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新疆工业高等专科学校毕业设计(论文)液压伺服控制系统 系 别：机 械 工 程 系专业班级： 机械设计02-2班（民本） 姓 名： 指导教师： 完成日期： 新疆工业高等专科学校毕业设计（论文）评定意见书设计（论文）题目： 液压伺服控制系统 专 题： 设 计 者：姓名 专业 机械设计制造及自动化 班级 机械设计02-2班 设计时间： 指导教师：姓名 职称 副教授 单位：机械工程系 评 阅 人：姓名 职称 单位 评定意见：评定成绩： 指导教师（签名）： 年 月 日 评阅人（签名）： 年 月 日 答辩委员会主任（签名）： 年 月 日目录第1章前言11.1 液压伺服控制系统的工作原理及组成11.2 液压伺服和比例控制的分类31.3 液压伺服和比例控制系统的优缺点41.4 液压伺服和比例控制系统的发展和应用4第2章 液压放大元件42.1 圆柱滑阀的结构型式及分类42.2 零开口四边滑阀的静态特性52.3实际零开口四边滑阀的静态特性 1、压力特性曲线和泄漏流量曲线7第3章 电液伺服阀83.1 电液伺服阀的组成与分类83.2 力矩马达833 永磁力矩马达的分析与计算934 伺服阀的响应特性（伺服阀传递函数的简化）23第四章 液压动力元件244.1 四通阀控制液压缸254.2方框图与传递函数：264.3传递函数简化274.4频率响应分析29第五章 四通阀控制液压马达305.1基本方程：305.2方框图与传递函数：31第六章 控制方案31方案一：31方案二:36后记40参考文献42第1章前言1.1 液压伺服控制系统的工作原理及组成一、 液压伺服和比例控制系统的工作原理液压伺服控制系统是以液压动力元件作驱动装置所组成的反馈控制系统。在这种系统中，输出量(位移、速度、力等)能够自动地、快速而准确地复现输入量的变化规律。同时。还对输入信号进行功率放大，因此也是一个功率放大装置。如图1-1所示为一机液伺服控制系统。液压泵是系统的能源，它以恒定的压力向系统供油供油压力由溢流阀调定。液压动力元件由四边滑阀和液压缸组成。 滑阀是转换放大元件，它将输入的机械信号(阀芯位移)转换成液压信号(流量、压力)输出，并加以功率放大。液压缸是执行元件，输入是压力油的流量，输出是运动速度(或位移)。滑阀阀体与液压缸体刚性连结在一起，构成反馈回路。因此，这是个闭环控制系统。图1-3所示是双电位器电液位置伺服系统工作原理图。该系统控制工作台(负载)的位置。使之按照指令电位器给定的规律变化。系统由指令电传器、反馈电位器、电子放大器、电液伺服阀、液压缸和工作台组成。是一种阀控式电液位置伺服系统。图15是泵控式电液速度控制系统的原理图。该系统的液压动力元件由变量泵和液压马达组成，变量泵既是液压能源又是液压控制元件。二、液压伺服控制系统的组成液压伺服和比例控制系统由以下一些基本元件组成：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。如液压缸和液压马达等。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。1.2 液压伺服和比例控制的分类一、按系统输入信号的变化规律分类定值控制系统：当系统输入信号为定值时称为定值控制系统。程序控制系统：系统的输入信号按预先给定的规律变化时，称为程序控制系统伺服系统：也称随动系统，其输入信号是时间的未知函数，而输出量能够准确、快速地复现输入量的变化规律。二、按被控物理量的名称分类 位置伺服控制系统、速度伺服控制系统、其它物理量的控制系统。