非線性液壓彈簧力對電液伺服系統(tǒng)非線性動力學(xué)行為影響的研究

朱　勇　姜萬錄　劉思遠(yuǎn)　鄭　直

1.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制重點實驗室,秦皇島,0660042.燕山大學(xué)先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點實驗室,秦皇島,066004

非線性液壓彈簧力對電液伺服系統(tǒng)非線性動力學(xué)行為影響的研究

朱勇1,2姜萬錄1,2劉思遠(yuǎn)1,2鄭直1,2

1.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制重點實驗室,秦皇島,0660042.燕山大學(xué)先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點實驗室,秦皇島,066004

探究了非線性液壓彈簧力對電液伺服系統(tǒng)動態(tài)特征的影響。根據(jù)非線性動力學(xué)原理，建立了系統(tǒng)的動力學(xué)模型。通過理論研究指出,非線性液壓彈簧力作用可以用Duffing方程描述。通過數(shù)值分析揭示了系統(tǒng)內(nèi)在的分岔現(xiàn)象及典型非線性動力學(xué)行為。通過對實測數(shù)據(jù)進(jìn)行深入的分析,揭示了液壓彈簧的軟硬彈簧特性引起的“跳躍現(xiàn)象”。發(fā)現(xiàn)液壓彈簧力的非線性作用會引發(fā)非線性振動，在系統(tǒng)建模與動態(tài)特性研究時應(yīng)該將其非線性作用考慮在內(nèi)。

電液伺服系統(tǒng)；非線性液壓彈簧力；跳躍現(xiàn)象；分岔；混沌

0　引言

電液伺服系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中,在油源壓力和負(fù)載壓力的作用下,可因油液的可壓縮性而形成動態(tài)液壓彈簧[1]。彈簧剛度的非線性會使運(yùn)動過程中系統(tǒng)的固有頻率不恒定、響應(yīng)穩(wěn)定區(qū)域變得復(fù)雜。液壓彈簧與負(fù)載質(zhì)量相互作用可構(gòu)成一個液壓彈簧-質(zhì)量系統(tǒng)。該系統(tǒng)在一定條件下會引起伺服系統(tǒng)發(fā)生非線性振動。因此，液壓彈簧力對電液伺服系統(tǒng)動態(tài)特征的影響值得關(guān)注。

目前,對液壓系統(tǒng)動態(tài)特性的研究一般采用系統(tǒng)建模和數(shù)值仿真方法[2-3]。系統(tǒng)建模時一般對非線性因素進(jìn)行線性化處理[4-5],研究所得結(jié)論與實際情況有較大差異,很難解釋實際動態(tài)測試中出現(xiàn)的時域波形復(fù)雜、頻域尖峰繁多等異?，F(xiàn)象[6]。所依據(jù)的理論多是線性動力學(xué)理論和經(jīng)典控制理論[7-8],而較少運(yùn)用非線性動力學(xué)理論[9-10]。故針對非線性液壓彈簧力作用下電液伺服系統(tǒng)動態(tài)特征的研究尚不多見。

本文以電液伺服系統(tǒng)為研究對象,重點探究非線性液壓彈簧力對系統(tǒng)動態(tài)特征的影響規(guī)律。根據(jù)非線性動力學(xué)原理，建立系統(tǒng)的非線性動力學(xué)模型。通過數(shù)值分析，揭示系統(tǒng)內(nèi)在的分岔現(xiàn)象及典型非線性動力學(xué)行為。用非線性動力學(xué)研究方法對實測動態(tài)數(shù)據(jù)進(jìn)行深入分析，以揭示液壓彈簧的軟硬彈簧特性引起的“跳躍現(xiàn)象”。旨在揭示伺服系統(tǒng)非線性振動的機(jī)理及誘因，使綜合分析系統(tǒng)的動態(tài)特征變得更接近實際。

1　執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動力學(xué)模型

電液伺服系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)為伺服液壓缸，本文以雙作用單活塞桿液壓缸為例進(jìn)行分析，其工作原理如圖1所示。

圖1　雙作用單活塞桿伺服液壓缸工作原理

上述執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動力學(xué)方程為

(1)

