,所以活塞的速度比 Bp= 0, Ctp= 0时要慢。 忽略质量负载,即 Mt = 0;忽略

粘性负载,即 Bp= 0;忽略泄漏,即 Ctp = 0;忽略弹性负载,即K = 0;忽略液 体的可压缩性,即 e = 。 (理想油缸 ) 则有:

当 xv 一定时, Ap 活塞速度 sxp Kq 活塞速度 sxp 只忽略粘性负载,即 Bp = 0。 由式(3-9)可得:

在一定的条件下,式 (3-26)的分母多项式可写成下列形式:

下面推导式 (3-26)可以写成式 (3-27)的近似条件: 将式 (3-27)的分母展开,可得:

将式 (3-26) 和 (3-28)对照,则有两个数学条件必须满足: 第一个数学条件是 s2项的系数相等,即

第二个数学条件是 s 项的系数相等,即

将式 (3-29)等式两边同乘 h / h, 则得:

结论:

当 K / Kh ? 1时,即负载刚度 K 远远小于液压弹簧刚度 Kh 时,第一个数学条件可以 满足。而通常 Kh 比 K 大的多。

若 s 项的系数相等,式 (3-30)应该成立。

结论:

当 K / Kh ? 1时,即负载刚度 K 远远小于液压弹簧刚度 Kh 时,第二个数学条件可以 满足。而通常 Kh 比 K 大的多。 三、动态刚度特性

式 (3-10) 给出了活塞的输出位移 xp 对于干扰输入的外负载力 FL 的动态响应。 也就是说, 外负载力 FL 作为干扰输入作用于液压缸后, 使活塞及负载产生位移 xp 。 由于它对系统的稳 定性并不产生影响, 所以由负载引起的动态响应在系统设计时往往不予考虑, 而在计算系统 动态刚度时,将是有用的。 27

位置柔度 xp /FL:单位干扰负载力所引起的负载位移量。 位置刚度:位置柔度的倒数。 1、阀控液压缸动态刚度的表达式

若忽略粘性负载, 即 Bp=0; 没有弹性负载, 即 K=0。由式 (3-10) 得出阀控液压缸 动态刚度的表达式:

范文五：液压控制系统

第二章

1. 为什么把液压控制阀称为液压放大元件？因为液压控制阀将输入的机械信号(位移) 转换为液压信号(压力、流量) 输出, 并进行功率放大, 移动阀芯所需要的信号功率很小，而系统的输出功率却可以很大。

2. 滑阀的零位开口形式与其流量增益特性的关系？阀的预开口型式对其性能，特别是零位附近特性有很大的影响。零开口阀具有线性流量增益，性能比较好。负开口阀由于流量增益具有死区，将引起稳态误差。正开口阀在开口区内的流量增益变化大，压力灵敏度低，零位泄露量大。

3. 什么是滑阀的静态特性？滑阀的静态特性即压力-流量特性，是指稳态情况下，阀的负载流量q L 、负载压力PL 和滑阀位移xv 三者之间的关系，即qL=f（Pl,xv ）。

4. 在计算系统稳定性、响应特性和稳态误差时。应如何选定阀的系数？应该选择原点处的静态放大系数作为阀的性能参数。应为系统经常在原点附近工作，此处阀的流量增益最大，系统的开环增益也最高，阀的流量-压力系数最小，系统的阻尼比最低。一个系统在这一点能稳定工作，在其他点也能稳定工作。

第三章

5. 什么叫液压动力元件？有哪些控制方式？有几种基本组成类型？液压动力元件（或称为液压动力机构）是由液压放大元件（液压控制元件）和液压执行元件组成的。控制方式可以是液压控制阀，也可以是伺服变量泵。有四种基本形式的液压动力元件：阀控液压缸、阀控液压马达、泵控液压缸和泵控液压马达。

6. 何为液压弹簧刚度？为什么将其理解为动态刚度？它是液压缸两腔完全封闭由于液体的压缩性所形成的液压弹簧的刚度。因为液压弹簧刚度是在液压缸两腔完全封闭的情况下推导出来的，实际上由于阀的开度和液压缸的泄露的影响，液压缸不可能完全封闭，因此在稳态下这个弹簧刚度是不存在的。但在动态时，在一定的频率范围内泄露来不及起作用，相当于一种封闭状态，因此液压弹簧刚度应理解为动态刚度。

7. 什么是液压固有频率？为什么液压动力元件可以得到较大的固有频率？液压固有频率是负载质量与液压缸工作腔中的油液压缩性所形成的液压弹簧相互作用的结果。由式子可知，增大固有频率的方法很多：1）可以通过增大液压缸的面积，2）减小总压缩比，3）减小折算到活塞上的总质量，和4）提高油液的有效体积弹性模量。