三、按液压动力元件的控制方式或液压控制元件的形式分类 节流式控制(阀控式)系统：阀控液压缸系统和阀控液压马达系统 容积式控制系统：伺服变量泵系统和伺服变量马达系统。四、按信号传递介质的形式分类 机械液压伺服系统、电气液压伺服系统和气动液压伺服系统等。1.3 液压伺服和比例控制系统的优缺点 （一）、液压伺服控制的优点 (1)液压元件的功率重量比和力矩-惯量比大 可以组成结构紧凑、体积小、重量轻、加速性好的伺服系统。 (2)液压动力元件快速性好，系统响应快。 (3)液压伺服系统抗负载的刚度大，即输出位移受负载变化的影响小，定位准确，控制精度高。（二）、液压伺服控制的缺点 (1) 液压元件，特别是精密的液压控制元件(如电液伺服阀)抗污染能力差，对工作油液的清洁度要求高。 (2) 油温变化时对系统的性能有很大的影响。 (3) 当液压元件的密封设计、制造相使用维护不当时容易引起外漏，造成环境污染。 (4) 液压元件制造精度要求高，成本高。 (5) 液压能源的获得和远距离传输都不如电气系统方便。1.4 液压伺服和比例控制系统的发展和应用 液压伺服控制是一 门新兴的科学技术。它不但是液压技术的一个重要分支而且也是控制领域中的一个重要组成部分。 在第一次和第二次世界大战期间及以后，由于军事工业的刺激，液压伺服控制因响应快、精度高、功率重量比大等特点而受到特别的重视，特别是近几十年，随着整个工业技术的发展，促使液压伺服控制得到迅速发展，使这门技术元论在元件和系统分面，还是在评论与应用方面都日趋完善和成熟，形成一门新兴的科学技术。 目前，液压伺服系统特别是电液伺服系统已成为武器自动化和工业自动化的一个重要方面。在国防工业和一般工业领域都得到了广泛应用。第2章 液压放大元件2.1 圆柱滑阀的结构型式及分类 一、按进、出阀的通道数划分四通阀(图2-1a、b、c、d)三通阀(图2-1e)二通阀(图2-1f)二、按滑阀的工作边数划分四边滑阀(图2-1a、b、c)双边滑阀(图2-1d、e)单边滑阀(图2-1f)三、按阀套窗口的形状划分矩形、圆形、三角形等多种四、按阀芯的凸肩数目划分二凸肩、三凸肩、四凸肩五、按滑阀的预开口型式划分正开口(负重叠)、零开口(零重叠)和负开口(正重叠)2.2 零开口四边滑阀的静态特性一、理想零开口四边滑阀的静态特性 1、理想零开口四边滑阀的压力流量方程阀芯左移：阀芯右移：合并得： 归一化处理得：其中：无因次负载压力， 为阀芯最大位移时的空载流量。无因次负载流量，2、理想零开口四边滑阀的阀系数流量增益：流量-压力系数：压力增益理想零开口四边滑阀的零位阀系数流量增益：流量-压力系数：压力增益：2.3实际零开口四边滑阀的静态特性 1、压力特性曲线和泄漏流量曲线2、中位泄漏流量曲线中位泄露流量曲线除可用来判断阀的加工配合质量外，还可用来确定阀的令位流量-压力系数。可得 这个结果对任何一个匹配和对称的阀都是适用的。层流状态下液体通锐边小缝隙的流量公式可写为式中 阀芯与阀套间的经向间隙； 阀的面积梯度； 油液的动力粘度； 节流口两边的压力差；零位时每个窗口的压降为，泄漏流量为在层流状态下零位泄漏流量为； 实际零开口四边滑阀的零位阀系数流量-压力系数：压力增益：第3章 电液伺服阀电液伺服阀既是电液转换元件，又是功率放大元件。它能够将输入的微小电气信号转换为大功率的液压信号(流量与压力)输出。根据输出液压信号的不问，电液伺服阀和比例阀可分为电液流量控制伺服阀和比例阀和电液压力控制伺服阀和比例阀两大类。3.1 电液伺服阀的组成与分类一、电液伺服阀的组成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。