电液伺服振动台毕业设计

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开题报告

一、 课题来源

众所周知，工业生产中的各种材料、零部件、构件以至整机或整个建筑物都需要经过振动实验才能确定它们的力学性能。在了解这些性能之后才能使设计更加合理。使用更加可靠，也只有通过实验，才能确定产品的性能优劣。振动台作为一种在实验室内提供典型振动条件或模拟再现环境，用以检验和评价各类工程装置或设备机械力学性能的标准试验设备，在国民经济发展中占有相当重要的地位，它的发展水平在某种程度上反映了一个国家的工业发展水平，因而世界各国都很重视结构试验技术和试验系统的研究开发工作。

机械式的振动台由于出力小、结构复杂而且不能结合计算机进行自动编程，一旦制造以后就无法根据具体要求进行更改，因此在实际应用中受到很大的限制，很少使用。电液式振动台的作用力大，既可以在较低频、较长行程下工作，也可以在较高频、较短行程下工作，而且配合计算机进行控制能任意改变其试验波形而方便的实现自动化控制;在需要很大作用力的时候，由于体积较小、结构紧凑，还可以用几个液压缸并联进行工作，但它的频率范围比电动式振动台略低，波形失真也比电动式振动台略大些。尽管如此，它还是以其优良的性价比在实际应用中拥有压倒性的优势。

二、 意义及发展

电液伺服系统具有响应速度快、控制精度高、抗负载的刚度高、控制方式灵活等优点，其应用范围广，特别是在各类环境模拟实验装置，材料试验机等领域应用十分广泛，是目前响应速度和控制精度都很高的一类伺服系统。电液伺服控制技术最先产生于美国的MTI，后来因为其响应速度快，精度高很快在工业界得到了普及。电液伺服系统是以液压动力元件作为执行机构，根据负反馈原理，使系统的输出跟踪给定信号的控制系统。它不仅能自动、准确、快速地复现输入信号的变化规律，而且可对输入量进行变换与放大，作为控制领域的一个重要研究对象，电液伺服系统的设计理论和方法一直受到控制学科的指导和启发，经历了从线性控制到非线性智能控制的发展历程。

近几年来电液式振动台的研制工作有以下新的的发展趋势: 第一、向着高频电液伺服系统的方向发展。

高频电液伺服系统的发展是为了满足工程实际的需要。对航天、航空等新技术产品进行振动环境模拟实验时，需要大吨位(I000KN以上)、高工作频率(1000Hz以上)的液压振动台特别希望液压振动台的上限工作频率能够达到2000Hz，这样就可以在一个液压振动台上完成整个频段的振动环境模拟实验，而不是低频段实验在液压振动台上进行，高频段实验在电磁振动台上进行。电液伺服系统的工作频率的高低，主要取决于伺服阀频宽的高低。因此，提高电液伺服阀频宽的研究从未停止过。

第二、智能控制及智能材料技术的发展。

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随着智能控制及智能材料技术的发展，利用机敏材料作为传感元件和制动元件的智能结构振动控制得到了长足的发展。

目前存在的问题是：

缺乏应用方面的非线性系统理论，对诸如控制策略设计，稳定性分析以及非线性和智能控制理论方法在实际应用中存在的局限性进行有针对性的研究。另外，值得指出的是，虽然电液伺服系统中的非线性因素，如温度、勃度、死区、库仑摩擦等会对控制系统的设计产生一定的影响，但是这些非线性因素的影响在多数条件下远不如负载干扰的影响大，而且对死区、库仑摩擦的分析和处理，目前已有比较成熟的处理方法和结果，如相平面法，描述函数法等。

三、 电液振动台的组成及工作原理

电液振动台是由油源、溢流阀、伺服阀、液压缸、台面和电控等部分组成；其中系统的控制特性重要由伺服阀的特性决定，电控部分只是在固有特性的基础上进行修正和改进。

电液单自由度（卧式）振动台简称电液振动台，其系统原理图如图1所示。控制信号（由信号源发出）经过主加法器、副加法器，把信号输给功率伺服放大器，功率伺服放大器用放大了的电流信号来控制伺服阀的开口，的开口大小决定了供给油缸活塞运动的，流量的多少就决定了活塞的运动大小（伺服阀是把小的电信号放大成需要大的液流，起电液转换和功率放大的作用），而活塞通过活塞杆带动做相应的振动。这样台面和其上的试件作振动运动就由信号源发出的信号来控制。速度、加速度、位移等传感器检测振动台的物理状态，并发出反馈信号给控制部分，以控制伺服阀的输出值。 信号源 冷却系统 主加法器 副加法器 D/A 功率伺服放大伺服阀 油库 工作台 液压缸 A/D 速度传感器 加速度传感位移传感器 图1单自由度（卧式）电液振动装置原理图

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四、 本文的主要内容

本课题研究的目的是设计并制造一个用于进行金属材料疲劳试验所使用的电液伺服振动台，充分利用电液振动台出力大、响应快的优点。

根据电液伺服控制系统特点及设计要求，设计了一台用于进行金属材料疲劳试验所使用的电液振动台。详细介绍了系统设计的原理和具体的设计方法、步骤。从系统的静态设计开始到主要元件的选择和参数的确定，建立了系统的数学模型并进行系统特性分析，充分利用MATLAB软件数字仿真并进行优化，以提高电液振动台的控制性能。

本文运用理论分析与实验研究相结合的方法，对电液振动台的设计进行了深入的分析，并针对提高其控制性能方面展开了研究，提出了一些见解和主张。为设计更加复杂的电液振动台提供了理论基础和实践经验。

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目 录

摘要·············································111 Abstract·········································· 第一章、绪论·····································

1.1电液振动台的设计要求·······································

1.2电液振动台的主要技术参数和结构·····························

第二章、振动台的设计及静态计算···················

2.1台体、台面及导轨的设计····································· 2.2负载特性··················································· 2.3电液伺服阀及伺服放大器的选用······························· 2.4液压缸的流量特性··········································· 2.5泵站的选择················································· 2.6液压系统的密封············································· 2.7液压系统油库的要求········································· 2.8液压元件选择···············································

