負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)主被動(dòng)加載試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)特性分析

陶 揚(yáng)， 劉凱磊,2,3， 康紹鵬， 強(qiáng)紅賓， 王友定， 郭 言

(1.江蘇理工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院， 江蘇 常州 213001；2.江蘇大學(xué) 國(guó)家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；3.國(guó)機(jī)重工集團(tuán) 常林有限公司，江蘇 常州 213136；4.江蘇恒立液壓科技有限公司， 江蘇 常州 213000)

引言

近年來(lái)，隨著世界能源危機(jī)的爆發(fā)，節(jié)能、高效、低碳、環(huán)保已經(jīng)成為當(dāng)今世界的主題，在液壓技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)，如何降低能耗一直是備受關(guān)注的話題[1-2]。

在傳統(tǒng)閥控液壓系統(tǒng)中，由于采用了1根閥芯，液壓閥在進(jìn)口節(jié)流的時(shí)，出口同時(shí)進(jìn)行節(jié)流，造成了重復(fù)的節(jié)流損失[3]。為了解決該問(wèn)題，1987年BACKé教授首次提出了利用4個(gè)插裝閥控制液壓執(zhí)行器的負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)，通過(guò)不同的邏輯控制完成了液壓執(zhí)行器的正反向運(yùn)動(dòng)控制[4]，隨后，VALENTINO C等[5]、KYUJEONG C等[6]、丁孺琦等[7]、王濤等[8]分別對(duì)負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)中液壓泵的轉(zhuǎn)速、流量再生、耦合特性、閥芯位移控制等不同方面進(jìn)行了研究，并取得了一定的進(jìn)展。

與傳統(tǒng)閥控液壓系統(tǒng)類似，在負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)中，同樣存在著主動(dòng)型負(fù)載工況和被動(dòng)型負(fù)載工況，液壓執(zhí)行器在兩種工況下的運(yùn)動(dòng)控制亦稱為主動(dòng)控制和被動(dòng)控制。因此，在對(duì)負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)控制性能試驗(yàn)測(cè)試時(shí)，需要分別對(duì)主動(dòng)控制和被動(dòng)控制進(jìn)行性能測(cè)試。

根據(jù)負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)主被動(dòng)控制加載試驗(yàn)測(cè)試要求，本研究采用了雙缸對(duì)頂或雙缸互拉的方式，完成了試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)，從而可以實(shí)現(xiàn)主動(dòng)加載、被動(dòng)加載和主被動(dòng)交替加載試驗(yàn)。然而，在實(shí)際加載過(guò)程中，主被動(dòng)加載力的大小、方向、振動(dòng)頻率等會(huì)對(duì)試驗(yàn)臺(tái)的振動(dòng)特性產(chǎn)生一定影響，從而影響試驗(yàn)效果。

為了分析不同因素對(duì)多種試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)特性的影響，王成軍等[9]抽取六自由度變胞試驗(yàn)臺(tái)中變形最大的蛇形板簧和加速度載荷最大的動(dòng)平臺(tái)進(jìn)行前四階振動(dòng)模態(tài)和諧響應(yīng)的分析，驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)薄弱部件蛇形板簧和動(dòng)平臺(tái)的振動(dòng)頻率滿足工作需求；寸文淵等[10]通過(guò)ANSYS建立飛機(jī)液壓管路有限元模型并通過(guò)模態(tài)分析法對(duì)管路進(jìn)行了改進(jìn)，避免了危險(xiǎn)固有頻率的產(chǎn)生；周杰等[11]通過(guò)赫茲彈性體接觸理論優(yōu)化絲杠可靠性試驗(yàn)臺(tái)有限元模型，并與原模型的固有頻率進(jìn)行對(duì)比優(yōu)化；鄧敏泰等[12]對(duì)新能源汽車高速變速試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試，驗(yàn)證了諧響應(yīng)分析中轉(zhuǎn)子最大轉(zhuǎn)速是安全可靠的；馬曉等[13]利用橫向和縱向的模態(tài)分析使海水泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的一階轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離固有頻率；魏冰陽(yáng)等[14]將閉功率流錐試驗(yàn)臺(tái)的SolidWorks模型導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行了靜力學(xué)和模態(tài)分析，并驗(yàn)證齒輪箱滿足設(shè)計(jì)要求；TSUKAMOTO Y等[15]檢查了剛性圓形地基試驗(yàn)臺(tái)位于飽和砂層結(jié)構(gòu)中的沉降工作，通過(guò)地震響應(yīng)時(shí)間、激勵(lì)信號(hào)強(qiáng)度等方面對(duì)試驗(yàn)臺(tái)的振動(dòng)頻率進(jìn)行了測(cè)試；CHRISTOPHE N等[16]搭建了預(yù)加載試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)系統(tǒng)，研究了不同靜態(tài)預(yù)加載力下固有頻率變化的大小，并指出了振幅衰減現(xiàn)象。

