液压系统技术方案

一、概述

编制液压系统技术方案，方案介绍如下。二、系统工作环境

电源：380V±10％；220V±10％；环境温度：5～40°C；相对湿度：30％～95％；系统运行噪声：≤85分贝。

三、系统工作原理及组成1、工作原理及组成

本系统就是为工况提供高频往复运动驱动力、工况加载力的液压伺服控制系统，并完成工况设备的其它辅助功能，系统主要有以下几部分组成：

振动伺服系统：驱动焊件活动部分高频往复运动，并进行伺服控制；

加载伺服系统：作用于焊件固定部分，提供工况过程要求的加载力，并进行伺服控制；

夹具夹紧系统：用于完成振动加载滑台的移动和专用夹具的安装；油源和管路系统：为液压执行元件提供动力输出；电器控制系统（含液压油源控制、模控系统和数控系统）。

四、液压系统方案设计4、振动伺服液压系统4.2振动伺服系统的组成

振动伺服系统主要由振动油缸、电液伺服阀、台位移传感器、加速度计、压力传感器、伺服放大器及信号源等组成。4.3振动油缸和伺服阀的设计计算4.3.1振动油缸的设计计算

根据伺服阀最大效率点计算振动油缸的面积Ap

Ap

3Fmax22Ps

(4.1)

振动系统供油为泵和蓄能器联合供油的方式，不同于常规的恒压振动系统，该系

统一个工况周期，供油压力是从高往低降的，工作压力范围为蓄能器的最高工作压力～最低工作压力，现选取蓄能器工作压力范围23MPa～28MPa，在油缸设计计算时工作压力Ps取为蓄能器最低工作压力23MPa。

Ap306cm2

（4.2）

振动油缸设计为双杆缸，考虑到活塞和活塞杆的标准化，选取活塞直径D=320mm，活塞杆直径d＝250mm，则摩擦振动缸的实际面积为

Ap

D

4

2

d2313cm2



（4.3）

则可获得的实际最大振动力（Ps=23MPa下）为

F'maxAp22ps679kN650kN3(4.4)

4.3.2伺服阀的计算和选择

振动缸在最大流量点所需要的流量为：当时，

QmaxApvmax3131.416010－1＝28L/min

此时阀的额定流量（阀压降为7MPa）为

(4.5)

Qn

32ps

Qmax1790L/min7

（4.6）

振动缸在最大频率点所需要的流量为：当时

Qmax1590L/min

此时阀的额定流量（阀压降为7MPa）为

(4.7)

Qn1080L/min

MOOGD792伺服阀主要技术参数：

额定流量；400～1000L/min响应时间：4～12ms域值：<0.2％滞环：<0.5％零漂：<2％

零位泄漏量：max＝10L/min

(4.8)

MOOGD792伺服阀特征曲线：

第2页共32页400L/min动态频响曲线

伺服阀流量曲线

图4、D792伺服阀结构图

630L/min动态频响曲线800L/min动态频响曲线

第3页共32页图5伺服阀特性曲线

4.4振动伺服系统的数学模型

通常伺服放大器和检测环节的动态特性很高，可看成比例环节。所以，本系统从对系统性能有重要影响的电液伺服阀和液压缸方面进行建模。4.4.1电液伺服阀的分析4.4.1.1电液伺服阀的基本结构

电液伺服阀是闭环控制系统中最重要的一种伺服控制元件，其功用是将小功率的模拟量电信号输入转换为随电信号大小和极性变化，且快速响应的大功率的液压能（流量或压力）输出，从而实现对液压执行器位移、速度、加速度和力的控制。

本系统选用的MOOG阀，基本结构如图6所示。

图6高频电液伺服阀的基本结构

该阀为三级阀，先导阀为二级喷嘴挡板阀，功率阀由先导阀驱动，其阀芯上装有位移传感器，用来检测阀芯位置，实行外部电反馈。4.4.1.2电液伺服阀的动态特性

在液压伺服系统中，输入输出信号一般常为变化的信号，伺服阀一般也并不工作在静态，因此，其动态特性非常重要。

从自动控制的观点来看，伺服阀是一个高度复杂的装置，具有高阶的非线性动态特性。因此，用一阶、二阶、甚至三阶传递函数描述伺服阀的动态特性，也仅仅是对伺服阀实际动态特性的一个近似等效。

在大多数电液伺服阀系统中，伺服阀的动态响应往往高于系统负载的动态响应。因此，在分析系统动态特性时，只需要知道在一个适当的低频段内的伺服阀动态特性，

第4页共32页也就是说，伺服阀传递函数只需要在某个低频区段内与实际伺服阀动态特性有较精确的近似等效关系，就足以满足系统设计和分析的需要。

本系统液压执行机构的固有频率高于50Hz时，可用二阶环节表示，即

QL0(s)

2

I(s)s

Kq2v

v

式中2

v

s1

(4.9)

v—伺服阀的固有频率v—伺服阀的阻尼比QL0—伺服阀的空载流量I—输入电流信号S—拉普拉斯算子4.4.1.3电液伺服阀的流量方程

根据电液伺服阀的工作原理，如果把伺服阀线圈中的电流I(或阀芯位移xv)作为输入信号，滑阀(设为零开口四边控制阀)上的负载流量QL作为输出信号，并假设阀的结构与工作节流口的情况是匹配而且对称的(即Ps=P1+P2)，则利用水力学的孔口出流公式可知

当阀芯正向移动时，流进液压缸进油腔的流量为

Q1CdWxv

2

(psp1)

(4.10)

当阀芯负向移动时，液压缸回油腔流出的流量为

Q2CdWxv2p2(4.11)

动态时要考虑到泄漏，有Q1Q2，故定义负载流量为

QL

Q1Q2CdWxv

22

pspL

2

(psp1p2)

(4.12)

QLCdWxv

(4.13)