第三章、振动台的动态分析及校正···················

3.1系统数学模型的建立········································· 3.2系统稳态精度分析··········································· 3.3系统动态特性分析··········································· 3.4采用串连超前滞后校正（PID校正）····························

第四章、总结·····································

4.1结论······················································· 4.2展望·······················································

致谢 参考文献

附录A主要符号说明

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电液单自由度卧式振动台的设计与

性能分析

摘 要

设计包括机械部分、电气部分和液压部分的设计及性能分析。其主要设计最大参数：最大激振力10T，激振频率范围0～10Hz，最大位移10mm。

在文中阐述了电液振动的结构特点，工作原理，性能特征及应用前景和发展。随后设计振动台台体，选取液压元件，选用电液伺服阀，设计液压伺服缸等，建立液压系统；分析电气控制，对振动台进行全面的设计和静态计算。

在完成液压系统的设计和静态计算后，论文还在其基础上建立了液压系统伺服控制所需要的数学模型，并运用计算机仿真软件对所设计的系统进行数字仿真，绘制Bode图，实现对该系统的动态特性分析，最后采用校正的方法对系统进行反馈校正，让设计的电液阵台性能优良。

关键词：电液振动台、静态特性、动态特性、传递函数、数字仿真、性能分析、反馈校正

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Horizontal vibration of single degree of freedom electro-hydraulic design and performance analysis station

Abstract

Design includes mechanical parts, electrical parts and hydraulic parts of the design and performance analysis. The largest of its main design parameters: maximum exciting force 10T, excitation frequency range of 0 ~ 10Hz, maximum displacement of 10mm.

Described in the text of the electro-hydraulic vibration of the structural features, working principle, performance characteristics and application prospects and development. Subsequently the design of Taiwan and Taiwan vibrating body, select hydraulic components, selection of electro-hydraulic servo valve, the design of hydraulic servo-cylinder and so on, the establishment of hydraulic system; analysis of electrical control of shaking table to conduct a comprehensive design and static calculations.

Upon completion of the hydraulic system design and static calculations, the paper also established on the basis of its servo-controlled hydraulic system required for the mathematical model and use computer simulation software system designed for digital simulation, drawing Bode diagram, to achieve the system's dynamic characteristic analysis, the final correction method using feedback correction system, so that the design of electro-hydraulic Front Desk excellent performance.

Key words: electro-hydraulic shaking table, the static characteristics, dynamic characteristics, transfer function, digital simulation, performance analysis, feedback correction

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第一章、绪 论

一、 电液振动台的设计要求

（1） （2） （3） （4） （5） （6）

最大激振力 Mm=104Kg； 频率范围 f=0～10Hz； 最大水平位移 xm=+5mm；

系统具有较好的稳定性和相对稳定性； 系统具有较好的快速响应能力；

系统具有较高的精度和较好抗干扰能力。

二、 电液振动台的主要技术参数和结构

本液压振动台用于材料试验系统的激振。主要包括主动力源、控制动力源、油箱及附件、过滤部件组、伺服阀控制液压缸、工控机及附件和电控柜。

1. 振动台的结构概述

本次设计的电液振动台是卧试单自由度电液振动台，故采用X方向的液压伺服缸来驱动振动台，由于仅要求水平自由度，因此台面采用X方向的机械式导轨滑动，其结构示意图如1—1所示；

液压缸 导轨 试验台 传感器器 伺服阀 放 油控制器 大 源 器 信号源 液压部分 电控部分

图1—1 振动台结构示意图

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2. 液压系统的结构及工作原理

液压系统包括主动力源、控制动力源、油箱及附件、蓄能过滤部件组和伺服阀控制液压缸。其结构及工作原理如图1—2所示。

图1—2 结构及工作原理示意图

动力源采用变量轴相柱塞泵，主油路液压油经单向阀、压力管路滤油器进入四通电液伺服阀。伺服阀在电信号的控制下，按照要求的频率切换进入液压缸的液流方向，使液压缸活塞带动运动部件进行振动。从液压缸排出的油液经伺服阀后，再经过单向阀、冷却器和回油滤油器返回油箱。蓄能器的作用使在执行机构需要较小流量的时候储存多余的油液，而在需要较大流量时，与液压泵进行同时供油。

电磁溢流阀控制系统的最高压力。在电磁铁ZDT断电的时候，液压泵卸荷。以电动机、液压泵、溢流阀荷压力管路滤油器组成的辅助供油系统用于控制伺服阀主阀。加热器和冷却器是为控制油箱内油液的温度而设置的。在冷却水截至阀打开，且电磁铁IDT通电的时候，冷却水通过冷却器使油液冷却。

压力表用于观测主油路的压力大小，以便调整和控制液压系统各工作点的压力。空气滤清器的作用是使油箱与大气相通，保证泵的自吸能力，滤除空气中的灰尘杂物，兼作加油口用。液位计可以检测油面高度，用于低油位报警。

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3. 电气系统工作原理

电气系统分为强电和弱电两个部分。强电部分的作用是提供系统动力和控制电气元件动作。弱电部分的作用是对液压缸的振动进行闭环控制。

强电部分的主要功能如下: （1） 电机一泵启动停止控制

按“泵启动”按钮，主电机通电启动。“泵运行”指示灯亮，时间继电器SJI动作，延时时间约17秒，为Y～△转换时间。延时时间到时辅助电动机通电启动，为系统加压开始。按下“泵停止”按钮，电动机断电停止。“泵运行”指示灯熄灭，电动机过载，自动停机(由热继电器RJ控制，手动复位)。按下“急停”按钮，“急停”指示灯亮，切断整个系统电源，电动机停止运行。急停后，旋起“急停”按钮可重新开始工作。