本研究以負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)主被動(dòng)加載試驗(yàn)臺(tái)為研究對(duì)象，建立試驗(yàn)臺(tái)力學(xué)模型，分別通過(guò)靜力學(xué)分析、模態(tài)分析、位移響應(yīng)分析、加速度響應(yīng)分析等，研究試驗(yàn)臺(tái)的靜態(tài)變形量、固有頻率的振動(dòng)形態(tài)、結(jié)構(gòu)薄弱下的振動(dòng)頻率、橫向加速度傳遞路徑，從而為加載試驗(yàn)性能測(cè)試提供有效依據(jù)。

1 加載試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)組成與工作原理

負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)主被動(dòng)加載試驗(yàn)臺(tái)主要包括工作液壓缸、加載液壓缸、油缸底座機(jī)架、腳座、拉桿、聯(lián)軸器、位移傳感器等，試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)如圖1所示。工作液壓缸和加載液壓缸的材料均為結(jié)構(gòu)鋼，兩液壓缸的基本參數(shù)相同，如表1所示。

表1 液壓缸基本參數(shù)Tab.1 Basic parameters of hydraulic cylinder

試驗(yàn)臺(tái)分為左右兩部分，左側(cè)為工作部分，右側(cè)為加載部分。左側(cè)工作液壓缸通過(guò)管路與負(fù)載口獨(dú)立控制閥相連，并且通過(guò)位移傳感器檢測(cè)工作液壓缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，從而通過(guò)對(duì)負(fù)載口獨(dú)立控制閥的控制實(shí)現(xiàn)工作液壓缸的伸出或縮回運(yùn)動(dòng)控制；右側(cè)加載部分中，加載液壓缸的活塞桿通過(guò)聯(lián)軸器與工作液壓缸的活塞桿相連，通過(guò)對(duì)加載液壓缸實(shí)施恒定推力或拉力的加載運(yùn)動(dòng)控制，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)工作液壓缸的主被動(dòng)加載。試驗(yàn)臺(tái)主體部分包括機(jī)架、拉桿、腳座等，為試驗(yàn)臺(tái)提供穩(wěn)定的支撐。

1.工作液壓缸 2.位移傳感器 3.機(jī)架 4.腳座5.加載液壓缸 6.聯(lián)軸器 7.拉桿圖1 負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)主被動(dòng)加載試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of active and passive loading test bench for independent metering control system

從試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)可以看出，在加載液壓缸加載過(guò)程中，其加載力不僅影響試驗(yàn)臺(tái)整機(jī)的靜力學(xué)特性，而且隨著加載力的大小、方向、頻率等不斷變化，會(huì)引起整機(jī)振動(dòng)，因此，本研究對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行靜力學(xué)分析與振動(dòng)分析。

