大功率液壓元件檢測實驗臺設計

大功率液壓元件檢測實驗臺設計,大功率液壓元件檢測實驗臺設計,大功率,液壓,元件,檢測,實驗,試驗,設計 附錄1 外文翻譯 減震器的高頻第一原理模型及其伺服液壓試驗機 作者：Damian Stawik 摘要 The aim of this paper is to present the model of a complete system,consisting of a 本文的目的是提出一個完整的系統(tǒng)模型，包括一個可變阻尼減振器和一個專門的伺服液壓試驗機，用于評估經(jīng)減震器處理后的振動水平。這種評價在汽車行業(yè)，作為一種替代車輛實際震動狀況的測試，用于研究減振器的性能。這些測試的目的是量化減震器消除由道路產(chǎn)生的中、高振動的能力，通過懸掛裝置，在車體上建立第一原理的非線性模型，推導并驗證了實驗室試驗允許條件的結果的再現(xiàn)。它還提供了關于減振器動力學之間的相互作用的結構振動方面理解，其基本成分（例如伺服閥系統(tǒng)），安裝元件，和液壓制動器。該模型能在很寬的工作范圍捕捉重要的動力特性，但只有模型本身中等復雜。該模型已被證明是能滿足定性和定量分析—基于地準確進行的驗證工作，為整個頻率范圍，即0–700HZ，本研究能滿足工程中對于開發(fā)一種用于高頻減振器優(yōu)化設計的仿真工具的要求。 關鍵詞：減震器 液壓執(zhí)行機構 伺服閥 震動 1、 模型簡介 一個減振器的車輛懸架的工作角色，在某種意義上是矛盾的。首先，理想的減震器應保證良好的道路操控性，其次，它必須考慮到耐久性，第三，發(fā)出的噪聲和振動應盡可能小功率，最后，它應保證旅客的舒適度。噪音是土地結構力振動的聲音效果，它的大小已經(jīng)成為減振器制造商作為產(chǎn)品設計和優(yōu)化活動的重要指標。本系統(tǒng)由于計算機控制的可變阻尼系統(tǒng)的出現(xiàn)而凸顯其重要性，現(xiàn)在已經(jīng)在乘用車市場推出。本系統(tǒng)能將阻尼轉化為檢測道路輪廓和驅動輸入（制動和轉向系統(tǒng)）的函數(shù)。在優(yōu)化噪聲和震動時本系統(tǒng)需要更多的工作，因為阻尼力會隨著道路變化而變化，這種效果是傳統(tǒng)減震器所不具備的。 噪聲和振動的評價是整車在公路和實驗室條件下進行的。然而，在實驗室條件下也經(jīng)常進行復雜孤立的系統(tǒng)的測試，比如懸架或減震器的測試。這種試驗方法能夠排除車身的影響，因此，試驗條件可以更精確地控制。實驗室環(huán)境下可以比真實環(huán)境更好地反復模擬。它也更容易模擬典型道路演習和測量某些信號，如輪胎力，或使用特殊的測量設備。另一方面，基于實驗室的測試可以降低成本，而且節(jié)省時間。振動試驗在液壓伺服試驗機上進行，可以更好地量化和排列出經(jīng)過減震器減震后的振動的強度?？梢詫y量結果與主觀評價結合起來，確定目標水平以于產(chǎn)品說明書中。麥克風和加速度計測量已經(jīng)用于在實驗室中。麥克風是用來捕獲減震器在消聲室中產(chǎn)生的聲壓，而加速度計用來測量從減震器桿傳播到伺服液壓測試儀主要支撐框架頂部的震動。本文討論的減振器振動評價方法采用伺服液壓試驗機使隨機激勵的傳遞范圍在0–30Hz以內(nèi)，并使得測量活塞桿的加速度在0–1000hz的更大范圍內(nèi).這個過程需要非常先進的仿真數(shù)學模型，本文先暫不不考慮。在讀本文之前有必要先了解減震器的振動及其傳輸機制，并討論可聽到噪聲的產(chǎn)生衰減對減振器質量的影響。本文把主要重點放在通過機電液壓系統(tǒng)對振動傳遞路徑進行數(shù)學描述。該系統(tǒng)由液壓伺服試驗機和裝備了可以傳送車身下的道路條件的結構的可變阻尼減震器組成?？