1、億美購-分享最精彩第一章液壓伺服系統概述§1.1 液壓伺服系統的發展概述及應用液壓伺服系統是控制領域中的一個重要組成部分。它是在液壓傳動和自動控制技術基礎上發展起來的一門較新的科學技術，目前已知在各個領域中得到了廣泛的應用。電液伺服系統的出現，使液壓伺服系統的應用更為廣泛。在電液伺服系統中，電液伺服閥是一個電、液轉換的關鍵元件。它可以利用小功率的電信號控制大功率的液壓動力。所以，就能將電子技術和液壓技術的特點結合在一起。因而，在高精度、大功率的控制領域中占有獨特的優勢。冶金工業中，工作機械和設備都很龐大，因此，要求傳輸和控制的功率也很可觀。所以，冶金工業會成為液壓伺服系統的最大的用戶

2、之一。例如目前，高速線材軋鋼機上，電液伺服系統已取代了傳統的電動機械的軋輥壓下控制系統。在各種高速管材生產線上，為了得到高質量的產品，液壓伺服系統已成為生產設備中不可缺少的部分。§. 液壓伺服系統的組成及工作原理液壓伺服系統（液壓隨動系統）：就是在這個系統中，輸出量（如位移、速度、力等）能自動地、快速而準確地跟隨輸入量（相應物理量的期望值或給定值）而變化，與此同時，輸出功率被大幅度地放大。一、工作原理、圖-所示為操縱管道中閥板轉角 的液壓傳動裝置：1)、作用：利用這種普通的液壓傳動裝置，閥板轉角 就可隨操縱者的期望任意變化或保持不變。2)、工作過程：首先在操作者腦

3、中有一個期望的閥板轉角  r（給定值），他必須觀察閥板轉角的實際值  （實際值對人的反饋）。然后判斷如何操作手動換向閥5，以使閥板轉角的實際值和給定值無偏差為止。 當閥板在外力干擾作用下再出現偏差時，上述操作過程仍需進行。億美購簡介億美閣網是一家專業為淘寶商城賣家提供商品展示的網絡平臺，收錄上千家淘寶網商城賣家的產品，是淘寶網認證的合作網站，精選各類淘寶商城寶貝，提供淘寶網女裝、男裝等導購，淘寶網購物更簡單，更快樂。各類淘寶商品實時排行，能看到銷售最火的商品，為淘寶購物提供快樂淘寶網導航！官方網站： 網站使命億美閣網的使命是通過向消費者提供在網上可以找到的與商品有關的各種信

4、息，幫助消費者在線購物時做出聰明的決策，享受購物的樂趣。事實上，這個由人操作的液壓傳動裝置，如果將人的作用考慮進去，閥板的實際轉角ß也就能跟隨人的腦中的閥板轉角給定值ßr而變化。因此3)、結論： 事實上，這個由人操作的液壓傳動裝置，如果將人的作用考慮進去，閥板的實際轉角 也就跟隨人的腦中的閥板轉角 r而變化。因此，在一定意義上，圖11所示的液壓傳動裝置，是一個包括了液壓伺服系統功能的控制系統。、圖12所示為閥板轉角操縱的機液伺服系統1)、功能：利用這個裝置，只要由操作員向系統輸入給定值，閥板轉角就能自動地跟隨給定值，這個調節過程無需人的參與。2)、工作過

5、程：由操作輪放入給定值后，液壓伺服閥（不同于只有開、關功能的換向閥，該閥是處在閥開口量可連續變化的工作狀態）中出現某一開口量xv，因而壓力油進入液壓缸上腔，使活塞位移xp，通過齒輪、齒條帶動閥板轉角 。在此動作的同時，通過反饋杠桿，液壓伺服閥的開口量又回復到零。所以，閥板的轉角 與給定值xi是一一對應的。反饋杠桿具有位移輸出負反饋及與輸入信號相比較的功能。當給定值xi變化時，轉角 也跟隨變化；當給定值xi不變時，而閥板受外力作用，轉角 偏離對應值時，伺服閥重新出現閥開口，將 角糾回到對應值為止。3)、結論: 在該伺服系統中，采用了反饋杠桿和機械

6、力直接推動的液壓伺服閥，以完成自動控制過程，所以該系統為機液伺服系統。3、圖13為閥板轉角操縱的電液伺服系統1)、功能：利用這個裝置，只要由操作員向系統輸入給定值，閥板轉角就能自動地跟隨給定值，這個調節過程無需人的參與。2)、工作過程向給定電位器輸入指令xi（給定值）后，給定電位器與反饋電位器所組成的電橋失去平衡而產生電壓差Du，經放大器放大后推動電液伺服閥的閥芯，出現開口量xv，壓力油進入液壓缸的上腔，通過齒輪、齒條推動閥板轉 角，同時帶動反饋電位器，直到電橋達到平衡為止。閥板轉角  與給定值xi是一一對應的。電橋具有位移輸出負反饋及與輸入信號相比較的功能。此電液伺服系統

7、同樣具有輸出轉角  跟蹤輸入信號xi及消除外力干擾而引起輸出偏離的功能。3)、結論在該伺服系統中，采用了電液伺服閥（由電磁力推動閥芯運動的液壓伺服閥），電橋和放大器等電器元件，故稱為電液伺服系統。、圖16為方鋼坯連鑄機工作示意圖1)、工作過程方鋼坯從弧形輥道進入水平輥道后需要用校直輥組加力進行校直，并用剪切機切斷。為了使校直力能夠跟隨計算機給定的校直量，可采用力控制電液伺服系統。其方塊圖如下：伺服放大器校直力加壓缸校直力電液伺服閥壓力傳感器鋼坯速度vr壓緊輥鋼坯速度傳感器伺服放大器電液伺服閥剪切機驅動缸機剪切機速度傳感器剪切機速度vr剪切為了使剪切機的水平運動在剪切過程中能與鑄坯同步