式中PL—执行元件的负载压差P1、P2—执行元件两腔压力第5页共32页QL—阀的负载流量W—功放级滑阀的面积梯度或面积增益—油液密度Cd—流量系数xv—阀芯位移Ps—供油压力从上面的分析可知，由于阀的压力――流量特性方程QLf(pL,xv)是一个非线性方程，所以阀控液压控制系统实际上是一个高度非线性系统。对于高度非线性系统来说，线性化分析方法是工程上一种行之有效的方法。

考虑到闭环系统工作时，伺服阀总是工作在平衡点(例如零点)附近，因此，我们采用传统的小增量线性化分析方法，得线性增量方程:

QLKqxvKcpL

式中：流量放大系数Kq

(4.14)

QLxv

A

流量一压力放大系数Kc

QLpL

A

pL

压力放大系数Kp

xv

4.4.2振动缸的特性分析

KQKc

A

4.4.2.1振动缸的流量连续方程

振动缸是把液体的压力能转换成机械能，用来驱动焊件作直线运动的液压执行元件，其输入参量为液体压力和液体流量，输出参数为液压缸的运动速度、力和输出功率等。

本系统中，缸体固定，活塞运动。当液压缸输出力与负载相等，且输入的液体流量恒定时，活塞作匀速运动，液压缸具有稳定特性。当输入流量不变而负载变化，或负载不变而流量发生变化时，活塞运动速度就会发生变化，这一过程中负载或输入流量变化与活塞速度变化之间的关系就是液压缸的动态特性。此外，液压缸活塞在低速度下移动时，可能产生爬行现象，这也是缸的动态特性之一。

第6页共32页从阀进入液压缸的流量Q1，除了推动活塞运动外，还要补偿缸内的各种泄漏，补偿液体的压缩量及管壁与缸体的机械膨胀量。当液体压力增大时，液体本身及液体中所含的气体会受到压缩，盛装液体的容积也会发生膨胀。如果用进入液压缸的流量来表示这部分的容积变化，可写为

dV1V1dp1dtedt

同时，由于受控容腔的连续方程为

(4.15)

QinQout

dVVdp



dtedt

（4.16）

设活塞在平衡点时V1的初始容积为V10，则有

V1V10APxPdxpdV1

Apdtdt

这样，进入液压缸的流量Q1为

(4.17)

(4.18)

Q1Ap

dxpdt



V1dp1

Cip(p1p2)Cepp1

edt

(4.19)

式中：Ap—液压缸活塞面积xp—液压缸活塞的位移e—油液等效容积弹性模数（700~1600MPa，工程上计算时可以取e

e700MPa)Cip—内漏系数Cep—外漏系数Qi

n

，Q

out

一流入流出容腔的总流量上式右端第一项表示推动活塞运动所需要的流量，第二项表示补偿液体与机械变形所需的流量，第三与第四项是补偿内部与外部泄漏所需的流量。

同理，通过阀口排回的流量Q2为

Q2Ap

dxpdt



V2dp2

Cip(p1p2)Cepp2

edt

(4.20)

第7页共32页上式右端的第二项是补偿由于V2腔压力的降低引起的容积变化需要的流量。第三项是从V1腔直接泄漏至V2腔中的内漏。第四项是V2腔直接泄漏到外界的外漏。由式(4.20)、式(4.21)可得负载流量连续方程

QL

dxpCepQ1Q2dpdp1Ap(V11V22)Cip(p1p2)(p1p2)2dt2edtdt2

(4.21)

整理为

QLAp

dxpdt



VldpL

CslpL

4edt

(4.22)

式中：Vl—液压缸总行程容积(含阀、连接管道容积)Csl—总泄漏系数其中VlV1V2，CslCip

Cep2

，即负载流量QL减去总泄漏流量CslPL和总压

dxpVldpL

缩流量，剩下的便是使活塞运动的流量Ap。

4edtdt

在当前的液压系统中，研究液压缸流量的连续性方程时假定：

a：所有的连接管路短而粗，管道内压力损失、流体的质量的影响及管道动态可忽略不计；

b：液压缸工作腔内各处压力相等，油温和体积弹性模量为常数;c：液压缸内、外泄漏为层流流动。4.4.2.2振动缸的负载力平衡方程

振动缸通过夹具带动工件振动，液压缸的输出力与负载力相平衡。负载力包括振动系统部件的惯性力、粘性阻尼力、弹性负载力、库仑摩擦力和外负载力，其中外负载力为工况过程中受到的摩擦力。在工况过程中，振动系统以适当的频率和幅值保持正弦运动，同时加载系统施加一个恒定的压力，使得工况副之间产生摩擦工况力，随着工况的进行，摩擦系数不断变化，摩擦工况力也随之变化。这里把各种负载等效到活塞上，按集中参量进行分析。其受力情况如图7所示。

第8页共32页图7振动油缸受力分析

根据牛顿第二定律，可得力平衡方程为

P1APP2APFLM化简为

d2xpdt

2

BP

dxpdt

Ktxp

(4.23)

PLAPFLM

d2xpdt

2

BP

dxpdt

Ktxp

(4.24)

式中：M—液压缸振动部分质量（含油缸活塞、连接杆、油缸内液压油）FL—作用在工件上的外负载力BP—为液压缸和负载的粘性阻尼系数，Kt—为负载的弹簧刚度。本系统中，振动液压缸所承受的外负载力即摩擦工况力是变化的，非线性的，它使系统的动态性能变坏，控制难度增加，并对系统精度，稳定性等产生复杂的影响。4.4.2.3阀控液压缸的传递函数

分别对于伺服阀流量方程式(4.14)、液压缸流量连续方程式(4.22)和负载力平衡方程式(4.24)进行拉氏变化得到

QLKqxvKcpLQLApsxpVlspLCslpL4e(4.25)(4.26)(4.27)