勺冏枘釡p震器根據(jù)放在車體上傳感器的回應允許阻尼的變化，當然在需要的時候也可提供一個平穩(wěn)和牢固的懸掛。 本文提出模型的體系結構，并簡要介紹了模型中的每個組件。這里所描述的模擬的目的主要是在視覺上定性的觀察到模擬振動的現(xiàn)象，并在模型開發(fā)過程的后期階段允許其相關的影響可忽略不計，仿真結果的應用范圍可延伸到多變量敏感性分析，測量數(shù)據(jù)的分析和模型驅動的設計，極大地方便了促進了應用領域的進步。 該模型在查找表的形式上提供了第一原理方程和數(shù)據(jù)驅動差值公式形結合的方法的形式，比如閥的系統(tǒng)特性?？紤]液壓阻尼器（圖 1）的類型是由組成的四個分室，兩個變量卷 (反彈和壓縮分庭) 還有的固定卷三管類型 （第三管和儲備分庭）。各分室由流量限制 (孔和閥) 連接。活塞運動被迫移動里面的壓縮和回彈室，被形成作為一個圓筒，壓差建立跨活塞和部隊限制設在活塞、 缸頭，并且從回彈室的第三個分室內(nèi)流動的液體。本系統(tǒng)存在缺點是，即需要完整的覆蓋操作條件和無法推斷整個范圍內(nèi)處理多個數(shù)據(jù)集最佳擬合曲線的操作條件范圍以外的被測量的數(shù)據(jù)。 本文的其余內(nèi)容分為四個部分。2部分和3部分分別論述的減振器模型和液壓伺服試驗機，而第四部分說明和討論了這些模型的校準和驗證的靜態(tài)和動態(tài)特性。最后，5部分提出論文的概要。 2、 阻尼減震器的模型 圖1 可變阻尼減振器的工作原理 考慮液壓阻尼器 （圖 1） 的類型是由組成的四個分庭，兩個變量卷 (反彈和壓縮分庭) 還有的固定卷三管類型 （第三管和儲備分庭）。各分庭由流量限制 (孔和閥) 連接。活塞運動被迫移動里面的壓縮和反彈庭，被形成作為一個圓筒，壓差建立跨活塞和部隊限制設在活塞、 缸結束程序集，并且從反彈分庭的第三個分庭內(nèi)流動的液體。 活塞的行動轉移桿儲備室周圍的液體，通過三管腔和外部閥，這是電流基活性調(diào)節(jié)液壓(伺服閥技術)。吩咐當前外部閥比例增加流量限制。 儲備室部分充液(石油)和部分填充氣體(氮)。結合壓縮和回彈腔容積活塞運動期間更改金額相當于插入，或撤回，桿卷。油箱被轉移到外部入口閥，在活塞運動期間，反彈的方向。儲備室對外出口閥連接。 接下來，從后備箱的油轉移到通過氣缸端組件位于底部的加壓艙的加壓艙。兩種類型的閥門，攝入量閥和被動閥，采用變阻尼減振器，使液流從壓縮室反彈，從壓縮室的反彈. 2.2 相關的研究調(diào)查工作 常規(guī)和可變阻尼減震器模型在文獻中得到了廣泛應用。先進的理論和實踐的觀點是由迪克森，包括在市場的最新技術，即主動、半主動懸架系統(tǒng)的減震器。其他的引用都集中在選定建模實驗驗證工作。傳統(tǒng)的減震器的第一性原理的動態(tài)模型，討論了郎在他的早期作品。實驗結果證實了模型的適用性的假設，提供準確的有限頻率高達20赫茲的激勵信號的響應。一個類似的模型是創(chuàng)建一個單管減震器吸收器包括第一原理閥系統(tǒng)動態(tài)模型。第一原理模型進行開發(fā)理解和減少活塞-桿的自激振動的影響。該模型是可測量的相關數(shù)據(jù)，包括與改良建設活塞-桿裝配實驗。旨在優(yōu)化減振器高頻動態(tài)行為模型是由克魯斯。在另一方面，雅維瑞阻尼減振器模型，提出了奎植、同信提高在給定負載力范圍內(nèi)的響應時間。這些模型都傾向于有效期為1一個特定的減震器配置。他們使用的系統(tǒng)識別方法調(diào)整使用基于操作力–位移特性的半物理閥系統(tǒng)模型參數(shù)集。其他的工作是由楊和薩克拉門托和該等人進行的。組件模型，特別是閥系統(tǒng)，是由拜爾和俊泰和李秉憲。楊。他們采用了先進的測量和驗證方法，配備了激光和壓力傳感器的測量裝置。 