伺服液压机（通用8篇）
伺服液压机 篇1
0 引言
近年来,随着工业技术的不断发展,人们对液压机的速度提出了越来越高的要求,低效率高耗损的生产方式已不能满足市场的发展步伐。传统的通过增大阀的通径来提高流量而获得高速的液压控制方式,其效果往往不尽如人意,这主要是由于传统的采用阀控制的液压系统在实现高速—低速或低速—高速转换过程中,阀的开口大小不能实现有效的比例流量控制,造成液压冲击进而造成滑块位置不能精确控制。
目前,国内生产的液压机在速度、稳定性、抗偏载能力、调平精度等技术水平方面与国际先进水平相比有一定差距。德国生产的高性能液压机快下速度可达600mm/s,回程450mm/s,工作速度40~60mm/s,速度可与高速机械压力机相媲美,其主要是采用了大流量大通径电液伺服阀系统控制技术。目前国内专业阀生产厂家还不能达到国际先进水平,而进口产品采购周期长(往往需要长达一年以上的时间),价格是国内同类产品的10倍以上,大大制约了国内高速、高性能、高精密液压机的发展。
为了改变传统的液压控制方式,填补国内空白,提升金属板料成形液压机的技术水平,我公司联合德国福伊特哈雷液压有限公司和中科院沈阳自动化研究所,发挥各自优势共同开发高性能数控混合伺服液压机成套设备。该系统采用大流量电液伺服泵通过智能控制单元对液压系统压力、方向、流量进行精确快速控制,提高液压机的速度、精度、可靠性,实现速度的平缓过渡,减小系统压力流量损失和液压系统冲击噪声,实现液压机产品在高速、高效、环保、节能和高附加值等方面的突破。
1 液压系统原理
1.1 动力部分
本液压系统(图1)采用伺服步进电机驱动,电机M1驱动两件双联齿轮泵pump1、pump2,电机M2驱动另外两件双联齿轮泵pump3、pump4,分别给主缸上腔和下腔提供液压油。由于采用的是齿轮泵单独控制上下腔,所以在滑块快速下行时,可以启动步进电机M2反向转动,将主缸下腔油液抽到油箱,减小主缸下腔回油阻力,得到更高的快下速度。同时,由于采用了齿轮泵,其流量稳定,只要改变步进电机的转速,就可以得到不同的工作速度。
1.2 主缸控制阀块
主缸控制阀块如图1中CF1(双点划线)所示,外观如图2所示。其作用在于对泵输出的油液进行分配,以实现执行元件的特定动作。主缸控制阀块可以分成三个功能部分:(1)第一部分控制主缸上腔,主要由两只三位四通电磁换向阀、两只调压阀组成。两只三位四通电磁换向阀分别控制泵pump1、pump2输出的液压油的输出方向,例如:当电磁换向阀YV1、YV3均得电时,则泵pump1、pump2输出的液压油均进入主缸上腔;YV1、YV3均失电时,泵输出的油经CF1阀块回油箱,系统卸荷;YV1、YV4得电,则主缸上腔由泵pump1供油,泵pump2输出的液压油回油箱;YV2、YV3得电,则主缸上腔由泵pump2供油,泵pump3输出的液压油回油箱。(2)第二部分控制主缸下腔,其组成及工作原理与第一部分相同,不做详细叙述。(3)第三部分用于控制充液阀,主要有压力阀、
蓄能器、单向阀,电磁换向阀等组成,有单独的小电机M3及小流量齿轮泵pump5供油,蓄能器主要用于维持其压力恒定。
另外,阀块上开有一些接口,用来安装压力传感器和压力表等器件,显示和检测工作压力,采集液压系统压力流量等信号,输入控制系统,形成闭环。
1.3 液压垫缸控制阀块
液压垫缸控制阀块如图1中CF2(双点划线)所示。连接在主泵1的出口分支处,其初始状态接三位四通电磁换向阀中位(0位),油路处于关断状态,不影响主阀块油路系统。当液压垫需要顶出时,只要通过控制系统,使电机M1转动,由泵1供油,同时电磁阀YV12得电,即可实现液压垫的顶出。同理,YV11得电,即可实现液压垫的退回。调压阀F9设定阀块CF2工作压力,调压阀F8作远程控制,作为F9的先导控制阀,设定压力小于或等于F9设定值。一般情况下,调压阀F8安装在机身或控制台上便于操作的位置,并由压力表B4来观察调节的压力值,F9一般设定为一个固定的高压,通常为25MPa。
另外,本液压垫阀块系统还可以实现液压机的拉伸功能,如图1所示,电磁阀YV11、YV12均不得电,电磁换向阀接中位,不影响主缸阀块系统的正常工作。如图3所示,液压垫初始为顶出状态,滑块慢速加压下行,液压垫被迫退回,液压垫下腔在调压阀F9的作用下形成背压,经F9溢流,维持液压垫缸下恒定成形压力,同时,液压垫缸下腔拉伸成形背压可根据用户工艺需要通过远程调压阀F8进行远程调节控制。板料随动成形,这种工艺方式成形的工件质量高,可以有效减少和防止拉破起皱现象。
2 样机试制
经过中德双方多方面的技术交流,最终制成公称力为160t样机,各项指标参数均达到了设计值,滑块快下速度达450mm/s,工作速度在0~40mm/s之间无级调整,回程速度达450mm/s。试制成功的样机噪声很小,由于采用了伺服电机控制,几乎没有空转能耗,节约能耗为普通产品的30%。滑块定位精度高,在450mm/s的快下和退回速度下,误差仅为±0.1mm。
3 结论
本文介绍的一种无级可调液压系统结构简单,改变了传统的通过改变阀开口大小实现对液压系统速度流量的定量控制方法,直接通过伺服电机和定量齿轮泵为液压系统提供能量,只需控制伺服电机转速就可以得到不同流量,结构简单,消除了阀制造误差、系统惯性等潜在不利因素,只需改变程序控制方式,就可以得到所需的液压机运动件速度,实现了液压机在高速、高效、高精度、节能、环保等多方面的突破。随着控制技术的不断发展,该项技术必将推动液压机制造技术的变革。
参考文献
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[4]帅长红.液压机设计、制造新工艺新技术及质量检验标准规范实务全书[M].北京:北方工业出版社,2000.
伺服液压机 篇2
一种单神经元PID控制的液压振动台数字伺服控制系统
文章将单神经元PID控制算法引入到液压数字伺服控制系统中,并通过系统的软、硬件设计,开发出了数字伺服控制系统样机.通过与某型液压振动台联试,系统运行稳定可靠.试验结果表明该伺服控制系统控制品质优良,具有较强的鲁棒性和自适应能力.