PLAPMs2xpBPsxpKtFL

将公式（4.26），（4.27），（4.28）合并化简得

Kq

xp

Ap

MVl4eAp

2

xv

KceAp

2

(

Vl

s1)FL

4eKce

BpKceAp

2

s3(

KceMAp

2



BPVl4eAp

2)s(12



KtVl4eAp

)s2

KceKtAp

2

(4.28)

式中KceKcCsl为压力流量系数。式(4.28)中，滑阀位移xv是系统的输入量，外负载力FL是干扰量。公式给出了液压缸对阀位移和负载力输入的动态响应特性，它由两项组成，第一项可看成无负载力时，液压缸对阀输入位移xv的输出位移量，而第二项则是因外加负载力FL而造成的

第9页共32页位移减少。本式是在考虑了惯性负载、粘性摩擦负载、弹性负载以及油液的压缩性和液压缸的泄漏等各种因素的情况下得出的，因此可根据实际系统进行简化。

式(4.28)分母中的第三项中的

BPKceAp

2

可写成

BPKceAp

2

BP

dxpdt

KcePLdxpdt

，则

PLApAp

BPKceAp

2

是粘性摩擦力，PLAp是液压缸总输出力，粘性摩擦力总是远远小于总输出力；

又KcePL项是由于泄漏等因索引起的流量损失，AP量，两者相比也是远小于1的。

因此，如果

dxpdt

是液压缸活塞运动时所需流

BPKceAp

2

1，且[

KceMKt

]21，则式（3.28）可简写为K2

AP(1t)1.5

Kh

Vl1(1s)FL

KceKtKt4eKce

xp

2ss

(1)(220s1)

xv

KqAp

(4.29)

r

0

0

式中Kh为液压弹簧刚度4eAP

Kh

Vl

2

h为液压固有频率0为综合固有频率h

KhM

KtKh

0h1

r

r为惯性环节的转折频率Kce112

AP()

KtKh

0为综合阻尼比0

4eKceB

P]K20MVl(1t)

Kh1[

在本系统中，液压动力元件所拖动的负载主要是惯性负载，这时弹性负载很小，可以忽略，即Kt0，同时仍假设BP很小可以忽略，于是式(4.28)可写成

第10页共32页Kq

xp

s[

或者

ApMVl

xv

KceAp

2

(

Vl

s1)FL

4eKce

2

4eAp

2

s2(

KceMAp



BPVl4eAp

2

(4.30)

)s1]

Kq

xp

Ap

xvs(

KceAps2

2

(

Vl

s1)FL

4eKce2h

(4.31)

h

2

h

s1)

式中h为液压阻尼比，h为液压固有频率4eAPMVl

2

h

(4.32)

当BP较小可以忽略时

h

KceAp

eM

Vl

(4.33)

式(4.31)结果表明，以惯性负载为主，没有弹性负载时，传递函数的分母可分解成一个积分环节和一个二阶振荡环节。积分特性是以位置为输出的动力元件所固有的；二阶振荡环节则是由液压弹簧、负载质量及阻尼所产生的，其液压固有频率及阻尼系数分别由公式(4.33)、式(4.34)所确定。4.4.2.4影响振动缸性能的主要参数

由以上分析可知，液压缸的动态特性主要由速度放大系数和液压阻尼比h三个综合参数决定。4.4.2.4.1速度放大系数(或称速度增益)

由于传递函数中包含了一个积分环节，因此对输入信号来说，液压缸的输出速度与阀的输入位移成正比，这个比例系数即为速度增益。它表示阀对液压缸速度控制的灵敏度。速度增益将直接影响闭环系统的响应速度、稳定性和精度。提高速度增益，可提高闭环系统的响应速度和精度，但将使稳定性变坏。速度放大系数随阀的流量增益变化而变化。振动缸的AP根据负载确定，速度增益将随阀的流量增益而变，而Kq又随阀的结构形式及工况而不同。阀确定，其Kq值在空载时最大，随着负载压降PL

第11页共32页KqAp

、液压固有频率h

的增加而降低；对于零开口阀，若按一般设计原则，取最大负载压降PL的流量增益将下降到空载时的

2

Ps，则阀3

PsPL

PL

57.7%。由于一般的伺服系统增益的降低都

不会对稳定性不利，因此，在设计时，取空载时的Kq值。4.4.2.4.2液压固有频率

在封闭容腔中的油液，由于压缩性会呈现如弹簧一样的性质。液压固有频率h实际是惯性负载和液压控制腔中油弹簧相互作用的结果。如图7所示的液压缸，当两腔封闭时，由于负载的惯性将使液压缸产生一个小位移△Xp，液压缸V2腔的压力升高△p2，另一个V1腔中油液压力降低△P1，则油液的弹性力

FhAp(P2P1)APe(

2

11

)xPV01V02

(4.35)

由式(4.35)可以看出，液压弹簧刚度Kh

Fh

是随活塞位置而变的，当V01=V02

xP

时即活塞处于中间位置，这时的液压弹簧刚度为:

4eAP

Kh

Vl

2

(4.36)

液压弹簧刚度与负载惯量相藕合，即产生液压固有频率:

h

Kh

M

4eAPMVl

2

(4.37)

液压缸的移动部分质量M与液压缸进油腔容积Vl越大，油液的体积弹性模量e与活塞有效工作面积Ap越小，则液压缸的固有频率h就越低。因此，油液中混入空气的量不同，活塞运动位置不同时，都会引起固有频率h的变化。在计算液压固有频率时，取活塞在中间位置时的值，因为此时液压固有频率最低，系统稳定性最差。液压固有频率表示液压动力元件的响应速度。在液压伺服系统中，液压固有频率往往是整个系统中最低的频率，它了系统的响应速度。为了提高系统的响应速度，应提高液压缸固有频率。4.4.2.4.3液压阻尼比