（2） 主油路的加压和卸压

按“泵启动”按钮后，时间继电器SZJ动作，延时时间大约为27秒。延时的时时间到了以后，主油路方可以加载。按“加压”按钮，“加压”指示灯亮，电磁铁ZDT通电，主油路可以加压。按“卸压”按钮，电磁铁ZDT断电，“加压”指示灯熄灭，液压泵卸载压力。

（3） 油液的加热和冷却

油箱内油液的温度可以选择自控和手控制两种。

在选择自控时，油液的温度可以控制在30～50度之间。临界温度点由电接点温度计发讯。油温低于30度的时候，电加热器启动，“加热”指示灯亮。油温高于50度时，电磁铁IDT通电，冷却器工作。这时“冷却”指示灯亮。正常温度时，加热器断电，电磁铁IDT断电。

在选择手动控制时，按“加热”按钮，加热器启动，“加热”指示灯亮。按“加热停”按钮，加热器断电。按“冷却”按钮，电磁铁IDT通电，冷却器工作。“冷却”指示灯亮。按“冷却停”按钮，电磁铁IDT断电，冷却停止。

（4） 滤油器堵塞显示

用“粗滤堵”和“前滤堵”以及“回滤堵”三个指示灯分别显示泵吸油滤油器、伺服阀前滤油器和回油滤油器堵塞。

（5） 油库储油不足显示 用油位计、“油位”灯显示油库储存油量状况。 弱电部分的主要功能如下:

（1） 接受位移传感器反馈信号，并进行刀D转换。 （2） 发生0一100Hz的振动控制信号。

（3） 将反馈信号与控制信号进行比较后，实现PID调节。 （4） 将调节好的信号D/A转换后加于伺服放大器。

（5） 伺服阀放大器将放大和转换后的信号加于伺服阀先导级。

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第二章、设计及静态计算

系统静态设计的基本目的是使系统有效的驱动负载即不仅要有足够的力克服负载阻力，而且要保证负载的运动速度并且又不至于过大造成浪费，也叫做负载与输出之间存在着一个匹配。匹配可以有效地利用能源功率，提高系统的性能。根据第一章系统的工作性能指标，在本章我们就根据这些指标设计动力机构，选用伺服阀，建立液压系统，完成电液振动台的设计。

在计算中主要选用参数如下: （1） 频率 f=10Hz； （2） 水平位移 xm=±5mm；

根据简谐振动运动规律，其运动方程如下：

（2—1） x?xmsin?t

v?xm?cos?t（2—2）

vmax?xm??0.314m/sa???xmsin?t2

（2—3）

一、 台体、台面及导轨的设计

电液振动台台面(简称台面)是连接试件和活塞轴的重要零件，它的性能如何对振动台参数有很大影响。

对于台面的主要功能与设计的要求可归纳为：

（1） 台面能可靠地把振动台与被测试件连接起来；

（2） 台面能够均匀地把振动台的激振特性传输给试件。

要完成以上功能，台面在设计时就需要综合考虑设计参数；要台面均匀地传输振动台的激振特性，台面的固有频率就要远远高于振动台的工作频率；而台面质量的大小对振动台的出力影响很大。对一台额定输出的振动台来说，台面的质量越大，对试件的出力就越小，所以在设计台面时对其进行设计是非常重要的。

为达到台面的主要功能及要求，经查阅可采取以下措施： （1） 采用整块薄板加辐射状筋板的结构

（2） 尽可能减少台面上开孔，特别是通孔的数量 （3） 应采用铝镁等比刚度大的材料制造台面。

本次设计将支撑台体定为0.5*0.5*0.03m3，底面采用网状筋板结构，实体折合系数取0.3，材料选用ZG45，其质量为：Mr=7.8×103×0.5×0.5×0.03=58.5Kg。考虑到夹具等，取M=60Kg。

导轨在实验台与底基之间起传撑作用，其摩擦阻力会影响整个系统的有功功率，因此选取摩擦系数小，减小摩擦力是很必要的。经查阅同类相关资料得知，

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可采用机械式导轨底座，并选用自润滑性比较好的二硫化钼此特殊材料制造。

二、 负载特性

负载特性不但与负载的类型有关，而且与负载的运动规律有关。采用频率法设计系统时，可以认为输入信号是正弦信号，负载是在作正弦响应。

根据系统的性能要求，我们可以知道系统的负载主要是惯性负载，由此可以列出系统的负载力平衡方程：

FL?mLdvLdt （2—4）

而mL?Mz?Mr；考虑到最大的振动速度为10Hz，因此取??62.8rad/s，因此负载力平衡方程化成一个椭圆方程[11]:

?FL??mv?LLmax???FL?????v??Lmax2???1 ??2（2—5）

所以负载的功率为：

NL?FL?vL?mLdvLdt?vLmaxsin?t?mLvLmax?cos?tsin?t2 （2—6）

带入数值，得到负载曲线的最大功率为：

NLmax?10018?0.3142?62.8?12sin2?t?62289.80W

在此最大功率点处的负载力为：

FL?mLmax?cos?t?10060?0.314?62.8??22?140251.23N

负载速度为：

vL?vLmaxsin?t?0.314??22?0.22m/s

三、 电液伺服阀及伺服放大器的选用

QDY系列电液伺服阀具有零点稳定，灵敏度高，零漂小，频带宽，稳定性高，长期工作可靠等优点。适用于位置控制，速度控制，加速度控制等自动控制系统[12]。

在本系统中，选用的是QDY4系列电液伺服阀。QDY4系列电液伺服阀为动圈式双滑阀结构，分为先导级和功率级。

先导级为动圈式磁力马达推动的弹簧对中式四凸肩四通滑阀，功率级采用四凸肩四通滑阀接位移传感器的结构，采用伺服放大器进行位置闭环控制，以保证伺服阀功率级阀芯位移与伺服放大器输入信号成正比。

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伺服阀的流量方程为：QL?CdWXv?PL?PS??，对其进行坐标变换，令

QL?APvL，PL?FLAP，可以得到变换后的流量方程：

APvL?CdWX1?F??PS?L???AP???