作 者：严侠 牛宝良 米晓兵 作者单位：中国工程物理研究院,结构力学研究所,绵阳,621900刊 名：航天器环境工程 ISTIC英文刊名：SPACECRAFT ENVIRONMENT ENGINEERING年，卷(期)：200926(z1)分类号：V416.8关键词：液压振动台 伺服控制 PID控制 神经元网络
液压伺服中心架的设计 篇3
液压伺服中心架由机械装置、液压伺服系统和控制系统三部分组成。相对于普通中心架, 它的优势是能够在工件转动过程中根据工件圆度状况或者回转轴线摆动等自动调整支撑杆位置, 防止刚性支撑引起内力之间相互作用而产生附加变形以及由此引起的整个系统振荡, 保持了支撑力恒定, 因而使支撑更加稳定。
1. 液压伺服中心架结构与原理
对于四导轨卧式车床, 液压伺服中心架采取C型两支撑机构, 即底部支撑用于抵消重力和水平支撑用于抵消切削力。机械部分主要由支撑基座、上体进给机构、上支撑构件、上顶持机构、工件重量顶持机构、行走机构、锁紧机构等部分组成。如图1所示, 行走机构安装在基座上, 通过与床身上齿条啮合传动实现中心架在机床导轨的移动;锁紧机构由液压缸、碟簧油缸和锁紧拉杆组成, 把整个中心架锁紧在机床导轨上;重力支撑机构安装在基座上, 切削力支撑机构则安装在上体上;上体依靠进给机构在工件直径方向移动与活塞杆伸出一并带动切削力顶持机构抵达工件表面。工件表面接触均采用双轮支撑结构。
液压伺服中心架工作原理: (1) 当辅助支架不工作时, 处于主轴箱端或尾座端 (视情况而定) , 此时, 导轨锁紧装置处于卸油状态, 由锁紧装置 (碟形弹簧锁紧, 压力油松开) 将辅助支架锁紧在导轨上, 承受重量油缸和承受切削力油缸的活塞杆处于缩回状态。 (2) 当需要辅助支架工作时 (被加工工件已经装夹在机床上) , 导轨锁紧装置给油, 锁紧装置松开, 辅助支架移动电机通电 (由点动开关控制) , 将辅助支架移动到工件需要支撑的部位, 导轨锁紧装置卸油, 由锁紧装置将辅助支架锁紧在导轨上, 然后, 承受重量油缸和承受切削力油缸的后腔同时给油, 两油缸活塞杆伸出, 支撑滚轮与工件接触, 加工可以开始。 (3) 加工过程中, 由液压伺服系统控制平衡工件重量, 比例溢流阀和蓄能器组合回路控制平衡切削力。 (4) 加工完成后, 承受重量油缸和承受切削力油缸的前腔同时给油, 两油缸活塞杆缩回。然后, 导轨锁紧装置给油, 锁紧装置松开, 辅助支架移动电机通电, 将辅助支架移动到主轴箱端或尾座端, 导轨锁紧装置卸油, 将辅助支架锁紧在导轨上。
2. 液压伺服回路设计及主要元件选择 (参见图2)
液压伺服部分由液压伺服回路和蓄能回路实现压力控制达到顶紧力的控制。液压伺服中心架设有竖直和倾斜两个支撑油缸, 其中抵消重力液压回路的液压伺服系统主要由伺服放大器、电液伺服阀、液压缸、信号反馈装置等部分组成, 伺服阀控制伺服液压缸动力机构位置精度的高低和运动的平稳性, 对整个系统起着决定性的作用。而承受切削力油缸则用蓄能器随时补油或溢流阀泄油调整油缸压力达到控制支撑力的目的。液压伺服部分蓄能回路由泵向抵消切削力作用的油缸供油, 设定的溢流阀开启值则可以满足用户需要的设定工件支撑力。在工件的回转过程中, 随着工件外圆的圆度变化, 蓄能器随时向油缸注油或在油缸压力上升的情况下吸收一定的油, 从而快速的平抑油缸内压力波动, 实现压力基本恒定保持在设定值附近, 达到支撑力恒定的目的。
由于该伺服系统用于重型机床中心架的重力辅助支撑, 承载能力要求较高, 同时受空间结构以及系统流量的限制, 油缸的尺寸即便在最大设定情况下, 为避免阀流量和供油系统参数与尺寸过大, 故选择较高的系统压力。供油压力高则对元件的制造精度和系统的使用维护要求提高, 并使容积效率降低。但可减小液压动力元件、液压能源装置和连接管道等部件的重量和尺寸, 减小压缩性容积和减小油液中所含空气对体积弹性模量的影响, 有利于提高液压固有频率。
考虑到液压元件及伺服阀的额定压力系列, 并考虑到可靠性和维护水平, 系统取工作压力ps=18MPa。负载压力的确定按照常规即最大功率传输条件, 取pL=2/3ps, 即pL=2/3ps=12MPa。
伺服阀的性能曲线、阀芯机能、额定流量、阶跃响应、频率特性、泄漏量等参数是选用的重要标准。伺服阀的额定流量应留有一定的余量, 通常为负载所需流量的15%左右, 在快速性高的系统中可取到30%。根据选定阀的压降和计算出伺服阀流量, 可从伺服阀样本中选出合适的伺服阀。除了流量规格之外, 在选择伺服阀时还应考虑以下因素:流量增益的线性要好, 压力灵敏度较大, 但对力控制系统要求压力灵敏度较低为好;不灵敏度、温度和压力零漂尽量小, 泄漏较小;伺服阀的频宽应满足系统要求, 频宽过低将限制系统的响应特性, 过高将损坏系统抗干扰力;综合考虑伺服阀对污染的敏感性、是否加颤振信号等。
伺服阀选用BOSCH产品, 为零遮盖的伺服比例阀, 设计简单, 电路要求低。
由于该系统中的伺服阀是高响应元件, 阀口瞬时打开或关闭, 信号电流不同时, 阀的开口不同, 负载流量变化很大, 产生压力冲击。系统中虽然设有安全阀, 但其反应较慢, 压力增高, 其值可达正常压力的几倍以上。这种冲击往往引起仪表、元件和密封装置发生故障, 甚至损坏, 同时还会引起系统的强烈振动。在控制阀或液压缸等冲击源之前装备蓄能器, 可以吸收和缓解这种液压冲击, 提高系统的整体性能。
3. 控制系统
液压伺服部分采用PC加运动控制器的开放式数控结构, 配以压力传感器和电液比例伺服阀, 具有液压控制同步控制方式, 组成方便, 同步精度高, 人机交互好的特点。同时, 系统界面能够观察到系统运行状态, 直观, 操作方便。实际操作使用西门子系统配置的S7300PLC, 博士力士乐产品HNC 100运动控制器控制整个液压伺服系统。