2 有限元分析前處理

2.1 網(wǎng)格劃分

為了方便展開(kāi)仿真分析，對(duì)液壓缸和底座的試驗(yàn)臺(tái)模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化，去除了液壓控制元件和傳感器?？紤]到液壓試驗(yàn)臺(tái)的體積較大，所需繪制的網(wǎng)格單元較多，采用有限元網(wǎng)格劃分軟件Hypermesh對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置單位網(wǎng)格為5 mm，如圖2所示，共得到1043959個(gè)節(jié)點(diǎn)、725350個(gè)網(wǎng)格單元。

2.2 定義材料屬性

試驗(yàn)臺(tái)的材料大多為鋼材，因此為了簡(jiǎn)化模型，將結(jié)構(gòu)鋼設(shè)置為模型材料，查閱相關(guān)資料，結(jié)構(gòu)鋼的參數(shù)性能如表2所示。

3 試驗(yàn)臺(tái)靜力學(xué)分析與模態(tài)分析

3.1 靜力學(xué)分析

在加載液壓缸對(duì)工作液壓缸施加加載力的過(guò)程中，兩缸腔內(nèi)均會(huì)產(chǎn)生壓力，加載力穩(wěn)定性控制試驗(yàn)要求將液壓系統(tǒng)壓力控制在20～30 MPa區(qū)間內(nèi)的一個(gè)值，因此以最大壓力30 MPa進(jìn)行分析，將有限元網(wǎng)格模型導(dǎo)入進(jìn)Workbench并建立靜力學(xué)分析模塊， 分別對(duì)兩缸施加30 MPa的壓力， 其中，主動(dòng)型負(fù)載工況下的壓力方向?yàn)闊o(wú)桿腔到液壓缸缸頭，將其簡(jiǎn)稱為正向壓力；被動(dòng)型負(fù)載工況下的壓力方向則施加在活塞套、活塞桿上，簡(jiǎn)稱為反向壓力。得出正向和反向壓力的位移、應(yīng)力云圖，如圖3～圖6所示，正向壓力和反向壓力所產(chǎn)生的最大位移為別為0.37 mm和0.22 mm，最大應(yīng)力分別為109 MPa和94 MPa，正向壓力產(chǎn)生的位移和應(yīng)力較大，產(chǎn)生的振動(dòng)分析也會(huì)越明顯，因而越容易對(duì)試驗(yàn)臺(tái)物理結(jié)構(gòu)產(chǎn)生危害性影響。因此，對(duì)正向壓力的分析比反向壓力重要，且只要保證正向壓力的加載頻率對(duì)試驗(yàn)臺(tái)物理結(jié)構(gòu)無(wú)損害，即可保證反正壓力同樣無(wú)損害，因此選擇正向壓力作為研究對(duì)象更為合理。正向壓力產(chǎn)生的總體位移在試驗(yàn)臺(tái)的正中間，即拉桿、聯(lián)軸器以及底部支架的中間，最小變形量在腳座和支架兩側(cè)， 其最大變形量滿足設(shè)計(jì)要求。最大應(yīng)力和應(yīng)變均在拉桿和壓板的連接處，最小應(yīng)力集中在底部支架結(jié)構(gòu)，大部分應(yīng)力值遠(yuǎn)小于結(jié)構(gòu)鋼屈服強(qiáng)度，且最大等效應(yīng)力的109 MPa遠(yuǎn)小于結(jié)構(gòu)鋼屈服強(qiáng)度的235 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。通過(guò)靜力學(xué)分析可知，試驗(yàn)臺(tái)的網(wǎng)格模型較為準(zhǔn)確，靜力學(xué)模型搭建合理，在實(shí)際工況中將加載力控制在30 MPa以內(nèi)，試驗(yàn)臺(tái)處于安全工作范圍內(nèi)。因此，可以將靜力學(xué)分析中的正向腔內(nèi)壓力作為后續(xù)諧響應(yīng)分析中的激勵(lì)信號(hào)。