8、，可采用速度控制電液伺服系統。其方塊圖如下：速度傳感器通過壓緊輪，感受鋼坯的實際水平移動速度v作為系統的速度給定。剪切機水平移動速度vc由速度傳感器感受。當v與vc出現偏差時，電液伺服系統對剪切機的移動速度進行調整，以保證鋼坯在剪切過程中與剪切機同步，因而不受阻力或推力。結論：采用合理的液壓伺服系統，配以適當的執行元件及相應物理參數的傳感元件，可對任何物理參數進行自動控制。二、液壓伺服系統的組成輸入元件：將給定值加于系統的輸入端，該元件可以是機械的、電器的、液壓的、氣動的或者是它們的組合形式的。反饋測量元件：測量系統的輸出量并轉換成反饋信號。這類元件也是多種形式的，各種類型的傳感器常用作反饋測

9、量元件。比較元件：將反饋信號與輸入信號比較，得出誤差信號。放大器及能量轉換元件：將誤差信號放大，并將各種形式的信號轉換成大功率的液壓能量。 電器伺服放大器及各種類型的機液、電器伺服閥均屬于此類常用元件。執行元件：將產生的調節動作加于控制對象上。 如：液壓缸或液壓馬達等。控制對象：具有待控物理量的各種各樣生產設備。基準輸入元件放大變換元件執行元件被控對象檢 測 元 件輸入量基準輸入主反饋信號液壓能源擾動輸出量偏差信號液壓伺服系統的組成§1.3液壓伺服系統的分類及其特點一、液壓伺服系統的分類、按系統中誤差信號產生和傳遞的物質形式不同分類機液伺服系統電液伺服系統氣液伺服系統、按液壓控制元件

10、的形式分類閥控伺服系統泵控伺服系統、按不同的被控物理量分類位置伺服系統速度伺服系統加速度伺服系統力伺服系統其它物理量伺服系統二、液壓伺服系統的特點與其他類型的伺服系統比較、液壓元件的功率重量比大、力矩慣量比（或力質量比）大。因此，可以組成體積小、重量輕、加速度性能好的伺服系統，有利于控制大功率負載。、液壓伺服系統的負載剛度大，因而系統控制精度高。、液壓伺服系統響應快、頻寬大，有利于控制速度大小和方向變化頻繁的控制對象。、液壓伺服系統尤其是電液伺服系統，為發展機電液一體化的高技術裝置提供了廣闊的前景。（即在小功率信號部分的數學運算、誤差檢測、放大及系統特性補償采用電子裝置或計算機；在大功率傳遞和

11、控制部分采用液壓動力元件。）、液壓伺服系統中特別是伺服閥的加工精度要求高，對液壓介質的清潔度要求也高，價格貴。、液壓伺服元件在液壓介質中具有自潤滑性，可進行柔性傳動，能量儲存比較方便等。第二章 伺服閥（液壓放大元件）一、伺服閥的概念是液壓伺服系統中的核心元件是能量轉換元件是功率放大元件其作用是將各種功率很小的輸入信號轉變成功率較大的液壓輸出量，用以控制液壓執行元件的動作。二、伺服閥的分類、按輸入信號及轉換器類型分類：電液伺服閥、氣液伺服閥、機液伺服閥、按級數分類單級伺服閥雙級伺服閥：常采用此閥，它具有兩級液壓放大。其中第一級稱為前置級，末級稱為功率級。三級伺服閥：當流量很大時，可采用此閥。、按

12、前置級結構分類：滑閥式伺服閥、噴嘴擋板式伺服閥、射流管式伺服閥注意：單級伺服閥和多級伺服閥的功率級，通常采用滑閥式結構。多級伺服閥的前置級可采用滑閥式、噴嘴擋板式和射流管式三種結構。、按輸出特性分類流量控制閥、壓力控制閥和壓力流量控制閥。§. 滑閥式伺服閥一、滑閥的結構形式及分類、按滑閥外接油路數目分為：四通閥（圖2-a、b、c)三通閥(圖2-1d)四通閥和三通閥的特點：四通閥和三通閥必須有與油源相聯的通路和與回油箱相聯的通路。四通閥有兩個通向負載的通路，三通閥有一個通向負載的通路。三通閥只能與差動缸配合工作，而不能與液壓馬達配合工作。、按滑閥工作邊（即起節流作用的棱邊）數目分為：單

13、邊滑閥雙邊滑閥（圖2-1d)四邊滑閥（圖2-1a、b、c)特點：單邊、雙邊和四邊滑閥的控制作用是相同的。單邊式、雙邊式只用以控制單桿的液壓缸；四邊式可用來控制雙桿的，也可用來控制單桿的液壓缸。工作邊愈多，結構工藝性愈復雜；但控制質量好，系統的工作精度較高。四邊式控制用于精度和穩定性要求較高的系統（例如：電液伺服系統）。單邊式、雙邊式控制用于一般精度的系統（例如：機液伺服系統）。 滑閥式伺服閥裝配精度較高、價格也較貴，對油液的污染較敏感。、按滑閥閥芯的臺肩數目分為：二臺肩滑閥（圖2-1a) 三臺肩滑閥（圖2-1b) 四臺肩滑閥（圖2-1c)1)、二臺肩滑閥：結構最簡單，但閥芯軸向移動時導向性差，