传感器与控制卡、伺服阀形成一个闭环控制系统, 随着系统工作要求实现不同的伺服控制。伺服比例阀控制液压缸的振动和移动, 安装在油缸下部的位置传感器检测出油缸的压力, 压力信号反馈到HNC, 经过与PLC输入指令信号比较计算, HNC通过放大器向伺服比例阀发出信号, 控制伺服比例阀的开启方向和大小, 从而控制伺服液压缸动作的方向、速度和位移。
用Rexroth专利HYVOS软件对设计进行计算机仿真, 以确定辅助中心架在各种干扰载荷和运动情况下是否能正常运转, 从而达到优化设计的目的, 使辅助中心架在各种干扰载荷和运动情况下都能正常运转。该液压伺服辅助中心架经实际应用表明, 可克服工件圆度误差、回转偏心等因素带来的不利影响, 对工件施加稳定支撑, 有效地控制工件变形量, 达到切削过程稳定和良好的加工精度。
摘要：介绍液压伺服中心架的结构和原理、液压伺服回路基本构成及其主要元件选择, 对设计进行仿真, 达到优化设计的目的。
伺服液压机 篇4
关键词：机械设计,液压机,交流伺服,直驱,无油泵,有限元分析
0引言
传统液压机一般包括油泵及液压缸传动系统, 其主要缺点是速度低, 快降及回程速度只有100~ 200mm/s。 近些年来世界各主要工业发达国家都在努力提高液压机的速度,以便提高生产率。提高液压机的工作速度即缩短液压机的一个工作循环时间, 减少液压机工作循环时间的关键是缩短其快速上行和下行的时间[1,2]。如快速锻造液压机,即采用交流伺服电机的液压伺服压力机,其速度已高达450mm/s。 国外的一些高速小型液压机每分钟行程次数可达数百次以上[3,4]。
如图1所示为一种无油泵交流伺服电机直驱式新型液压机,采用滚珠丝杠的传动机构、交流伺服电机的伺服驱动方式, 把螺旋压力机的飞轮传动理论应用到液压机中, 实现滚珠丝杠旋转带动丝杠螺母高速下行运动, 液压机滑块快速下行和回程均靠交流伺服电机直接驱动滚珠丝杠完成; 使用主副复合增压缸实现低速增力压制,同时降低冲压驱动力;主缸体与滑块一体,采用小活塞以及小活塞腔,在快速下行和上行时能迅速反应充液和排液; 采用双拉杆结构与主缸体活动连接实现柔性锻压及滑块回程高速运动。该新型液压机传动效率大大提高,滑块定位精度高,快降及回程速度可达700mm/s,满足低速锻冲、高速空程的技术要求,实现了压力机的工作特性柔性可调、节能降耗。
本文针对该无油泵交流伺服电机直驱式液压机,采用ANSYS有限元软件,首先对所设计的液压机机身结构进行静力学核算和相关优化分析, 然后进行了有限元静力学优化及动态特性( 模态) 分析, 根据分析结果对结构进行相应的改进。
1无油泵交流伺服直驱新型液压机机身结构
机身是机床的重要组成部分, 它不仅是压力机主要零件的装配基体, 而且还要承受机器的全部工作载荷( 某些下传动压力机除外) ,机身承载能力和变形大小及其动态性能将直接影响产品精度及模具使用寿命。 压力机常采用的机身结构形式主要有开式和闭式两大类。
本文的无油泵交流伺服直驱液压机综合考虑实际应用及市场需求采用开式整体焊接机身, 左右对称结构,其简化模型和机身结构示意图如图2、图3所示。
开式机身受力危险截面分别是工作台与喉口连接下圆角处的截面、 喉口和上部圆角过渡的截面以及喉口中间截面处。 通常上下圆角截面处最为危险,在设计机身的过程中,考虑到圆角处应力集中, 必须设法增大喉口上下过渡圆角处的圆角半径,降低应力集中现象。 机床在工作时,机身的变形量和重量在机器的总变形量和总重量中也占有很大比例,所以为提高整体刚度, 应设法提高机身刚度, 并试图减重,机身设计中要充分考虑如何合理设计截面,降低自重,提高刚度,使应力分布更加合理。
本文所设计的新型液压机主要技术参数如下:
公称压力1600k N
工作精度1mm
工作行程12mm
滑块行程次数30min-1
滑块行程300mm
最大装模高度500mm
机身喉口深度400mm
工作台面尺寸940mm×1500mm
工作台中心孔直径200mm
本文以所建立的机身实体模型为分析对象,以ANSYS有限元软件为工具,对机身进行了静力分析和预应力加载状态下的模态分析,并根据分析结果对机身结构进行了多次改进优化,取最后一次改进优化前后模型模态分析结果进行比较,说明模态分析在改进机械结构,使机械结构具有更好的动态特性中具有很大作用。
2机身结构有限元分析
机身是由优质45# 钢板焊接而成的空间板系结构,所用材料参数为:弹性模量E=2.0×1011Pa,泊松比 μ=0.3,密度 ρ=7.85×103kg/m3,屈服强度355MPa。 图4为机身整体单元网格划分情况, 节点数68908个,单元数25081个。 机身整体采用六面体网格划分,在应力和位移变化比较平缓的部分, 主要采用100mm的单元;对危险截面,喉口部分及喉口上下圆角部分,考虑到应力较大,单元划分都采用10mm大小的单元。
2.1机身静力分析
有限元模拟所得机身等效应力分布图如图5所示,通过等效应力云图看到,机身等效应力最大处位于柱塞与上板连接处, 此处受到1600k N压力的反作用力,使上板产生应力集中,应力为141.9MPa。 喉口上圆角 处取点应 力为59.335MPa, 下圆角为74.753MPa。 由于喉口下圆角处圆角半径较小,所以喉口最大应力出现在机身喉口的下圆角处。
有限元模拟所得的机身总变形图如图6所示, 通过总变形云图可以看到,最大变形出现在顶板处, 此处由于顶板处有传动机构支撑焊筒, 支撑焊筒上作用有丝杠所要承受的172k N的反作用力,是由于支撑焊筒、中间板及顶板之间的连接不够所致。机身的最大应力处变形为4.129mm, 喉口上圆角取点处变形为1.5814mm。
