伺服阀前油液压力脉动及其因果研究

ｃ　Ｉ、＋Ｉ　伺服阀前油液压力脉动及其因果研究　广　摄耍本文以诫压位置伺服系统为铡，分析了阀前压力脉动曲频率谱成舟及其产生前机理，　影响和解决前景。　、，　一　＾　西安交通大学重墨兰童童查李　兵　丁崇生Ｔ　Ｐ　２７ｌ、ｊ　ｌ　。　压力脉动谱分析　关键词：电液伺；ｌｌ系统１前言　当前在有关电液伺服控制的专著和一般大专院校教材中，对液压伺服系统分析时，都假　定阀前压力是稳定的，这对于工作在低频（　１ＯＨｚ）、且对精度要求不高的　般液压系　统，常能为工程实践所接受。实际系统中阀前油液压力是变化的，工程舁和理论界已经做了许　多探索工作，主要有：作为液压源的各种油泵流量脉动而引起的压力脉动以及溢流阔特性对　压力脉动的影响Ｊ蓄能器和滤波器特性Ｊ对管道动态特性进行理论分析、仿真计算和实验；　结合具体系统采取相应的经验措施，侧如，电液伺服阀性能与实验台的性能有很大关系，对　实验台油源采取多种措施以使阀的性能符合要求。　：　、　为了弥补工程实践与理论研究在这方面的差距，文献Ｅｌｉ进行了系统的研究，理论建模，　仿真计算与实验结果基本一致，并提出了　些有意义的论点｛一存在的主爰问题是ｔ实验表明　在１０Ｈｚ以下，实验装置的管道总长为９ｍ，按照锕管内压力波速１２５０ｍ￣／ｓ，高压欹管内压力　波速为７ＢＯｍ／ｓ，管道长度小于波长的十分之一计，那幺可以按照集中参数建立系统的数学　模型。如果系统工作在１００Ｈｚ，、满足上述条件的管道长度应在　ｍ聋右，工程上这十胬件是　很难实现的。也就是说，对手正作在较高频率般系统，须按分布参数建立系统的数常模型，　理论工作量很大。另外，研究工作略去了油压缸与管道曲赉藐恨用；越与实际也１有一定的　里Ａ的作用与前面位置伺服系统中／４作用相　同，因此就不再赘述了。　５　结论　．　（１）对于具有纯积分环节的系统，所构　成的最小方差自适应控制系统一般不存在稳态　误差问题。　（２）电液位置伺服系统自适应控制的稳　态误差与加权　无关。适当调节　值，可以适　当控制控制量“的变化。系统一般不存在稳态误差。　（８）电液速度伺服系统的自适应控制稳态误差与加权　密切相关，　在设计中应对　作　适当的处理。　参考文献　１冯纯伯，史维．自适应控制．电予工业出版社：１９８６　２臃宗基．身适应技术的理论及应用．北京航空航天大学出版社，１９９１　８曹鑫铭．蘸压伺服系统．冶金工业出版社，１９９１　伺服阔前ｉ｝Ｉ【液压力脉动及其因果研究～一葛思华等　ｉ４３　’　图３　维普资讯 http://www.cqvip.com

距离．　本文主要介绍我们在高频液压伺服系统研究中的实验结果，目的在于说嘴液压伺服系　统与油源间的交互作用是不可忽略的，原有在低频系统得到检验的理论已不完全适用于高频　系统。　２试验装置与实验结果　试验装置框图如图１所示，油源及液压　伺服系统的原理图如图２所示。　图１试验装置框图　图２液压原理图　实验条件如下：改变油源压力（９ＭＰａ、１２ＭＰａ、１５ＭＰａ、２０ＭＰａ）、改变正弦信号　输入频率（０．１Ｈｚ，１Ｈｚ，１０Ｈｚ，…１８０Ｈｚ）、改变油缸行程（±０．ｔｒａｍ，±０．２５ｍｍ，　±１．１７ｒａｍ），得到大量试验数据。从中可以明显看出，输入信号频率对油源压力脉动的影　响，以及压力胩动对输ｌ出信号的影响。为便于说明，以系统工作在４０Ｈｚ时的输入、输出、以　及魄前压力脉动的情况为倒，见图８。　从图８（８）（ｃ）可见，ＢＴ６Ａ发出的系统输入信号为４０Ｈｚ时，系统输入信号主要有奇次谐　波，而偶次谐波较弱，在输出信号谱中，主要谐波除了与输入信号中奇次谐波相应的谐波　外，突出的还有８０Ｈｚ，１６０Ｈｚ和２４０Ｈｚ．￣个谐波。在阀前压力脉动谱￣２４Ｈｚ、１７２Ｈｚ谐波与　液压泵轴颇率及压力脉动基糖曲数据一致Ｊ　４，ｏＨｚ不明显，８０Ｈｚ为主要成分。如果把８１８Ｈｚ，　８９６Ｈｚ，４，７６Ｈｚ作为８２０Ｈｚ，４ｏｏＨｚ，４８０Ｈｚ的近似，那么除１２ｏＨｚ可看作是２４Ｈｚ和４０谐波外，　其余主要谐波都可看作是８０Ｈｚ的各次谐波。从输入输出的相干函数图３（ｅ）可见，输入输出　在４，０Ｈｚ及其奇次谐波频率（除５次谐波２００Ｈｚ￣，）时的相干函数值都大于或接近０．９；从图　８（ｈ）输出与压力脉动相干函数图可见，除４０Ｈｚ与ｌ￥０Ｈｚ（８次谐波）相干函数值仍保持接　近１．０外，８０Ｈｚ及其各次谐波１６０ＨＺ，２４０ＨＺ（２３８Ｈｚ的近似）的相手函数值都接近１．０。　（ｂ）输出波形　（ｃ）输入信号谱　机床与液压１９９４年第８期　维普资讯 http://www.cqvip.com