3.2 力矩马达在电液伺服阀中力矩马达的作用是将电信号转换为机械运动，因而是一个电气机械转换器。电气机械转换器是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直线位移或角位移的机械运动。一、力矩马达的分类及要求1、力矩马达的分类 1)根据可动件的运动形式可分为：直线位移式和角位移式，前者称力马达，后者称力矩马达。 2)按可动件结构形式可分为：动铁式和动圈式两种。前者可动件是衔铁，后者可动件是控制线圈。 3)按极化磁场产生的方式可分为：非激磁式、固定电流激磁和永磁式三种。2、对力矩马达的要求 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，问时体积小、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。二、永磁力矩马达1、力矩马达的工作原理 图2所示为一种常用的永磁动铁式力矩马达工作原理图，它由永久磁铁、上导磁体、下导磁体、衔铁、控制线圈、弹簧管等组成。衔铁固定在弹簧管上端，由弹簧管支承在上、下导磁体的中间位置，可绕弹簧管的转动中心作微小的转动。衔铁两端与上、下导磁体(磁极)形成四个工作气隙、。两个控制线圈套在衔铁之上。上、下导磁体除作为磁极外，还为永久磁铁产生的极化磁通和控制线圈产生的控制磁通提供磁路。33 永磁力矩马达的分析与计算331 力矩马达磁路分析计算图35为一个典型的力矩马达原理图，力矩马达的两个线圈由推挽放大器来推动。放大器中的电压Ebb使力矩马达每个线圈都建立一个零值电流（空载电流）0。但是由于两个线圈中的电流方向相反，因此在衔铁上并不产生净力矩。如果放大器有输入，则将使一个线圈中的电流增加，与此同时，另一个线圈中的电流将减小同样的数值。因此，两个线圈中的电流可写成 （39） （310）式中 、一每个线圈中的电流，安；I0一每个线圈中的零值电流，安：一每个线圈中的信号电流，安：两个线圈中的差动电流 （311）零值电流I0一般约为最大差动电流的一半。这样，当输入放大器的信号最大时，力矩马达一个线圈中的电流将大致为零，而在另一个线圈中将为最大的差动电流值。由于零值电流的存在，使电路的效率只有50，但在整个系统中，电功率与液压损失相比是微不足道的，所以电路效率问题并不重要 。图36a是力矩马达磁路原理图，这是一个对称的桥式磁路。气隙极化磁通：极化磁通由两个永久磁铁产生，衔铁在中间位置时，分别构成两个极化磁通路 ，且四个气隙的磁阻相等，由下式给出 （313）式中 衔铁在中间位置时每一个气隙的长度，米；气隙处导磁体工作面面积，米2；空气导磁率，4×10-7韦安·米。衔铁偏离中位时的气隙磁阻为 （318） （3-19）式中 气隙1和3的磁组安韦气隙2和4的磁组安韦衔铁端部（导磁体工作面的中心）偏离中间位置的位移，米。在以上这些假设下磁路可有图36b来表示。由于这个回路是对称桥路，很明显，通过对角线气隙的磁通是相等的。对气隙1、3和磁动势源所组成的闭合回路应用克希霍夫第二定律可得气隙合成磁通 （3-20）对气隙2、4可得气隙合成磁通 （321）式中Mp永久磁铁产生的极化磁动势Nci控制电流产生的控制磁动势Nc每个控制线圈的匝数利用衔铁在中位时的极化磁通和控制磁通来表示Mp和和Nci更为方便，此时式 （324）， （325）可写成 （322） （323）式中衔铁在中位时气隙的极化磁通 （324） 衔铁在中位时气隙的控制磁通 （325）衔铁在磁场中所受电磁吸力可按马克撕威尔公式计算 式中 F电磁吸力； 气隙中的磁通； 磁极面的面积。