14、閥芯臺肩易落入閥套槽中。由于閥芯兩端回油管道中阻力不同，使閥芯在軸向處于靜不平衡狀態。此閥采用液壓或氣動操縱有困難。）、三臺肩滑閥：其閥芯兩端的臺肩既起控制液流的作用，又起導向和密封作用。因此，三臺肩的四通滑閥得到了廣泛應用。）、四臺肩滑閥：閥芯由于兩端的兩個臺肩，其導向性和密封性好，但結構最復雜。4、按滑閥閥芯在中位時節流口的開口形式分為：）、負開口（xs<0 )：閥芯上凸肩寬度大于閥體上凹槽寬度。閥口打開以前，需向左或向右移動一小段距離才能打開，閥芯左、右移動的區間叫做閥的重疊量。這種閥在閥芯處于中間平衡位置時，可以斷開泵和執行元件的通道，因此便于將執行元件停止在一定位置。它的缺點是

15、死區大、靈敏度低。）、零開口（xs =0）：閥芯上的凸肩和閥套上的凹槽寬度相等。零開口閥死區小，靈敏度高，零位泄漏小。但制造困難。)、正開口（ xs > 0 ）：閥芯上的凸肩寬度小于閥套上的凹槽寬度。在平衡位置處左右閥口都有油流通過并流向油箱，因而造成功率損耗。所以開口量應做得一些。此滑閥制造簡單，且在壓力一定時流量和閥芯位移量近似線性關系，應用較多。二、閥特性的線性化閥系數為了便于分析起見，首先建立負載流量QL和負載壓力pL兩個概念：負載流量QL：是指通向負載的流量。它可通過滑閥節流口的流量Q表示。負載壓力pL：是指負載壓差，即pL=p1-p2，p1是負載進油腔壓力，p2是負載回油腔壓

16、力。1、線性化的負載流量方程因為滑閥的控制流量：f（xv，p）(1)式中：xv 閥芯位移 p 節流口的壓降又因為負載壓力pL與滑閥節流口壓降p存在關系，所以（）式可寫成：Lf（xv， pL）()上式表明：控制滑閥的負載流量L是閥芯位移xv和負載壓力pL的函數，該函數式是非線性的。利用這個方程對系統進行動態分析時，需要求解非線性微分方程。在用線性理論對系統進行動態分析時，必須把此方程線性化，其方法是將方程式（）在特定的工作點（例如在LL1點附近）按泰勞級數展開：由于將工作范圍限制在工作點附近，則二階以上的高階導數可忽略，所以稱為線性化的負載流量方程、閥系數根據（）式，可得閥系數如下：流量增益q：

17、特點：對系統的穩定性有直接影響，并且還與液壓放大元件相連接所控制的執行機構的快速性有關。流量壓力系數c：“”的意義：由于隨著pLL，所以在式中具有負號，保證c永遠為正數。特點：直接影響閥控執行元件組合的阻尼比。壓力增益（壓力靈敏度）p：特點：反應閥的剛度特性，它表明閥控液壓動力元件能以很小的誤差起動大的摩擦負載的能。關系：由（）可知：所以負載流量方程（）式可寫成：L=Kq xvKc pL(28)、零位閥系數（Kq0、Kc0、Kp0)：在零位工作點附近的閥系數1)、原點(零點、零位)：Xv=0 (pL=QL=xv=0)2)、零位閥系數的重要性閥系數的數值是隨閥的工作點變化而變化的，而最重要的工作

18、點是在原點，因為閥經常在原點附近工作。在零位工作點的Kq0最大，系統的增益最高，Kc0最小，系統的阻尼比最低。因此，從穩定性的觀點來看，這一點最不利。如果系統在這一點工作穩定，那么在其它工作點必然都是穩定的，所以在設計時，以零位閥系數為依據，這是考慮到最不利的情況，是偏于安全的。三、滑閥的靜特性滑閥的靜特性：是指在穩態情況下，閥的負載流量QL，負載壓力pL和閥芯位移xv三者之間的關系，主要指壓力流量特性。、零開口四邊滑閥的靜特性)、理想零開口四邊滑閥的壓力流量曲線理想零開口四邊滑閥：是指滑閥理想幾何形狀的控制窗口的棱邊是絕對直角，而沒有倒鈍，并且在閥芯和閥套之間沒有徑向間隙。當xv>0

19、(閥芯向下移動) 時： 分析：當閥芯向下移動時，閥口、打開，閥口、關閉。伺服閥在進油、回油路上各有一個節流開口，進油開口處壓力從ps降到p1，回油開口處從p2降到0。當xv<0 (閥芯向上移動) 時如果用統一的一個式子表示閥芯正、反方向位移xv時的負載流量，可將(213) 、(216) 式合并成一個關系式.理想四邊滑閥的負載流量一般方程（理想零開口四邊滑閥的壓力流量曲線一般方程）。它表示了QL、xv、pL三者之間的函數關系。為使壓力流量曲線具有普遍性，將(2-17)式變成無量綱形式。設xv= xvmax 和pL= 0 時，其最大空載流量為：用(218)式除(217)，得：下面以xv/xv