式中,m為活塞及慣性負(fù)載的折合質(zhì)量;x為活塞位移;Fc為黏性力;Fs為彈性力;Ff為摩擦力;FL為負(fù)載力;p1、p2分別為無桿腔和有桿腔的壓力;A1、A2分別為無桿腔和有桿腔的活塞有效作用面積。

2　非線性液壓彈簧力

電液伺服系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的彈簧剛度由活塞桿剛度和液壓油剛度串聯(lián)合成。鋼的體積彈性模量是液壓油的100～150倍,故可以把活塞桿作為剛體處理。因此，系統(tǒng)的彈簧力主要由受控液壓油所構(gòu)成的液體彈簧產(chǎn)生[11]。

液壓缸活塞的移動會導(dǎo)致其兩側(cè)液體彈簧長度的變化,進(jìn)而引起液壓彈簧剛度的變化,其變化規(guī)律為[12]

(2)

式中,K為油液體積彈性模量;L為液壓缸總行程;L1為活塞初始位置,即無桿腔液柱長度;VL1為閥與無桿腔之間管道內(nèi)油液體積;VL2為閥與有桿腔之間管道內(nèi)油液體積。

令y為在工作點x附近的振動位移,即y=Δx。由泰勒級數(shù)可知,非線性彈簧剛度在工作點附近可表達(dá)為

(3)

k(x+y)=k1+k2y+k3y2+o(y2)

(4)

略去式(4)中的高階無窮小項o(y2),則液壓缸系統(tǒng)的液壓彈簧力可以表示為

Fs=k(x+y)y=k1y+k2y2+k3y3

(5)

由于彈簧彈性勢能U具有對稱性,可以表示為

U=k1y2/2+k3y4/4

(6)

故液壓彈簧力可以進(jìn)一步表達(dá)為

Fs=dU/dy=k1y+k3y3

(7)

式(7)中,k3<0表示軟彈簧特性;k3>0表示硬彈簧特性；k3=0為線性彈簧特性[13]。

3　液壓彈簧力非線性動態(tài)特征

3.1非線性動力學(xué)模型

本文為集中研究非線性液壓彈簧力對系統(tǒng)動態(tài)特征的影響,暫不考慮摩擦力、系統(tǒng)阻尼等非線性因素。則系統(tǒng)方程(式(1))在工作點x附近的特性可表達(dá)為

k3y3+Ff(v)=p1A1-p2A2-FL

(8)

式中,c0為結(jié)構(gòu)阻尼系數(shù);c1為線性摩擦阻尼系數(shù);Ff(v)為工作點處的摩擦力;v為活塞的移動速度。

進(jìn)一步整理,得

(9)

式中,c為線性阻尼系數(shù),c=c0+c1。

由于油源壓力脈動、閥口流量-壓力非線性等因素的影響,導(dǎo)致進(jìn)油壓力有微觀波動,服從簡諧振動規(guī)律,式(9)右邊的輸入項可近似表示為Fsin(ωt+φ0),是系統(tǒng)的激振源[14]。其中,F為激振力;ω為激振角頻率;φ0為激振力的初相角。

據(jù)上述分析,系統(tǒng)動力學(xué)方程(式(9))可寫為

(10)

由Duffing方程的結(jié)構(gòu)形式可知,式(10)是含有阻尼的Duffing方程，可為研究電液伺服系統(tǒng)的非線性液壓彈簧力的動態(tài)特征提供結(jié)構(gòu)模型。

3.2求解方程

把液壓彈簧力的非線性動態(tài)特征歸結(jié)為Duffing方程，就可以通過借助Duffing方程的特性來揭示系統(tǒng)內(nèi)在的基本規(guī)律。

為便于求解計算，將式(10)化為如下形式：

(11)

式中,ξ為線性阻尼比;ω0為非線性項系數(shù)β=0時線性簡諧振子的自然頻率;F0為單位質(zhì)量所受的激振力幅值。

下面采用非線性動力學(xué)中的定量分析法——諧波平衡法[15]求解式(11),令

F0sin(ωt+φ0)=F01sinωt+F02cosωt

(12)

取線性諧振子在諧波激勵下的穩(wěn)定解作為系統(tǒng)的一種形式解,即

y0=Asinωt

(13)

式中,A為零次近似解的振幅。

由三角函數(shù)恒等變換公式知

(14)