对“ C”机身而言,垂直刚度和角刚度是影响机身精度的主要因素, 垂直方向的变形可在一定程度上反映机身精度。 机身垂直方向的变形即图7所示Z轴方向的变形,最大变形为3.162mm。 此变形量远大于机身精度所要求的变形量。
2.2机身模态分析
在静力分析的基础上对机身进行有预应力的模态分析, 以提取机身在冲压阶段应力加载状态下固有频 率和固有 振型, 防止机床在冲压工作时由于振动造成机床服役寿命变短、 模具损坏严重、 加工产品质量低下等恶劣影响。 表1即为改进前机身的前10阶固有频率,图8所示为改进前机身10阶模态振型。
下面对图8所示的机身改进前十阶模态振型的产生原因进行分析, 为后续采取相应改进措施提供依据,以使机身整体静态性能和动态特性最佳。
1阶振型( f=27.85Hz)( 图8a) 为机身整体的左右一阶摆动,最大变形0.5248mm。
2阶振型( f=38.6Hz)( 图8b) 为机身整体的前后一阶弯曲,最大变形0.6495mm。
3阶振型( f=57.5Hz)( 图8c) 为机身整体的左右一阶扭转,最大变形0.9267mm。
4阶振型( f=129.11Hz)( 图8d) 为机身整体受力作用,各部分受拉压应力变形,机身后侧顶部变形较大,最大变形3.304mm。
5阶振型( f=148.25Hz)( 图8e) 为机身后部的左右扭曲摆动,最大变形2.566mm。
6阶振型( f=148.51Hz)( 图8f) 为机身整体受力作用, 各部分受拉压应力变形, 机身整体变形都较大,最大变形1.038mm。
7阶振型( f=157.07Hz)( 图8g) 为机身整体受力作用,各部分受拉压应力变形,机身后部变形较大, 最大变形2.438mm。
8阶振型( f=170.2Hz)( 图8h) 为机身头部前面板的局部变形,最大变形11.69mm。
9阶振型( f=178.36Hz)( 图8i) 为机身整体的左右二阶摆动,最大变形3.984mm。
10阶振型( f=184.21Hz)( 图8j) 为机身底部两连板的摆动,属局部变形,最大变形9.476mm。
3机身结构优化
针对改进前机身模型出现的问题, 对机身头部变形过大、机身后侧板的振型过大等问题,在不影响机身工作要求的情况下,从结构上进行适当改进:将机身侧板喉口后部前后方向尺寸变大, 改进机身上板的结构, 改进机身头部焊筒的结构以及机身头部的支撑结构。
3.1改进后机身静力分析
改进后有限元模拟所得的机身等效应力分布图如图9所示,通过等效应力云图看到,喉口上圆角处取点应力为66.6MPa,下圆角为63.1MPa,相比改进前降低了15.6%。 如图10所示,通过垂直方向变形云图可以看到,改进后的最大变形为1.284mm,降低了59.4%。
3.2改进后机身垂直刚度和角刚度
开式压力机工作时将产生弹性变形。 它有两部分变形,即:使装模高度产生改变的垂直变形和使滑块运动产生倾斜的角变形。 这些变形特别是角变形的存在,将影响工件精度、模具寿命和加速滑块导向部分的磨损。通过模拟机身的变形,可以计算出机身的垂直刚度和角刚度。
所谓垂直刚度是指压力机的装模高度产生单位垂直变形时,压力机所承受的作用力,可用Ch表示,即
式中:P———压力机承受的载荷,k N;
H———压力机承受载荷P时,使装模高度产生改变的垂直变形,mm。
图10所示h=1.284mm,由式( 1) 可计算出本机的垂直刚度为1246k N/mm,大于1000k N/mm的垂直刚度要求。
所谓角刚度是指压力机滑块相对于工作台产生单位角变形时所承受的作用力,用Cα表示,即
式中:P———压力机承受的载荷,k N;
α———压力机承受载荷P时,使滑块产生倾斜的角变形,mrad。
机身总的角变形
式中:α1———机身头部的角变形,mrad;
α2———工作台面的角变形,mrad。
图11、12分别为机身头部角变形曲线图和工作台面角变形曲线图。
由式( 2) 、( 3) 及图11、12,可得机身角变形如表2所示, 由表可以看出模拟计算所得的角刚度大于满足机身精度要求的角刚度。
3.3改进后机身模态分析
改进后机身10阶模态振型示意图如图13所示。
4改进前后机身性能对比分析
将改进前后机身10阶模态对应的10阶固有频率对比分析,如表3所示,改进结构后机身的模态固有频率有一定的提高,最高约9.2%。 改进后机身各阶振型的振幅都有大幅下降, 特别是第二阶振型反映液压机工作时机身的上下振幅, 最能代表液压机的工作精度,其改进后最大值为0.4221mm,相比改进前降低了35%。 以上说明了改进后机身模型的动态性能相比原机身模型得到了改善。
该压力机工进时电动机的转速为533.1r/min, 快进与回 程时的转 速分别为4341r/min、3937.5r/ min。 因此电动机的工作频率为8.885Hz、72.35Hz、 65.625Hz, 压力机滑块行程次数为30min-1, 故压力机的工作频率为0.5Hz, 从表3可以看到液压机的工作频率和液压机工作时电机的频率均比机身各阶固有频率低的多,不会对机身的性能造成明显影响。 而快进与回程时,电机转速对应的频率为72.35Hz、 65.625Hz,在机身三 、四阶频率之间 ,但实际上由于与三、四阶频率均相距较远,因此也可以认为它不会对机身造成明显影响。
对机架的固有频率及对应的固有振型分析还发现:
( 1) 机架整体的刚度和质量分布较为均衡 ,无明显的薄弱部位和过剩部位,这有利于机架的动力性能;
( 2) 机身最小固有频率大于20Hz,小于20Hz为次声波,处于次声波环境中的人极易疲劳。因而该机身不会产生次声波污染。
5结论
液压注塑机伺服控制系统设计 篇5
关键词：注塑机,伺服泵,节能,设计
前言
