交變配流閥控電液激振方法及振動特性分析

趙國超， 李南奇， 王 慧， 張建卓， 張長帥

(1. 遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 阜新 123000； 2. 遼寧省大型工礦裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，遼寧 阜新 123000； 3. 佰斯特機(jī)械制造有限公司，遼寧 阜新 123000)

液壓激振技術(shù)相比于電動激振和機(jī)械激振具有功率密度比高、推力大、冷卻性能和過載保護(hù)性能優(yōu)良等特點(diǎn)，在各類振動試驗(yàn)設(shè)備及工程機(jī)械中應(yīng)用廣泛，是當(dāng)今的研究熱點(diǎn)[1]。根據(jù)液壓回路有無控制閥可將液壓激振分為閥控型液壓激振和無閥型液壓激振[2]。閥控型液壓激振系統(tǒng)因其結(jié)構(gòu)緊湊、自動化程度高等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī)械、施工機(jī)具及試驗(yàn)設(shè)備等領(lǐng)域占有一定市場[3]。由于現(xiàn)代工業(yè)所用閥門大多為電信號控制的，因此液壓激振也可稱為電液激振。針對閥控型電液激振系統(tǒng)及其振動特性，專家學(xué)者開展了大量相關(guān)研究。Liu等[4]針對搗固裝備振幅和頻率調(diào)節(jié)困難，無法滿足較寬范圍的振動需求問題，基于轉(zhuǎn)閥控制液壓缸電液激振技術(shù)提出一種新型搗固臂，建立閥控液壓缸的數(shù)學(xué)模型，通過理論計算和試驗(yàn)測試分析了搗固臂的振動特性。劉毅等[5]利用液壓技術(shù)的負(fù)載自適應(yīng)特性，采用旋轉(zhuǎn)換向閥控制激振液壓缸研制一種具有夯實(shí)搗固功能的搗固機(jī)并通過運(yùn)動學(xué)分析研究搗固液壓缸激振力和激振頻率的交互規(guī)律。Liu等[6-7]為了實(shí)現(xiàn)提高造波機(jī)的幅值模擬需求，設(shè)計一種帶有轉(zhuǎn)閥控制液壓缸的新型造波機(jī)，利用SIMULINK軟件數(shù)學(xué)建模和造波機(jī)現(xiàn)場試驗(yàn)，分析了閥口開度、工作壓力對造波機(jī)波形影響的變化趨勢。Wu等[8]為滿足液壓振動試驗(yàn)系統(tǒng)的高頻率、高振幅要求，提出一種雙級激振閥，通過MATLAB/SIMULINK軟件數(shù)學(xué)建模及仿真，分析了一級閥芯直徑和二級閥口開度對激振閥流量和換向頻率的影響。阮健等[9-10]為了提高電液激振器的頻率和振幅，提出一種2D閥控液壓缸電液激振方法，通過數(shù)值仿真和試驗(yàn)測試證明了閥芯轉(zhuǎn)速及臺肩溝槽數(shù)是影響激振頻率的關(guān)鍵因素。王鶴等[11]通過構(gòu)建閥芯旋轉(zhuǎn)式電液激振系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型和激振試驗(yàn)臺，研究了典型閥口形狀對電液激振系統(tǒng)振動波形的影響程度和主要趨勢。Ren等[12]基于2D轉(zhuǎn)閥設(shè)計了高頻電液激振系統(tǒng)，闡明了液壓共振的基本機(jī)理，對電液激振系統(tǒng)的壓力瞬態(tài)峰值及活塞的超程進(jìn)行預(yù)測，利用液壓共振實(shí)現(xiàn)了電液激振系統(tǒng)的節(jié)能激振。Wang等[13]為了提高振動波形的幅值并實(shí)現(xiàn)垂直位移的準(zhǔn)確控制，提出一種雙轉(zhuǎn)閥同步流量控制的電液激振器，推導(dǎo)了振動波形的控制方程并搭建試驗(yàn)臺，分析了激振器的振動特性和垂直位移調(diào)節(jié)特性。李超等[14]以聲波鉆進(jìn)液壓振動系統(tǒng)為研究對象，利用AMESim軟件仿真分析了系統(tǒng)壓力、流量對振動系統(tǒng)運(yùn)動特性的影響規(guī)律并討論影響振動系統(tǒng)泄露量的主要因素。蒙臻等[15-16]利用雙伺服并聯(lián)技術(shù)開發(fā)了電液激振拉削系統(tǒng)，構(gòu)建了流量耦合線性模型和拉削負(fù)載力學(xué)特性模型，通過數(shù)值仿真和試驗(yàn)測定對雙閥激振系統(tǒng)的振動特性、穩(wěn)定性及參數(shù)的敏感性進(jìn)行深入討論，拓展了電液激振方法在機(jī)械加工領(lǐng)域的應(yīng)用。李小彭等[17]基于五口旋轉(zhuǎn)閥的周期振動激發(fā)規(guī)律，設(shè)計了液壓振動式連續(xù)沉拔樁機(jī)，通過數(shù)值仿真和試驗(yàn)分析，研究了旋轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)參數(shù)和旋轉(zhuǎn)頻率對沉拔樁機(jī)性能的影響。