圖2 Hypermesh下繪制的試驗(yàn)臺(tái)網(wǎng)格圖Fig.2 Test bench meshed by Hypermesh

表2 結(jié)構(gòu)鋼基本參數(shù)Tab.2 Basic parameters of structural steel

圖3 正向壓力的位移云圖Fig.3 Displacement of positive pressure

圖4 正向壓力的應(yīng)力云圖Fig.4 Stress of positive pressure

圖5 反向壓力的位移云圖Fig.5 Displacement of reverse pressure

圖6 反向壓力的應(yīng)力云圖Fig.6 Stress of reverse pressure

3.2 振動(dòng)模態(tài)分析

由經(jīng)典力學(xué)理論可知，物體運(yùn)動(dòng)的通用動(dòng)力學(xué)方程如下：

Mx″+Cx′+Kx=F(t)

(1)

式中，M—— 質(zhì)量矩陣

C—— 阻尼矩陣

K—— 剛度矩陣

x—— 位移矢量

x′ —— 速度矢量

x″ —— 加速度矢量

F(t) —— 力矢量

由于振動(dòng)模態(tài)分析是試驗(yàn)臺(tái)的自由振動(dòng)，不考慮任何外力影響，且自由振動(dòng)狀態(tài)下阻尼矩陣對(duì)力學(xué)特性的影響較小，可以忽略不記，因此，該動(dòng)力學(xué)方程可以簡(jiǎn)化為如下：

Mx″+Kx=0

(2)

另外，試驗(yàn)臺(tái)自由狀態(tài)下的振動(dòng)為簡(jiǎn)諧振動(dòng)，位移為正弦函數(shù)，因此公式可以簡(jiǎn)化為：

K-(2πf)2Mx=0

(3)

式中，f—— 物體振動(dòng)頻率。

圖7 試驗(yàn)臺(tái)前六階模態(tài)Fig.7 Mode 1 to 6 of test bench

考慮到低階模態(tài)對(duì)物體振動(dòng)特性影響最大，采用有限元分析軟件ANSYS Workbench的Modal模塊對(duì)試驗(yàn)臺(tái)的前六階模態(tài)進(jìn)行仿真分析。由于加載缸的加載運(yùn)動(dòng)會(huì)使得試驗(yàn)臺(tái)受兩側(cè)擠壓，從而上下振動(dòng)，因此將4個(gè)角的腳座處設(shè)置約束，中間兩腳座不做約束，仿真得出試驗(yàn)臺(tái)前六階的固有頻率，固有頻率的大小與試驗(yàn)臺(tái)本身的質(zhì)量、剛度和尺寸有關(guān)，仿真結(jié)果如圖7所示。

從圖7可以看出，一階振動(dòng)的位移響應(yīng)分布在整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)中，其中拉桿位移量最大，呈現(xiàn)拉桿彎曲振動(dòng)；二階振動(dòng)的位移響應(yīng)主要分布在兩側(cè)液壓缸上，中間部分幾乎沒(méi)有位移響應(yīng)，呈現(xiàn)液壓缸彎曲振動(dòng)；三階振動(dòng)的位移響應(yīng)與一階類似，呈現(xiàn)整體彎曲振動(dòng)；四階振動(dòng)的位移響應(yīng)主要分布在中間鋼管以及斜鋼管，呈現(xiàn)中間支架彎曲振動(dòng)；五階振動(dòng)的試驗(yàn)臺(tái)出現(xiàn)明顯變形，拉桿向上彎曲，且液壓缸底座出現(xiàn)橫移；六階振動(dòng)的位移響應(yīng)較大且液壓缸的活塞桿和右側(cè)活塞蓋出現(xiàn)明顯的扭轉(zhuǎn)彎曲振動(dòng)現(xiàn)象，如表3所示。

考慮到加載系統(tǒng)無(wú)法實(shí)現(xiàn)太高的振動(dòng)頻率，因此，影響試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)的主要模態(tài)為一、二、三、四階模態(tài)，而在實(shí)際加載過(guò)程中，影響試驗(yàn)臺(tái)整機(jī)振動(dòng)的主要模態(tài)為一階模態(tài)，固有頻率為40.764 Hz，最大振幅為50.939 mm。另外，固有頻率由小到大變化，而頻率太小則又無(wú)法清晰表達(dá)出仿真結(jié)果，因此將前四階的固有頻率作為后續(xù)諧響應(yīng)分析中的掃描頻率范圍。