將式(12)～式(14)代入式(11)，得

F01sinωt+F02cosωt=

2ω0ωξAcosωt-βA3sin3ωt/4

(15)

略去高次諧波項，并使式(15)等號兩端sinωt、cosωt項的系數(shù)分別相等，得

(16)

F02=2ω0ωξA

(17)

將式(16)、式(17)分別平方后相加，得幅頻關(guān)系式：

(18)

進(jìn)一步求解式(18),可得

(19)

將式(16)、式(17)相除,得相頻關(guān)系式：

(20)

3.3解分析

3.3.1尾部彎曲曲線

由幅頻關(guān)系式可得系統(tǒng)方程(式(10))的幅頻特性曲線(圖2),β>0時,幅頻特性曲線為尾部右偏曲線;β<0時,幅頻特性曲線為尾部左偏曲線；阻尼的作用限制了共振振幅的無限上升。

圖2　幅頻特性曲線

3.3.2跳躍現(xiàn)象

對于線性系統(tǒng)的受迫振動來說，激振頻率的連續(xù)變化只會導(dǎo)致響應(yīng)幅值的連續(xù)變化。但是，對于非線性系統(tǒng)，即使激振頻率連續(xù)變化，在某些特定點上也會發(fā)生振幅突跳現(xiàn)象。

從圖2可以看出,系統(tǒng)方程(式(10))的幅頻特性曲線并非單值曲線。在某些區(qū)間內(nèi),同一頻率對應(yīng)3個不同的振幅。當(dāng)激勵頻率連續(xù)變化時,會發(fā)生振幅突然變化的“跳躍現(xiàn)象”[15]。隨著系統(tǒng)參數(shù)的變化,系統(tǒng)的運(yùn)動狀態(tài)發(fā)生突變的現(xiàn)象稱為“動態(tài)分岔”?！疤S現(xiàn)象”是非線性系統(tǒng)所特有的現(xiàn)象之一，它是一種特殊的動態(tài)分岔現(xiàn)象。3.3.3多重定態(tài)

在沒有外加周期力擾動時,系統(tǒng)方程(式(10))的狀態(tài)方程可以表示為

(21)

在研究動力系統(tǒng)狀態(tài)隨時間變化的規(guī)律時,有一類狀態(tài)——“定態(tài)”具有特殊重要的意義，它是指所有狀態(tài)變量對時間的導(dǎo)數(shù)全都等于零時的狀態(tài)，即

dyi/dt=0i=1,2,…,n

(22)

定態(tài)在相空間中的代表點稱為“定點”或“平衡點”。由于非線性的存在，系統(tǒng)在運(yùn)動過程中往往會出現(xiàn)“多重定態(tài)”或“多重定點”。

圖3　平衡點和流域

4　數(shù)值試驗

為了探索液壓彈簧力非線性項系數(shù)β和外加激振力F0對系統(tǒng)動態(tài)特征的影響,以系統(tǒng)方程(式(10))的具體算例:

(23)

進(jìn)行數(shù)值試驗研究。

4.1分岔特性研究

激振力F0取不同值時,以β為分岔參數(shù)繪制分岔圖。圖4中的橫軸為液壓彈簧力非線性項系數(shù)β,縱軸為振動位移y。由圖4可知，參數(shù)β、F0取不同值時,系統(tǒng)發(fā)生了不同程度的分岔:①系統(tǒng)方程存在單根、多根和無窮多個根時,在分岔圖上表現(xiàn)為單值曲線、多值曲線和涂黑區(qū)等不同區(qū)段(分別對應(yīng)于單周期、多周期和混沌等不同運(yùn)動狀態(tài))。②解曲線在某些點處會發(fā)生中斷和跳躍,說明隨著參數(shù)的變化,系統(tǒng)會發(fā)生振幅突然變化的“跳躍現(xiàn)象”。③隨著參數(shù)的變化,系統(tǒng)會發(fā)生運(yùn)動狀態(tài)突然變化的動態(tài)分岔現(xiàn)象。由周期運(yùn)動進(jìn)入混沌運(yùn)動主要是通過倍周期分岔途徑實現(xiàn)的。