總體而言，閥控型液壓激振方法在近年來得到了廣泛的應(yīng)用，但由于設(shè)備成本昂貴，系統(tǒng)連接復(fù)雜，使得閥控型液壓激振方法的工程應(yīng)用受到一定局限[18]。為了豐富閥控型電液激振方法的多樣性，解決傳統(tǒng)閥控型電液激振系統(tǒng)因控制滑閥成本昂貴、系統(tǒng)連接、管路冗長等因素對電液激振系統(tǒng)工程應(yīng)用的影響，較為便捷的實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)的調(diào)幅-調(diào)頻控制，本文設(shè)計一種于激發(fā)周期性振動的旋轉(zhuǎn)式交變配流閥，提出交變配流閥直接控制液壓缸的閥控型電液激振方法。建立激振系統(tǒng)的AMESim仿真模型并搭建試驗(yàn)臺，研究了所提激振方法的振動特性。證明了交變配流閥結(jié)構(gòu)的合理性和激振方法的有效性，為閥控型電液激振方法的實(shí)現(xiàn)提供一種新思路。

1 交變配流閥結(jié)構(gòu)設(shè)計及數(shù)學(xué)建模

1.1 交變配流閥結(jié)構(gòu)

設(shè)計的交變配流閥結(jié)構(gòu)原理，如圖1所示,主要由旋轉(zhuǎn)軸、閥芯、閥體、軸承及格萊圈等核心零件組成。

圖1 交變配流閥結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of alternating valve

由交變配流閥結(jié)構(gòu)可知：在Y-Z平面內(nèi)，閥體前后兩側(cè)對稱分布4個油口，其中兩個油口通過管路與油泵相連，實(shí)現(xiàn)高壓油液向閥體的內(nèi)部輸入；另兩個油口與油箱相連，使得低壓油液通過閥體的內(nèi)部返回油箱；在X-Z平面內(nèi)，閥體兩側(cè)對稱分布的兩個油口Ⅰ，Ⅱ，油口Ⅰ與液壓缸低壓腔連通，油口Ⅱ與液壓缸高壓腔連通。閥芯臺肩的兩端交替開設(shè)有26個油槽，其中是13個油槽位于外接油泵的高壓區(qū)，另外13個油槽位于外接油箱的低壓區(qū)。

交變配流閥依靠閥芯、閥體的相對旋轉(zhuǎn)運(yùn)動控制油液的流動方向，閥芯每轉(zhuǎn)過一個油槽角度即完成一次供油和回油。兩個過程在時間上是同步進(jìn)行的，即在一側(cè)供油的同時，另一側(cè)完成回油，但兩個過程所處的油槽分別位于閥芯油槽兩側(cè)且被閥芯基體隔開，兩個過程互不影響，因此在結(jié)構(gòu)上是獨(dú)立、等效的。工作時，電動機(jī)帶動旋轉(zhuǎn)軸不斷轉(zhuǎn)動，驅(qū)動閥芯油槽交替與液壓缸接通，依靠高、低壓油液的周期性激勵使液壓缸活塞桿產(chǎn)生振動。

1.2 交變配流閥數(shù)學(xué)建模

當(dāng)電動機(jī)帶動閥芯勻速轉(zhuǎn)動時，閥芯油槽和閥體油口的配流過程可視為油槽橫截面以一定速度穿越油口截面，當(dāng)閥體油口長為xr，油槽轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的弧長為yr時，二者產(chǎn)生的包絡(luò)面積即為配流面積Ar，如圖2所示。