液压阻尼比h是由阀的流量—压力系数、系统的泄漏和摩擦损失所引起的。泄

第12页共32页漏大、摩擦大、消耗能量大，阻尼作用强。而流量一压力系数表明，负载压力增大时，阀输入系统的流量(能量)减小，这对系统的振动来说，也是一种阻尼作用。通常，负载粘性阻尼系数Bp很小，而液压缸的泄漏系数CiP也比阀的流量—压力系数小得多，因此阻尼比主要由流量一压力系数Kc所决定。即

h

Kce

Ap

eM

Vl

(4.38)

随工作点的不同，Kc会有很大变化。零位时Kc值最小，h也最小，因此，在计算系统稳定性时，流量一压力系数应取Kc0值。由于库仑摩擦力的影响，实测的零位阻尼比计算值大，一船在0.1~0.2范围内变化，有时还要高些。流量一压力系数随开口增大而增大，其变化幅度可达20-30倍，液压阻尼比变化大，这是液压伺服系统的一个特点。

4.4.3摩擦振动伺服系统的结构框图

通过对振动系统主要元件动态模型的分析，其动态模型可用图8所示的方块图表示，在控制方块图中，我们把电液伺服阀环节当作一个二阶环节来考虑，这是因为液压系统的固有频率h和伺服阀固有频率很接近。压力传感器主要用于采集液压缸两腔的压力差进行数据处理，因此可以忽略其对系统性能的影响。伺服放大器、位移传感器等其它环节的响应速度远远高于伺服阀控制液压缸这个动力环节的响应速度，因此都可以看成是比例环节。

图8

5、加载伺服液压系统5.1主要技术指标

振动系统的结构框图

第13页共32页5.1.1加载力：0～735KN，压力可手动、自动调节；5.1.2供油压力：不小于21MPa，加载压力可编程控制；5.1.3加载缸安装方式：水平安装；5.1.4油缸行程：1000mm；5.1.5工况行程：50mm；

5.1.6油缸空载速度：1m/min；油缸工况峰值速度：10m/min；5.1.7具有加载力闭环控制和位置闭环控制，控制方式自动切换；5.1.81000mm行程内，位置控制精度：0.05mm；5.1.9加载力控制精度：0.5％；

5.1.10加载油缸两腔配置压力传感器，用于测量两腔压力，压力传感器精度≤0.1％；5.1.11工况行程内，配置位移传感器，定位精度0.02mm；5.2加载伺服系统的组成

加载伺服系统主要由加载油缸、电液伺服阀、位移传感器、力传感器、压力传感器、伺服放大器及信号源等组成。5.3加载油缸和伺服阀的选择计算5.3.1加载油缸的设计计算

加载系统的工作特点是一个工况周期内，空载时低速运动，只在工况瞬时高速运动，短时间内流量变化较大，因此加载系统供油选择用较小的电机泵机组和蓄能器联合供油的方式。因此油缸空载低速运动时，系统压力恒定，出现瞬间高速时压力会从高往低降，工作压力范围为蓄能器的最高工作压力～最低工作压力，我们选择为21～25MPa，在油缸设计计算时工作压力取蓄能器最低工作压力，取Ps＝21MPa，最大出力Fmax＝735KN时，根据式（4.1）得

Ap370cm2

（5.1）

加载油缸单方向出力，因此设计为单杆缸。考虑到活塞和活塞杆的标准化，选取活塞直径D=220mm，活塞杆直径d＝190mm，则加载缸无杆腔的实际面积为

Ap

4

D2380cm2

（5.2）

则可获得的实际最大加载力（Ps=21MPa下）为

F'maxAp22ps750kN735kN3(5.3)

第14页共32页5.3.2伺服阀的计算和选择

加载缸工况峰值速度达到10m/min，对应的最大流量为：

QmaxApvmax3801010－1＝380L/min

此时阀的额定流量（阀压降为7MPa）为

(5.4)

Qn32psQmax269L/min7（5.5）

根据流量计算，也选择一台流量400L/min的MOOGD792三级伺服阀，规格与振动伺服系统所用的阀相同，在操作上与振动用伺服阀可互换。6、夹具夹紧液压系统6.1主要技术指标6.1.1

数量

振动滑台缸加载滑台缸

22

推力（T）1515

拉力（T）1515

行程（mm）3030

速度（mm/min）

500500

压力（MPa）0～210～21

备注无中位无中位

数量

内部拉紧缸（招标方提供）外部压紧缸支撑缸

111

缸径（mm）

杆径（mm）

行程（mm）

速度（mm/min）

压力（MPa）

备注

1901403050～5000～21

中位停止中位停止无中位

16040

9022

100120

50～500500

0～210～21

6.1.2每个油缸的供油压力调整；6.1.3每个油缸两腔配置压力传感器；6.1.4每个油缸的推拉力在操作界面上显示；

6.1.5振动、加载滑台缸上的压力传感器有压力信号后，才能开始振动；内部拉紧缸拉紧油路的压力传感器、外部压紧缸的伸出油路的压力传感器、支撑缸退回油路的压

第15页共32页力传感器，三个传感器全部发出信号后，才能开始振动工况。6.2夹具夹紧液压系统的组成

夹具夹紧液压系统主要是通过执行缸的不同方向动作，辅助工况设备上振动加载滑台和专用夹具功能的实现。其主要由七个液压缸和控制各缸动作方向的电磁阀组成。

6.3油路和油缸的设计

所有油缸的油路设计为压力油－减压阀－电磁换向阀－油缸；实现每个油缸的供油压力可调。每个油缸的两腔都装有压力传感器，带变送器，用于压力的实时检测和力显示。

有中位停止要求的油缸设计选择J型三位四通电磁换向阀，带液压锁保证中位停止；无中位要求的油缸设计选择Y型两位四通电磁换向阀。

振动、加载滑台缸设计为双杆缸，按最高压力时达到15T的推拉力，设计选择D=160mm，d＝125mm；有效工作面积78cm2；外部压紧缸和支撑缸按技术指标的要求做相应的设计。7、油源的设计7.1主要技术指标