20、max為參變量，按(219)式繪制QLQLmaxpLps（理想零開口四邊滑閥的無量綱壓力流量曲線）。由曲線可知：當閥在正常工作狀態是按圖中、象線曲線只有在瞬態情況下，才會處于圖中、象限曲線。例：某理想零開口四邊滑閥閥芯直徑 d = 8×10-3 m全周開口，閥芯最大位移 xvmax= 0.25 × 10-3 m ，油液密度r = 8.5 × 102 kg/ m 3 ，油源壓力ps =140 ×10 5N/m2。試求閥芯最大行程時的空載流量和當 pL =60 ×10 5N/m2時的負載流量0 。2 )、理想零開口四邊滑閥的閥系數根據可求出理想零開

21、口四邊滑閥的閥系數。按式 (223)計算出Kq0的與實際得出的零開口四邊滑閥的零位流量增益比較一致，而Kc0和Kp0的計算值與實際值相差很大。其原因是理想零開口四邊滑閥沒有考慮閥芯與閥套之間的徑向間隙，而實際零開口閥存在泄漏。因此，有必要研究閥的泄漏特性。3)、實際零開口滑閥的泄漏特性 用實驗方法確定零位閥系數。實際的和理想的零開口滑閥之間的差別就在于零位泄漏特性。理想的閥可認為具有精確的幾何形狀，因而沒有泄漏。實際的閥則有徑向間隙，因而存在泄漏。因此，閥在中位附近的微小位移（|xv|<0.025mm）范圍內，閥的泄漏特性決定了閥的性能。而在此范圍以外，理想的和實際的零開口滑閥的特性才吻

22、合。 設圖25是實際零開口四邊滑閥，假定它具有匹配和對稱的控制窗口。將閥通向負載的通道關閉，因此負載流量QL=0。我們可以求出三條特性曲線。壓力增益曲線：在給定供油壓力ps不變的條件下，改變閥芯位移xv，測得相應的負載壓力pL得到壓力增益曲線。由圖可知：當閥芯有很小一個位移后，負載壓力很快就升高到供油壓力值ps。這說明液壓控制閥的壓力增益是很高的。在原點處，曲線的斜率就是Kp0的實測值。泄漏曲線：在給定供油壓力ps不變的條件下，改變閥芯位移xv，測得相應的總供油量Qs。由于負載流量QL=0，所以此時的供油量Qs就等于泄漏量Qc，我們即可畫出關閉負載通道的泄漏曲線。由圖可知：閥在零位（中間位置）

23、時泄漏量最大Qcxv Qc （其原因是由于閥臺肩遮蓋了閥的回油窗口）該曲線主要用來度量閥在零位時的功率損耗中位流量曲線（零位泄漏流量曲線）：是閥處于中間位置時，當供油壓力ps變化時，測得流經閥的總流量，這個流量稱為中間位置流量Qc0。由圖可知：新閥和舊閥的中位流量曲線不相同（其原因是新閥的泄漏間隙小，液流是層流狀態；對于舊閥，由于節流棱邊被磨損，泄漏面積增加，液流接近于紊流狀態。）該曲線的形狀能表明閥的配合質量，所以非常有用。在選定壓下的中位流量值可以用來判定閥制造中的公差。利用中位流量曲線可以確定實際零開口滑閥的零位流量壓力系數Kc0。即特定供油壓力ps所對應的中位流量曲線的斜率，可作為零位

24、流量壓力系數Kc0。下面我們就來求實際零開口滑閥的零位流量壓力系數Kc0：因為中位流量Qc0就是閥在零位時的供油量Qs，因此下面的等式成立：)、實際零開口四邊滑閥Kc0和Kp0的計算新閥的實際零開口閥的零位泄漏量，可按徑向間隙在層流狀態下通過的流量來計算。四邊滑閥在中位時兩個窗口（如圖25中1和2窗口）都有泄漏。若每個窗口的壓降和泄漏量分別為ps/2和Qs/2，則總的泄漏量為：式中：rc 閥芯和閥套之間的徑向間隙 µ 動力粘度而按上式計算的實際零開口四邊滑閥的零位流量壓力系數Kc0的近似值，比理想閥的理論值Kc0=0要準確得多。 實際零開口四邊滑閥的零位壓力增益Kp0可用式(2-36

25、)除式(2-23) 得到：經驗證明：上述計算值與實驗值是比較一致的。、正開口四邊滑閥的靜特性1)、正開口四邊滑閥的壓力流量曲線正開口四邊滑閥如圖所示：當閥處于中間位置時，各節流口的預開口量均為。由于閥是匹配對稱的，當閥芯有位移xv時，各節流窗口的面積為： A1 = w (U+xv) = A3 (2-38) A2 = w (U - xv) = A4 (2-39)各節流窗口的流量是：而 L143Q2 (2-44)將式(2-40)和(2-43)代入式(2-44)，則得：正開口四邊滑閥的壓力流量曲線方程利用該方程，畫出以xv/U為參變量的正開口四邊滑閥的壓力流量曲線，如下圖所示。由圖可知：與零開口四邊

26、滑閥的曲線相比，正開口四邊滑閥的曲線的線性度要好得多，特別是在原點附近，曲線近似直線。曲線之間相互平行，且間隔均勻。在正開口區域以外，由于同一時間只有兩個窗口起控制作用，這時就和零開口四邊滑閥的壓力流量曲線形狀相似。2)、正開口四邊滑閥的零位閥系數正開口四邊滑閥的零位閥系數可通過對式(245)微分，并在QL=pL=xv=0處求導數值來確定得出：結論：由式(2-46)和(2-23) 可以看出，正開口四邊滑閥的零位流量增益Kqo，是零開口四邊滑閥的兩倍，但這是以降低壓力增益和增大泄漏量為代價的取得的。從式(2-47)和(2-48)看到，Kc0取決于閥的結構參數w，而Kpo則與w無關。）、正開口四邊

