升降车伺服阀控液压缸对其液压系统动态特性影响???    中山沙溪升降车出租,  中山升降车出租,  升降车出租          伺服阀和液压缸分别作为钢带张力控制液压伺服系统的控制元件和执行元件，对该系统的动态特性均有很大影响。伺服阀和液压缸相关参数的选择关系到液压系统的控制精度、响应速度和稳定性，从而影响钢带的轧制精度和液压系统的使用寿命。对电液比例阀控液压油缸的数学模型进行了研究，并通过仿真验证了液压缸的位移、流量特性。阀控液压缸中的阀口误差对系统性能有很大影响。对二级和多级液压缸进行了建模研究，并利用仿真模拟了液压缸的流量、位移曲线。数字液压缸的相关参数对系统位移响应和速度响应均有一定影响。对液压缸进行了故障建模与仿真研究，为液压缸的故障诊断提供了参考。在液压系统中，阀的突然开关和换向以及液压缸突然停止动作均会使液压系统产生压力冲击，油液在系统中的振动也会引起压力周期性的脉动，从而使液压系统发生振动，导致系统漏油量增加，影响系统的使用寿命和动态性能。通常情况下，会通过在液压系统中添加蓄能器来解决上述问题，但蓄能器的添加必定会增加液压系统的成本。针对上述问题，本文对伺服阀控液压缸进行研究，弥补先前此类研究的不足，为液压系统相关参数的选择提供参考。

       在钢带热处理过程中，钢带有一定的张力，辊下方有一个张力传感器7，把张力传感器7检测所得的信号值与设定的信号值进行比较，当信号出现偏差时，信号差值经放大器2放大后输入给电液伺服阀1，使电液伺服阀1有一定的开口量，液压泵3提供的油液通过电液伺服阀1控制液压缸4的活塞杆移动，从而控制活套转动装置5转动，使钢带8的张力发生变化，达到生产要求的值。

       伺服阀流量方程伺服阀是三位四通阀，为了简化计算，假设阀口是对称的，则各个阀口的流量系数相等，不计泄漏和压力损失，当阀芯位移为Xv时，则流入、流出的流量q1、q2分别为:q1=CdWXv2ρ(Ps－P1)(1)q2=CdWXv2ρP2(2)式中:P1为伺服阀出油压力，N;P2为伺服阀进油压力，N;Xv为阀芯位移，mm;Cd为流量系数;W为阀口的面积梯度;Ps为油源压力，N;ρ为油液密度，kg/m3。液压系统在稳态时，q1=q2=qL，则可得油源压力Ps=P1+P2。令伺服阀负载压力PL=P1－P2，则有:P1=(Ps+PL)/2(3)P2=(Ps－PL)/2(4)式中:qL为伺服阀的负载流量，ml/min。将式(3)代入式(1)中可得伺服阀的负载流量方程为:qL=CdWXv1ρ(Ps－PL)得伺服阀负载流量一般表达式为:qL=qL(Xv，PL)(6)对式(6)进行线性化处理，并以增量形式表示为:ΔqL=qLXvΔXv+qLPLΔPL为:ΔqL=KqΔXv－KcΔPL(8)式中:Kq为伺服阀的流量增益系数，Kq=qLXv;Kc为伺服阀压力增益系数，Kc=－qLPL;ΔqL为伺服阀的负载流量增量，ml/min;ΔXv为阀芯位移增量，mm;ΔPL为伺服阀负载压力增量，N。对式(8)进行拉氏变换可得:qL=KqXv－KcPL(9)2．2液压缸受力方程液压缸受力平衡方程为:Ph·Ah－Pr·Ar－B·x·p－Fm－F=m·x¨p(10)式中:m为活塞杆质量，kg;Ah为液压缸无杆腔横截面积，m2;Fm为液压缸活塞所受的摩擦力，N;xp为液压缸活塞杆位移，m;Pr为液压缸有杆腔压力，MPa;Ph为液压缸无杆腔压力，MPa;Ar为液压缸有杆腔横截面积，m2;B为液压缸阻尼;F为液压缸活塞杆初始所受负载，N。