（ｄ）输出信号谱　（ｅ）输入输出信号相干菌数　（ｇ）阀前油压脉动谱　（ｈ）油压脉动与输出的相干圃数　图８　输入、输出和嚼前压力脉动图　以上试验鳍果表明，输出信号中，有输人信号及其谐波的因素，有液压泵压力脉动的因　素，还有输入信号倍频为基波及其高次谐波的油压脉动的影响。这就是说，对于液压伺服系　统，除要解决液压泵及溢流阀引起的油压脉动的影响外，还必须解决以输入信号的倍频为基　波的油压脉动的影响。为此我们试对其机理进行分析。　３阀前压力脉动机理分析　在伺服阀的滑阀为理想的对称零开口、液压缸在零位对称条件下，当掖压缸的输出位移　按正弦变化时，从油源来的流量由伺服阀按液压缸运动方向导入不同油腔，从而使进入液压　缸的流量按余弦变化，如图４（ａ）所示。但在伺服阀前流量却是从油源来的，并没有逆向流　到油源，因而伺服阀前流量波形只颓将图４（ａ）中负半周期按横轴映射到正半周即可，即为　周期垒波余弦，如图４（ｂ）所示ｃ２）。　周期全波余弦信号为偶函数，其傅里叶级数为：　０（ｆ）＝０。＋∑０　ｃｏｓ　Ｄ　ｆ　（Ｄ为输入信号角频率）　ｎ＝１　伺凝谰前油液压力陈动及其因果研究——葛思华等　维普资讯 http://www.cqvip.com

（ｂ）　图４　∞ｌ　０ｎ　ｏ　＝１，２，３，…　其中　０。＝竺！　Ｊ　０．６４０　（ｑ　为流量脉动的幅值）　即：０　一０．４８０　０２　一０．０８Ｂ０　０　：（一１）¨　４０　／４（ｎ　一１）丌　由于阀前管道中存在阻抗，因而将产生与０　相同频率的压力脉动，至于压力脉动的幅值　将随相应的传递函数（例如改变阀前高压软管长度）情况而异。　可　预见，当伺服周不是理想状态、液压缸不在零位对称位置，特别在非对称缸条件　下，阀前流量不再是理想的垒波余弦信号，其傅里叶级数展开将有所不同。但是，阀前流量　变化导致阀前压力变化这个本质特点是不会改变的。　如果以ＡＰ表示阀Ｉｚｌ压降，它等于阀前压力与液压缸工作腔压力之差，从０＝　√ＡＰ可　见，阀前压力变化与工作腔压力变化将同样影响伺服阀控制流量的变化，进而影响控制效　果。从图３（ｄ）可见，在输出信号中８０Ｈｚ信号幅值与４０Ｈｚ信号幅值差’２９．４ｄＢ，其对应误　差大于８　，这在高精度控雠系统中是不可忽略的误差因素，而且这种影响随控制频率的提　高面提高。倒如：对ｌＯＯＨｚ的控制频率，有２００Ｈｚ的扰动，即Ｂｍｓ扰动一次，这是现有控制策　略包括自适应控制所难以克服的扰动因素，因而需要在液压系统中予以适当的解决。　４总结　高频响、高精度电液伺服系统有广泛的应用前景。近年来我们在有关研究中遇到了阎前　压力脉动的困扰。文献（３）、［４）对液压管道上支路连接蓄能器进行了有益的研究，指　出：蓄能器在一定的频率范围可以起到较好的滤波柞用。而现在需要既能提供高频流量，又　能在ｏ～５ｏ０Ｈｚ左右有较好滤波作用的低阻高通滤波器件，现有支路连接蓄能器难以胜任，需　要研制新型蓄能器系列，以适应工业发展的需要，国内哈工大作了有益的工作【５　。至予在理　论上，从数学建模，计算机仿真和实验验证，全面系统地研究高频畸液压伺服系统与油源的　交互作用，议指导系统设计，更是有待解决的课题。　参考文献　ｌ　Ｖｉｅｒｓｍａ　Ｔ　Ｌ　Ａｎａｌｙｓｉｓ，Ｓｙｎｔｈｅｓｉｓ　ａｎｄ　Ｄｅｓｉｇｎ　ｏｆ　Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　Ｓｅ　ｒｖｏｓｙｓｔｅｍ　ａｎｄ　Ｐｉｐｅ・　ｌｉａｅｓ．Ａｍｓｔｅｒｄａｍｌ　Ｅｌｓｅｖｉｅｒ　Ｓｃｉｅｎｔｉｆｉｃ　Ｐｕｂｌｉｓｈｉｎｇ　Ｃｏｍｐａｎｙ．１９８０　２郑君里等编．信号与系统．北京：高等教育出版社，１０Ｂ４　８严金坤编．液压动力控制．上海；上海交通大学出版社，１９８６　４陈庆，严金坤编－蓄能器固有频率分析．广州ｔ中国机械设计与传动学会液压技术节酋学术理论会论文　集．１９８５Ｊ１２　５赵克定等．并联和串联囊式蓄能器的试验研究．机床与液压．１９９１（８）　机床与ｊ葭压１９９４￣第８期