（2—7）

（2—8）

v伺服阀的输出功率：

ML?PLQL?PLCdWXv?PS?PL??对PL求偏导数，可以得到伺服阀最大输出功率时的输出压力：

аMLаPL?CdWX1v???PS23?PL??12PLCdWXv?PS?PL??QLmax3

（2—9）

令

аMLаPL?0，所以得到PL??Ps，带入流量方程后得QL?根据最大功率点负载匹配的原则，令负载最大功率点的负载力和负载速度分

别等于伺服阀最大输出功率点的输出力和输出速度，即最大功率点相切[l3]。

与该伺服阀相配套使用的是SVF一碑系列伺服控制器，这种控制器可与QDY系列以及KQDY系列伺服阀配套使用。如果再配上油缸活塞系统或液动机系统及相应的传感器可以构成各种用途的高精度、快速响应的随动系统。

若传感器是检测位置状态的，则为一位置控制系统。若采用的是速度或压力传感器，则构成相应的速度或压力控制系统。本振动台使用的是位置传感器构成的位置控制系统。

四、 液压缸的流量特性

在本系统中，采用解析法确定液压动力元件的参数，根据最大功率点负载匹配的原则，令负载最大功率点的负载力和负载速度分别等于伺服阀最大输出功率点的输出力和输出速度，即最大功率点相切。

其切点处公式：

2 ?FL?ApPs （2—10） 3QLmax（2—11） ?VL?3Ap而选择伺服阀的最大空载流量为200L/min，则可以设计出液压缸的活塞面积和

所需要的供油压力Ap?8.55?10?3m2 ，以及Ps?24.61MPa。

动力元件是伺服系统中的主要元件，所选择的动力元件应该在整个工作循环

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中都能够拖动负载按预期的速度运动，这是动力元件的一个主要功用。另外，动力元件也是伺服系统动态响应的基本限制因素。动力元件选定以后，液压固有频率?h和阻尼比?h也就确定了。系统的稳定性、快速性和稳态误差都受?h和?h限制。因此动力元件的选择不但要满足拖动负载的要求，而且还要考虑它对控制性能的影响[14]。

五、 泵站的选择

一般的电液振动台不考虑油的可压缩性的影响，液压源的额定流量（油压）是系统中主要的参数，它直接影响到系统能否满足最大功率的要求。若取之过大，造成能量设备浪费；若取之过小，则不能满足技术要求。

在满足系统的技术要求且不浪费的情况下，供油压力的最后选定，应与伺服阀及液压缸相匹配，并系统其他组成元件的额定压力相适应。结合资料，最后确定系统供油压力Ps=31.5MPa。

液压系统中蓄能器是用于吸收脉动压力和储备液压能的，因此，将蓄能器布置在振动台台体的附近。为了使蓄能器的容积更有效，一般使充气压力P0为工作压力的85%～90%。故一般压力P0=88%×Ps=28 MPa。另外，系统的压力波动不宜过大，通常使最高工作压力P2与最低工作压力P1之差小于0.5MPa。

六、 液压系统的密封

液压系统良好的密封性能可以提高设备的工作可靠性，延长使用寿命，减少能量消耗。改善液压系统密封性能的思路就是从液压系统设计、制造、组装、调试到使用、保养、维修、更新、改造等设备管理过程中提高密封的可靠性，使液压系统始终保持良好的密封性能。

液压缸的泄漏可分内泄漏和外泄漏。通过活塞用密封装置密封副滑移面而引起的泄漏称为内泄漏，它导致主机效率下降通过活塞杆密封装置密封副滑移面沿活塞杆引起的泄漏称为外泄漏，外泄漏除影响主机效率外，还污染环境。

因为设计的工作压力较大，所以液压系统中各个连接处和相对运动点都需要可靠的密封。

由于伺服缸是由伺服阀来控制其输出位移，对伺服油缸有很高的性能指标要求；因此，为保证其精度：

（1） 必须减小系统中非线性因素，减小间隙泄露影响。

（2） 材料升级：采用低摩擦系数的聚醚聚胺酯材料取代传统聚酯聚胺酯。 （3） 无模具加工，尺寸精确，可以实现密封尺寸高精度的要求。

密封性能是液压系统的重要性能之一，这项性能的好坏直接影响液压系统的工作性能、可靠性以及使用寿命。为保证液压系统具有良好的密封性能,在液压系统设计时应重视密封设计;为使液压系统始终保持良好的密封性能,在液压系统

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使用时要及时更换密封圈和密封升级。

七、 液压系统油库的要求

为了使液压系统达到最佳工作状态，发挥其良好的工作性能，对液压系统作如下要求：

（1） 液压油油质

液压油的重要性质之一是其化学稳定性，即氧化稳定性。氧化是决定液压油有效使用寿命的最主要因素， 氧化生成的木焦油、油泥和炭渣等不可溶物会污染液压系统，并增加液压元件的磨损、减少各种间隙、堵塞小孔、最终致使液压系统发生故障。液压油的氧化速度取决于本身及工作状况等多方面因素，其中温度是主要因素之一，因此要使用合适的液压油，并定期检查液压油的氧化程度（从油本身的颜色转深而判断），超过一定数量的工作小时后主动换油是绝对必要的。

（2） 保证油源清洁

滤油器起到洁净液压油的作用，为保证系统稳定工作及延长液压元件与润滑件的寿命，系统油液的必须清洁，因此油箱加油必须经过过滤后加入系统，滤油器应每隔三个月清洗一次以保持油泵吸油管畅通，同时检查滤油网有否损坏；通常过滤网的规格不得大于200目。

（3） 保证油温恒定

液压系统的理想工作温度应介乎45度—50度之间，原因是液压系统是依据一选定的压力油粘度而设计，但粘度会随着油温的高低而变化，进而影响系统中工作元件，如油缸、液压阀等，使控制精度和响应灵敏度降低。同时温度过高亦会加速密封件的老化令其硬化、碎裂；温度过低则加工能量消耗大，使运转速度降低。因此密切注意液压油的工作温度是十分必要的。