液压驱动型注塑机的主要组成部分是液压伺服驱动系统和电液控制系统, 研究液压驱动型注塑机的节能技术往往围绕液压伺服驱动技术和电液控制技术两方面相关主题展开。液压伺服泵节能注塑机具有系統油溫低, 控制系统响应快, 重复精度高, 系统稳定性好的特点, 是目前行业的最前沿技术。液压伺服泵节能注塑机应用高精度柱塞泵, 高品质交流伺服电机, 超省电节能, 节能可达30%-80%[1]。本文设计的液压注塑机伺服泵控制系统, 采用压力、流量双闭环控制, 结合了伺服电机快速的无级调速特性和液压油泵的自主调节油压特性, 是一种实现液压驱动注塑机节能的新型液压伺服泵驱动与控制技术。
1 注塑机功率消耗分析
传统注塑机的能耗主要有四个部分:液压驱动系统的耗能达75%-80%;加热控制系统的耗能达10%-15%;冷却控制系统的耗能达5%-10%;其他控制元件的耗能达1%-5%。当注塑机采用定量液压泵时, 液压泵输出流量始终保持不变, 但是注塑机在运行过程中, 其生产工艺的要求是不断变化的。这样, 定量液压泵多余部分的输出流量只能通过溢流阀排回油箱, 注塑机70%以上的能量消耗于液压驱动系统, 从而造成能量的浪费[2,3]。同时, 由于液压油在排回油箱的过程中长期处于全速循环流动, 与相关液压元件、机械零件会产生剧烈磨擦, 造成油温过高、机器寿命缩短等一系列问题。传统液压注塑机的功率消耗情况如图1所示, 在注塑机运行中, 工艺过程有合模、射胶、保压、冷却、熔胶、开模等几个阶段, 每个阶段需要不同的压力和流量。当设定的流量及压力超过生产需求时, 溢流阀或比例阀会调整压力与流量, 这个过程为高压节流。据统计, 采用定量液压泵的注塑机, 溢流造成的能量损失往往高达36%-68%[3]。由图1可以看出, 对于采用定量液压泵的传统液压驱动型注塑机, 当液压缸和液压马达所需的负载和速度发生变化时, 通过液压泵出口的溢流阀和流量控制阀来调节负载压力和流量, 可见, 采用泵控调速系统是实现流量与速度相适应, 并有效减少注塑机液压驱动系统溢流损失的一种方法。
在注塑产品成本的构成中, 电费占了相当的比例, 依据注塑机设备工艺的需求, 传统的注塑机油泵电机耗电占整个设备耗电量的比例高达80%-90%。伺服节能技术应用到注塑机上, 比普通定量泵注塑机节能高达30%-60%, 比变量泵节能最高可达20%-50%, 同时, 可提高生产效率10%左右[4]。因此, 伺服节能技术有着广阔的发展空间。
2 注塑机伺服节能控制系统设计
注塑机成型工艺是借助螺杆推力, 将已塑化好的熔融状态的塑料以高压快速方式, 注射到闭合好的模腔内, 经冷却固化定型后取得制品的工艺过程。
注塑机伺服控制系统是用伺服电机取代原异步电机, 用柱塞泵取代原叶片泵, 另外增加伺服驱动器, 构成注塑机伺服控制系统。注塑机伺服控制系统取代了传统的PQ阀控制, 对生产所需的压力和流量采用闭环控制, 注塑机伺服电液系统的结构如图2所示。
注塑机伺服控制系统工作原理为:液压泵的流量与电机的转速为正比关系, 油路压力也正比于电机的输出扭矩。在油压还没有建立的时候, 用流量正比于转速的方式运转油泵。油压建立起来之后, 利用PID调整出来的转速控制, 由于PID的平衡作用, 油压可以稳定在给定值。总之, 当压力未达到给定值时, 伺服马达转速由流量指令控制;压力到达后, 伺服马达转速由压力指令和压力反馈差值运算出来的速度控制。同时液压伺服泵控制系统通过获取比例压力阀的控制电流信号得到相应的系统压力, 并且使其与电机设定的在不同压力下的最低可靠稳定运行转速曲线相比较, 从而得到在当前压力下电机运行的最低频率, 从而避免出现压力脉动的情况[5]。注塑机伺服液压泵驱动器系统组成如图3所示。
在伺服液压泵注塑机各工艺阶段, 系统的压力和流量是按照工艺要求而变化的。因此, 在每一个注塑周期中, 能保证液压系统压力和流量与之相适应, 系统流量大小、压力输出与负载需求趋于一致。
3 注塑机液压泵伺服系统性能测试
3.1 液压泵伺服系统响应速度及其影响因素
液压泵伺服系统响应速度快慢是衡量液压泵伺服驱动系统和控制系统的重要技术性能指标, 液压泵伺服系统配置的伺服电机的最高转速和液压泵的排量是提高响应速度的两个主要影响因素。相同规格的注塑机液压泵伺服系统配置的电机最大工作转速越低, 液压泵排量越大, 系统的响应速度越快。通过实验表明:液压泵伺服系统响应时间能达到40ms-50ms, 应用高频响应伺服阀的液压泵伺服系统响应时间能达到25ms-40ms。而相同规格的变量泵系统的响应时间能达到70ms-120ms。在额定负载下, 某液压泵伺服系统速度响应曲线如图4所示。由于液压伺服泵采用闭环控制方式, 响应频率高, 注塑机可以获得极高的重复精度, 有利于提高注塑机生产制品的精度以及加工精密制品的能力。可见, 响应速度快能提升注塑机成型精密制品的能力和运行效率, 响应速度快是液压泵伺服驱动和控制系统的技术性能优势之一。
3.2 压力控制精度及其影响因素
在注塑机运行中, 有合模、射胶、保压、冷却、熔胶、开模等过程, 各阶段需要不同的压力。保压及高压锁模是注塑机两个重要的工艺环节, 注塑机需要进行压力控制, 并对压力控制精度有较高的要求。图5是某液压泵伺服系统压力测试曲线。注塑机系统进行压力控制时, 伺服电机转速低至20%-150r/min, 低转速工作条件下, 压力波动较大。通过实际测试发现, 不同系统的压力控制精度相差较大。系统配置双排量柱塞泵时, 可以获得更好的节能效果, 且压力控制更稳定, 与双排量柱塞泵相配合, 系统的性价比得到了提高。同时高精度、高响应的PID算法模块使系统压力非常稳定, 压力波动小, 提高了产品的成型质量。压力控制精度的影响因素主要有压力传感器的检测精度, 液压泵的容积效率, 伺服系统的闭环转矩控制精度以及机器液压油缸的密封性能等。
4 结语
