圖中: u 為參考電壓，V; τ 為電機扭矩，N·m; J_m 為伺服電機轉(zhuǎn)動慣量，N·m·s² /rad; B_m 為伺服電機阻尼系數(shù)，N·m·s/rad; ω_p 為電機與液壓泵角速度，rad/s; ω_m 為液壓馬達軸角速度，rad/s; ω_q 為曲柄的角速度，rad/s; B 為減速裝置減速比。

此外，圖中 M 為伺服電機，enc 為電機編碼器。給控制器。在曲軸上裝有 1 個旋轉(zhuǎn)編碼器，用于實時測量曲軸的位置、速度、加速度信息，并反饋給控制電機的傳遞函數(shù)方塊圖如圖 3 中所示。

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圖中: G_ω( s) 為速度環(huán)控制器傳遞函數(shù)，采用 PI 控制，G_ω( s) = K_p + K_i ×¹ ; S 為積分控制時間，s; K_p 為S電流環(huán) PI 控制器中的比例控制系數(shù); K_i 為電流環(huán) PI 控制器中的積分控制系數(shù); s 為時間變量，s; G_i( s) 為電流環(huán) PI 控制器傳遞函數(shù); i 為伺服電機電流，A; L 為電樞線圈的電感系數(shù)，H; Ｒ 為電樞線圈的電阻，Ω; K_τ 為電機轉(zhuǎn)矩常數(shù)。

實驗平臺設(shè)計、實驗結(jié)果與分析

實驗平臺中主要參數(shù)

機械液壓混合伺服壓力機實驗平臺如圖 7 所示。

機械液壓混合伺服壓力機的實驗器材及其參數(shù)見表 1。速度如圖中 A － B 所示，滑塊從上死點運動并加速下行。

第二段滑塊速度如圖中 B － C 所示，滑塊以較快速度等速下行。第三段滑塊速度如圖中 C － D 所示，滑塊下行到達設(shè)定位置進行減速。

第四段滑塊速度如圖中 D － E 所示，滑塊進入壓制階段以較慢速度等速下行。第五段滑塊速度如圖中 E － F －G 所示，滑塊速度減慢到零，此時曲柄到達下死點 F，然后加速回程。

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第六段滑塊速度如圖中 G － H 所示，滑塊以較快速度等速實現(xiàn)上行回程。第七段滑塊速度如圖中 H － I 所示，滑塊速度減慢到零，曲柄回到上死點。

通過設(shè)定的滑塊的運動速度曲線和曲柄滑塊的數(shù)學(xué)模型計算得到曲柄軸的轉(zhuǎn)速 ω_q0。在系統(tǒng)中對 ω_q0 進行反饋控制后得到滑塊的運動曲線。

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實驗結(jié)果分析

機械液壓混合驅(qū)動伺服壓力機的控制系統(tǒng)采用固高控制平臺 Otostudio 編程實現(xiàn)對系統(tǒng)的反饋控制。

針對控制系統(tǒng)的人機交互界面包括操作按鈕、滑塊運動狀態(tài)顯示和液壓系統(tǒng)流量狀態(tài)顯示 3 部分，其中操作按鈕部分如圖 10 所示。

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實測曲線的對比，實線為實測數(shù)據(jù)擬合曲線，虛曲線為設(shè)定理想曲線。從圖中可以看出，滑塊經(jīng)過在滑塊運動過程中，液壓馬達進油口和出油口的流量變化如圖 13 所示，實線為進油路流量，虛線為回油路流量。

因為液壓油路中存在的油液泄漏以及油液通過液壓油泵、液壓馬達等元器件的溢流等，導(dǎo)致液壓系統(tǒng)中流量、油壓出現(xiàn)損耗，所以回油路的流量相比于進油路的流量存在差異。

加速啟動之后，以較快的速度下行，在設(shè)定的公稱 反饋控制，但是由于液壓系統(tǒng)傳動過程中存在泄力行程內(nèi)降為較低的速度，到達下死點后，又以較 漏、響應(yīng)速度慢等因素，實際曲線和設(shè)定曲線間存快的速度回到上死點。從圖中可看出，盡管采用了 在明顯的滯后。

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結(jié)束語

本文提出的機械和液壓混合傳動方案，既有機械壓力機的簡潔高效，也有液壓機工作承載壓力較大，噪聲、振動較小等優(yōu)點。

液壓系統(tǒng)采用泵控馬達閉式回路，利用 2 組單向閥進行補油，具有一定的創(chuàng)新性和實用性。

目前只是針對常用的伺服壓力機運動曲線，基于固高六軸控制器編制了相應(yīng)的控制程序，對系統(tǒng)進行了初步實驗驗證，考慮到液壓回路泄漏和液壓泵以及液壓馬達溢流所導(dǎo)致壓力和流量損失等不可避免的因素影響，下一步需要研究泄漏補償模型，使得系統(tǒng)運行具有更高的精度和響應(yīng)速度。

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