(a)F0=0.2 N/kg

(b)F0=0.4 N/kg

(c)F0=20 N/kg圖4　分岔參數(shù)為β的非線性方程分岔圖

4.2運(yùn)動形態(tài)仿真

為了形象地體現(xiàn)系統(tǒng)在不同參數(shù)下的運(yùn)動形態(tài)，在MATLAB中建立仿真模型，對系統(tǒng)典型的非線性動力學(xué)行為進(jìn)行仿真。仿真中采用Runge-Kutta算法,采樣頻率選100 Hz(遠(yuǎn)大于外控力頻率fp=ω/(2π)=1/(2π)=0.16 Hz),終了時間為1000 s。

β=0.2 N/(mm·kg),F0=0.2 N/kg時,仿真結(jié)果如圖5所示。由圖5可知，時間歷程呈周期重復(fù)；功率譜在基頻fp及其倍頻處出現(xiàn)尖峰；相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)重復(fù)，呈封閉曲線，即有極限環(huán)存在；龐加萊圖在一定的區(qū)域內(nèi)只有1個孤立點存在。這是明顯的單周期運(yùn)動特征表現(xiàn)，說明此時系統(tǒng)處于極限環(huán)型振蕩狀態(tài)。

(a)時間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖5　極限環(huán)型振蕩形態(tài)

β=0.5 N/(mm·kg),F0=0.2 N/kg時,仿真結(jié)果如圖6所示。由圖6可知,時間歷程呈周期重復(fù);功率譜在分頻fp/2和它的倍頻處存在尖峰；相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)重復(fù)，呈封閉曲線;龐加萊圖在一定的區(qū)域上有2個孤立點存在,說明此時系統(tǒng)處于2倍周期運(yùn)動狀態(tài)。

(a)時間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖6　2倍周期運(yùn)動形態(tài)

β=0.4 N/(mm·kg),F0=0.4 N/kg時,仿真結(jié)果如圖7所示。由圖7可知,時間歷程呈周期重復(fù);功率譜在分頻fp/3及其倍頻處存在尖峰;相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)重復(fù)，呈封閉曲線;龐加萊圖在一定的區(qū)域上有3個孤立點存在,說明此時系統(tǒng)處于3倍周期運(yùn)動狀態(tài)。

(a)時間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖7　3倍周期運(yùn)動形態(tài)

β=1.8 N/(mm·kg),F0=20 N/kg時,仿真結(jié)果如圖8所示。由圖8可知,時間歷程無規(guī)律;功率譜出現(xiàn)噪聲背景和寬峰;相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)不重復(fù);龐加萊圖有無限個孤立點存在,且分布在有限的區(qū)域內(nèi)，說明此時系統(tǒng)處于混沌運(yùn)動狀態(tài)[16-17]。

(a)時間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖8　混沌運(yùn)動形態(tài)

由以上數(shù)值試驗分析可知,當(dāng)液壓彈簧力非線性項系數(shù)β和外加激振力F0取不同值時,系統(tǒng)在運(yùn)行過程中蘊(yùn)含豐富的非線性動力學(xué)行為。系統(tǒng)可能做單周期運(yùn)動、倍周期運(yùn)動,進(jìn)而通向混沌運(yùn)動。

5　電液伺服系統(tǒng)動態(tài)實驗

本節(jié)利用非線性動力學(xué)研究方法對實測的電液伺服系統(tǒng)的動態(tài)數(shù)據(jù)進(jìn)行深入分析,以揭示非線性液壓彈簧力軟硬彈簧特性引起的“跳躍現(xiàn)象”。5.1實驗系統(tǒng)組成

本文實驗按圖9所示的系統(tǒng)原理搭建電液伺服系統(tǒng)振動測試實驗臺。該實驗系統(tǒng)可在不同供油壓力和負(fù)載壓力下采集電液伺服系統(tǒng)的狀態(tài)數(shù)據(jù)。系統(tǒng)通過調(diào)節(jié)溢流閥閥口開度來改變系統(tǒng)供油壓力；通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥閥口開度來改變系統(tǒng)負(fù)載壓力，以實現(xiàn)系統(tǒng)外加阻尼大小的調(diào)整；用精密壓力表對系統(tǒng)進(jìn)、回油路壓力進(jìn)行監(jiān)測;用振動加速度傳感器對執(zhí)行機(jī)構(gòu)軸向振動信號進(jìn)行監(jiān)測；用位移傳感器對執(zhí)行機(jī)構(gòu)實時位置進(jìn)行監(jiān)測;用數(shù)據(jù)采集卡采集傳感器輸出信號，并傳輸至計算機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行分析處理。