表3 前六階固有頻率及振型Tab.3 Once to sixth natural frequency and mode shape

由于試驗(yàn)臺(tái)是對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)試，因此，工作缸是在液壓系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)下作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，工作缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)頻率將是影響試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)的主要因素，如若工作缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的振動(dòng)頻率達(dá)到試驗(yàn)臺(tái)的一階模態(tài)固有頻率40.764 Hz，試驗(yàn)臺(tái)將會(huì)產(chǎn)生共振，從而對(duì)試驗(yàn)臺(tái)造成不良影響。工作缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)是在液壓系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)下完成的，因此其往復(fù)運(yùn)動(dòng)的振動(dòng)頻率取決于液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，而液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性又由液壓系統(tǒng)的固有頻率決定[17]，因此，當(dāng)液壓系統(tǒng)的固有頻率超過(guò)試驗(yàn)臺(tái)的一階模態(tài)固有頻率40.764 Hz時(shí)，工作缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的振動(dòng)頻率必須控制在40.764 Hz以下，從而避免產(chǎn)生共振。

4 試驗(yàn)臺(tái)諧響應(yīng)分析

4.1 位移諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析又稱受迫振動(dòng)分析，是一種在正弦激勵(lì)信號(hào)作用下的穩(wěn)態(tài)振動(dòng)的計(jì)算，這種正弦激勵(lì)信號(hào)可以是加速度，也可以是力或者壓力，再通過(guò)一段連續(xù)變化的掃頻可計(jì)算出位移、速度、加速度和掃描頻率的關(guān)系，本研究采用模態(tài)疊加法進(jìn)行計(jì)算機(jī)仿真。根據(jù)式(1)可知物體動(dòng)力學(xué)通用方程，計(jì)算固有頻率時(shí)由于不受外力影響，力矢量默認(rèn)為0，而在諧響應(yīng)分析中力F為：

F=F0cos(2πf0t)

(4)

式中，F(xiàn)0—— 用作正弦激勵(lì)信號(hào)的固定初始力

f0—— 掃描頻率

t—— 時(shí)間

由靜力學(xué)分析可知，雙缸互拉、雙缸對(duì)頂?shù)募虞d方式所產(chǎn)生的正反向壓力僅需要控制在30 MPa以內(nèi)，因此將此加載力作為激勵(lì)信號(hào)輸入，由于此輸入信號(hào)為x軸的軸向力，因此無(wú)需分析軸向位移，再通過(guò)模態(tài)分析得出的第四階固有頻率附近作為掃頻區(qū)間，得出100 Hz下的試驗(yàn)臺(tái)總體位移響應(yīng)如圖8所示。

圖8 總體位移響應(yīng)圖Fig.8 Total displacement response

根據(jù)圖8可知，試驗(yàn)臺(tái)位移響應(yīng)最大處在拉桿中間，最大位移為0.89 mm，而最小處則在兩側(cè)的活塞蓋與支架上?？梢悦黠@看出，最大位移只集中在整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)中上一小部分，大部分位移響應(yīng)為0.30 mm，集中在液壓缸最右側(cè)的導(dǎo)套以及下方支架的正中間，位移響應(yīng)越往試驗(yàn)臺(tái)的兩側(cè)越小，且最小處在試驗(yàn)臺(tái)最左側(cè)和最右側(cè)，起到固定約束處的腳座位移響應(yīng)為0 mm。另外，通過(guò)上述模態(tài)分析的位移變化量選取試驗(yàn)臺(tái)的4處節(jié)點(diǎn)：活塞桿、活塞蓋、液壓缸和支架上表面，得出橫向位移x1和垂直位移x2響應(yīng)變化隨掃描頻率的變化關(guān)系，如圖9所示。