27、滑閥的中位流量正開口四邊滑閥的中位流量就是零位泄漏量，它給出了正開口四邊閥在零位時的損耗。如圖2-10 所示，正開口四邊滑閥在零位時，PL=xv=0，而A1=A2=wU，則正開口四邊滑閥的中位流量位、雙邊滑閥的靜特性)、雙邊滑閥控制液壓缸的工作原理圖2-12為雙邊滑閥控制的液壓缸的工作原理圖。滑閥在零位時，液壓缸兩腔的作用力相等，即ps Ar = pc Ac , 活塞靜止不動。當閥芯向下移動xv時，節流窗口1開大，節流窗口關小，控制壓力pc增高（其pcmax= ps )，此時活塞向下運動，活塞最大作用力為：F1= ps Ac ps Ar 。當閥芯向上移動xv時，節流窗口1關小，節流窗口開大，控

28、制壓力pc減小（其pcmin= 0 )，此時活塞向上運動，活塞最大作用力為：F2= ps Ar 。一般希望液壓缸雙向運動時,最大輸出力在兩個方向上相等（F1=F2），即psAcpsArpsAr 則Ac2Ar (2-50)上述關系應當設計成在穩態時控制壓力 pc0=1/2 ps (2-51)這樣的設計關系允許控制壓力升高或下降的范圍相等，否則流量增益呈非線性。2)、零開口雙邊滑閥的靜特性零開口雙邊滑閥的壓力流量曲零開口雙邊滑閥即圖2-12( ) 中U=0，當閥芯移動時，只有一個控制節流窗口1或2起作用。其壓力 流量方程為：零開口雙邊滑閥的壓力流量曲線與零開口四邊滑閥的壓力流量曲線相同。(只是橫坐

29、標要加以改變,使pL/ps= -1改為pc/ps=0, pL/ps= 0改為pc/ps=0 .5,pL/ps= 1改為pc/ps=0;同時要使縱坐標乘以1/32）。零開口雙邊滑閥的零位閥系數零開口雙邊滑閥在零位工作點時，QL=xv=0和pc=ps/2。在該點對式（2-53）求導，可得零開口雙邊滑閥的零位閥系數為：結論：零開口雙邊滑閥的零位閥系數與零開口四邊滑閥的零位閥系數在理論值上是一樣的。零位壓力增益Kp0的實際值只是四邊滑閥的一半。對雙邊滑閥來說，常值負載力和摩擦負載力在系統中所引起的穩態誤差是四邊滑閥的兩倍。由于雙邊滑閥的控制精度低，因而在很大程度上抵消了其制造簡單的優點。雙邊滑閥適用于

30、機- 械伺服系統中。實際零開口雙邊滑閥的泄漏量和零位閥系統可用類似實際零開口四邊滑閥的分析方法來得出。3）、正開口雙邊滑閥的靜特性正開口雙邊滑閥的壓力-流量曲線根據圖2-12，可以寫出上述方程的曲線與正開口四邊滑閥的壓力- 流量曲線相同。只是坐標要加以改變：橫坐標將pL / ps = -1 改為 pc / ps = 0 ；pL / ps = 0,改為pc / ps = 0.5 ； pL / ps = 1 , 改為 pc /ps = 1 ；縱坐標要乘以1/ 32正開口雙邊滑閥的零位閥系數正開口雙邊滑閥的零位閥系數可由式（2-58）得到：結論：正開口雙邊滑閥的零位流量增益Kq0與正開口四邊滑閥的流

31、量增益相同零位壓力增益Kp0比正開口四邊滑閥的小一半。正開口雙邊滑閥的中位流量正開口雙邊滑閥的中位流量或零位泄漏量為：四、滑閥的受力分析滑閥在工作中受到的作用力有：軸向作用力）、慣性力）、摩擦力）、彈簧力）、軸向液動力：穩態液動力和瞬態液動力徑向力（側向力）在結構設計合理的情況下，徑向力很小，可忽略。、穩態液動力Fs大小:若取cd=0.61,cv=0.98,cosq=cos69°=0.358,則(2-63)式可寫成：結論：1).穩態液動力的大小與滑閥面積梯度、閥口壓力降和開口量成正比。2).若將Kf視為彈簧剛度，則穩態液動力的性質與彈簧力類似。方向：總是指向閥口關閉的方向實際閥的穩態

32、液動力：.徑向間隙對穩態液動力的影響：實際的閥總是存在徑向間隙的，因此在閥開口量很小時，就要考慮到徑向間隙的影響。此時，穩態液動力為：式中：C r徑向間隙在這種情況下，cosq不是常數，而是隨xv /C r的變化而變化的，如圖2-13所示。由圖可知：當xv / C r = 0時， q21°。當xv / C r 較大時， q69°(接近理想情況)。.滑閥工作邊圓角對穩態液動力的影響：此影響很難用理論公式計算。圖2-14是穩態液動力Fs與閥開口量xv之間的實驗曲線（在閥口壓降一定的情況下）。由圖可知：徑向間隙和工作邊圓角的存在都會使穩態液動力增大，特別是在小開口時影響更嚴重。在