圖9　狀態(tài)監(jiān)測及實驗系統(tǒng)原理圖

5.2振動信號的采集及處理

5.2.1振動信號的采集

在液壓缸活塞桿伸出運(yùn)動狀態(tài)下,按表1所示的不同工況對液壓缸的不同工作狀態(tài)進(jìn)行動態(tài)測試。其中,輸入信號為計算機(jī)控制系統(tǒng)給伺服放大器的電壓,以控制伺服閥的閥口開度。根據(jù)液壓缸無桿腔封閉液柱的相對受力情況將液壓彈簧的工作特性分為3類：全程軟彈簧、半程軟彈簧半程硬彈簧、全程硬彈簧。根據(jù)供油壓力和負(fù)載壓力大小將外加阻尼大小界定為4類：無、較小、適中、較大。固定輸入信號為0.2 V,調(diào)整主溢流閥及節(jié)流閥的閥口開度，使系統(tǒng)分別在表1所示

表1　不同供油壓力情況下執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作狀態(tài)

的12種工況下運(yùn)行。同時用振動加速度傳感器對液壓缸整個運(yùn)行過程中的軸向振動信號進(jìn)行采集，采樣頻率為10 kHz。

5.2.2振動信號的處理

采用圖10所示的數(shù)據(jù)處理方案對采集的振動加速度信號進(jìn)行預(yù)處理，并采用非線性動力學(xué)研究方法中的時間歷程、頻閃采樣、功率譜圖等有效方法對預(yù)處理數(shù)據(jù)進(jìn)行分析研究[16-17]。

圖10　數(shù)據(jù)處理方案

5.3實驗結(jié)果分析

供油壓力為8 MPa時,實驗結(jié)果如圖11～圖15所示[18]。圖11所示為供油壓力為8 MPa時,采用圖10所示的數(shù)據(jù)處理方案對采集的振動加速度信號進(jìn)行處理所得到的振動位移信號的時域波形。比較4種工況可以發(fā)現(xiàn),在整個運(yùn)行過程中,振動幅值隨著活塞位移的變化而變化,其變化規(guī)律隨工況不同而存在明顯差異,這主要與液壓彈簧剛度隨位移變化有關(guān)。由此可以看出,在執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)行過程中,系統(tǒng)動態(tài)性能隨活塞位移的變化而變化。

(a)負(fù)載壓力為0

(b)負(fù)載壓力為2 MPa

(c)負(fù)載壓力為4 MPa

(d)負(fù)載壓力為6 MPa圖11　振動位移信號時域波形

圖12～圖15為供油壓力為8 MPa時4種工況的分段功率譜圖。根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)行總時間長度，將其分成等分的4段:始段、中前段、中后段、終段。比較4種工況可以發(fā)現(xiàn)，振動能量值隨負(fù)載壓力的增大(系統(tǒng)阻尼增大)而逐漸降低，說明隨系統(tǒng)阻尼的增大，振動幅值被抑制。不同工況下，功率譜圖均由突跳部分和平緩波動段組成，說明均有“跳躍現(xiàn)象”的存在。由于彈簧力軟、硬特性交替，波動區(qū)覆蓋面較大，尖峰數(shù)量較多，間隔大小不均，較難分辨，說明“跳躍現(xiàn)象”發(fā)生在不同的頻率點上。

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖12　負(fù)載壓力為0時分段功率譜圖

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖13　負(fù)載壓力為2 MPa時分段功率譜圖

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖14　負(fù)載壓力為4 MPa時分段功率譜圖

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖15　負(fù)載壓力為6 MPa時的分段功率譜圖

圖16為供油壓力為8 MPa時4種工況的全程頻閃采樣圖。由圖16可知,每種工況都有1個極限環(huán),工況1、2這主要是由于摩擦力作用引起的極限環(huán)型振蕩現(xiàn)象產(chǎn)生的。圖16a、圖16b(工況1、2)的輪廓邊界由許多離散點構(gòu)成,圖16c、圖16d(工況3、4)的輪廓邊界比較清晰，這是因為工況1、2所受外加阻尼較小，發(fā)生了比較強(qiáng)烈的“跳躍現(xiàn)象”，工況3、4所受外加阻尼較大，“跳躍現(xiàn)象”受到了抑制。