圖2 配流面積示意圖Fig.2 Diagram of distribution area

設(shè)閥芯臺肩上單個油槽的圓心角為α，同側(cè)相鄰兩個油槽的圓心角為4α，異側(cè)相鄰兩個油槽的圓心角則為2α。當(dāng)閥芯的角位移θ由0增加至α，油口Ⅰ的配流面積逐漸增加至最大值；當(dāng)角位移θ由α增加至2α，油口Ⅰ的配流面積逐漸減小至0，此過程油口Ⅱ處于關(guān)閉狀態(tài)；當(dāng)角位移θ由2α增加至3α，油口Ⅱ的配流面積逐漸增加至最大值，當(dāng)角位移θ由3α增加至4α，油口Ⅱ的配流面積逐漸減小至0，此過程油口Ⅰ處于關(guān)閉狀態(tài)，由此可以得到一個工作周期內(nèi)，交變配流閥的配流面積可表達(dá)為

(1)

(2)

式中：Ar1，Ar2分別為Ⅰ，Ⅱ油口的配流面積；R為閥芯半徑。

由于交變配流閥屬于轉(zhuǎn)閥，其旋轉(zhuǎn)角位移θ和旋轉(zhuǎn)角速度ω及電機(jī)轉(zhuǎn)速n的關(guān)系為

θ=ωt=2πnt

(3)

交變配流閥控制液壓缸的等效液壓回路，如圖3所示。設(shè)油源輸入壓力為Ps，回油壓力為P0，負(fù)載壓力為PL，負(fù)載流量為qL。

圖3 交變配流閥控缸等效液壓回路Fig.3 Equivalent hydraulic circuit of AC valve control cylinder

根據(jù)Ⅰ，Ⅱ油口的配流面積及式(3)，可得到交變配流閥兩個油口的流量方程為

(4)

(5)

式中：q1，q2分別為Ⅰ，Ⅱ油口的流量；Cd為流量系數(shù)；ρ為液壓油密度。

由于交變配流閥與液壓缸依靠全等的短粗管道連接，可忽略短管中液壓油的能量損失。假設(shè)液壓缸兩個工作油腔內(nèi)各點(diǎn)壓力均布且液壓缸密封性能良好并處于理想狀態(tài)[19]，則液壓缸內(nèi)的流量平衡方程為

(6)

(7)

式中：Ap為液壓缸活塞有效作用面積；y為液壓缸活塞位移；V1為液壓缸高壓腔體積；V2為液壓缸低壓腔體積；βe為油液體積彈性模量。

液壓缸高、低壓腔室體積存在如下關(guān)系

(8)

式中：V01為液壓缸高壓腔初始體積；Vt為液壓缸兩腔總體積。

2 交變配流閥控電液激振系統(tǒng)

2.1 系統(tǒng)組成及振動機(jī)理

利用設(shè)計的交變配流閥控制油液進(jìn)/出液壓缸的兩個油腔，使液壓缸活塞桿往復(fù)運(yùn)動實(shí)現(xiàn)激振。該電液激振系統(tǒng)是一個典型閥控缸液壓系統(tǒng)，主要由油源、供油泵、蓄能器、電動機(jī)、交變配流閥、液壓缸和其他輔助設(shè)備及數(shù)據(jù)采集設(shè)備等組成，其液壓回路及結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 交變配流閥控電液激振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Structure chart of alternating valve controlled electrohydraulic exciting system

在交變配流閥的控制下，電液激振系統(tǒng)的振動發(fā)生機(jī)理可分為活塞桿沖程和活塞桿回程兩個階段，如圖5所示。當(dāng)電動機(jī)通過聯(lián)軸器帶動交變配流閥進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，交變配流閥閥芯臺肩一側(cè)的油槽將供油泵輸入的高壓油液通過管路輸入至液壓缸的下腔，由于液壓缸的下活塞腔充滿高壓油液，使得下腔室的總壓力高于上腔室內(nèi)壓力與活塞桿重力的總和，從而推動液壓缸活塞桿上升；同時由于交變配流閥結(jié)構(gòu)的特殊性，在向液壓缸下腔輸送高壓油液的同時，液壓缸上腔的油液通過管路及閥芯另一側(cè)的油槽經(jīng)閥體油口返回油箱，這兩個過程同時進(jìn)行完成液壓缸活塞桿的沖程；交變配流閥持續(xù)轉(zhuǎn)動，閥芯兩側(cè)的油槽位置也隨著旋轉(zhuǎn)運(yùn)動發(fā)生變化，使得油液的流向發(fā)生改變，驅(qū)動液壓缸活塞桿下降完成回程。上述兩個工作階段以一定的頻率交替變化，使液壓缸活塞桿周期性振動。

圖5 電液激振系統(tǒng)振動發(fā)生機(jī)理Fig.5 Vibration mechanism of electro-hydraulic excitation system

