液压系统设计高级

液压系统设计

高级课程第一页，共五十四页。回路设计和伺服控制液压泵与液压马达的性能参数滑阀的共性问题：卡紧力和液动力比例阀与伺服阀介绍基本回路介绍液压系统设计一般步骤位置伺服控制速度伺服控制压力伺服控制第二页，共五十四页。液压泵与液压马达的性能参数第三页，共五十四页。液压泵与液压马达的性能参数第四页，共五十四页。液压泵与液压马达的性能参数第五页，共五十四页。滑阀的共性问题：液动力和卡紧力1、滑阀的液动力液流通过阀口时，产生的液动力作用在阀芯上，使换向阀的性能受到很大的影响。因此，有必要对液动力作一分析。液动力可以分为二种：稳态液动力和瞬态液动力。1）稳态液动力稳态液动力是阀芯移动完毕后，液流流过阀口时，因动量发生改变而作用在阀芯上的力。图6-10所示为液流流过阀口的二种情况，利用动量方程分析可知，这二种情况下，阀芯所受到的轴向液动力Fbs的方向都是有使阀芯关闭的趋势，其大小与流量成正比。因此，在高压大流量情况下，这个力将会很大，使阀口不能稳定地打开。通常解决这个问题的方法是采取一些补偿、消除液动力的措施。但是，稳态液动力也有有利的一面，它相当于一个与操纵力相反的回复力，使滑阀的工作趋于稳定。第六页，共五十四页。稳态液动力第七页，共五十四页。瞬态液动力2)瞬态液动力瞬态液动力是滑阀移动过程中（即开口大小变化时）阀腔内的液流由于加速或减速而作用在阀芯上的力。其大小只与阀芯的移动速度有关，即与阀口的变化率有关。瞬态液动力与稳态液动力相比，数值较小，但其对阀芯运动的稳定性有影响。根据液流方向和阀芯运动方向，有四种组合。图6-11（a）、(b)其中的二种情形。第八页，共五十四页。瞬态液动力（a）正阻尼(b)负阻尼第九页，共五十四页。瞬态液动力由上分析可知，瞬时液动力起的作用应视液流从阀口流入还是流出而定。流出的起正阻尼作用，流出的起负阻尼作用。前者虽有使阀芯运动稳定的趋势，但增大了阀芯运动的阻力，后者则是滑阀不稳定的因素之一。第十页，共五十四页。卡紧力滑阀的阀芯和阀孔之间的配合间隙很小（μm级），当间隙中有油液时，移动阀芯所需的力并不大（只需克服粘性摩擦力）。可是实际情况并非如此，特别在中、高压系统中，当阀芯停下来一段时间后（一般约5min以后），这个阻力可以大到几百牛顿，使阀芯重新移动十分费力，这就是所谓的液压卡紧现象。第十一页，共五十四页。卡紧力发生液压卡紧现象有很多原因。有的是液压中的杂物（液压污染）卡进间隙中；有的是由于配合间隙过小，油温升高造成阀芯膨胀而卡死；但主要原因是来自滑阀副的形状误差和同心度变化所引起的径向不平衡液压力，下面分析这种原因的几种常见现象。第十二页，共五十四页。卡紧力第十三页，共五十四页。卡紧力为了减小径向不平衡力，一般在阀芯台肩上开有几道环形槽，称为均压槽。均压槽一般宽0.3～0.5mm，深0.5～0.1mm，间距1～5mm。均压槽深度比配合间隙大得多，所以均压槽四周有几乎相等的压力，大大减小了阀芯的径向不平衡力。第十四页，共五十四页。卡紧力的消除

----均衡槽第十五页，共五十四页。液压阀的安装形式第十六页，共五十四页。比例阀介绍电液比例阀（简称比例阀）由常用的人工调节或开关控制的液压阀上加上电气－－机械比例转换装置构成。使用时，电液比例阀可以按输入电气信号连续按比例地对油液的压力、流量和方向进行调整控制。广泛用于对液压参数进行连续、远距离控制或程序控制，但对控制精度和动态性能要求不太高的液压系统中。第十七页，共五十四页。电液比例压力阀第十八页，共五十四页。电液比例压力阀第十九页，共五十四页。电液比例压力阀第二十页，共五十四页。电液比例压力阀第二十一页，共五十四页。电液比例压力阀第二十二页，共五十四页。电液比例压力阀第二十三页，共五十四页。电液比例压力阀第二十四页，共五十四页。电液比例压力阀第二十五页，共五十四页。电液比例压力阀

应用实例第二十六页，共五十四页。伺服阀工作原理第二十七页，共五十四页。伺服阀介绍第二十八页，共五十四页。伺服阀工作原理第二十九页，共五十四页。伺服阀参数第三十页，共五十四页。伺服阀性能