(a)負(fù)載壓力為0(b)負(fù)載壓力為2 MPa

(c)負(fù)載壓力為4 MPa(d)負(fù)載壓力為6 MPa圖16　全程頻閃采樣圖

為了驗證上述所得結(jié)論的普遍性，采用與供油壓力為8 MPa時相同的數(shù)據(jù)處理方法，分別對供油壓力為6 MPa和4 MPa時的實驗數(shù)據(jù)進(jìn)行了進(jìn)一步的分析研究。通過比較分析，同樣可以得到非線性液壓彈簧力軟、硬彈簧特性會引發(fā)“跳躍現(xiàn)象”的結(jié)論。

6　結(jié)論

(1)電液伺服系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)在運(yùn)動過程中,液壓彈簧剛度隨活塞位移的變化而變化，根據(jù)工況不同呈現(xiàn)出軟彈簧特性或硬彈簧特性。

(2)液壓彈簧力的非線性作用可以用含阻尼的Duffing方程來描述，其軟硬彈簧特性決定了幅頻特性曲線峰值尾部的彎曲方向。阻尼的作用限制了共振振幅的無限上升。激勵頻率連續(xù)變化時，會發(fā)生振幅突然變化的“跳躍現(xiàn)象”。

(3)液壓彈簧力非線性項系數(shù)和外加激振力的大小影響系統(tǒng)的運(yùn)動狀態(tài)。當(dāng)二者參數(shù)取不同值時，系統(tǒng)可能做單周期運(yùn)動、倍周期運(yùn)動，進(jìn)而通向混沌運(yùn)動。

(4) 非線性液壓彈簧力的軟硬彈簧特性引發(fā)的“跳躍現(xiàn)象”會使系統(tǒng)響應(yīng)穩(wěn)定區(qū)域變得復(fù)雜，進(jìn)而造成系統(tǒng)動態(tài)特性變得復(fù)雜和多變。因此在系統(tǒng)建模和動態(tài)特性研究時應(yīng)該將液壓彈簧力的非線性作用考慮在內(nèi)。

[1]Bi Yanhong,Luo Ruiying,Li Jinsong,et al.The Effects of the Hydraulic Oil on Mechanical and Tribological Properties of C/C Composites[J].Materials Science and Engineering,2008,483/484:274-276.

[2]Dasgupta K,Murrenhoff H.Modelling and Dynamics of a Servo-valve Controlled Hydraulic Motor by Bondgraph[J].Mechanism and Machine Theory,2011,46(7):1016-1035.[3]Lan Z K,Su J，Xu G，et al. Study on Dynamical Simulation of Railway Vehicle Bogie Parameters Test-bench Electro-hydraulic Servo System[J].Physics Procedia,2012,33:1663-1669.

[4]Seo J,Venugopal R,Kenné J P.Feedback Linearization Based Control of a Rotational Hydraulic Drive[J].Control Engineering Practice,2007,15(12):1495-1507.

[5]Milic V,Situm Z,Essert M.RobustH∞Position Control Synthesis of an Electro-hydraulic Servo System[J].ISA Transactions,2010,49(4):535-542.

[6]Hayashi S.Nonlinear Phenomena in Hydraulic Systems[C]//Proceedings of the Fifth International Conference on Fluid Power Transmission and Control.Hangzhou,China,2001:28-32.

[7]Mazenc F, Richard E. Stabilization of HydraulicSystemsUsingaPassivityProperty[J].Systems&ControlLetters,2001,44(2):111-117.

[8]AyalewB,KulakowshiBT.ModelingSupplyandReturnLineDynamicsforanElectro-hydraulicActuationSystem[J].ISATransactions,2005,44(3):329-343.

[9]HoJee-Hou,NguyenVan-Du,WooKo-Choong.NonlinearDynamicsofaNewElectro-vibro-impactSystem[J].NonlinearDynamics,2011,63(1/2):35-49.