2.3 流模型 控制液壓系統(tǒng)的行為方程可以配制使用（I）的體積或質量流量（II）。在這兩種情況下，均應用質量守恒定律。該定律規(guī)定，所有的質量流量為控制量等于所有的質量流量的控制量和控制范圍內(nèi)的質量變化率的增加量，如下： （1） 其中M，R，V代表控制體積流體的質量，密度和體積。若假定在控制體積流體密度不變 assumed to be constant throughout the control volume,then Eq. (1)simplifies as follows: ，則式（1）簡化如下： （2） q代表體積流量。加入流體體模量K后，上述方程變?yōu)椋? （3） 對方程（1）（3）的右邊第一個公式表示當體積膨脹或收縮時不可壓縮流體的變化，例如，活塞–桿組件相對于管。在方程（1）和（3）右邊第二個公式是當體積的壓力的變化時可壓縮流體的變化公式。（3）表明，油的密度顯著影響油腔的壓力，但通過閥門或限流閥的流量忽略這一變化。通過參考文獻[ 3 ]可以證明恒定密度的假設，因為，例如，當考慮最大差pressure load of 15 MPa across the valve assembly,the oil density changes by 1%,while for a load of 5 MPa,the change in density is smaller than 0.35% [3]. The change indensity affects the flow rate proportionally to the root square of the inverse density value. 15 MPa的閥組件，壓力負荷，1%油密度的變化，而載荷為5 MPa，密度的變化小于0.35% 。變化強度影響的流量比例為逆密度值的平方根。 2.4節(jié)中介紹的一種減震器模型，是經(jīng)過大量質量流量模型與體積流量模型的對比產(chǎn)生的。本文認為該模型的制定有利于促進油表面暴露于在儲備室空氣中的油氣–乳液模型的多筒式減震器的發(fā)展。由于氣體組分溶解在油中，油性質變化對于乳液模型存在顯著影響（如批量模塊），因而該模型假設恒定的油溫度。 由于自乳化的影響可以忽略不計，因而在3節(jié)中介紹的伺服液壓試驗臺模型采用體積流量模型?？紤]到液壓伺服安裝配有蓄電池提供石油和天然氣體積的使用彈性膜片之間的分離，因而，油液性質被假定為不會受到油中氣體成分的存在和在油體模量顯著變化的影響。該模型假設恒定的油溫度。 3、 伺服液壓測試儀模型 3.1 運行原理 伺服液壓機裝有位于地面的半消聲室和位于地下室的液壓執(zhí)行器。這種特殊的結構是用于噪聲與振動測試，但是，只有振動測試是在本文考慮的范圍。伺服液壓試驗機的控制器適用于任意電壓波形的控制油流到液壓制動器的伺服閥。液壓制動器跟隨著控制器設置的參考電壓波形，反映液壓執(zhí)行器的桿的預期位置。機械運動是通過金屬支撐桿轉移到減振器的外底部。減振器的桿頂部連接到固定到框架支撐結構上部的安裝元件。半消聲室懸掛在連接到框架的隔振器上，避免與周圍環(huán)境的相互作用。供油系統(tǒng)坐落在一個單獨的房間，防止噪音，振動的影響，并在試驗時保持恒溫。液壓制動器（圖2）是由一個280的桿能為桿提供16千牛的力。最大行程為250毫米，可達到的最大速度2米/秒的力的載荷不超過6千牛。液壓伺服系統(tǒng)的主要組成部分是一個裝配有位于活塞-桿處集成的位移傳感器的液壓致動器（IST-Schenk PL16）和公稱流量為38升/分鐘的伺服閥（MOOG G761）。 圖2 液壓致動器組件：（1）機油壓力供應管路連接，（2）HCM 250液壓控制模塊，（3）MOOG G761伺服閥，（4）供應線的蓄壓器，（5）供應線回油蓄能器，（6）嵌入式LVDT位移傳感器 圖3 MOOG G761伺服閥和連接到左邊的阻尼節(jié)流閥塊 該致動器在油液通過驅動器室處配備阻尼節(jié)流閥（圖3）。