电液伺服阀控活塞式液压摆动马达位置控制系统设计 (2)..

电液伺服阀控活塞式液压摆动马达位置控制系统设计姓名：黄鹏学号：101201207班级：机械1002班专业：机械设计与制造及其自动化学院：机械工程学院第一章、设计任务和要求1.1活塞式液压摆动马达的组成及工作原理活塞式液压摆动马达是将直线运动转换为旋转摆动的液压—机械复合传动机构，其中结构原理如图所示。

它由滚珠螺旋副、滚珠花键导轨副、旋转输出套以及液压油缸等组成。

摆动马达的工作原理为：液压油进入油缸驱动滚珠螺旋丝杆轴往复直线运动，滚珠螺旋丝杆轴驱动螺旋旋转输出套做往复旋摆运动，滚珠花键导轨副防止螺旋丝杆轴转动。

1.活塞式液压摆动马达是将直线运动转换为旋转摆动的液压—机械复合传动机构，其中结构原理如图所示。

它由滚珠螺旋副、滚珠花键导轨副、旋转输出套以及液压油缸等组成。

摆动马达的工作原理为：液压油进入油缸驱动滚珠螺旋丝杆轴往复直线运动，滚珠螺旋丝杆轴驱动螺旋旋转输出套做往复旋摆运动，滚珠花键导轨副防止螺旋丝杆轴转动。

2设计并仿真分析电液伺服阀控活塞式液压摆动马达位置控制系统设计参数及性能要求：马达的最大旋转摆角为50°；最大转速s /30max ︒=ω，最大角加速度；液压缸以外运动部件受到干摩擦力矩为kgM m =150为m kg M m ⋅=150；液压缸的粘性摩擦系数为s m kg B m /105.125⋅⨯=；负载转动惯量为218.4s m N J ⋅⋅=，静态误差︒≤2.0c e ；速度误差︒≤1.0v e ；相位裕量︒=50][γ；增益裕量dB L g 10][=；液压弹性模量为25/107000mNe⨯=β。

1）计算液压缸的传递函数，并绘制系统控制方框图；2）建立电液控制系统的数学模型；3)用PI调节器对系统进行性能校正和仿真分析（校正前、后的伯德图、单位阶跃响应以及正弦响应）。

第二章、元器件选用2.1液压油源开式泵选用德国力士乐原装进口的轴向柱塞恒压变量泵，特别适合开式回路，具有良好的自吸特性，连续工作压力可达35Mpa，噪声低、使用寿命长、功率重量比高，排量为125mL/r。

阀控马达实验中，由该泵提供动力源。

2.2电液伺服方向阀泵经此电液伺服方向阀控制活塞式液压摆动马达的流量和方向。

这里采用的是意大利ATOS公司生产的16通径的DPZO-L型三位四通先导式高性能电液伺服方向阀，它主要由电-机械转换元件、先导式伺服阀两部分组成，可根据输入电信号提供方向控制和无补偿的流量控制。

这种高性能电液伺服方向阀，是普通型电液伺服方向阀进一步发展的结果，它的动态和稳态性能指标已达到了传统伺服阀的指标，其中一些指标甚至超过伺服阀。

DPZO-L型高性能电液伺服方向阀具有两个位置传感器。

一个在先导阀上，用来检测先导阀的阀芯位移，并反馈至伺服放大器，从而形成先导级位移电反馈的作用，从而提高阀的运行可靠性以及优化阀的动态特性；而另一个在主阀阀芯上，用来检测主阀的阀芯位移，并反馈至伺服放大器，从而形成从伺服放大器给定信号至主阀芯位移的闭环位移控制，把伺服放大器、电磁铁及先导阀都包含在闭环中了，提高了主阀芯的抗干扰（摩擦力、液动力的变化）能力，快速、正确地跟踪输入电信号的变化。

所以DPZO-L型电液伺服阀输入信号以双闭环形式精确地确定了阀芯调节，并且由于具有双传感器，动态性能高，响应快。

2.3伺服放大器伺服放大器根据输入信号调整供给伺服电磁铁的电流，电磁铁将此电流转换为作用于滑阀阀芯上的力，以克服弹簧的弹力。

电流增大，输出的力相应增大，结果压缩复位弹簧使阀芯移动。

第三章、电液伺服阀控活塞式液压摆动马达位置控制系统数学模型3.1系统数学模型的建立3.1.1伺服放大器传递函数高性能电液伺服换向阀是电流控制型元件，其伺服电磁铁及线圈具有比较大的感抗，伺服阀的驱动电路—伺服放大器通常为高输出阻抗的电压—电流转换器，其频带比液压固有频率宽得多，在研究频率范围内，通常可视为放大环节，即 )()(s U s I K a =(3-1)式中 )(s I — 伺服放大器输出电流)(A ；)(s U — 误差电压)(V ； a K — 伺服放大器增益)/(V A 。

3.1.2高性能电液伺服方向阀传递函数这里采用的先导式伺服方向阀的作用原理，即先导阀控制液动式主滑阀的作用情况，极类似于三位四通阀控制对称液压缸的作用原理。

只是它比一般的阀控液压缸更为复杂，是一个复杂的闭环系统，它的实际动态响应既不是典型的惯性环节，也不是典型的震荡环节，其传递函数的简化要视具体情况而定。

若将它简化为二阶震荡环节，则可知伺服阀传递函数为：12)()()(22++==v v v qv ss K s I s Q s G ωζω （3-2）式中 )(s Q — 电液伺服阀在稳态工作点附近流量)/(3s m ；q K — 电液伺服阀在稳态工作点附近流量增益)/(3A s m ⋅；v ω — 电液伺服阀的等效无阻尼自振频率)/(s rad ； v ζ — 电液伺服阀的等效阻尼系数，无量纲；s — 拉普拉斯算子。