7.1.1设备功率不大于500KW，设备冷却功率不大于300KW；

7.1.2工作油温30℃～45℃可控，有冷却；预热靠溢流发热，油温从15℃升到30℃不超过30min；

7.1.3压力：不小于21MPa；不高于31.5MPa；

7.1.4流量：满足工作时间的要求。由于用电和冷却，需配置相应数量的蓄能器；为节省能源，流量可自动调节；

7.1.5供油路数：振动、加载、夹具三路，各自，互不干扰；7.1.6振动蓄能器充油时间：不大于10min；

7.1.7油源配置过滤器，精度满足伺服控制系统的要求；

7.1.8配置过滤器堵塞报警、油温测量显示和超温报警、液位开关等保护措施；7.2油源的组成

为提高系统工况精度，减少不必要的干扰，油源设计为一个油箱，振动、加载、夹具三路供油与调节。油源主要由振动系统供油、加载系统供油、夹具系统供油、

第16页共32页冷却循环系统和油箱及管路附件五部分组成。7.2.1振动系统供油

振动系统供油由四组泵机组、36个蓄能器组、先导溢流阀、插装溢流阀、先导比例溢流阀、减压阀等组成。7.2.1.1电机泵组的选择

振动伺服系统要求输出力大、频率高，这样系统要求的最大输入流量达2800L/min（含先导阀供油），如果单独用液压泵供油，总装机功率达1100KW；如果选择全部用蓄能器供油，所需的蓄能器数量达110个。从降低总装机功率、安装布置和性价比等方面综合考虑，振动系统供油设计采用液压泵主供油、蓄能器组短时辅助供油的方式。

标书要求设备功率不大于500KW，因油源有三路供油，振动供油功率暂先按450KW考虑，所以先选择电机泵机组。

P

pQ

60(7.1)

式中压力按蓄能器最高工作压力p2＝28MPa，计算流量约945L/min，按照标准规格的柱塞泵和电机配置，选择3台160rpm的定量泵、1台160rpm变量泵和4台110KW的Y315S-4电机并联，输出最大流量约930L/min，总功率440KW。

考虑节能选择了一台变量泵，工况时最大排量供油、待机状态为蓄能器补油和保压，变量泵压力恒定、流量自动调节以节能，这种设计还可避免蓄能器频繁卸荷对管路造成的冲击。

振动供油系统4组泵机组并联供油，设定单独启停功能，可根据实际工作需要的流量大小开启所需的泵机组数。7.2.1.2蓄能器的选择

泵最大输出流量远小于振动系统要求的最大流量，所缺部分就要由蓄能器补充。如图9所示，蓄能器要补充V2部分的油量。

第17页共32页图中：

Qmax－系统工作最大流量Q平－平均流量

Q泵－液压泵机组的输出流量量V1－液压泵供油量V2－蓄能器补油量

图9、振动系统蓄能器辅助供油图示正弦振动时，系统流量为：

Qt＝Qmaxsin2ft（7.2）

蓄能器的补油量与振动持续时间有关，现按最长振动持续时间20s设计。蓄能器最少要补油量ΔV约330L，理论计算需要的蓄能器最小容量约3000L。工程设计考虑多个蓄能器的频响差异，预留20％余量，设计由36个100L的蓄能器并联供油，每个蓄能器下有安全截止阀，用于单个蓄能器的启闭控制。

蓄能器瞬时补油速度很快，为绝热过程，蓄能器容量由下式计算：

V＝

V0.7143

pp02

pp

21





0.7143

－1

（7.3）

式中：V蓄能器的容量ΔV蓄能器的补油量P2蓄能器最高工作压力P1蓄能器最低工作压力P0蓄能器充气压力，一般为0.9P1

7.2.1.3其它

系统供油又分为主油路和先导油路两路，分别向伺服阀主阀和先导阀供油。在伺服阀主阀的入口处设计有蓄能器，以减小系统压力波动；先导油路装有减压阀，用于设定先导油压和稳定压力。

压力控制采用插装溢流阀和先导比例溢流阀组成的集成阀组。可实现手动和自动调压功能。

每个定量泵压力油出口设置先导溢流阀，用于单个泵的空载启动和卸载停机。

第18页共32页7.2.2加载系统供油

加载系统供油由一组泵机组、蓄能器、比例溢流阀、减压阀等组成。

加载系统的工作特点是一个工况周期内，空载时低速运动，只在工况瞬时高速运动，短时间内流量变化较大，应用蓄能器的液动储备功能，加载系统供油设计用较小的电机泵机组和蓄能器联合供油的方式，从而节约能量、降低设备费用、减小系统发热。

7.2.2.1电机泵组的选择

加载油缸工况行程50mm，工况峰值速度10m/min，以工况峰值速度对应的工作周期曲线设计加载供油。

空载速度1m/min时，系统需要流量：

Q1mApv380110－1＝38L/min

工况峰值速度10m/min时，系统需要流量：

Q10Apv3801010－1＝380L/min

考虑三级阀先导供油流量20L/min，泵输出流量要大于58L/min，按照标准规格的柱塞泵和电机配置，选择1台55rpm的变量泵、1台37KW的Y225L-4电机。最大输出流量79L/min，满载功率33.5KW。7.2.2.2蓄能器的选择

加载伺服系统工况工作周期曲线如图10。实际工作周期内工况期间速度是阶跃变化的，无法准确描述，该曲线近视认为工况时速度恒定，便于蓄能器的设计计算，计算结果能满足实际工况需求。