[10]ChenChun-Ta.HybridApproachforDynamicModelIdentificationofanElectro-hydraulicParallelPlatform[J].NonlinearDynamics,2012,67(1):695-711.

[11]王林鴻，吳波，杜潤生，等．液壓缸運(yùn)動的非線性動態(tài)特征[J]．機(jī)械工程學(xué)報，2007，43(12)：12-19.

WangLinghong,WuBo,DuRunsheng,etal.NonlinearDynamicCharacteristicsofMovingHydraulicCylinder[J].ChineseJournalofMechanicalEngineering,2007,43(12):12-19.

[12]王春行.液壓控制系統(tǒng)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010.

[13]劉秉正，彭建華．非線性動力學(xué)[M]．北京：高等教育出版社，2004.

[14]楊安元,楊雪.液壓系統(tǒng)的減振方法研究[J].液壓與氣動,2004(2):51-53.

YangAnyuan,YangXue.ResearchonApproachestoWeakeningVibrationofHydraulicSystem[J].ChineseHydraulics&Pneumatics,2004(2):51-53.

[15]師漢民．機(jī)械振動系統(tǒng)[M]．武漢：華中科技大學(xué)出版社,2004.

[16]姜萬錄，張淑清，王益群．混沌運(yùn)動特征的數(shù)值試驗分析[J].機(jī)械工程學(xué)報,2000,36(10)：13-17.

JiangWanlu,ZhangShuqing,WangYiqun.NumericalExperimentalAnalysisforChaoticMotionCharacteristics[J].ChineseJournalofMechanicalEngineering,2000,36(10)：13-17.

[17]姜萬錄，劉思遠(yuǎn)，張齊生．液壓故障的智能信息診斷與監(jiān)測[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013.

[18]朱勇,姜萬錄,鄭直.摩擦力作用下電液伺服系統(tǒng)非線性動力學(xué)行為[J].北京航空航天大學(xué)學(xué)報,2015,41(1):50-57.

ZhuYong,JiangWanlu,ZhengZhi.NonlinearDynamicBehaviorsofElectro-hydraulicServoSystemunderFriction[J].JournalofBeijingUniversityofAeronauticsandAstronautics,2015,41(1):50-57.

(編輯張洋)

Research on Influences of Nonlinear Hydraulic Spring Force on Nonlinear Dynamic Behaviors of Electro-hydraulic Servo System

Zhu Yong1,2Jiang Wanlu1,2Liu Siyuan1,2Zheng Zhi1,2

1.Hebei Provincial Key Laboratory of Heavy Machinery Fluid Power Transmission and Control,Yanshan University,Qinhuangdao,Hebei,066004 2.Key Laboratory of Advanced Forging & Stamping Technology and Science,Ministry of Education,Yanshan University,Qinhuangdao,Hebei,066004

With electro-hydraulic servo system as the research object,the influences of nonlinear HSF on system dynamic characteristics were explored.Based on the principles of the nonlinear dynamics,a dynamical model of the system was established.Then,a conclusion is indicated:the effects of nonlinear HSF can be described by Duffing equation.The bifurcation phenomenon and typical nonlinear dynamical behaviors which implied within system were revealed through numerical analyses.The measured dynamic data were thoroughly analyzed.The “jump phenomenon” caused by soft or hard spring property was revealed.The results indicate that the nonlinear effects of HSF can cause nonlinear vibration,and it should be taken into account in system modeling and dynamic characteristics research.

electro-hydraulic servo system;hydraulic spring force(HSF);jump phenomenon;bifurcation;chaos

2013-10-12

國家自然科學(xué)基金資助項目(51475405);國家重點基礎(chǔ)研究發(fā)展計劃(973計劃)資助項目(2014CB046405);河北省自然科學(xué)基金資助項目(E2013203161,E2013203114)

TH137；TH113DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.08.017

朱勇,男,1986年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向為電液伺服系統(tǒng)非線性動力學(xué)行為及控制。發(fā)表論文10余篇。姜萬錄(通信作者),男,1964年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。獲國家科技進(jìn)步二等獎2項，省部級科研獎7項。出版專著2部,發(fā)表論文180余篇。劉思遠(yuǎn),男,1981年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院副教授。鄭直,男,1985年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生。