     液压缸流量连续性方程假设液压缸有杆腔和无杆腔内各处压力均相等，油液温度为恒定常量。液压缸流量连续性方程为:CtpPL+Vh2βP·h=QL－Ahx·p(11)对式(11)进行拉氏变换得:QL(s)－Ahs·xp(s)=Ctp+Vh2β()sPL(s)(12)式中:QL为液压缸负载流量，ml/min;xp为液压缸活塞杆位移，m;β为油液弹性模量，MPa;Ctp为液压缸泄漏系数，m5/(N·s)，取Ctp=1．0×10－13m5/(N·s);Vh为液压缸处于平衡位置时的等效容积，ml。其中:Vh=V1+V2，V1为液压缸有杆腔体积，ml;V2为液压缸无杆腔体积，ml;s为拉普拉斯复变量。由式(9)可知，伺服阀的负载流量qL随伺服阀负载压力PL的增大而减小，随PL的减小而增大;由式(5)可知，伺服阀的负载流量qL随阀芯位移Xv的增大而增大，随Xv的减小而减小。在钢带张力控制液压伺服系统中，伺服控制是闭环控制，负载压力的增益会经过转换反馈到伺服阀上，使伺服阀开口量产生相应的增益，所以，伺服阀的负载流量恒定不变时，系统响应速度不会随负载压力变化而改变。伺服阀的负载流量在伺服阀结构参数不变的情况下是一个恒定的值，所以，式(1)等号左端是恒定值，式(1)等号右端，当油源压力Ps增大时，阀口的面积梯度就会相应减小，从而使油液流动速度变快，液压缸和伺服阀之间相同质量的油液动量增大，所以当液压缸活塞杆停止工作时，油液瞬间产生的压力冲击变大。当液压缸活塞杆停止工作时，液压缸负载为定值，其速度和加速度均为零，故式(10)可表示为:Ph·Ah－Pr·Ar=Fm+F(13)在液压缸活塞所受的摩擦力Fm恒定不变的情况下，式(13)等号右端为定值。若增大液压缸的内径，液压缸无杆腔横截面积Ah和有杆腔横截面积Ar增量相同，而系统工作时Ph＞Pr，故液压缸两端受力会变的不平衡，要使式(13)成立，Ph必会相应减小(Pr为液压缸有杆腔压力，即回油腔压力，其值不会变化或变化很小)。因为伺服阀的负载流量是不变的，液压缸内径的增大，必然使缸内充油速度变慢，从而使液压缸响应速度变慢。对于脉动冲击的影响来说，液压缸内径增大，使缸内充油质量增大，相同油液流速下，油液动量增大，产生的压力脉动也随之增大。液压缸活塞所受的摩擦力Fm的增加，相当于液压缸运动时负载压力增加，负载压力变化对系统响应速度没有影响，故液压缸活塞所受的摩擦力Fm增大时，响应速度不会受到影响。而当液压缸停止工作时，液压缸活塞受压力冲击影响而上下振动时，摩擦力始终起到阻尼作用，故液压缸活塞所受的摩擦力Fm的增大会起到减小压力脉动的作用。油液弹性模量对液压系统的稳定性和快速性有一定影响，但分析式(12)可知，因分子Vh的变化量很小，使得油液弹性模量对系统的影响并不大。

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         针对上述理论分析，利用HyPneu软件分别对液压缸活塞所受的摩擦力、液压缸内径、油源压力和油液弹性模量四个参数对系统动态特性的影响进行仿真分析。液压缸活塞所受的摩擦力不同时，系统达到稳定状态前，响应速度相同;系统稳定压力均为6．3MPa。而阀关闭后，产生了压力脉动，摩擦力为0时，压力最大超调量为8MPa，超过稳定压力的29%左右;当摩擦力为1000N时，压力最大超调量为7．6MPa，超过稳定压力的20%左右;摩擦力为1500N时，压力最大超调量为7．3MPa，超过稳定压力的16%左右。仿真结果表明，液压缸活塞所受的摩擦力增大可以有效减小系统压力脉动的幅值和压力最大超调量。

 

     

     2)通过仿真得到液压缸内径分别为90、100和110mm时系统的动态特性曲线。系统达到稳定状态前，响应速度随液压缸内径的增大而减小，液压缸内径为90、100和110mm时系统位移达到稳定状态的时间分别为0．29、0．35和0．42s。系统稳定压力随液压缸内径的增大而减小，液压缸内径为90、100和110mm时系统稳定压力分别为7．8、6．3和5．2MPa。液压缸内径为90、100和110mm时系统压力最大超调量分别为8．2、8．5和8．3MPa，分别超过稳定压力的5%、35%和59%;表明液压缸内径的增大会使压力脉动的幅值增大。

      3)通过仿真得到油源压力分别为7、8和9MPa时系统的动态特性曲线。油源压力为7、8和9MPa时系统达到稳定状态所需的时间和稳定压力均相同，数值分别为0．35s和6．3MPa。油源压力为7、8和9MPa时系统压力最大超调量随油源压力的增大而增大，分别为7．5、8．3和9．2MPa，分别超过稳定压力的19%、32%和46%;表明油源压力的增大会引起压力脉动幅值的增大。

     4)通过仿真得到油液弹性模量分别为690、1035和1350MPa时系统的动态特性曲线。油液弹性模量分别为690、1035和1350MPa时系统稳定压力相同，均为6．3MPa;第一次达到稳定压力的时间相同，均为0．35s，说明响应速度相同;但油液弹性模量的变化对压力脉动幅值和最大超调量的影响不大，只是对压力脉动的波形形状有影响。本系统完成动作的实际位移应达到140mm，仿真结果显示系统稳定位移均达到140mm，压力曲线分析已反映了系统稳定性问题，不再具体分析位移曲线。

      本文运用HyPneu软件对系统进行了仿真，实际系统张力要求位移值是140mm，仿真得到的位移曲线在系统动作完成时均达到了目标值，证明了仿真模型的合理性。仿真结果表明:油源压力、液压缸活塞所受的摩擦力和液压缸内径对系统动态特性均有很大影响;油液弹性模量对系统动态特性影响较小。仿真结果与理论分析结果相符，有一定的参考价值。

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