图中：

Qmax－工况时系统工作最大流量Q1－空载1m/min时系统工作流量Q泵－液压泵的输出流量t1－空载运动时间t2－工况运动时间

V1－空载时液压泵的输出流量用于给蓄能器的补油量，要求V1≥V2

第19页共32页V2－工况时蓄能器要释放的油量

图10、加载伺服系统工作周期曲线

表2不同工况速度蓄能器补油量比较

工况速度m/min最大流量L/min

t2（s）V2（L）

311410.9

41520.751.15

51900.61.3

62280.51.4

72660.431.48

83040.3751.525

93420.331.55

103800.31.6

工况速度在1m/min～10m/min间，峰值速度10m/min时的补油量最大，所以以V2（10m/min）为蓄能器的补油量ΔV来计算蓄能器容积，可以满足其它速度下的流量需求。

根据式（7.3），需要的蓄能器容积约15L，我们设计中考虑20％余量，标准配置1个20L蓄能器。7.2.2.3其它

加载系统也分为主油路和先导油路两路，分别向伺服阀主阀和先导阀供油。在主阀入口处安装蓄能器以减小压力波动，先导油路安装减压阀，用于设定先导油压和稳定压力。

7.2.3夹具系统供油

夹具系统供油由一组泵机组、蓄能器、比例溢流阀、减压阀等组成。

根据各个油缸要求的技术参数，根据式（5.4），分别计算各油缸所需的最大流量，计算后7个缸最大流量的和约30L/min，按照标准规格配置1台28rpm变量泵和1台15KW电机；最大输出流量39L/min,压力21MPa时满载功率14KW。7.2.4冷却循环系统

伺服系统发热率较高，总装机功率500KW时发热功率达330KW。而且该系统在短时工况期间循环流量小，因此需要设计单独的冷却循环系统。

常用的冷却方式有水冷和油冷，采用水冷方式时，设计一单独循环冷却回路，由循环泵输出油通过水冷却器冷却；采用油冷方式时，30KW的制冷量的油冷却器额定功率达19.4KW，要满足系统的制冷要求，需要11台油冷却机并联使用，冷却机组的功率达213KW。综合考虑性价比和安装环境等因素，我们设计采用水冷方式，由1台

第20页共32页250rpm的泵和1台7.5KW电机组成，水冷选用换热效果良好的板式冷却器，换热面积100m2。

7.2.5油箱及管路附件

油箱包括箱体、进出油口管路法兰、液位计、温度表、空气滤清器等部分，油箱容积大于6m3，根据安装现场空间和方便油箱、电机泵机组和管路的布置考虑，油箱容积最后确定。

管路及附件主要包括从油源到振动、加载、夹紧各油缸的中间硬管、软管、过渡块、连接件、管夹、蓄能器和滤油器等元器件。

该系统流量大、压力高、工况振动时工况恶劣，所以关键的连接件和高压软管选用进口件。

为保护伺服阀，振动和加载的先导供油路加进口的高压过滤器，过滤精度3μ。五、电控系统方案设计8、控制系统功能要求8.1液压油源控制要求

8.1.1液压油泵的启动、停止控制；

8.1.2工作压力可通过电位器手动设定，或通过远程控制给定目标值，由PLC的D/A扩展模板给出目标值；

8.1.3油温控制、显示、高温报警；8.1.4滤油器堵塞报警；

8.1.5具备远程/本地两种控制方式：本地控制在液压油源控制柜上手动调节、显示参数、报警指示；远程控制指在人机界面上通过通讯接口设置、显示参数和报警指示。8.2振动伺服控制要求

8.2.1控制参数设定：振幅、频率、启振时间（振幅按斜坡输出，达到给定目标值的时间长度）、停振时间（振幅按斜坡减小，达到停止状态的时间长度）。升振时间0.1～5秒可调；降振时间0.01～0.5秒可调。8.2.2控制参数记录：振动幅值、工况摩擦力。8.2.3通讯接口：RJ45或RS232或RS485。8.2.4数据控制接口：A/D、D/A、或DI/DO。8.3加载伺服控制要求

第21页共32页8.3.1控制参数设定：初始间隙、加载力时控曲线、缩短量设置。8.3.2控制参数记录：加载力、缩短量。

8.3.3具有通讯接口和数据、控制接口。通讯接口：RJ45或RS232或RS485。数据控制接口：A/D、D/A、或DI/DO。8.4工况控制方式要求8.4.1缩短量控制。8.4.2时间控制。8.4.3周波控制。

8.4.4周波停振：为了达到较高的工况精度，停振时按指定周波数衰减到零位，周波数设置范围1～100。为保证每次停振状态一致，能够设置停振时的起始周波相位。8.4.5振幅控制：可以选用位移控制，也可选用加速度控制，系统设计时选择一种即可。

8.4.6频率控制：频率精度优于0.05Hz。8.4.7定时精度：1ms。9、液压油源控制9.1液压油源控制方案

本液压油源控制采用可编程控制器实现液压站的各种逻辑控制功能，各种检测及控制信号通过输入继电器将各部分相关信息送入PLC，经PLC中控制程序进行逻辑处理后，由输出继电器去完成泵组启停、故障指示、报警及保护等相关控制操作。9.2液压油源控制的主要功能

9.2.1电机采用单机启、停的控制方式，启动时星三角降压空载单泵启动，停机时空载单泵停机，以减少对电网及系统的冲击。

9.2.2油源具有油温控制、显示、高温报警、滤油器堵塞报警等所需要的各种显示及安全保护功能。

9.2.3工作压力可通过电位器手动设定，或通过远程控制给定目标值，由PLC的D/A扩展模板给出目标值；具备远程/本地两种控制方式：本地控制在液压油源控制柜上手动调节、显示参数、报警指示；远程控制指在人机界面上通过通讯接口设置、显示参数和报警指示。9.3