由控制磁通和极化磁通在气隙中相互作用在衔铁上所产生的电磁力矩为（见图37） (336)式中, 是衔铁转动中心到磁极面中心的距离，F1、F4是气隙1、4处的电磁吸力，考虑到气隙2、3的情况相同，所以乘以二倍。将式（335）代入上式可得到 （337）再将气隙磁通表达式（322）和（323）代入式上，并考虑到衔铁转角很小，故有，则上式可以写成 （339）式中 输入电流在衔铁上产生的总力矩，牛·米 ：力矩马达的力矩系数，牛 ·米安； （340）力矩马达的磁弹簧刚度，牛 ·米弧度； （341）式 （539）说明力矩马达的输出力矩具有非线性。为了改善线性度和静稳定性，并防止衔铁被永久磁铁吸附，力矩马达一般都设计成（一般小于1/3），即和。在满足这个条件时，或力矩马达工作在零位附近时，式（539）可写成线性化形式 （342）式中，是中位力，即衔铁在中间位置时输入电流产生的磁力矩。而是由于衔铁偏离中位时，极化磁通变化所产生的附加磁力矩，这个力矩使衔铁进一步偏离中位。因此这个附加的磁力矩相当于一个具有负弹簧刚度的弹簧。一般来讲，对动铁式力矩马达可能为正、负或等于零对分支点 或B应用克希霍夫第二定律可得衔铁磁通 （324）将式（322）和（323）代入上式整理后可得 （325）由于，所以式（528）可简化为 （326）考虑到，式 （326）可写成 （328）所求得的气隙磁通、可用来计算力矩马达的电磁力，衔铁磁通可用来计算力矩马达线圈的反动势。332 电路的计算见图35。每个线圈回路的电压方程为 (329) （330）式中 产生空载电流所需的常值电压，伏；线圈公用边的阻抗，欧；每个线圈的电阻，欧；每个线圈回路中放大器内阻，欧。由式（329）减去（330），并考虑到（311）和式（312）可得到 （331）这是力矩马达电路的基本电压方程 。将式（328）微分带入式（331），其结果经拉氏变换后为 （332）式中 每个线圈的反电动势常数，伏·秒弧度每个线圈的自感系数，亨。 （333） （334）式（332）是力矩马达电路基本电压方程的常用形式。方程式左边为放大器加在线圈上的总控制电压，右边第一项为电阻上的电压降压，第二项为衔铁运动时再线圈内产生的反电动势，第三项是线圈内电流变化所引起的感应电动势。它包括线圈的自感和两个线圈线圈之间的互感。由于两个线圈对信号电流 来说是串联的，并且是紧密耦合的，因此互感等于自感。所以每个线圈的总电感为2。式（3-32）可以改写为 式中 控制线圈回路的转折频率， 333 动态特性（动态方程式）力矩马达动态由电路动态和衔铁负载动态所组成。电路动态方程式由式（332）给出。下面给出衔铁运动方程式 (343)式中 衔铁及加于其上的负载惯量之和，牛 ·米·秒2；衔铁机械支承 （通常可以忽略）和负载的粘性阻尼系数，米 ·牛 ·秒；支承弹簧刚度，牛 ·米弧度；作用在衔铁上的负载力矩，牛 ·米。作用在衔铁挡板组件上的诸力见图38。负载力矩TL由以下两部分组成 喷嘴液流力在挡板上产生的负载力矩 （354）式中，喷嘴孔的面积； 两个喷嘴腔的负载压差； 喷嘴中心至弹簧管回转中心的距离； 喷嘴与挡板间的流量系数； 喷嘴与挡板间的零位间隙； 衔铁挡板被滑阀约束以及滑阀运动所产生的负载力矩 （355）式中 ； 反馈杆小球中心到喷嘴中心的距离，米： 反馈杆刚度，牛米。阀芯位移；与式（342）合并后经拉氏变换，则得 (344)式中 力矩马达的总刚度； 力矩马达的净刚度； （347）式中力矩马达的固有频率，力矩马达的机械阻尼比 （2）偏转角和挡板位移 间的关系为 （357）（3）液压前置级的传递函数忽略阀芯移动时所受到的粘性阻尼和作用在其上的稳态液动力及反馈杆弹簧力，则挡板位移至阀总位移的传递函数为 （358）式中 喷嘴挡板阀的流量增益，米2秒；阀芯端面面积，米； 滑阀的液压固有频率，1 /秒； 滑阀的阻尼比，无因次；阀芯一端所包含的容积，米3；喷嘴挡板阀流量压力系数，米5牛·秒；阀芯及油液的归化质量，千克。