流量－负载曲线第三十一页，共五十四页。伺服阀性能

恒定阀压差下流量－输入信号的公差范围第三十二页，共五十四页。伺服阀性能

瞬态响应第三十三页，共五十四页。伺服阀性能

频率响应第三十四页，共五十四页。伺服阀性能

频率响应关系第三十五页，共五十四页。伺服阀外形

第三十六页，共五十四页。基本回路介绍1压力控制回路2节流调速回路和容积调速回路3速度换接回路4多缸动作回路（以上内容看课件）第三十七页，共五十四页。液压系统设计一般步骤第三十八页，共五十四页。液压系统设计一般步骤第三十九页，共五十四页。压力伺服控制我们以压力试验机为例,来分析压力液压伺服控制的动态特性和设计方法。压力试验机特点:可以准确加载各种快速变化的函数，如正弦、方波、斜波、梯形波、随机波等任意函数波，频率范围0－300HZ。可以加正负向负载。可以进行大振幅疲劳试验。第四十页，共五十四页。压力试验机原理图第四十一页，共五十四页。压力试验机动态特性分析传递函数和方块图kpruiuf+-ueki-f=ΔidFLQL液压缸和负载电液伺服阀伺服阀放大器力传感器静态增益ΔiKsv:流量增益ωsv:结构频率δsv:综合阻尼比Mt:

活塞等效质量BL:负载阻尼系数Vt:缸总压缩容积（包括管路）Kc:缸泄漏系数Ks:机械系统总刚度βe:容积压缩弹性模量静态增益漂移干扰第四十二页，共五十四页。压力试验机动态特性分析

设计实例技术要求:最大静负载±105N最大动态负载（不加校正）20HZ：±7×104N（即－3db）40HZ：±4×104N（即－8db）最大振幅0.5HZ：±4mm12HZ：±1.6mm工作频率范围0～50HZ静态负载下的控制力漂移<±1%第四十三页，共五十四页。设计实例运动部件重量传感器150N夹具800N活塞500N总重1450N各机械部分的柔度和刚度上夹具、缸体及床身柔度1.25×10-9m/N下夹具柔度7×10-10m/N力传感器柔度6.8×10-10m/N机座柔度7.5×10-10m/N试件柔度2.5×10-9m/N总柔度F=5.88×10-9m/N总刚度KS=1/F=1.7×10-9m/N负载阻尼系数BL=3.4×104N.s/m活塞最大行程L=50mm力传感器增益Kpr=10-5v/N油源压力ps=21MPa第四十四页，共五十四页。设计实例1求液压缸的工作面积Ap

考虑到负载力波形、延长伺服阀疲劳寿命，负载压力取较低。第四十五页，共五十四页。设计实例2求系统所需最大流量供油量应满足最大振幅的要求，即其中xpm

为频率ω下的最大振幅。代入具体数值得（12HZ，振幅1.6mm）第四十六页，共五十四页。设计实例3确定伺服阀的规格（额定流量、额定压力）选用规格：额定100L/min,额定压力21MPa。型号：QDY1-D100型.第四十七页，共五十四页。设计实例4实际参数代入传递函数,计算、绘制波德第四十八页，共五十四页。波德图分析第四十九页，共五十四页。波德图分析（技术指标）1不同工作频率下的最大动态负载频率HZω（弧度/秒）dB幅比AdB=20lgA负载N(105×A)20126-30.7077×10440251-7.54.2×10450314-103.1×104第五十页，共五十四页。波德图分析（技术指标）2静态负载下的控制力漂移（略）第五十一页，共五十四页。压力试验机结论系统频宽和负载刚度有关。试件越粗大，系统频宽越高。选用伺服阀时必须考虑阀中变形零件的疲劳，所以流量规格应选大一些，使阀内零件的变形小一些，以提高伺服阀的使用寿命。要想加大负载，必须加大液压缸面积，要提高频宽，则需减小面积及容积。对伺服系统而言，还是以提高频宽为主。第五十二页，共五十四页。结束谢谢，祝大家周末愉快！主要参考资料:1左健民，液压与气压传动，机械工业出版社，2001年6月第二版2王春行，液压伺服控制系统，机械工业出版社，1981年1月第一版3王占林，液压伺服控制，北京航空学院出版社，1987年7月第一版4德国力士乐公司产品手册5杨叔子，机械工程控制基础，华中科技大学出版社第五十三页，共五十四页。内容梗概液压系统设计

高级课程。液动力可以分为二种：稳态液动力和瞬态液动力。稳态液动力是阀芯移动完毕后，液流流过阀口时，因动量发生改变而作用在阀芯上的力。因此，在高压大流量情况下，这个力将会很大，使阀口不能稳定地打开。通常解决这个问题的方法是采取一些补偿、消除液动力的措施。瞬态液动力是滑阀移动过程中（即开口大小变化时）阀腔内的液流由于加速或减速而作用在阀芯上的力。其大小只与阀芯的移动速度有关，即与阀口的变化率有关。根据液流方向和阀芯运动方向，有四种组合。流出的起正阻尼作用，流出的起负阻尼作用。有的是液压中的杂物（液压污染）卡进间隙中。但主要原因是来自滑阀副的形状误差和同心度变化所引起的径向不平衡液压力，下面分析这种原因的几种常见现象。为了减小径向不平衡力，一般在阀芯台肩上开