液压油源控制系统的组成

第22页共32页油源控制系统由ＰＬＣ控制柜组成。ＰＬＣ控制柜主要包括以下几个部分：油泵电机控制、系统压力升降调节、油温控制、液面联锁控制和滤油器堵塞的自动报警。9.3.1油泵电机控制

每台主泵电机均可以单独启动或停止；也可以事先选定电机后按程序逻辑设置自动顺序启动。当某台电机工作时，电控柜面板上给出该泵的工作指示。每台泵均是空载按顺序降压启动，所有预先设定好的主泵启动后约10秒，比例溢流阀再施加控制信号，使系统建立压力。

9.3.2液压油源系统的各种显示及安全保护

油泵电机

每台电机都配有热过载保护，当电机热过载时，电机自动停止工作。操作面板给出该电机热过载指示（指示灯亮）。

压力控制

液压系统压力异常时，电控能进行保护和显示。如果油压高于压力上限设定值，泵电机停止工作。操作面板上指示灯亮。

油温控制

由指针式电接点温度计随时检测油箱内油液的温度。当温度在设定值区间时，冷却装置开启，进行油液冷却，当油温低于设定值时关闭，如果温度升高到60度。操作面板上指示灯亮，并发出高温报警信号，一分钟后泵组停止工作。

油位控制

当油箱中液位高度高于或低于液位计的设定值，泵电机停止工作，操作面板上指示灯亮，并发出报警信号，泵组停止工作。

滤油器油污堵塞自动报警

油污超过限定范围时，操作面板上滤油器堵塞的状态指示灯亮。当发现滤油器堵塞后，停机后更换滤芯。10、

数控部分

数字控制（NC）共包含如下图11所示的四个子系统，它们是振动NC、加载NC、静态定位NC和上位NC。振动NC使用一套完整的硬件平台，加载NC、静态定位NC和上位NC共用一套硬件平台，它们之间的通讯实时性要求强的部分通过ＤＩＯ完

第23页共32页成，后处理等数据量较大的通讯则通过以太局域网实现。每套硬件平台均含有RJ45或R232或R485通讯接口。10.1振动NC

振动NC含振动及通讯和摩擦力分离两部分。此外,还有应急处理和安全保护等功能。

振动数控系统与工况振动缸及其伺服系统的关系如图11所示。工况振动缸及其伺服系统由振动台体、油源、电液伺服阀、模拟控制几部分构成。振动数控与其他部分的信息流动也如图11所示，其中的通讯网卡用于和专用的软件一起实现上、下位机之间，以及振动台系统和工况操纵机床之间的通讯和控制。

在振动控制期间，数控系统首先根据用户的要求发出第一条指令，伺服控制器通过控制伺服阀驱动激振器，使其通过伺服回路＂尽可能＂地达到指令所要求的位置．由于液压系统的复杂传递性，此时的响应通常情况下与指令要求相差较大．数控系统从传感器采集此数据后，以＂帧＂为单位对数据进行分析，数字滤波，迭代等数字信号处理，得到目标空间的，能使伺服后的响应更接近要求的目标空间的新指令，并向伺服控制器发出．此过程反复循环即可达到要求的响应．由于此过程伴随整个控制过程，所以即使被控对象――机械液压及试件的状态在一定范围内发生变化仍可使控制结果满足要求。

数控系统流程如图12所示．

图12中的多功能处理单元，本身具有自身的存储器，DMA及硬中断功能。与15吨系统相比，本系统的665KN出力中，非惯性力将占有更大的比例，这将对振动的自然形态和系统的可控性等产生更大的不良影响。为此，本系统将采用更具统计特性的响应评估算法，从而稳定系统并且为系统留出更大的可控余度。

多路程控放大器是对输入电压信号进行增益放大后电压输出的部件，其目的是为了改善系统的控制性能，现考虑两种设计：Ⅰ）Y=（K1/K2）*X

其中：X——输入电压信号（-10～+10V）；Y——板（卡）的输出电压信号（-10～+10V）；K1，K2——通过编程写入的增益参数，均为8位（或10位），即：K1=0～255（或1024），K2=1～255（或1024），第24页共32页或：

Ⅱ）Y=（2**4*K1+K2）/1024*X

（即K1，K2分别高低位）

其中：X——输入电压信号（-10～+10V）；Y=板（卡）的输出电压信号（-10～+10V）；K1，K2——通过编程写入的增益参数，分别为8位和4位），即：K1=0～255，K2=0～15，数字地与模拟地分开，光隔；

振动控制的参数设定包含振幅、频率、启振时间（振幅按斜坡输出，达到给定目标值的时间长度）、停振时间（振幅按斜坡减小，达到停止状态的时间长度），升振时间0.1～0.5秒连续可调；降振时间0.01～0.5秒连续可调并且对控制参数振动加速度幅值和工况摩擦力进行记录。控制方式含由上位NC决定的缩短量控制、时间控制和周波控制。根据位移和加速度动态特点，振幅控制的反馈采用加速度传感器，而目标量既可以是位移也可为加速度。

为了克服叶盘基园的悬臂梁受力点远离零应力点停振而带来的工况对齐误差，本方案设计停振过程控制，使其停振前的那个周期的振幅总是很小，使此不利因素可忽略不计．

从严格的意义上说，因为摩擦力不是控制量，摩擦力处理应不属于控制的范围，而属于采集和处理。为方便，仍将其归入振动NC系统中。“压力变换处理”的功能是实时的获取作动器的输出力，此力主要包含系统的惯性力、重力和摩擦力的。而摩擦力又包含了工况摩擦力和相对运动表面的摩擦力，与前者相比，后者忽略不计。经压力变换处理后，送入数字控制器进行分离得到摩擦力。