2.2 電液激振系統(tǒng)AMESim建模

根據(jù)交變配流閥控液壓缸電液激振系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及振動發(fā)生機(jī)理，利用LMS Imagine.Lab AMESim平臺建立電液激振系統(tǒng)的仿真模型，如圖6所示。

圖6 電液激振系統(tǒng)AMESim模型Fig.6 AMESim model of electro-hydraulic excitation system

根據(jù)交變配流的結(jié)構(gòu)和工作原理可知，其配流功能與四通滑閥功能相似，區(qū)別僅在于油路切換的運(yùn)動方式有所不同。因此，可利用AMESim中的液壓元件設(shè)計庫及交變配流閥的油槽寬度和配流面積變化規(guī)律對交變配流閥進(jìn)行動態(tài)建模[20-22]。

由式(1)～式(2)交變配流閥配流面積模型，利用MATLAB軟件可得到一個工作周期內(nèi)交變配流閥仿真模型的激勵信號，如圖7所示。

圖7 交變配流閥激勵信號Fig.7 Excitation signal of AC valve

由圖7可知，隨著交變配流閥閥芯的旋轉(zhuǎn)，AMESim模型的軸向開口度先增加后減少且隨著運(yùn)動方向并呈周期變化，軸向開口度最大值為5.7 mm，與交變配流閥閥芯油槽寬度一致，電動機(jī)的恒定轉(zhuǎn)速通過角度轉(zhuǎn)換器轉(zhuǎn)變成AMESim模型的線速度并通過激勵信號及閥芯油槽長度的增益調(diào)節(jié)即可實(shí)現(xiàn)交變配流閥對油液的配流控制。

電液激振系統(tǒng)AMESim仿真模型的主要參數(shù)，如表1所示。

表1 主要參數(shù)Tab.1 Main parameters

2.3 電液激振試驗(yàn)臺搭建

依托遼寧省大型工礦裝備重點(diǎn)試驗(yàn)室現(xiàn)有條件，試制交變配流閥及振動液壓缸樣機(jī)并搭建電液激振試驗(yàn)臺對該激振方法的仿真研究進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。參照圖3搭建電液激振試驗(yàn)臺及試驗(yàn)現(xiàn)場，如圖8所示。

圖8 電液激振臺及試驗(yàn)現(xiàn)場Fig.8 Electrohydraulic vibration test rig and experimental site

電液激振試驗(yàn)臺主要由交變配流閥、液壓缸、供油泵、壓力控制系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及上位機(jī)等幾部分組成。電液激振試驗(yàn)臺具體參數(shù)和設(shè)備型號，如表2所示。

表2 電液激振試驗(yàn)臺設(shè)備型號及參數(shù)Tab.2 Types and parameters of electro-hydraulic vibration test rig

試驗(yàn)時，通過三聯(lián)供油泵對系統(tǒng)進(jìn)行預(yù)加壓并通過壓力控制系統(tǒng)的電磁溢流閥、電磁換向閥調(diào)整系統(tǒng)壓力直至蓄能器壓力穩(wěn)定。蓄能器壓力穩(wěn)定后，開啟交變配流閥電機(jī)即可展開激振試驗(yàn)。利用上位機(jī)改變供油泵流量、電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到電液激振系統(tǒng)調(diào)幅、調(diào)頻控制的目的。隨著交變配流閥的持續(xù)旋配流供液，使得液壓缸活塞桿以一定的規(guī)律進(jìn)行振動，活塞桿處的位移傳感器和加速度傳感器對振動特性進(jìn)行實(shí)時采集并傳輸至數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)振動特性的可視化分析。

3 仿真與試驗(yàn)結(jié)果分析

利用構(gòu)建的電液激振系統(tǒng)AMESim仿真模型和試驗(yàn)臺開展電液激振系統(tǒng)振動特性仿真與試驗(yàn)研究。仿真與試驗(yàn)的工況條件為：23 ℃室溫，液壓油牌號為L-HM-46，采集系統(tǒng)的采樣頻率為512 Hz，系統(tǒng)供油壓力分別為14 MPa，15 MPa，電機(jī)轉(zhuǎn)速分別為500 r/min，1 000 r/min。為了降低測量誤差對試驗(yàn)結(jié)果的影響，同一工況重復(fù)進(jìn)行3次試驗(yàn)測定，并以測量結(jié)果的均值作為樣本數(shù)據(jù)進(jìn)行結(jié)果分析。