33、零位附近的液動力剛度大約是理想滑閥的1.62.0倍穩態液動力與閥開度成非線性。這種非線性可能引起輸入信號與滑閥開度間的非線性。1)、零開口四邊滑閥的穩態液動力零開口四邊滑閥在工作時，同時有兩個串聯窗口起作用，如圖2-5所示。當xv>0(閥芯向下運動)時，窗口1和3起作用，其每個窗口的壓降為: p = (ps-pL) / 2根據式(2-64)零開口四邊滑閥的穩態液動力為：由上式可知，穩態液動力隨負載壓力pL的變化而變化，并且在空載時(pL=0)達到最大值，即式中：K f0 = 0.43 w ps2)、正開口四邊滑閥的穩態液動力正開口四邊滑閥在工作時是四個節流窗口同時起作用，如圖2-10 所

34、示。根據式(2-64)，其穩態液動力為：由上式可知，正開口四邊滑閥的穩態液動力是零開口四邊滑閥穩態液動力的兩倍。、瞬態液動力大小：式中：L阻尼長度Bf 瞬態液動力阻尼系數方向：與閥腔內液流加速度方向相反、正阻尼長度：若瞬態液動力方向與閥芯運動方向相反，此時的阻尼長度L為正，稱為正阻尼長度。 、負阻尼長度：若瞬態液動力方向與閥芯運動方向相同，此時的阻尼長度L為負，稱為負阻尼長度。1)、零開口四邊滑閥的瞬態液動力在圖2-5 中，L1是負阻尼長度，L2是正阻尼長度。根據式(2-70) ，零開口四邊滑閥的瞬態液動力為： 空載(pL=0)時，Bf0=(L2-L1)Cdw£rps結論：當L2 &

35、gt; L1時，Bf > 0是正阻尼。當L2 < L1時，Bf < 0是負阻尼。當L2 < L1時，瞬態液動力與閥芯移動方向相同，從而可能使閥工作不穩定。為避免這種情況，設計時通常取L2 L1。2)、正開口四邊滑閥的瞬態液動力在圖2-10中 ，L1是正阻尼長度，L2是負阻尼長度。根據式(2-70) ，正開口四邊滑閥的瞬態液動力為：3、滑閥運動時總的軸向力滑閥運動時所受的總的軸向液動力為：根據滑閥運動時力的平衡方程式，可得滑閥運動時所需的總驅動力為：式中：Ft驅動滑閥運動所需的總力；Mv閥芯及閥腔油液的質量； Bv 閥芯與閥套間的粘性阻尼系數； Bf 瞬態液動力阻尼系數；

36、 Kv 對中彈簧剛度； Kf 穩態液動力剛度。式(2-73)的穩定條件是方程各項系數均大于零,即Mv > 0( Bv + Bf ) > 0( Kv + Kf ) > 0五、滑閥的輸出功率和效率由于滑閥在電液伺服系統中常作為功率放大元件，因此有必要研究它的輸出功率和效率。但滑閥的效率在伺服系統中又是次要的問題。其原因：在伺服系統中負載并非恒定，效率是隨負載變化而變化的，所以無法保持效率的最高值。伺服系統首先要滿足穩定性、響應速度、精度、靈敏度和線性等要求。為了保證這些指標，往往不得不犧牲一部分效率指標。（例如采用正開口四邊滑閥可以提高靈敏度，但泄漏增加，效率降低。）1、滑閥輸出

37、功率最大時的pL值下面以零開口四邊滑閥為例1)、滑閥輸出功率（負載功率）：根據上式畫出零開口四邊滑閥的輸出功率隨負載壓力變化的無量綱曲線，如圖2-16。由圖或式(2-75)可知：當pL=0時，NL=0； 當pL=ps時，NL=0。2)、輸出功率為最大時所對應的pL值：將式(2-74) 對pL求導，并令其等于零，即：則2 ( ps - pL ) - pL = 0,所以結論:當負載壓力pL為油源壓力ps的2/3時,滑 閥的輸出功率最大。2、油源型式不同時滑閥的效率下面討論在滑閥輸出功率最大時，兩種油源型式情況下滑閥的效率。1)、采用變量泵油源可調節的變量泵的輸出流量Qs剛好滿足負載流量QL的要求。

38、此時，Qs= QL。零開口四邊滑閥最大輸出功率的效率為：2)、采用變量泵油源零開口四邊滑閥的最大效率為：結論：采用定量泵的閥控系統的效率很低。閥控系統發熱厲害。（如果再考慮到執行機構的效率和泵本身的效率，以及溢流閥保持恒壓的溢流損失，那么系統的最高效率還將低于38.5%。）閥控系統結構簡單、成本低、維護方便。因此，在小功率系統中，得到了廣泛應用。在大功率系統中，應采用泵控系統。六、滑閥的設計滑閥設計主要包括：、選擇結構形式、確定基本參數、其它結構尺寸、1、選擇結構形式1)、滑閥工作邊數的選擇首先確定選擇雙邊閥還是四邊閥從結構工藝上看，雙邊滑閥優于四邊滑閥；從性能上看，四邊滑閥優于雙邊滑閥。雙邊