（4）阀一液压马达的传递函数假定负载是简单的惯量，则阀芯位移至液压马达的传递函数为 （359） 式中 无阻尼液压固有频率 （液压谐振频率），弧度秒液压阻尼比，无因次；速度增益，秒（5）压力反馈回路略去阀芯运动时所受的粘性阻尼和反馈杆弹簧力，则喷嘴挡板阀的负载压力为 （360）将上式在0处线性化，则得 （361）滑阀的负载压力为 （362）根据式（356）（562）可画出力反馈两级电液伺服阀的方块图，见图39334 伺服阀的稳定性图 39所示的方块图包含两个反馈回路。一个是力反馈回路，有阀芯和挡板间的反馈杆连接所形成，用来实现阀芯定位，这是个主要回路。另一个是压力反馈回路，由作用在挡板上的压力所形成，这是个次要回路。（1）力反馈回路的稳定性这个回路包含力矩马达和滑阀两个动态环节。首先简化力矩马达的传递函数 。以力矩作为输入时力矩马达的传递函数可以写成 （363）式中力矩马达以电流作为输入时的固有频率，弧度秒； 力矩马达以电流作为输入时的阻尼比。如果忽略机械阻尼（由此引起的阻尼比大约为0.050.1），并考虑到 （364）式中衔铁挡板组件的固有频率，弧度秒 衔铁挡板组件的有效刚度，牛·米弧度 ；则式（363）可以写成 （365）其特征方程式的形式与式（347）的相同，因此可将式（365）写成 （366）当比较高时（其值与有关），在的滞后可被在的超前所抵消。此时力矩马达可近似地表示为下列的二阶环节。 （367）式中的固有频率。在一般的情况下，如果考虑机械阻尼a，式（363）的特征方程式仍然可以分解成一个一阶因子和一个欠阻尼的二阶因子。而且在充分大时，一阶滞后因子可被在处的一阶超前所抵消。而二阶因子的固有频率近似地等于以电流为输入时的固有频率，但略大于。因此力矩马达仍然可以近似地表示为一个欠阻尼的二阶滞后环节 （368）式中是由机械阻尼和电磁阻尼两者所形成的阻尼比。rG1(s)H1(s)TeTe+ 310 力反馈回路简化方块图滑阀的固有频率比较高，可达10002000赫兹。而力矩马达的固有频率通常比较低，所以可以略去，力反馈回路可简化为图310所示的形式 。这是个型伺服回路，其速度放大系数为 （369）为了使速度放大系数达到最大，这类伺服阀通常设计成an，即 （370）这样，力矩马达衔铁的机械弹簧刚度n，刚好与磁弹簧刚度m和液流力刚度相平衡。因此，衔铁挡板组件刚好处于静稳定的边缘上。当力矩马达装入伺服阀以后，f就变成主要的弹簧刚度并使静稳定性得到了保证。当采用了这个设计准则之后，式（369）可简化为 （371）力反馈回路的波德图见图311所示。回路的稳定性判据为 （372）回路的穿越频率近似等于速度放大系数。由稳定性所确定的速度放大系数也就决定了伺服阀响应速度的上限。为了提高稳定性和响应速度，必须提高力矩马达的阻尼比和固有频率。为了避免放大器和衔铁电路动态的影响，伺服阀通常以电流作为输入来确定其性能。此时，回路的稳定判据为 （374）稳定判据只与机械参数有关。为了提高伺服阀的稳定性和响应能力，除增加机械阻尼外，还必须尽量减小衔铁挡板组件的惯量。（2）压力反馈回路的稳定性压力反馈回路反映了伺服阀各级负载动态的影响。如果这个回路占了支配地位的话，就要使伺服阀的特性在很大程度上依赖于负载动态。这个回路的增益与液流力有关，这种力在设计阶段是不容易计算和控制的。因此，在伺服阀的某些使用场合可能出现稳定性问题。另外会限制伺服阀的动态响应。一般来说，任何元件在加了反馈以后其响应能力与开环情况相比都会有所降低。