与传统的定量泵和变量泵系统相比, 伺服泵系统采用了压力、流量双闭环控制, 结合了伺服电机快速的无级调速特性和液压油泵的自主调节油压特性, 带来较好的节能潜力。对多种液压泵伺服系统的性能测试实验说明, 伺服泵系统对于降低注塑机能耗, 提高系统响应速度和压力控制精度, 具有明显的技术优势。伺服泵注塑机液压系统具有高精度、高灵敏度、低噪音、比例、伺服控制和微处理器等特点[6]。伺服注塑机是以微机闭环控制为特征的液压注塑机, 随着电子技术和伺服控制技术的提高, 伺服泵控制的应用和其他一系列方法的改进, 液压注塑机越来越节能环保, 同时能够实施过程控制, 从而保证产品的质量。可见, 液压伺服注塑机是注塑机行业的发展新趋势。
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水压机伺服控制操纵系统设计研究 篇6
水压机是以水为动力介质来进行操控的。 主要的操控部件仍然采用主分配器, 其上设有三组插装阀,通过主分配器转轴驱动顶杆来控制阀门的启闭,进而控制水压机的3 个工作缸和2 个回程缸, 实现水压机的空程下降、加压、回程和停止( 悬停)以及水压机的压力分级。
主分配器的结构原理见图1 所示。 1、2 号阀控制2 个回程缸的进水和排水,3、4 号阀控制水压机中间工作缸的进水和排水。作为一级压力,5、6 号阀控制两侧工作缸的进水和排水,两侧工作缸同时工作为二级压力,3 个工作缸同时工作为三级压力。主分配器转轴逆时针转动,根据顶杆的间隙依次顶起2、3、5 号阀,完成水压机的空程下降、加压过程;顺时针转动, 根据顶杆的间隙依次关闭5、3、2 号阀,顶起6、4、1 号阀,完成水压机的工作缸泄压、水压机回程,转轴停止在中间位置,工作缸不进高压水和回程缸不进水也不排水, 水压机停止在任意位置。
主分配器转轴转动靠安装在侧面的接力液压缸A、B来驱动,A缸进油转轴逆时针转动,B缸进油转轴顺时针转动; 转动的方向和转角的大小由操作小手柄来控制,此随动系统的快速、协调、安全实现是由伺服液压控制系统来完成的。
1伺服控制工作原理
伺服电液比例阀控制系统是控制主分配器各阀开启的关键部件,主要由油箱、油泵、比例阀、旁路控制阀、溢流阀、过滤器、蓄能器等组成。
操作手柄上安装一个角位移传感器, 主分配器转轴上安装一个角位移传感器,工作时,操纵手柄扳动一个角度,发出一个操作的角度位置信号,PLC将其与主分配器转轴角位移传感器反馈的转轴的角度位置信号比较,然后转变为一个±10mA的电流供给比例方向阀,控制比例方向阀开启,向主分配器的接力液压缸A( 或B)供油,推动分配器主轴转动,当角度差逐渐变小直至一致, 比例阀的阀口开度逐渐变小最后关闭,停止供油,主分配器转轴停止转动。 如此构成一个闭环的控制系统,如图2 所示,保证主分配器转轴的转动与操作手柄转动的精确随动, 进而控制水压机的准确动作。
2伺服控制液压系统的设计
2.1液压系统参数的设计
如图1 主分配器的结构所示,2、3、5 阀门在转轴中心的一侧,1、4、6 阀在转轴的另一侧,转轴向一个方向转动时都有3 个阀门的开启力作用在转轴上,接力液压缸A、B的推力也作用在转轴上,与其形成平衡转矩。 根据选择的进排水阀的规格知道阀门开启的力,可以确定接力液压缸的推力大小。本例为47.2kN。
2.1.1液压系统工作压力的确定
根据结构,首先选取接力液压缸柱塞的直径D=80mm。 根据液压缸负载公式F=pA计算液压缸的系统压力p:
计算的系统压力是转轴平衡压力, 为了保证转轴转动并具有一定的加速度, 同时考虑系统管路的阻力,系统工作压力按照计算压力的1.5 倍选取,p=14MPa。
2.1.2液压系统流量的确定
由主分配器接力器液压缸的结构和转轴转动最大的角度可以求得液压缸的最大行程S=105mm。
水压机精整锻造次数最大为n=45min-1,即接力液压缸A、B工作次数为45min-1,可计算出所需要的流量:
根据系统的流量和压力就可以选择液压泵、液压阀,设计液压管路等。
2.2液压源回路工作原理
所设计的液压源回路如图3 所示, 采用恒压变量泵,工作时满足压力的情况下最大流量供油,保证主分配器接力液压缸动作速度, 同时在不工作时达到设定的压力液压泵零流量输出, 减少液压油的发热量; 泵出口采用电磁溢流阀的作用主要保证液压泵的无负载启动; 液压源回路中还采用了两台皮囊式蓄能器,其作用有二:一是在工作是能够保证接力液压缸随着操作快速反应,提高系统的跟随速度,二是在系统出现故障时最为动力源供油, 保证水压机的安全。
2.3控制回路工作原理
控制回路如图4 所示, 做成一个独立的集成阀块上,安装在紧靠主分配器的地方,选择零遮盖比例方向阀,双电磁铁,集成比例放大器,能够有效防止信号偏移,保证系统反应灵敏,随动及时,做到手柄有操作,水压机有动作。
控制回路中还设置了比例方向阀旁路系统,主要起到安全作用,当系统出现故障,如比例阀堵塞卡死、操作急停、突然掉电等,此时蓄能器供油,通过旁路系统使主分配器转轴向停止、回程方向转动,卸掉工作缸的压力,排除故障后系统给电自动恢复。回程缸中的泄压在水压系统中通过设置手动闸阀来解决。
3伺服控制系统下水压机快锻功能的实现
水压机的快锻一般采用一级压力,即中间工作缸工作,两侧缸随动。 水压机的快锻操纵系统有两个特点,一是回程缸常通高压水,不存在排水过程;二是中间工作缸没有充液过程,即其充液阀关闭,同时两侧缸不工作不进高压水,常通低压保持充液状态,即充液阀打开。
如图1 所示的主分配器,虽然能够实现一级压力工作,但是由于3 个工作缸的充液阀开启控制高压水为取自回程缸的高压水,所以不具备水压机快锻操纵系统的特点,尽管液压伺服控制系统能够保证主分配器的快速反应,但是在水压机的快锻操作上仍然是空程下降( 工作缸充液)、加压、泄压和回程,完成一般常锻的全过程,这样,精整锻造的质量稳定性和快锻的速度依靠操作者的熟练程度、操作手法,操作强度比较大。