（4） 防止空气进入

油量不足会引致油温易升高、空气易于溶入油中，造成容积效率急剧下降，并出现振动和噪声，使系统不稳定，快速性降低，影响油质和液压系统的正常工作，油量不足通常是漏油或修理时流失所致，为此为保证良好的控制系统，需添加油库中对油位的检测，日常应留意检查有没有泄漏的部位，及早更换磨损的密封件，收紧松动的接头等，维修后要检查油箱的油量，及时补给。

八、 液压元件选择

（1） 油箱 型号：自行设计 （2） 过滤器

型号：ZU—A100×20S 数量：4 公称直径：32mm

连接方式：螺纹管式连接 （3） 溢流阀 型号：Y—160B

额定流量：160L∕min

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数量：1

额定流量：100L∕min

数量：1个

额定压力：10 MPa

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卸荷压力：0.15 MPa （4） 压力表 型号：Y—100

测量范围：0—50MPa （5） 单向阀 型号：AY—H20B 公称压力：31.5MPa 公称通径：20mm （6） 截止阀

型号：Q435A—16P 工作压力：1.6 MPa （7） 电动机 型号：Y250M—4

额定转速：1480r∕min （8） 液压泵

型号：63*CY—14—1B 额定流量：100L∕min 驱动功率：51.75kw （9） 蓄能器

型号：NXQ—1.6/1.51 额定压力：20 MPa （10） 冷却泵 型号：CB—B100 额定流量：50L∕min 额定转速：1000r∕min （11） 伺服阀 型号：自行设计 （12） 液压缸 型号：自行设计 （13） 位移传感器 型号：自行设计 （14） 冷却器 型号：Bx0.1

额定压力：10 MPa （15） 电磁水阀 型号：YFW10

额定流量：50L∕min （16） 加热器 型号：自行设计 （17） 液位计 型号：自行设计

（18） 电接点温度计 型号：自行设计

数量：1个

数量：2个

开启压力：0.04MPa 公称流量：200L∕min 数量：4个

数量：2个

额定功率：55kw 数量：2个

额定压力：40 MPa 额定转速：1480r∕min 数量：1个

额定容量：30L∕min 数量：1个

额定压力：10 MPa 额定功率：10kw 数量：1个 数量：1个 数量：1个 数量：1个

数量：1个

额定压力：10 MPa 数量：1个 数量：1个 数量：1个

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（19） 空气滤清器 型号：QYL—250×5 公称压力：2 MPa

额定流量：300L∕min （20） 电磁溢流阀

型号：YFD0—F32H4—S 公称压力：31.5MPa 公称通径：20mm （21） 位移传感器 型号：JY9A4000TD 量程：±20nm

数量：1个

压力损失：0—0.35MPa 过滤精度：5um 数量：1个

开启压力：0.04MPa 公称流量：200L∕min 数量：1个 频宽200Hz

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第三章、特性分析及校正

一、 系统数学模型的建立

首先，根据己知的系统各个部分的参数，对整个液压振动台系统进行建模仿真来事先分析系统的性能特点和工作情况。该液压振动台是一种伺服系统，在这种系统种，输出量(机械位移)能够自动地，快速而准确地复现输入量的变化规律。与此同时还起到信号的功率放大作用，因此也是一个功率放大装置。该系统的基本组成元件可以由下面的方框图来表示。

图3—1中，输入元件给出输入信号，加于系统的输入端。反馈测量元件测量系统的输出量，并转换成反馈信号，加于系统的输入端与输入信号进行比较，从而构成了反馈控制。输入信号和反馈信号应转换成相同形式的物理量，以便进行比较。在本系统中输入元件和反馈测量元件是电压信号。

比较元件将反馈信号与输入信号进行比较，产生偏差信号加于发大装置。比较元件并不单独存在，而是与输入元件一起由计算机来完成。

转换放大装置的功用是将偏差信号的能量形式进行变换并加以放大，输入到执行机构。本系统的转换放大装置的输出级是液压的，前置级可以说是液压和电的组合形式。执行机构产生调节作用加于控制对象上，实现调节任务。在本液压伺服系统种，执行机构是液压缸。

液压能源 比较元件 输 入 元 件 转换放大装置 液压执行元件 控制 对象 反馈测量元件

图3—1液压伺服系统的构成

下面分别介绍液压振动系统的各个组成部分的数学模型，三级电液伺服阀采用的是Moog公司的79-200 S04FKP型号，其驱动级也是采用Moog公司提供的配套产品，对称液压缸采用的是Shorewestern公司的产品。它们的的模型都是参考关于液压振动系统的经典数学模型，参数由各个部件的厂家提供。

（1） 电液伺服阀性能参数

电液伺服阀是电液转换元件，也是功率放大元件，它能够将小功率的电信号输入转换乘为大功率的液压能(流量与压力)输出，在电液伺服系统中，将电气部

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毕业设计（论文）

分与液压部分连接起来，实现电液信号的转换与放大，因此，电液伺服阀是电液伺服系统的核心，对与电液伺服阀的数学模型以及其线性模型中参数的准确确定是十分重要的。

电液伺服阀是一个非常精密而又复杂的伺服控制元件，它的性能对整个系统的性能影响很大，因此要求也十分严格。在这里我们的主要目的是测定伺服阀的动态特性，明确其具体参数。主要的工作分成两个部分：一是确定阀的静态特性;二是确定阀的动态特性。