這種旁路的重要功能是為液壓制動器提供一個小阻尼和通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥降低油的共振峰幅度。 測試環(huán)境的特定的模型是在下面的小節(jié)描述。一般來說，伺服液壓試驗臺的集總參數(shù)模型包括一個伺服閥的二階模型，對液壓制動器的三階模型，在固定支架二階模型，和PID-FF控制器的四階模型。 4、 驗證結果的討論 4.1 液壓伺服試驗機的模型驗證 本節(jié)將展示在Simulink環(huán)境下的伺服液壓試驗臺模型的動態(tài)驗證結果，被調(diào)諧使用試驗和錯誤的過程修正的阻尼和剛度系數(shù)的力學模型。驗證測量一種粉紅噪聲激勵信號進行的（圖4）。窄帶粉紅噪聲信號的最大峰值的振幅為10毫米，是用來激發(fā)一個類似的道路條件的范圍在0–1000赫茲的寬頻帶振動的減振器，在實際范圍內(nèi)的噪聲通常被限制到500赫茲。響應信號測量桿的液壓執(zhí)行器沒有安裝減震器，而使用一個加速度計。全頻率范圍在圖5顯示如何模型捕獲高頻該試驗臺結構的振動，這也是與液壓系統(tǒng)的非線性的較低頻率范圍相關。 該模型的性能通過一個情節(jié)視覺檢測系統(tǒng)，和皮爾森積矩相關系數(shù)–獲得的測量值和模擬曲線值來評價。其結果為，在0–1千赫范圍內(nèi)，相關性精度評價系數(shù)為0.94。 液壓伺服試驗臺在模擬中使用的參數(shù)在表1中給出，而數(shù)據(jù)處理參數(shù)在表2和表3給出了。一個液壓制動器器的共振影響的功率譜在80–120赫茲。如果關閉節(jié)流閥這個頻率范圍內(nèi)的振幅是顯著較高的。如果節(jié)流閥是適度的打開，液壓致動器的腔之間的泄漏流QAB較高和制動器在瞬態(tài)條件（更多的液壓阻尼力）下工作更順利。圖6顯示的在調(diào)整過程中，導致在液壓致動器的頻率響應水平顯著降低。 圖4 一個粉紅噪聲激勵信號的功率譜 圖5 模擬和實測的適度打開節(jié)流閥的液壓制動器加速度響應 圖6 測量液壓執(zhí)行器在節(jié)流閥開，中間，閉合三個位置的加速度響應 5、 總結 本論文制定，推導，驗證的模型，能夠針對伺服液壓試驗機和減振器參數(shù)對減振器評價試驗結果的影響進行研究。液壓伺服試驗機對最終試驗結果有重要影響重要因素。因此，伺服液壓試驗臺派生的第一原理模型反映了測試工程師在實驗室中用到的所有重要操作設施。例如，在旁路增加了起穩(wěn)流作用的液壓制動器，能夠提供所需阻尼的液壓伺服系統(tǒng)，此外還有減少了工作中液壓制動器的共振頻率范圍的影響。另一方面，包括油乳化作用的減震器模型為減震器的設計和快速成型優(yōu)化提供了借鑒和參考。整個模型提供了一種從液壓制動器（激勵），通過減震器的底部到活塞-桿組件，最后到頂部（響應）這一過程的數(shù)學模型描述。對模型進行的敏感性分析提高了對系統(tǒng)的認識，為調(diào)整減震器的結構參數(shù)和操作參數(shù)提供了指導方針。如果是由它產(chǎn)生有害的力量的過程是已知的，然后修改機制可能導致更少的激勵在可聽頻率，產(chǎn)生較低的振動水平。實驗和仿真實驗表明，調(diào)整試驗臺參數(shù)的關鍵是，（I）旁路（可控泄漏）執(zhí)行器液壓室之間的流動，（II）固定工具的質量/剛度，和（III）PID設置?？勺冏枘釡p振器和試驗臺系統(tǒng)的組合模型已被證明在工作需要的頻率范圍（0–700赫茲）是定性和定量準確的。該模型產(chǎn)生的加速度信號的功率譜的頻率與實驗觀察相比較為接近。 附錄2 外文原文