39、滑閥多用于對精度要求不高的機液伺服系統中，四邊滑閥多用于電液伺服系統中。2)、閥芯凸肩數的選擇雙凸肩滑閥很少采用若采用液壓或氣動操縱的四邊滑閥時，必須采用三凸肩或四凸肩的結構。四凸肩的滑閥結構復雜、長度大、成本高。實際中常采用三凸肩滑閥。3)、節流窗口形狀的選擇節流窗口的形狀一般都是根據系統需要的流量增益特性來選定。、園孔形窗口：園孔形窗口加工簡單。園孔形窗口具有非線性的流量增益特性，如圖2-17所示。由圖可知：曲線中間部分斜率大，兩端斜率小。表明零位附近流量增益低，偏離零位時，流量增益變高。流量增益低雖然穩定性增加，但系統的其它性能參數變壞，如系統的誤差增大，頻寬變窄，剛度降低。適用于要求具

40、有非線性的流量增益或只有在對流量增益線性度要求不高的情況下使用。、矩形窗口適用于要求具有線性流量增益。4)、開口形式的選擇不同開口形式的流量增益特性是不一樣。、零開口閥：流量增益是線性的，因此廣泛應用。、正開口閥：正開口閥的主要缺點是：在偏離零位時，由于正開口閥的流量增益減少，伺服系統性能降低；零位泄漏量可引起較大的功率損失。只有在以下特殊情況時，才采用正開口形式：閥在零位時須在高溫下工作很長時間，因而要求有一個連續的流量以保持合理的油溫。在恒流伺服系統中，以保證油源供給恒定的流量。在施力系統中。、負開口閥零位附近有死區特性，因而很少采用。5)、閥套結構的選擇、整體閥套結構全周開口的：只能用于

41、精度很低的場合，如圖2-18所示。部分開口的：是在閥套上開出方形孔或其它形狀的孔，如圖2-19所示。、分體閥套結構圖 2-20表示分體閥套全周開口的結構。圖2-21是部分開口的分體閥套結構2、確定主要尺寸1)、確定最大開口面積Amax首先根據負載工作要求確定額定流量（空載流量）：在已知額定流量Q0和油源壓力ps時，可求出滑閥的最大開口面積Amax：2)、確定面積梯度w和閥芯最大位移xvmax矩形窗口的滑閥的最大開口面積Av max： A v max = w x v max正確的確定w和x v max要考慮以下主要因素：w的大小決定著閥的零位流量增益，所以應按伺服系統的穩定性要求，根據Kq0來確

42、定。如對于零開口四邊滑閥在確定閥芯的最大位移x v max時，一般希望適當降低w ，以增加x v max。w和x v max之間的設計關系： x v max < 0.147 d2 / w = 0.047d3、其它尺寸1)、凸肩尺寸b閥芯兩端凸肩寬度 b0.7d，以保證起密封作用。中間凸肩寬度b 可小于0.7d。2)、阻尼長度L為了保證工作穩定性，滑閥必須使正阻尼長度大于負阻尼長度，一般取L1 = L2，L1+L2 = 2d 。3)、閥芯上的壓力平衡槽 深度 (0.4 1.0) ×10-3 m 寬度 (0.2 0.5) ×10-3 m4)、閥芯和閥套的技術要求閥芯和閥套

43、的間隙：(0.005 0.015)mm ，徑向間隙公差：(0.003 0.005)mm，內外圓錐度、橢圓度：(0.001 0.002)mm。§2-2 噴咀擋板式液壓放大元件噴咀擋板式伺服閥噴咀擋板閥噴咀擋板閥與滑閥相比具有以下特點噴咀擋板閥的公差要求不太嚴格（加工要求不高）；結構簡單，容易加工；造價低；反應快、精度和靈敏度高；沒有徑向不平衡力，不會發生“卡住”現象，因此工作較可靠；對油液污染的敏感性差；零位時泄漏量大，有一定的功率損失。噴咀擋板閥的應用廣泛應用于小功率系統中；在兩級伺服閥中，多采用噴咀擋板閥做第一級（前置級）。一、單噴咀擋板閥的工作原理液壓泵來的壓力油ps一部分直接進

44、入液壓缸有桿腔，另一部分經過固定流孔a進入中間油室再通入液壓缸的無桿腔，并有一部分經噴咀檔板間的間隙d流回油箱。 當輸入信號使檔板的位置（亦即d）改變時，噴咀檔板間的節流阻力發生變化，中間油室及液壓缸無桿腔的壓力p1亦發生變化，液壓缸就產生相應的運動。當dd 噴咀檔板間的節流阻力 p1 使得活塞向左移動；當d d 噴咀檔板間的節流阻力 p1 使得活塞向右移動。二、雙噴咀擋板閥的工作原理當擋板位于中間位置（零位）時，擋板與兩個噴咀端面的距離均為初始縫隙xf0。此時兩個中間控制腔內的壓力相等，即p10=p20，而負載流量QL=0，負載靜止不動。如果擋板繞0軸逆時針方向旋轉時，上邊噴咀與擋板構成的節

45、流縫隙減小，使壓力p1增加；下邊噴咀與擋板構成的節流縫隙增大，相應地使p2降低。在壓差PL=pi-p2的作用下，復載向下運動。反之，當擋板順時針轉動時，則負載向上運動。雙噴咀擋板閥和正開口四邊滑閥的工作情況相似。三、噴咀擋板式伺服閥的特點優點：結構簡單運動部分慣性小反應快，精度高和靈敏度高加工要求高沒有徑向不平衡力，不會發生“卡住”現象，因而工作可靠。缺點：功率損耗大噴咀擋板間距離很小時抗污染能力差，因此宜在多級伺服閥中用作為第一級（前置級）控制裝置。§2-3 射流管式液壓放大元件射流管式伺服閥射流管閥一、射流管閥的工作原理1、組成射流管、接受板、液壓缸2 、結構特點射流管可繞（垂直