这个压力反馈回路和用负载压差有意构成的压力反馈是不同的，前者不易控制，后者是可控制的。因此应当尽量减小这个回路的影响，使其不起作用。所采用的办法是使压力反馈回路的开环增益在任何频率下都小于一，这样压力反馈回路就近似于开路状态而不起作用。由图310可求得力反馈回路的闭环传递函数（这是压力反馈回路的正向传递函数） （374）如果足够大，把处的谐振峰压到最低，能够被惯性环节在处造成的衰减所抵消时，则的最大增益为下面确定反馈回路的传递函数 ，由于，可以忽略，并下考虑到以及，可以得到 （375）这个传递函数的最大增益为。正向传递函数的最大增益与反馈传递函数的最大增益的乘积就是压力反馈回路的最大增益。为确保稳定性，此值应小于1，因此 （376）这个判据在一般情况下都不难满足。当满足这个判据时，压力反馈回路就可以忽略 。34 伺服阀的响应特性（伺服阀传递函数的简化）力反馈回路的闭环传递函数见式（375），式中、和是力反馈回路的闭环参数。在比较小时，。略去压力反馈回路以后，力反馈伺服阀的传递函数近似为： （377）为了使电路动态不至于限制伺服阀的响应能力，应当充分大。为此可采用高输出阻抗放大器或电流反馈放大器推动伺服阀。这样，伺服阀的传递函数就可表示为： （378）式中 伺服放大器增益，安伏：伺服阀增益，米安。由于vf是式（378）中最低的转折频率，所以在此频率处的滞后就左右了伺服阀的响应，因而往往用它来近似代表伺服阀的动态特性，考虑到，伺服阀传递函数可简化为： （379）在稳态工作的情况下，0由式（379）得阀芯位置与差动电流的关系为： （380）为提高伺服阀的增益，要增大力矩马达的力矩系数，减小尺寸和反馈杆刚度，由、和所确定，这些参数在设计时已经确定。但在调试时有些参数如、还可以作少量的变动，来调整伺服阀的增益。力反馈伺服阀在稳态工作时，挡板处在零位附近，即。因此阀的线性度好，对力矩马达线性度要求不那么严格，允许阀芯取得较大的行程，从而改善了伺服阀的分辨率、防堵塞性能并减小了伺服阀的总尺寸。这是力反馈伺服阀的优点。第四章 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(液压比控制元件)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。4.1 四通阀控制液压缸 基本结构形式一、基本方程：(一) 滑阀的流量方程定义负载流量：(二) 液压缸流量连续性方程进油腔流量：回油腔流量：液压缸工作腔的容积：综合以上各式得液压缸流量连续性方程：根据： V01 = V02 = V0 = Vt /2同时：则液压缸流量连续性方程简化为：(三) 液压缸和负载的力平衡方程：4.2方框图与传递函数：根据阀控液压缸的基本方程进行拉氏变换得：根据阀控液压缸的拉氏变换方程式绘出系统方框图。由方框图求得液压缸输出位移传递函数：式中，分子的第一项是液压缸活塞的空载速度。第二项是外负载力作用引起的速度降低。其分母特征多项式各项意义如下：第一项： 是惯性力变化引起的压缩流量所产生的活塞速度；第二项： 是惯性力引起的泄漏流量所产生的活塞速度；第三项： 是粘性力变化引起的压缩流量产生 的活塞速度；第四项是活塞运动速度；第五项： 是粘性力引起的泄漏流量所产生的活塞速度；第六项： 是弹性力变化引起的压缩流量所产生的活塞速度；第七项： 是弹性力引起的泄漏流量所产生的活塞速度。4.3传递函数简化（一）、无弹性负载：简化为： 液压固有频率： 液压阻尼比： 忽略Bp后近似为： 对指令输入Xv的传递函数： 对指令输入FL的传递函数： （二）、有弹性负载： 简化为： 综合固有频率： 综合阻尼比： 忽略Bp后近似为： 标准传递函数形式： 或进一步简化为： (三) 其它简化形式： 4.4频率响应分析（一）、无弹性负载系统频率分析：(1)速度放大系数 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)。