图5 是改进的主分配器,采用一个液压闸阀绕过回程缸的进水阀1, 联通高压水源与回程缸管路, 同时设置一个机构将回程缸排水阀2 的顶杆移开, 排水阀2 不受主分配器转轴的转动影响,一直关闭,这样回程缸就一直通高压。 液压闸阀用一个两阀分配器来控制,快锻时打开液压闸阀,常锻时关闭液压闸阀。
充液阀的控制水仍然取自回程缸的高压水,然后分成两路,一路直接连接两侧工作缸的充液阀,一路通过常开的两阀分配器连接中间缸的充液阀。 这样常锻时3 个工作缸的充液阀随回程缸的进排水而打开和关闭;快锻时,由于回程缸常通高压水,两侧缸的充液阀保持打开,两侧缸一直保持充液状态;而连接中间缸的充液阀管路上的两阀分配器打开,使该充液阀的控制常通低压, 充液阀在缸中压力作用下常关闭,中间工作缸不再充液。
以上主分配器改进仅仅采用了几个水压机常用的标准部件,不影响液压伺服控制系统的配置,就完成了水压机快锻功能的改造,实现水压机加压、泄压回程的快锻操作,简单实用,提高了水压机的快锻速度,降低了操作的劳动强度。
4结论
( 1) 水压机操作系统采用液压伺服控制系统,有效而灵敏的闭环回路随动控制,实现了水压机的远程操控, 也为水压机的自动控制提供了基础条件。
伺服液压机 篇7
一般常用的调速回路有节流调速、容积调速等。其中节流调速具有调速效率较低, 发热较高, 并且调速范围不大等特点, 使得节流调速在一些要求重载、高速和大功率的场合不能使用;传统的液压容积调速是靠改变油泵或油马达的排量来调节系统的输出流量, 从而达到控制执行元件运行速度的目的。这种调速方法对各种干扰敏感, 往往需采用伺服变量机构, 而伺服变量机构对油液过滤精度要求高, 价格也昂贵。随着微电子技术和变频技术的发展, 人们逐渐认识到将交流伺服电动机运用到液压调速系统中, 可以不改变泵的排量, 而只是通过交流电动机来改变泵的转速, 从而改变泵的输出流量, 也可以达到调节执行元件速度的目的。在此系统中, 电机变频调速技术依靠改变供电电源的频率实现对电机转速的调节。将电机变频调速技术应用于液压系统, 即交流变频液压调速系统。交流变频液压调速系统一般由变频器、异步电机及液压系统组成。电动机始终处于高效率的工作状态, 其节能效果十分显著, 采用交流伺服电动机后的系统综合节电通常可达30%以上, 同时简化了液压回路, 减少了液压系统的能量损失。并且在具有交流伺服电动机的液压伺服系统中, 液压泵可以选用可靠性高但价格低廉的定量泵, 从而提高了系统的可靠性并降低了成本。这种系统具有和容积调速类似的性能。
常用的伺服电动机按照利用的电源可以分为:直流伺服电动机和交流伺服电动机。直流电动机具有良好的调速、起动和制动性能, 能经济方便地在大范围内平滑地调速, 所以在过去的工业自动化装置中, 直流伺服电动机占有很大的比重。然而, 由于直流电动机是采用电刷和换向器完成电枢电流的换向, 电刷和换向器之间是滑动接触, 运行中常产生火花和磨损, 因此换向器表面和电刷都需要经常维护和保养, 以保证直流电动机的正常运行, 这是直流电动机的致命弱点。交流电动机的调速比较困难, 长期以来大多应用在工业交流电源驱动的恒速运行的场合。随着微电子技术、大规模集成电路制造技术的发展, 各种功率变换元件 (可控硅、控制级可关断可控硅 (GTO) 、大功率晶体管、场效应晶体管 (MOSFET) 等) 以及它们的应用技术取得很大的进步。微型计算机的单片化, 加上数字控制技术和信息处理技术的发展, 变频逆变技术的研究和高可靠性、稳定性的逆变器的研制取得很大的发展, 交流电动机的调速控制技术愈来愈成熟和实用化。矢量控制理论和直接转矩控制理论解决了交流电动机的转矩控制问题。微处理机引入控制系统促进了模拟控制系统向数字控制系统的转化。数字化技术使得复杂的矢量控制得以实现, 大大简化了硬件, 提高了控制精度, 而自诊断功能和自调整功能的实现又可进一步提高系统可靠性, 节约大量人力和时间, 操作和维修都更加方便。
由于交流伺服电动机无电刷和换向器, 不需要维修, 与直流伺服电动机相比, 输出相同功率时, 交流伺服电动机重量轻, 液压系统的调速回路采用交流伺服电动机、可双向转动的定量泵取代了变量泵, 这个系统的最大特点是充分发挥交流伺服电动机的特性, 交流伺服电动机驱动可双向转动定量泵, 定量泵直接驱动油缸。通过改变交流伺服电动机的正反转、转速和运行时间来控制油缸的正反向、油缸的运动速度和运行位置。
采用交流伺服电动机的调速回路的优点在于:
1.调速范围宽、分辩率高、节能性好、抗污能力强、易于实现计算机控制等。
2.节能效果显著, 有效降低生产成本。采用交流伺服电动机的系统因为性能与容积调速类似, 因而避免了节流、溢流和卸荷损耗。但是这种系统优于容积调速的一点为它能提高伺服电动机效率和改善功率因数, 这是其它液压调速方式无法解决的。
3.提高了液压系统的寿命和可靠性。采用交流伺服电动机系统的液压泵价格低廉、可靠性高, 去掉了对环境要求较高的液压元件, 从而对传动介质及过滤要求可适当降低。并且由于电动机和泵长期在低于额定转速下运行减少了泵的磨损和系统的噪声, 提高了使用寿命和系统可靠性。
4.系统元件数目少, 管道布置减少, 可实现集成一体化, 体积小、重量轻、效率高。
伺服液压机 篇8
伺服驱动器是一种用于控制方向和高度的驱动机构[1], 广泛用于轮船、汽车、导弹等的伺服控制系统中。为了满足工业和国防的需要, 针对伺服驱动器实验室条件下的加载技术已经越来越重要。尽管伺服驱动器在实际工作中的加载条件十分复杂, 但是在实验室条件下, 一般采用线性加载转矩的方法。
根据驱动模式, 伺服驱动器实验的加载方法大体分为三类:机械加载、电液伺服加载和电动加载[2]。机械加载方法结构简单, 只能应用在一些线性度不高和可重复性很强的加载应用上。而电液伺服加载和电动加载方法虽然线性度很高, 但结构复杂且成本很高。为了克服伺服驱动器加载方法的缺点, 我们对一种伺服驱动器液压比例加载系统进行了研究, 该系统的加载近似线性, 能很好克服以上的缺点。