根據(jù)所得徑向位移響應(yīng)曲線圖可知，加載系統(tǒng)所受激勵(lì)信號(hào)所產(chǎn)生的振動(dòng)中，垂直位移響應(yīng)總體上遠(yuǎn)大于橫向位移響應(yīng)，可見(jiàn)試驗(yàn)臺(tái)的振動(dòng)幅度主要為上下振動(dòng)，左右振動(dòng)的幅度較小。在橫向位移響應(yīng)中，所有節(jié)點(diǎn)在掃描頻率處于40 Hz附近時(shí)數(shù)值均發(fā)生明顯變化，可知此區(qū)間內(nèi)試驗(yàn)臺(tái)的位移會(huì)發(fā)生突變，另外，除了支架上表面變化不明顯外，其余節(jié)點(diǎn)在70 Hz附近時(shí)同樣發(fā)生明顯的位移突變，上述2個(gè)區(qū)間結(jié)構(gòu)鋼容易發(fā)生斷裂；在垂直位移響應(yīng)中，所有節(jié)點(diǎn)同樣在70 Hz附近發(fā)生位移突變，產(chǎn)生斷裂。通過(guò)對(duì)比模態(tài)分析所得固有頻率可知，位移響應(yīng)發(fā)生突變的位置區(qū)間與試驗(yàn)臺(tái)的一階、二階固有頻率接近，可見(jiàn)模態(tài)分析與諧響應(yīng)分析處理結(jié)果較為正確，且試驗(yàn)臺(tái)自身的固有頻率對(duì)自身的振動(dòng)影響很大，容易引起共振，因此，在試驗(yàn)臺(tái)加載試驗(yàn)中，應(yīng)當(dāng)將加載力的振動(dòng)頻率控制在35 Hz以內(nèi)，避免產(chǎn)生試驗(yàn)臺(tái)物理結(jié)構(gòu)的斷裂以及共振現(xiàn)象。

圖9 諧響應(yīng)分析位移響應(yīng)Fig.9 Displacement harmonic response analysis

4.2 加速度諧響應(yīng)及振動(dòng)傳遞路徑分析

加速度的大小能有效地表示試驗(yàn)臺(tái)受激勵(lì)信號(hào)后的振動(dòng)狀態(tài)，同樣采用位移響應(yīng)分析中的激勵(lì)信號(hào)對(duì)試驗(yàn)臺(tái)的加速度響應(yīng)進(jìn)行分析，結(jié)果如圖10所示。

從圖10中可以看出，加速度響應(yīng)的整體分布與位移響應(yīng)分布一致，說(shuō)明試驗(yàn)臺(tái)在位移響應(yīng)分析和加速度響應(yīng)分析中，整機(jī)變形情況相同。

根據(jù)位移響應(yīng)分析可知，試驗(yàn)臺(tái)橫向加速度響應(yīng)受試驗(yàn)臺(tái)固有頻率的影響較大，利用諧響應(yīng)分析中加速度變化響應(yīng)線圖對(duì)試驗(yàn)臺(tái)橫向加載力分布所產(chǎn)生的振動(dòng)路徑進(jìn)行分析，為了對(duì)試驗(yàn)臺(tái)的減振提供參考依據(jù)，分別選取試驗(yàn)臺(tái)中若干主要、次要振動(dòng)節(jié)點(diǎn)進(jìn)行仿真分析，主要振動(dòng)節(jié)點(diǎn)與次要的區(qū)別在于，主要振動(dòng)節(jié)點(diǎn)由于承載的加速度載荷較大，在所分析的掃描頻率范圍內(nèi)仍無(wú)法到達(dá)最大值，次要振動(dòng)節(jié)點(diǎn)承載的加速度載荷較小，在小范圍的振動(dòng)頻率內(nèi)即可監(jiān)測(cè)到加速度載荷的變化。