它表示阀对液压活塞速度控制的灵敏度。速度放大系数直接影响系统的稳定件、响应速度和精度。提高速度放大系数可以提高系绽的响应速度和精度。但使系统的稳定性变坏。速度放大系数随阀的流量增益变化而变化。(2)液压固有频率 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。提高液压固有频率的方法有： I 增大液压缸活塞的面积 II 减少总的压缩容积 III 减少折算到活塞上的总的质量 IV 提高容积弹性模数(3) 液压阻尼比，液压阻尼比的表达式，影响液压阻尼比的因素，提高阻尼比的方法。（二）、有弹性负载系统频率分析：分析系统的主要参数对系统的性能的影响。由于惯性环节的存在，使系统变成了一阶系统，对单位阶跃输入就是有差的了。 第五章 四通阀控制液压马达基本结构形式5.1基本方程：5.2方框图与传递函数： 液压固有频率：液压阻尼比： 对阀芯位移Xv的传递函数：对外负载力矩TL的传递函数：第六章 控制方案方案一：(一)伺服阀-液压缸系统设有一机床工作台的位置需要连续控制.1. 设计要求和给定叁数工作台质量Mt=1000千克工作台最大摩擦力Ff=2000牛最大切削力FG=500牛工作台最大行程S=50厘米工作台最高速度=8×10-2米/秒工作台最大加速度amax=0.1g1米/秒2位置误差ep±0.05毫米速度误差e1毫米频带宽度f-3db10赫2. 构成控制系统采用伺服阀-液压缸系统.系统方块原理图如图6-40所示.指令装置伺服放大器电液伺服阀液压缸工作台反馈传感器液压能源 图6-40 伺服阀控制夜压缸系统的方块原理图 3. 确定动力元件叁数及其动态特性(1)绘制负载轨迹图负载力由切削力FG、摩擦力Ff=和惯性力Fi三部组成.这些力的图解,见图6-41.摩擦力Ff具有”下降”特性,如图6-41虚线所示,为了简化,可认为与速度无关,是定植,取最大值Ff=2000牛,如图6-41实线所示.惯性力按最大加速度考虑;假定系统是在最恶劣的负载条件(即所有负载里都存在,且速度最的高)下工作,则总负载力为V v v8 8 8 a) 切削力 b) 摩擦力 c) 惯性力 图6-41 各种负载力的图解0 3500 FL v 工作台速度和负载力的关系曲线可用图6-42粗略地表示. (2)确定动力元件叁数1)选取供油压力 2)求液压缸面积图6-42 可能的最大负载 取负载压力 ,由于,所以因为负载力已考虑了充分的余量,所以可取液压缸面积为。3）确定伺服阀的规格伺服阀在阀压降 下的流量应满足工作台最大速度的要求，即考虑到系统泄漏等影响，将QL增大15%，取为4.416升/分。查阅伺服阀样本，假定有额定流量（阀压降为63×105牛/米时的空载流量） 为8升/分 （额定电流为30毫安）的伺服阀可供选用，就选用这种伺服阀。（3）确定伺服阀的规格伺服阀在阀压降 下的流量应满足工作台最大速度的要求，即 考虑到系统；泄漏等影响，将增大15%，取为4.416。查阅伺服阀样本，假定有额定流量（发压降为时的空载流量）为（额定电流为30mA）的伺服阀可供选用，就选用这种伺服阀。（3）确定动力元件的传递函数因为负载特性为惯性负载，因此液压缸-负载的传递函数为 液压固有频率 假定阻尼仅有阀的流量-压力系数产生，则液牙阻尼比 零位流量-压力系数可根据式（2-51）近似计算，取，得 代入式（6-79），得 取。将的值代入式（6-78