一是确定阀的静态特性： 电液伺服阀的静态性能，可根据测试所得到的负载流量特性、空载流量特性、压力特性和内泄漏特性等曲线和性能指标加以评定。

根据液压缸的具体尺寸，可以算出此时液压缸的速度：

（3—1）

VLmax?QLAp?0.39m/s

根据测定的数据可以确定电流输入时伺服阀的流量增益：

Q200L/min ?33Ksv?L??100L/min?V?1.67?10m/s?V（3—2） ?i2V

流量增益表示负载压降一定时，阀单位输入位移所引起的负载流量变化的大小。流量增益越大，阀对负载流量的控制就越灵敏。伺服阀的流量增益直接影响到伺服系统的开环放大系数，因而对系统的稳定性、响应特性和稳态误差有直接的影响。在选用伺服阀时，要根据系统的实际需要来确定其流量增益的大小。在电液伺服系统中，由于系统的开环放大系数可利用电子放大器的增益来调整，因此对伺服阀流量增益的要求就不那么严格。

二是确定阀的动态特性：

电液伺服阀的动态特性主要可以由频率响应来确定。通常电液伺服阀的频率响应是输入电流在某一频率范围内做等幅变频正弦变化时，空载流量与输入电流的复数比。频率响应一般用幅值比(Bd)和相位滞后(dge)与频率的关系表示。

幅值比是在某一特定批频率下的输出流量幅值与输入电流之比，除以一指定低频(输入电流基准频率)下的输出流量与同样输入电流幅值之比。相位滞后是在某一指定频率之下所测得的输入电流和与其相对应的输出流量变化之间的相位差，以度表示。当输入电流幅值过小时，由于伺服阀分辨率的影响，将使波形发生畸变。无论哪一种情况，由于输出波形偏离正弦波形，都会使得所得到得响应数据失去意义[25]。

伺服阀的频宽应根据系统的实际需要加以确定，频宽过低会限制系统的响应速度，过高会使高频干扰传到负载上。

液压伺服控制理论的经验告诉我们，伺服阀一般为一震荡环节。这样，又可以根据频率响应曲线的谐振频率与谐振峰值之间的关系。

我们可以根据参考资料，容易地写出伺服阀的传递函数：

Ksv100

Gsv?2?2 （3—3） s2?s0.8s?2sv??svs?1562.52?562.5?1- 18 -

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闭环谐振频率?r表示系统的瞬态响应速度，?r的值越大，响应时间便越快。换句话说，上升时间与?r成反比。对于弱阻尼系统，谐振频率?r与闭环固有频率?nc以及瞬态响应的阻尼振动频率?d非常接近，因此也可以用闭环固有频率?nc表示系统的瞬态响应速度。

与此同时，可用谐振峰值Mr表示相对稳定性。一般来说，Mr越大，系统瞬态响应的超调量越大，震荡的也越厉害。如果Mr值在1.0～1.4(0~3dB)的范围内，即相当于有效阻尼比为0.4～0.7的范围，则可以得到满意的瞬态响应。

（2） 功率放大器

功率放大器起功率放大作用，能够将输入电压转换为输出电流，并进行放大。采用的是Moog公司提供的三级伺服阀的配套产品。伺服功率放大器是一个近似的比例环节，，它所起的作用就是将输入的电压信号变化为相应的电流信号来驱动三级电液伺服阀，它的传递函数为：

I?s?

Hpa?s???Kpa （3—4） V?s?

（3） 建立系统数学模型 阀控制液压缸的基本方程[13]:

QL?KqXv?KcPL

dPLdtQL?Adydt?Clc?Vt4?e?

（3—5）

2?F1?dydy?m??PL??B?Ky2??AA?dtdt?根据阀控制液压缸的基本方程推倒出阀控制液压缸的传递函数(忽略弹性负

载)：

Kq?Kce?VXV?2?1?s?F?? AA?4?eKce?Y? （3—6） 2?s?2?h?s?2?s?1???h??h?

伺服阀的传递函数；

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W?s??Kv?s2?2?h?s??s?1??2??h?h?

（3—7）

考虑到使用差动变压器的位置传感器的频率带宽比较低，故作为反馈的位置传感器传递函数：

KfGf?s?? （3—8） Ts?1

根据前面给出的传递函数以及它们之间的关系得到系统的组成方框图如图3—2

?Kce?V?? 1?s2?4?eKce?A??功率放大器 R(s) Kpa伺服阀 Kv?s?2?hs?2?s?1?????v?v?2液压缸与负载 1A1 R(s) ?s?2?hs?2?s?1?????h?h?2位置传感器 Kf Ts?1图3—2液压伺服系统数学模型

二、 系统稳态精度分析

如果一个控制系统是稳定的，那么从任何初始条件开始，经过一段时间就可以认为它的过渡过程已经结束，进入与初始条件无关而仅由外作用决定的状态，即稳态。

稳态误差是系统精度的一种度量。稳态误差越小，系统的精度就越高。伺服系统的稳态误差是有输入信号和外加负载所引起的。由输入信号所引起的稳态误差也称为跟随误差，由外加负载力所引起的稳态误差也称为负载误差。

控制系统的稳态精度是其重要的技术指标。稳态误差必须在允许范围之内，控制系统才有使用价值。

稳态误差是输出量的希望值与它的稳态的实际值之差。稳态误差越小，系统的精度就越高。控制系统设计的任务之一，就是尽量减小系统的稳态误差。稳态误差由指令输入和外加负载力(或力矩)干扰和系统中的零漂、死区等内干扰引

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起。稳态误差与系统本身的机构和参数有关，也与输入信号的形式有关。由输入信号所引起的稳态误差也称为跟随误差，由外加负载力所引起的稳态误差也称为负载误差[]。

根据图3—2所示的方框图可以求出由外输入信号引起的误差传递函数为：

?s?r?1?Kfei?s??（3—9） KsvKaKfApx?s?i1??s2??s2??s?2?h2??????s??s?1?s?1?12????2????h??h???sv?sv???r

式中，ei?s??xi'?s??xp?s?为误差的拉氏变换式。根据拉氏变换的终值定理，可得到系统的稳态误差为：

ei?s??limei?t??limst??t?0ei?s?x?s?'ix?s?'i

（3—10）

将式（3—9）带入到式（3—10）中，得到：

?s2??s2??s?2?h2?2?s?2?s?1??2?s?1???1????????h?sv??h???sv???r2Kf'xi?s? （3—11）

ei????lims?0?s2??s2??s?2?h2???Ks?2?s?1??2?s?1???1????????h?sv??h???sv???r其中，K为系统的开环放大系数，K=KfKaKsv/Ap。