圖10 總體加速度響應(yīng)Fig.10 Total acceleration response

如圖11所示，與總體加速度響應(yīng)不同，在橫向加速度響應(yīng)a上， 試驗(yàn)臺(tái)上半部分的加速度載荷主要集中在拉桿，上側(cè)2根拉桿遠(yuǎn)大于下側(cè)2根，第二大的加速度載荷分布在底部支架的各個(gè)鋼管上，且右側(cè)第2根鋼管處最大，而液壓缸、活塞蓋、導(dǎo)套等承載的橫向加速度載荷普遍較小。試驗(yàn)臺(tái)上部的物理結(jié)構(gòu)除了拉桿，其他部件加速度載荷值均遠(yuǎn)小于下部，可見(jiàn)拉桿的橫向加速度值直接從中間傳遞到邊緣再傳遞到下方右側(cè)第2根鋼管，在底部支架的結(jié)構(gòu)中，中間鋼管和底部鋼管、右側(cè)斜鋼管和底部腳座的加速度載荷值相近，且前者小于后者，右側(cè)鋼管加速度值小于以上四者。由此可以推算出橫向振動(dòng)傳遞的主要路徑為：上拉桿→下拉桿→右側(cè)第2根鋼管→壓板底座→右側(cè)斜鋼管、中間腳座→右斜鋼管、中間鋼管→右鋼管；次要振動(dòng)傳遞的路徑為：活塞蓋→液壓缸→導(dǎo)套→聯(lián)軸器。

通過(guò)諧響應(yīng)分析可知，雙缸互拉或雙缸對(duì)頂?shù)募虞d方式均在兩側(cè)液壓缸產(chǎn)生無(wú)桿腔壓力，將此壓力作為激勵(lì)信號(hào)可以計(jì)算出位移和加速度的分布情況；另外，此壓力可以模擬出加載系統(tǒng)工作時(shí)所產(chǎn)生的加載力，由此推算出的位移與掃描頻率的非線性關(guān)系、橫向加速度載荷傳遞路徑可分別為試驗(yàn)臺(tái)的加載頻率控制和減振措施提供有效的數(shù)值依據(jù)，從而避免由于加載而產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

圖11 諧響應(yīng)分析加速度響應(yīng)Fig.11 Acceleration harmonic response analysis

5 結(jié)論

(1) 采用有限元網(wǎng)格劃分軟件Hypermesh對(duì)試驗(yàn)臺(tái)的整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行了網(wǎng)格劃分，并定義了材料屬性，通過(guò)有限元分析軟件ANSYS Workbench進(jìn)行了靜力學(xué)仿真分析，仿真結(jié)果表明，朝向缸筒的缸內(nèi)壓力方向更合理，且最大應(yīng)力和應(yīng)變均發(fā)生在兩液壓缸的連接處，最大應(yīng)力為109 MPa，小于結(jié)構(gòu)鋼的屈服強(qiáng)度，滿足設(shè)計(jì)要求；

(2) 采用有限元分析軟件ANSYS Workbench的modal模塊對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行了模態(tài)分析，仿真結(jié)果表明，影響試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)的主要模態(tài)為一、二、三、四階模態(tài)，而在實(shí)際加載過(guò)程中，影響試驗(yàn)臺(tái)整機(jī)振動(dòng)的主要模態(tài)為一階模態(tài)，固有頻率為40.764 Hz，最大振幅為50.939 mm；

(3) 將第四階固有頻率作為掃描頻率變化范圍，分別進(jìn)行了位移諧響應(yīng)分析和加速度諧響應(yīng)分析，根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果選取若干關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)，獲得了位移、加速度響應(yīng)的分布情況，從試驗(yàn)臺(tái)的振幅變化、頻率變化、振動(dòng)傳動(dòng)路徑結(jié)果等可知，試驗(yàn)臺(tái)加載試驗(yàn)中，將加載力的頻率控制在35 Hz以內(nèi)，可以避免由于加載而產(chǎn)生試驗(yàn)臺(tái)共振現(xiàn)象。