3.1 供油壓力對激振系統(tǒng)振動特性的影響

圖9、圖10為電機(jī)轉(zhuǎn)速500 r/min，不同供油壓力條件下，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)振動特性仿真與實(shí)測曲線?？梢钥闯觯娨杭ふ裣到y(tǒng)的振動特性與簡諧振動相仿，隨著交變配流閥的旋轉(zhuǎn)，激振系統(tǒng)的振動位移、振動加速度呈先上升后下降的趨勢。其中，AMESim仿真值要高于試驗(yàn)測量值，這是由于實(shí)際測量過程存在微量泄露及傳感器精度不足所造成的誤差，但仿真值與實(shí)測值整體趨勢一致。以振動位移幅值為統(tǒng)計對象得到一個振動周期內(nèi)仿真值與實(shí)測值的平均誤差為8.72%，仿真與試驗(yàn)可以相互驗(yàn)證。

圖9 不同供油壓力下電液激振系統(tǒng)振動位移曲線Fig.9 Vibration displacement curve of electro-hydraulic excitation system under different oil supply pressure

圖10 不同供油壓力下電液激振系統(tǒng)振動加速度曲線Fig.10 Vibration acceleration curves of electro-hydraulic excitation system under different oil supply pressure

根據(jù)不同供油壓力下電液激振系統(tǒng)振動特性的實(shí)測結(jié)果可知，在電機(jī)轉(zhuǎn)速為500 r/min的工況下，供油壓力14 MPa和供油壓力15 MPa振動位移的幅值分別為0.639 mm和0.691 mm；振動加速度幅值分別為254.463 m/s2和268.624 m/s2。隨著供油的提高，振動位移、加速度的幅值分別提高了8.14%和5.57%。

3.2 電機(jī)轉(zhuǎn)速對激振系統(tǒng)振動特性的影響

圖11、圖12為供油壓力15 MPa，不同電機(jī)轉(zhuǎn)速條件下，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)振動特性仿真與實(shí)測曲線?？梢钥闯?，隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的增加電液激振系統(tǒng)的振動特性曲線呈幅值衰減、頻率增加趨，在電液激振系統(tǒng)振動特性曲線的幅值處出現(xiàn)明顯的“尖點(diǎn)”且實(shí)測值的幅值波動加劇，這是由于電機(jī)轉(zhuǎn)速增加使得交變配流閥換向速度加快，換向時產(chǎn)生一定程度的壓力波動所致。

圖11 不同電機(jī)轉(zhuǎn)速下電液激振系統(tǒng)振動位移曲線Fig.11 Vibration displacement curves of electro-hydraulic excitation system under different motor speed

根據(jù)不同電機(jī)轉(zhuǎn)速下電液激振系統(tǒng)振動特性的實(shí)測結(jié)果可知，在供油壓力為15 MPa的工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速500 r/min和電機(jī)轉(zhuǎn)速1 000 r/min振動位移的幅值分別為0.685 mm和0.139 mm；振動加速度幅值分別為264.948 m/s2和110.722 m/s2。隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，振動位移、加速度的幅值分別降低了79.71%和 58.21%。

4 結(jié) 論

(1) 設(shè)計一種于激發(fā)周期性振動的旋轉(zhuǎn)式交變配流閥，利用交變配流閥控制液壓缸形成閥控型電液激振系統(tǒng)，采用AMESim軟件仿真和試驗(yàn)測試研究了電液激振系統(tǒng)的振動特性，AMESim軟件仿真和試驗(yàn)測試結(jié)果平均誤差為8.72%，振動特性曲線趨勢基本一致，AMESim軟件仿真模型正確、激振方法可行。

(2) 供油壓力升高，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)的振動位移、振動加速度均呈幅值增加趨勢，供油壓力增幅1 MPa，振動位移、加速度幅值分別增加了8.14%和5.57%，改變供油壓力可實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)振動特性的調(diào)幅控制。

(3) 電機(jī)轉(zhuǎn)速提高，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)的振動位移、振動加速度呈幅值減小、頻率增加趨勢，電機(jī)轉(zhuǎn)速增幅500 r/min，振動位移、加速度的幅值分別降低了79.71%和58.21%，改變電機(jī)轉(zhuǎn)速是實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)振動特性的調(diào)幅-調(diào)頻協(xié)同控制的有效方法。

(4) 為了提高交變配流電液激振系統(tǒng)的峰值，改善系統(tǒng)振動特性輸出幅值的穩(wěn)定性，可適當(dāng)減小電機(jī)轉(zhuǎn)速，提高系統(tǒng)供油壓力。此外，根據(jù)本文仿真和試驗(yàn)研究推斷，影響系統(tǒng)振動特性的因素還包含交變配流閥及液壓缸等部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)。