因为稳态误差与输入信号的形式有关，即与xi'?s?有关。下面我们来研究阶跃、等速和等加速度输入所引起的稳态误差。

（1） 阶跃输入xi'?xi'0

对系统输入阶跃信号xi'?xi'0，则xi'?s??xi'0s，带入式（3—11），得到位置误差 ep????0

因为该系统的开环传递函数中含有一个积分环节，因此是一阶无差系统，对于阶跃输入，其稳态位置误差为零。

（2） 等速输入xi'?vi't

对系统输入速度信号xi'?vi't，则xi'?s??vi's，代入式（3—11），得到位置

2- 21 -

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误差ev????vi'KfK

稳态速度误差ev???与输入速度vi'成正比，而与系统的开环放大系数K和反馈传感器的解调比Kf的乘积成反比。应该指出，稳态速度误差并不是速度上的误差，而是系统跟随等速度输入时所造成的位置上的误差。

（3） 等加速度输入x?'iai2't

2对系统输入加速度信号x?'iai2'，得到加速度误差t，代入式（3—11）

2ea?????。由于加速度误差(也是指位置上的误差)为无穷大，因此该系统不能跟

随等加速度输入。

三、 系统动态特性分析

系统的动态特性包括输入信号的动态特性和负载力的动态特性(或称为刚

度)。在一般的系统设计时，通常只计算对输入信号的响应特性，而对负载扰动力的响应动态特性是不予计算的;在这里我们对两个方面都进行了分析。

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图3—3系统闭环频率响应曲线

从图3—3的系统闭环频率响应曲线中我们可以看出，系统的频带宽度在9Hz左右，这正是伺服阀的频宽;由于伺服阀是系统中频率带宽最窄的元件，所以，伺服阀的频宽也就决定了整个系统的频带宽度。当输入信号频率大于10Hz以后，输出将大幅度衰减，无法跟踪输入信号。因此系统的工作频率最高只能达到接近10Hz的水平。

液压伺服系统的频宽主要受液压动力元件的限制，即?h和?h所限。所以要提高系统的响应速度，就必须要提高?h和适当地提高?h。过大的?h值将使?h降低，要影响系统的响应速度。

四、 采用串连超前滞后校正（PID校正）

超前滞后校正具有比PID控制器更加灵活的特点，属于近似PDI校正，根据系统的动态性能可以采用串连超前校正(近似DP控制)、串连滞后校正(近似PI控制)或串连超前滞后校正。

（1） 超前校正网络 超前校正的传递函数为：

Gc?s??1T1s?1?1T1? （3—12）

s?1- 23 -

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其转折频率分别为；?1?'1T1和?2?1T1，其超前相角为：

T1?c????arctanT1??arctan?1?

（3—13）

其最大超前的相角为：

?m????arcsin'?1?1?1?1

（3—14）

令

d?c???d??0，可以求出产生最大超前相角时的频率为：

?m??1T1

（3—15）

此外，在对数坐标中，则有：

lg?2?lg?m?lg?m?lg?1 （3—16）

式(3—16)表明?m是频率特性的两个转折频率?1和?2的几何中心。因此对应于最大超前相角出的幅频超前的值为：

12（3—17）

把上面得出的结论应用到本例子中就可以计算出超前校正网络的传递函数。超前校正适用于提高系统的稳定性和增加系统的快速性，但是如果要实现稳定性和快速性的同时满足，就会减少系统的高频衰减，这样一来对抑止系统高频噪声是不利的。

（2） 滞后校正网络 滞后校正的传递函数为：

Gc?s??T2s?1?20lg?1?20lg?1

?2T2s?11T2 （3—18）

其转折频率分别为：?1?'1?2T2和?2?，其超前相角为：

（3—19）

?c????arctanT2??arctan?2T2?- 24 -

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其最大滞后的相角为：

?'m?????arcsin?1?1?1?1

（3—20）

令

d?c???d??0，可以求出产生最大滞后相角时的频率为：

1?m?

（3—21）

?2T2此外，在对数坐标中，则有：

lg?2?lg?m?lg?m?lg?1 （3—22）

表明?m是频率特性的两个转折频率?1和?2的几何中心。应该尽量使产生最大滞后相角的频率?m远离校正后系统的幅值穿越频率?c，否则会对系统的动态性能产生不利的影响，一般可取:

?2?1T2??c2～?c10 （3—24）

（3） 超前滞后校正网络

超前滞后校正网络的传递函数为:

Gc?s??T1s?1T2s?1T1

（3—25）

?s?1?T2s?1

由图可见，频率特性的前半段使相位滞后部分，由于具有使增益衰减的作用，所以允许在低频段提高增益，以改善系统的稳态性能。频率特性的后半段使相位超前部分，故具有提高相位的作用，能使相位裕量增大，幅值穿越频率加大，从而改善系统的动态性能。

（4） 应用超前校正网络进行系统校正

首先，考虑到该系统的稳定裕度不足，拟用超前网络增加其稳定性。根据原系统开环Bode图，可以了解原系统的剪切频率?c?416rad/s，校正的目的为增加系统的稳定性基础上增加系统的快速性。因此，拟选用超前网络进行校正。

对于一般的液压伺服系统来说，要保证系统的正常工作，相位裕度至少应该

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达到40?，而幅值裕度在6分贝以上。目前，系统的相位裕度只有16?，所以超前校正应该能够提供至少24?的超前相角，再考虑到串连超前校正环节会使系统的剪切频率再对数幅频特性的对数坐标轴上右移，因此，在考虑相位超前量的时候，要增加5?左右，以补偿这一移动量。因而，相位超前量：

（3—26）

相位超前校正环节应该能产生这一相位才能使校正后的系统满足设计要求。

?m?40?16?5?29?