1 液压比例加载系统的基本原理与组成
液压比例加载系统由比例减压阀、电磁换向阀、节流阀、液压缸、摇杆和液压动力端组成, 如图1 所示。比例减压阀和液压缸是该系统中的主体, 这个系统在摇杆的推拉下产生加载力。单杆液压缸是不对称的, 该液压缸的底部固定, 由液压缸活塞杆通过耳轴与摇杆连接 (C表示图1 中的连接点) 。摇杆的一端与液压缸活塞杆连在一起, 另一端连着伺服驱动器的旋转中心 (图1 中的A点) 。在图2 中位于旋转中心A和液压缸底部B的连接线AB与固定面P垂直。
安装在液压动力端输出处的电动比例减压阀能够调整液压缸的工作压力, 以便调节加载转矩的梯度。由于比例减压阀能够在很大范围内调整压力, 所以在大范围内调整加载转矩梯度也十分方便。蓄能器也安装在比例减压阀输入的附近, 这样做不仅可以稳定系统的压力, 减少压力脉冲的产生, 也可以改善动力负载特性, 提供大量的暂态流。
M型的三位四通电磁换向阀被安装在减压阀和液压缸之间, 它能通过改变液压缸输出力的方向来改变加载转矩的方向。当电磁换向阀在不同状态时, 加载系统就会在不同模式下工作。如果换向阀在中位工作时, 那么液压力就是卸荷, 此时两个腔和液压缸是密封的, 这就意味着加载系统是在锁紧的条件下。如果换向阀在左位工作 (交叉连接) , 液压缸内腔充满着高压油, 输出力的方向和液压缸连杆的伸出方向一致。相反, 如果交换阀在右位工作时 (直接连接) , 输出力的方向与液压缸连杆的方向相反, 液压缸内腔充满高压油。安装在电磁换向阀回油口的节流阀提供回压, 保证液压缸运动的平稳。
在摇杆绕A点旋转过程中, 活塞杆在受到摇杆推拉力作用下在液压缸内作往复运动。如果油压保持不变, 那么推拉力大体会保持不变, 但是由推拉力产生的转矩会随着转角的变化发生变化。当液压缸和摇杆都在同一条直线上时且垂直于水平面P时, 由液压缸产生的负载转矩是零, 因为这个力通过旋转中心。当摇杆转过一定角度后, 在力的方向和摇杆之间会有个释放角, 这样摇杆会获得由垂直于摇杆的组件的力产生的推拉转矩。下面将推导证明推拉转矩和转角在一定的旋转区域内近似线性的关系。
2转角和转矩关系的推导
根据液压缸、摇杆、旋转轴和基座的结构和连接关系, 它们的几何关系示意图如图2所示, 其中△ABC由液压缸的垂直投影、摇杆和它们的支撑件组成。在△ABC中, a是AC的长度 (摇杆) , b是AB的长度。当摇杆转过θ时, BC和AC之间的夹角是β。由余弦定理推导, LBC (液压缸的总长度) 表达式为
根据正弦定律, 在△ABC内可得
如果a=b, LBC和 β 的简化形式可由下式获得:
根据液压缸活塞的受力分析, 液压缸的输出力F可由式 (4) 表达:
式中:P为油提供的压力;Bp为黏滞阻尼系数;M为活塞杆和其他移动部件的总质量;L'BC和L"BC分别为活塞杆的移动速度和加速度。
L'BC的表达式如式 (5) 所示;从式 (5) 能够推导出式 (6) 来表达L"BC:
有效推拉转矩T是F和L的矢积, 即
联立式 (4) ~式 (7) , 可以得到T和 θ 之间的关系:
式 (8) 表示负载转矩由静态转矩Ts和动态转矩Td构成。因为Td远小于Ts, 式 (8) 可以简化为
如果 θ/2 限定在一个很小的范围, 则sin (θ/2) ≈θ/2, 那么式 (9) 能够更加简化为
其中K为转矩梯度。式 (10) 表示负载转矩和旋转角的关系在一定范围内旋转是近似线性的, 并且转矩梯度K由油压、活塞的有效区域和摇杆的长度决定。
负载转矩的线性误差
ET会随着旋转角的增大而变大。例如, 当角度是90°时, ET为10%。
3 结构优化θ
图1所示的电磁换向阀控制液压缸加载进程中, 摇杆的旋转能驱动液压缸一起运动, 这将显著增加驱动器的旋转惯性。因此, 在动力特性测试中, 由于惯性负载的突然增加, 驱动器很容易超程或者振动。为了阻止液压缸的摆动来减少旋转惯性, 液压缸的杆和摇杆不能直接连接, 因此可以改进连接结构解决该问题。在结构被优化后, 液压缸的杆和摇杆通过连杆连接, 设计好安装在液压缸活塞杆的顶部的导轨可以限制液压缸的摆动, 并且用来消除杆承受的横向力。图3为结构优化后的负载原理图。
结构优化后, 负载转矩和旋转角之间的数学关系需要再推导。在图3 所示的△ABC中, 根据正弦定理, 建立等式:
F (液压缸在BC方向的输出力) 和L (F作用点和A点之间的力臂) 可由式 (13) 和式 (14) 表示:
再由式 (12) ~式 (14) 得液压缸产生的有效转矩
在实际应用中, 可以认为和sinx≈x, 因此式 (15) 可以简化为:
式中, K为转矩梯度。在LBC=2a的条件下, 可获得K=
0.5PSa, 并且线性负载误差ET可由式 (17) 表达。例如, 当旋转角为90°, ET为4.5%, 远小于结构未优化之前的值。
4 结语
通过对基于比例减压阀控制油缸的新型的液压比例加载方法的研究可以得出以下结论:1) 简单控制原理和结构的液压比例加载方法能在大范围内为驱动器实验提供近似线性的负载转矩;2) 通过连杆机构的结构优化能消除超程和振动, 对小功率的驱动器具有十分重要的意义。
摘要：推导出伺服驱动液压比例加载系统中负载转矩和旋转角的数学模型, 这种加载原理证明负载转矩和旋转角的关系在一定的旋转角度内为近似线性关系;为了减少旋转惯性, 改善动态性能, 对机构进行优化, 成功地消除了超程和振动。
关键词：液压,伺服驱动,动态性能,结构优化
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