8. 什么说液压阻尼比是一个“软量”？Kc 随工作点不同会有很大的变化。其变化范围达20~30倍，所以是一个难以准确估计的软量。

9. 为什么把kv 称为速度放大系数？它的量纲是什么？由于传递函数中包含一个积分环节，所以在稳态时，液压缸活塞的输出速度与阀的输入位移成比例．比例系数即为速度放大系数(速度增益) 。2）量纲为S -1。

第四章

10. 低阻尼对液压伺服系统的动态特性有什么影响？如何提高系统的阻尼？这些方法各有什么优缺点？低阻尼影响了系统的稳定性。方法1）增加负载的粘性阻尼，外设阻尼器，增加了结构的复杂性。2）采用正开口阀，正开口阀流量压力系数大，但也要使系统刚度降低，零位泄漏引起功率损失。另外正开口阀还要带来非线性流量增益、稳态液动力变化等问题。3）设置旁路泄露通道。在液压缸两个工作腔之间设置旁路通道或在活塞上开阻尼孔以增加泄露系数。缺点是增大了功率损失，降低了系统的总压力增益和系统的刚度，增加外负载力引起的误差。另外系统性能受温度的影响较大。

11. 为什么在机液伺服系统中，阀流量增益的确定很重要？开环放大系数越大，系统的响应速度越快，系统的控制精度也越高，而Kv 取决于kf 、kq 、ap 、，在单位反馈系统中，Kv 仅由Kq 和Ap 所确定，而Ap 主要由负载的要求确定的，因此Kv 主要取决于Kq ，所以在机液位置伺服系统中，阀流量增益的确定很重要。

第五章

12. 电液伺服阀由哪几个部分组成？各部分的作用是什么？ 答：电液伺服阀通常由力矩马达(或力马达) 、液压放大器、反馈机构(或平衡机构) 三部分组成。力矩马达或力马达的作用是输入的电气控制信号转换为力矩或力，控制液压放大器运动。液压放大器的运动去控制液压油源流向执行机构的流量或者压力。液压放大器将力矩达或力马达的输出加以放大。 反馈机构或平衡机构的作用是使伺服阀的输出流量或输出压力获得与输入电气信号成比例的特性。

13. 力反馈式两级电液伺服阀工作原理？无控制电流时，衔铁由弹簧管支承在上、下导磁体的中间位置，挡板也处于两个喷嘴的中间位置，滑阀阀芯在反馈杆小球的约束下处于中位，阀无液压输出。当有差动控制电流输入时. 在衔铁上产生逆时针方向的电磁力矩，使衔铁挡板组件绕弹簧转动中心逆时针方向偏转，弹簧管和反馈杆产生变形，挡板偏离中位。这时，喷嘴挡板阀右间隙减小而左间隙增大，引起滑阀左腔控制压力增大，右腔控制压力减小，推动滑阀阀芯左移。同时带动反馈杆端部小球左移，使反馈杆进一步变形。当反馈杆和弹簧管变形产生的反力矩与电磁力矩相平衡时，衔铁挡板组件便处于一个平衡位旨。在反馈杆端部左移进一步变形时，使挡板的偏移减小，趋于中位。这使左腔控制压力又降低，右腔控制压力增高，当阀芯两端的液压力与反馈杆变形对阀芯产生的反作用力以及滑阎的液动力相平衡时，阀芯停止运动，其位移与控制电流成比例。在负载压差—定时，阀的输出流量也与控制电流成比例。所以这是一种流量控制伺服阀。

14. 弹簧对中式两级电液伺服阀工作原理？弹簧对中式伺服阀是早期伺服阀的结构型式，它的第—级是双喷喷挡板阀，第二级是滑阀，阀芯两端各有一根对中弹簧。当控制电流输入时，阀芯在对中弹簧作用下处于中位。当有控制电流输入时，对中弹簧力与喷嘴挡板阀输出的液压力相平衡，使阀芯取得一个相应的位移，输出相应的流量。

第六章

15. 有哪些因素影响系统的稳态误差？它由指令输入（阶跃输入、等速输入、等加速输入）、外负载力干扰和系统中的零漂、死区等内干扰引起。

16. 为什么点液伺服系统一般都要加校正装置？电液位置伺服系统中速度与加速度反馈校正的只要目的是什么？因为在电液伺服系统中，单纯靠调整增益往往满足不了系统的全部性能指标，所以就要在系统中加校正装置。加速校正的主要目的通过提高低频段增益，减小系统的稳态误差，或者在保证系统稳态精度的条件下，通过降低系统高频段的增益，以保证系统的稳定性。加速度与加速度反馈校正的主要目的是提高主回路的静态刚度，减少速度反馈回路内的干扰和非线性的影响，提高系统的静态精度。

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