根据前面推导出的算式可以计算出?1的值：

?1?1+sin?m1-sin?m?1+sin291-sin29?

?3?? （3—27）

然后计算出对应于此?1的值所产生的幅值增量：

（3—28）

由于最大超前相角应该位于新的剪切频率处，所以再从系统的开环频率特性曲线上找到对应于-4.8dB的频率，这个频率就是校正后系统的新剪切频率

?c?600rad/s;那么这样就可以计算出对应的T1值了。

'L????10lg?1?10lg3?4.8dB

T1??1?m??1?'c?1.732600?.003

（3—29）

这样，超前校正网络的传递函数为：

Gc?s??0.003s?10.01s?1

（3—30）

根据计算出来的结果，用Matlba进行仿真。如图所示，可以看到其效果并不理想，其稳定裕度并没有提高，反而有所下降。反观我们的计算过程，并无错误之处，那为什么会造成这样的结果呢?

从图3—4开环频率特性曲线上看出，主要是由于伺服阀部分的振荡环节的作用恰好落在关系系统稳定性关键的中频段，这样一下子把剪切频率处对应的相角下拉了180?，这样就造成了幅值裕度的大幅度下降。另一方面，从极点的观点出发，利用Matlba中的SISO基点配置工具画出系统的根轨迹图后，可以看出由

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于两个共辘的极点十分靠近虚轴，而其他的极点与它们相比都远的多，所以这两个极点成为了系统的主导极点，很大程度上影响着系统的动态性能。在这里采取的是加入两个共扼的零点来消除这两个极点的不利影响，然后再加入超前校正，这样系统就可以实现稳定裕度的要求了[38]。

具体的校正器的传递函数为：

T1s?1

Gc?s????s???j?d? （3—31） T1s?1?1

图3—4校正前后系统开环频率特性曲线

图3—4为校正前后系统的开环频率特性曲线，从图中可以看出，与原来的的频率特性曲线相比，其校正后的曲线能够保持剪切频率与开环放大系数的基本不变，而显著提高系统的稳定裕度。需要说明的是，在理论上采用加入两个共扼的零点来消除这两个极点的不利影响是可行的，但是在实际应用中这种控制器的构造是十分麻烦的，也是很不准确的[38]。所以实际应用中的效果不如使用PID控制器进行补偿来的方便、实用。

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第四章、总结

电液伺服系统是一种应用十分广泛的控制系统，本文所介绍的电液高频伺服振动系统由于其运动速度高，响应快，振幅大等特点成为一种设计和调试都比较困难和负杂的液压伺服控制系统。

本文的主要工作如下:

对该液压伺服系统硬件的各个组成部分进行了详细地介绍，对其结构和主要性能参数都进行了系统地分析。

利用数学工具进行数据分析和曲线拟合，而确定伺服阀的动态特性，建立伺服阀的数学模型。

从电液伺服控制系统的数学模型入手，对电液伺服控制系统的稳态和动态特性都进行了分析，包括具体数据计算和仿真分析。

通过仿真实验，使得在理论设计中得调试有的放矢，而出现的一些不正常的现象能够有一个比较理性的把握，从而加深对系统的了解程度。

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致谢

本文是在我的导师罗晓玉教授的精心指导和悉心关怀下完成的，导师渊博的学识，敏锐的思想，严谨的治学态度以及锐意进取的敬业精神都使我终身难忘、受益匪浅。在毕业论文的撰写阶段，我得到了罗老师严格而细致的指导，从论文的开题、毕业论文的撰写到毕业答辩都倾注着老师大量的心血，在此，学生向罗老师表示深深的谢意和崇高的敬意。

在撰写论文期间，任红格、张珊珊、马蕊等同学对我论文给予了热情帮助，在此向他们表达我的感激之情。

感谢自考教学班的全体老师，使我学到了很多基础知识和专业知识，这篇学位论文的完成是与你们的悉心教导分不开的。老师们对工作认真负责、踏实严谨的治学态度更是深深感染了我。

衷心感谢我的家人在生活上给予我的关心和照顾，在学习和工作上给我以鼓励，没有他们我是不可能顺利完成学业的。

最后，谨以此文献给所有以各种方式关心和帮助过我的人们!

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参考文献

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附录A主要符号说明

FL—负载力，N;

FL?—最大功率点处的负载力，N;

mL—活塞及负载折算到活塞上的总质量，kg; vL—负载速度，m/s;

vLmax?—负载的最大速度，m/s;

vL—最大功率点处的负载速度，m/s;

NL—负载功率，w;

NLmax—负载最大功率，w;

3

QL—液压缸的负载流量，m/s;

QLmax?—伺服阀的最大空载流量，m3/s。

3

QL—伺服阀最大输出功率时的液压缸的负载流量，mCdW/s;

—流量系数; —阀的面积梯度，m: —阀芯位移，m;

XVPS—供油压力，Pa;

PL—负载压力，Pa;

PL?—伺服阀最大输出功率时的负载压力，Pa;

3

?—液体密度，kg/m;

AP—液压缸活塞有效面积，m;

3

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ML—伺服阀输出功率，w;

KSVK—伺服阀的流量增益，m3/s·Pa;

—系统的开环放大系数，K=KfKaKsv/Ap —液压缸的总泄漏系数，m3/s·Pa;

3

CtpVt—液压缸两腔的容积，称为总压缩容积，m

;

?e—有效体积弹性系数(包括阀、连接管道和进油腔)，Pa BP—活塞及负载的粘性阻尼系数;

K—负载弹簧刚度，N/m;

3

Kce一总流量压力系数;m

/s.Pa:

?h—液压缸的固有频率，rad/s;

?h—液压缸的阻尼比;

?sv—伺服阀的固有频率，rad/s;

?sv—伺服阀的阻尼比; Mr—伺服阀的谐振峰值，dB;

T—伺服阀频宽倒数，T=1/毋s，，s;

?r—伺服阀的谐振频率，rad/s。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/z5pp.html