3.1.3阀控活塞式液压摆动马达动力传递函数由电液伺服方向阀、活塞式液压摆动马达和负载组成的液压动力机构对系统的品质好坏有很大影响，因此确定阀控活塞式液压摆动马达动力机构的数学模型是分析整个系统的前提。

首先假设：1）伺服阀和活塞式液压摆动马达之间的连接管道很短，可以忽略管道中的压力损失和管道动态的影响；2）活塞式液压摆动马达的内外泄漏流动状态为层流，马达的壳体压力为大气压，忽略低压腔的壳体的外泄漏，液流的密度和温度均为常数；3）伺服阀为理想零开口的四通滑阀，节流窗口匹配且对称，且滑阀具有理想的动态特性；4）油源供油压力恒定，回油压力为零；5）工作油液的体积弹性模量为恒值。

在上述假设条件下可列出三个动态方程：1.电液伺服阀的线性化流量方程L c v q L p K x K q -= （3-3）式中 L q — 电液伺服阀的负载流量)/(3s m ；v x — 伺服阀阀芯位移)(m ； cK — 伺服阀流量-压力系数)/(5s N m ⋅； L p — 负载压力)(Pa 。

对式（3-3）进行拉式变换)()()(S P K s X K s Q L c v q L -= （3-4）2.活塞式液压摆动马达的流量连续性方程dt dp V p C dt d D q L e t L tm m m L βθ4++= （3-5）式中 m D — 活塞式液压摆动马达的等效弧度排量)/(3rad m ；m θ — 螺旋旋转输出套的角位移)(rad ；tm C — 活塞式液压摆动马达的总泄漏系数)/(5s N m ⋅， em im tm C C C 21+=；（其中im C ，em C 分别为马达的内外泄漏系数） t V — 活塞式液压摆动马达、伺服阀腔及连接管道总容积)(3m ； e β — 工作油液的有效体积弹性模量)(Pa 。

对式（3-5）作拉氏变换 )()()()(s sP V s s D s P C s Q L e t m m L tm L βθ++= （3-6）3.活塞式液压摆动马达轴上的力矩平衡方程忽略静摩擦力、库仑摩擦等非线性和油液的质量，根据牛顿第二定律可得马达和负载的力矩平衡方程为：m m m m m t L m M G dt d B dt d J p D +++=θθθ22 （3-7）式中 t J — 活塞式液压摆动马达和负载（折算到马达旋转输出套 上）的总转动惯量)(2m kg ⋅；m B — 粘性阻尼系数)(s m N ⋅⋅；G — 负载扭矩弹簧刚度)/(rad m N ⋅；m M — 作用在马达旋转输出套上的外负载力矩)(m N ⋅。

对式（3-7）作拉氏变换)()()()(2s M s G s B s J s P D m m m t L m +++=θ （3-8）4.阀控活塞式液压摆动马达动力机构传递函数联立式（3-4）、（3-6）、（3-8）可以得到阀芯位移和外负载干扰作用同时作用于马达的总输出角位移222222322)41()4(4)()41()()(m ce m ce m m e t m ce t m m e t t m e t m ce e t m ce v m qm D GK s D K B G D V s D K J B D V s J D V s M s K V D K s x D K s +++++++-=ββββθ（3-9）式中Kce-总流量-压力系数，Kce=Kc+Ctm （m5/N ·s ）。

此阀控液压马达系统中，马达和负载刚性连接，故弹性负载影响可不计，即G=0，又通常2mcem D K B ＜＜1，则式（3-9）可简化为 ωζωβθ （3-10）式中ωh-无阻尼液压固有频率，t t m e h J V D 24βω=，（rad/s ）； ζh-液压阻尼比，t e t m mt t e m ceh J V D B V J D K ββζ4+=，无量纲。

又系统稳态工作点附近流量q=Kqxv ，则由式（3-10）可得马达输出角位移对流量、外负载的传递函数分别为：)12(1)()(22++=s s s D s Q s h h h m m ωζωθ （3-11）)12()41()()(222+++=s s s s K V D K s F s h h h ce e t m ce L m ωζωβθ （3-12）则可知液压马达角速度对流量、外负载的传递函数分别为： 121)()(22++=∙s s D s Q s h h h m m ωζωθ （3-13） 12)41()()(222+++=∙s s s K V D K s F s h h h ce e t m ce L m ωζωβθ （3-14）令式（3-14）中T ce e t m ce K s K V D K =+)41(2β3.1.4位移传感器传递函数可将速度传感器视为伺服环节，则有)()(s s U K m f ∙=θ （3-15） Kf-速度传感器的增益)/(rad s V ⋅。

3.1.5阀控马达系统传递函数综合图（2-2）和式（3-1）、（3-2）、（3-13）、（3-15）得阀控马达电液伺服控制系统传递函数方框图，如图3-1所示：LQ 1θ1i ∆1U 21211121h h h s s s ζωω⎛⎫++ ⎪⎝⎭ 1f K1121114ce m e ce K V s D K β⎛⎫+ ⎪⎝⎭ 1a K 11()sv sv K G s 11m D 1f M -+-电液伺服控制系统传递函数方框图3.2负载的等效处理阀控马达系统中弹性负载可忽略不计，这里主要考虑惯性负载和外负载力矩。

1.惯性负载包括液压马达转动惯量Jm 和外负载二次元件转动惯量JL ，又马达和负载直接相连，所以马达和负载折算到马达旋转输出套上的总惯量：Jt=Jm+JL 。