第25页共32页卡具卡紧

以太网局域通讯

工况条件

振动NC

差压

驱动油压比例阀滑台位置

上位ＮＣ加载ＮＣ

静态定位ＮＣ

加载缸

驱动差压工况缩短量

静态定位驱动

工况振动缸及其伺服

加速度

位移

加载力

图11数字控制的构成

第26页共32页程控放大去伺服主控从传感器变送器程控放大主滤波主滤波辅滤波D／A等多功能处理主控计算机A／D等多功能处理辅滤波图12

信号源加法器数字控制信号流框图

功放伺服阀台体负载变送器位移传感器振动数字控制器ｄｄ

压力变换处理加速度传感处理通讯网卡KVM共享振动数控系统

通讯网卡上位NC图13

振动控制的通讯及信号

第27页共32页10.2加载NC

为了满足工况缩短量判则，本系统将设置瞬间停振功能，以便得到更高精度缩短量。

此外，本方案拟采用准确度为优于10-3nSec的高精度晶振时钟,可更好地控制停振时间的准确度．

本系统还将满足与新设备相对应的新工艺程序要求。

加载NC系统的任务是：１）推动加载滑台并为其定位；２）为工况副提供工艺所要求的加载正压力，且能在要求的工况缩短量下停振保压。

加载伺服油缸的控制拟采用数字控制方案。它除完成加载伺服系统本身的任务之外，还包含时序及上位机的功能。

工况加载伺服油缸的控制由位移控制和力闭环控制两种方式构成，它们分别完成滑台定位和焊机加载力的施加。由给定信号与位移反馈信号产生伺服缸的前进控制信号，经功率放大后控制伺服阀，控制伺服缸的动作；由给定信号和力反馈信号的产生力的伺服控制信号，经功率放大后控制伺服阀，从而达到控制伺服缸的出力，控制原理方块图见图14。

力反馈力传感器

偏差信号

上位ＮＣ

加载控制器

功率放大伺服阀

定位反馈缩短量反馈

图14加载伺服油缸NC原理方块图

图中的“上位ＮＣ”与“加载控制器”之间的通讯对于实时性强的部分采用DIO方式，数据量大且实时性要求低的拟采用局域以太网的方式。

第28页共32页为减小震荡，本方案拟采用与相关液压元件性能相对应的“共轭超越函数补偿”方法，为防止冲击，本控制方案拟采用与液压系统方案相对应的非对称控制律。

为提高缩短量的控制精度，本控制方案拟采用多传感器的自由度分离方

案，从而减少机械变形及装配工艺方面不利因素的影响。此方案的特点是，使加载水平滑台的定位只需要满足工况工件的装配需要的精度即可，而不影响工况缩短量的精度，从实际生产角度，前者是不需要太高的精度的。

此外，与本控制系统相关的还有功率放大器模块及伺服阀电流的保护模块、系统电源模块。

本系统的控制参数包含初始间隙、加载力时控阶梯曲线和缩短量，并对加

载力和缩短量进行记录。10.3静态定位NC

静态定位NC的主要任务是，在振动缸基本伺服的基础上实现其相对于其零点的静态定位。此零点与实际具体一批相同焊件的工作位置的关系为避免量刃具量度的误差，本方案设计为可通过对刀示教方式和键盘输入两种方式实现。静态定位NC与振动缸基本伺服的关系如图15所示。

图15

10.4上位NC

静态定位NC原理方块图

上位NC的主要功能包含人机界面、前后处理、系统通讯、加工工艺的时序控制等。

上位NC与下位机的接口通讯包含的内容和实现方法如下。a)分频技术：实现上位机操作者在上、下位机之间的操作切换；

第29页共32页b)ＤＩＯ：实现上位机和下位机之间的时序控制，和下位机振动状态向上位机的报告；

c)以太网传输：用于上位机从下位取数据文件。

上位机操作者对下位机的主要操作是输入参数。此时只需按键盘上的固定键，就可以自动将显示器、键盘和鼠标切换到下位机。待参数输入完毕，还是按前述的键盘上的固定键则又可以自动将显示器、键盘和鼠标切换回到上位机。

上、下位机之间时序指令和状态报告通过ＤＩＯ实现(DI*:从上位机到下位机;DO*从下位机到上位机.)，如图16所示。

说明：(1)事件时序为(a)(b)(c)(d)(e)(f)(g)(h);

(2)事件标号相同者为同时事件；(3)非虚线处事件延时的时间适当短即可。

图16

工况振动时序及通讯

对图16中事件(f)期间本项目设计了“加载油压上限自动控制最大输出”方案。

第30页共32页11、振动伺服系统的模拟控制

伺服控制系统是整个电液伺服系统中的重要环节；控制原理方框图如图17所示，它由缸位移控制环组成，令伺服缸在伺服阀的驱动下完成振动波形双向运动。

Ｇ１为控制信号，Ｅ１为Ｇ１与台位移反馈信号Ｆ１的差，Ｅ１经主控制增益调节Ｋ处理后，产生伺服控制信号Ｖ，Ｖ经过功率放大后形成伺服阀的电流驱动信号Ｉ，驱动伺服阀工作，根据不同试验要求调节伺服系统特性，保证较高的跟踪精度和稳定性，降低系统非线性影响，达到最佳控制效果。

由于是多阀并联控制，阀芯与阀芯运动的相位一致性至关重要，我们采取移相的方案，使得阀芯的运动相位尽量趋向一致。

缸位移

β伺服阀位移传感器F1G1

加法器E1

KV

伺服阀伺服缸移相图17、振动伺服缸模拟控制部分工作原理方框图

控制系统配置：

伺服控制模块、缸位移调制解调模块、缸位移的保护模块、移相模块、系统电源模块等。a)关键模块说明：系统电源模块：第31页共32页为了给控制系统提供稳定性好，纹波小的直流电源，选用全封装、散热

好的线性电源。

调制解调模块：输出电压加载伺服系统的模拟控制

为伺服阀提供电源模块。

±5V

第32页共32页