46、于圖面的）軸線向左右擺動一個不大的角度；接受板上有兩個并列的接受孔道a和b，把射流管端部錐形噴咀中射出的壓力油分別通向液壓缸左右兩腔。3、工作原理當射流管處于兩個接受孔道的中間位置時，兩個接受孔道內油液的壓力相等，液壓缸不動。當輸入信號使射流管向左偏轉一個很小的角度時，兩個接受孔道內的壓力不相等，液壓缸左腔的壓力大于右腔的，液壓缸便向左移動，直到跟著液壓缸移動的接受板到達射流孔又處于兩接受孔道的中間位置時為止。當輸入信號使射流管向右偏轉一個很小的角度時，兩個接受孔道內的壓力不相等，液壓缸左腔的壓力小于右腔的，液壓缸便向右移動，直到跟著液壓缸移動的接受板到達射流孔又處于兩接受孔道的中間位置時為止

47、。在這個伺服元件中，液壓缸運動的方向取決于輸入信號的方向；運動的速度取決于輸入信號的大小。二、射流管閥的特點1、優點結構簡單，元件加工精度要求低。射流管出口處面積大，抗污染能力強，因而提高了安全可靠性和壽命。射流管上沒有不平衡的徑向力，不會產生“卡住”現象。流量效率和壓力效率較高，一般在70%以上，有的可達90%。其單級功率比噴咀擋板閥高，可直接用于小功率液壓伺服系統中。2、缺點射流管運動部分慣量較大，工作性能較差。射流能量損失大，零位功率損耗亦大，效率較低。供油壓力高時容易引起振動，且沿射流管軸向有較大的軸向力。溫度的變化將引起液體的變化，從而影響射流管式液壓放大元件的動態特性。特性不易預測

48、，主要靠經驗及實驗來確定。3、應用適用于低壓及功率較小的場合。例如：液壓仿形機床的伺服系統； 在許多噴氣式飛機上廣泛使用。第三章 液壓動力元件液壓拖動裝置一、液壓動力元件由液壓控制元件（或液壓放大元件）和液壓執行元件組成二、液壓動力元件的分類三、閥控系統（節流控制系統）1、閥控系統（節流控制系統）：是由伺服閥來控制進入執行機構的液體流量，從而改變執行機構的輸出速度。這種系統通常采用恒壓油源，使供油壓力恒定。2、特點： 1）、由于伺服閥執行元件所包容的容積小，而且供油壓力恒定，因此系統的動態響應快。2）、不管負載如何變化，供油壓力不變，但溢流量和泄漏量較大，因此效率較低。 3）、伺服閥和執行元件

49、可以緊湊地裝在一起，整個液壓動力元件體積小、重量輕，但需要有一個笨重的液壓油源。 4）、由于效率低，油溫高，因而需要散熱器。 5）、某些閥控系統可由一個液壓油源供油。3、用途：適用于小功率和控制精度要求高的系統中。四、泵控系統（容積控制系統）1、泵控系統（容積控制系統）：是靠改變伺服變量泵的排量來控制進入執行機構的液體流量，進而改變執行機構的輸出速度。系統的壓力取決于外負載。2、特點：1）、伺服變量泵執行元件所包容的容積較大，壓力必須逐步建立起來，因此整個系統的響應較慢。2）、由于油源流量和壓力都與負載相匹配，因此效率高。3）、如果控制元件和執行元件要緊湊的安裝在一起，則動力元件的尺寸大，使用

50、起來也不方便。4）、需要輔助泵供油裝置，向主泵補油和冷卻。5）、作為控制元件的變量泵一般需要配備伺服變量機構，因此系統復雜和價格較貴。3、應用：適用于大功率系統中。§3-1 四邊閥控液壓缸的動態特性由伺服閥控制的液壓缸是使用較廣泛的一種液壓動力元件。下面以零開口四邊閥控液壓缸為例來全面分析其動態特性。所得的一些結論對非零開口也適用。一、四邊閥控液壓缸的傳遞函數1、滑閥的線性化流量方程 1)、滑閥是理想零開口，控制窗口對稱匹配；2)、供油壓力ps恒定，回油壓力為零。假定滑閥的線性化流量方程：將上式拉氏變換后，可得：式中：QL負載流量，Kq滑閥的流量增益； Kc滑閥的流量壓力系數； xv

51、 滑閥閥芯的位移； pL 負載壓力，pL = p1 - p2。2、液壓缸油流的連續性方程1)、所有連接管路短而粗，管道內壓力損失、流體質量的影響及管道動態可忽略不計；2)、液壓缸工作腔內各處的壓力相等，油溫和體積性模量為常數；3)、液壓缸內、外泄漏為層流流動。假定流入液壓缸左腔的流量Q1為： Ap 液壓缸活塞的有效面積； xp活塞的位移； Cip 液壓缸的內泄漏系數； Cep 液壓缸的外泄漏系數； V1 液壓缸進油腔的容積(包括閥腔 和閥到液壓缸聯接管道的容積)； be系統的有效體積彈性模量。式中式（3-2）中，等號右邊各項的意義：第一項推動活塞運動所需的流量；第二項液壓缸左腔經活塞密封向右 腔的內泄漏量；第三項液壓缸左腔經活塞桿密封向 外泄漏量；第四項左腔中油液的可壓縮性以及腔體在壓力p1作用下膨脹所需要的流量。從液壓缸右腔流出的流量Q2為：將式（3-2）和（3-3）相加除2，則得：在上式中假定：活塞在液