（机械电子工程专业论文）高铁轨道路基动力测试液压激振系统研究.pdf

第1 i 页武汉科技大学硕士学位论文 a b s t r a c t h i g h s p e e dr a i l w a yi st h em a i l ld e v e l o p m e md i r e c t i o no fc h i l l a sr a i l 、v a yc o n s 旬m c t i o n ； n o n b a l l a u s t e d 仃a c ki st ：h em a j n 舭t u r eo fc m n a sr a i l w a yp a s s e n g e r1 i n e ，h o 、v e v e r ，c h j n ai ss t i l l l a c ko fs y s t e m a t i ca i l dm a t u r ed e s i g l l ，c o n s 缸u c t i o na 1 1 do p e r a t i n ge x p e r i e n c e ni sb e c a u s eo ft h e m 曲- s p e e dr a j l 、v a y i 1 1c 1 1 i n as t 砒e d1 a t et h a tt l l es c i e n c ea n dt e c h n o l o g yr e s e n ，ei ss e r i o u s s h o r 乞a g e ，i no r d e rt oe n s u r e 也es a f ea 1 1 ds m o o t h 删n go fm 出一s p e e d 协疽n ，也a tt og t l e n g t l l e n t 1 1 eb a l l a s t e d 仃a c kb a l s i cm e o r yr e s e a r c h ，t oi n v e s t i g a t et l l ed y n 锄i cr e s p o n s e1 a wo fs u b g r a d e ， a n dt of i n dt l l es u b 掣a d es t r u c t u r ea 1 1 dd e s i g np a r 锄e t e r ss u i t a _ b l ef o rc b i n a l sa c t u a ls i t u a t i o n ，i s t 1 1 eo i l l yw a yt od e v e l o pm g h - s p e e dr a i l w a yi nc h j l l a t l l i s s u 场e c ta t t e i l l p t s t os y n m e s i z et l l ea d v a i l t a g e so ff i e l dt e s ta n dt l l em o d e lt e s t ，p u t f o m 聊r dat e s ts y s t e mt l l a tc a i ln o t0 1 1 l yr e a l i z e 廿l eo n - s i t ep r o t o 邯et e s t ，b u ta l s oc o m r o lt 1 1 e e x p e r i m e n t a lc o n d i t i o n sa c t i v e l y - a i m i i l ga ta c t i v e l yc o m r o l l e de x c i t a t i o nd e v i c ef o rs i m u l a t i n g t 王l e 仃a i nl o a d ，a ne l e c 仃。一h y d r a u l i cs e r v oc l o s e d 一1 0 0 pe x c i t a t i o ns y s t e mi sa d o p t e dt os o l v et h i s p r o b l e mi nt h j ss u b j e c t 。i no r d e rt om e e t 也el l i g hv i b r a t i o n 丘e q u e n c ya i l dl a 玛eo u t p u tf o r c e r e q u i r e m e n t sa tt h es a m et i m e ，t l l i ss u b j e c tp u tf o r w a r da na c t i v ec o n 仃o l l e de x c i t a t i o ns e o c y l i n d e r ，谢t l ls t a t i cp r e s s u r ea i l dd ) ，i l 锄i cp r e s s u r eo u 印u t b a s e do n 吐1 et e s ts y s t e mr e q u i r e m e n t s ，m i sa n i c l ed e s i g n e d 1 ee l e c t r o - 1 1 y 出a u l i cs e r v o e x c i t a _ t i o ns y s t e m ，i r l c l u d i l l gm ed e s i g no ft h eh y d r a u l i cs y s t e ma l l dt h es 伽尬t u r eo fb i c y c l i c a l l l y d r a u l i cc y l i i l d e r m a t h e m a t i c a lm o d e l o ft l l e s y s t e mw a sb u i l t ，b a s e d o nt l l e t ) ，p e a n d c h a r a c t e r i s t i c so fm ef o r c es e r v oc o n t r 0 1s y s t e m b a s e do nm ec l a s s i cp i dc o n t r o l l e ra 工l dt h e e r r o ri n t e g r a lp e 怕m a i l c ei n d e xo p t i m a lc o n 仃o lm e t l l o d st 1 1 i s 枷c l ed i s c u s s e dt l l eo p t i r l l a lp i d c o i l t r 0 1 l e ra 1 1 d6 l z z ys e l f 二t i 血n gp i dc o n 仃o l l e r f i n a l l y ，m e1 i 1 1 e a ra d a p t i v em o d e lf o l l o w i i l g c o n 仃o l ( a m f c ) o f t h es y s t e mi sd i s c u s s e d i na c c o r d a n c e 、i t ht h eb a s i cp r i n c i p l eo fa m f ca n d n l eo r d e rs o l v i n gt 1 1 eb a s i cp r o b l e m sw h e ni m p l e m e n tt l ：l ea m f c a p p r o a c h ，t l l ee s t a b l i s h m e n to f 恤l 硫a rr e f e r e n c em o d e la n dm ed e r i v a t i o no fp e r f e c tm o d e l f o l l o 丽n g ( p m f ) c o n d i t i o n sw e r e f i n j s h e d ；r e s o l v e dt l l ei s s u eo fa c c e s s i n gt ot h ec o n t r o l l e do b i e c ts t a t eu s i n gm ed i r e c ts t a t e m e t l l o d ，s e l e c t e dt 1 1 ec o m p e n s a t i o na i l dd e s i 盟e dg a i np a r 锄e t e r so ft 1 1 ea d a p t i v eo 玛a 芏l i z a t i o n st o m a l ( et h es y s t e ms t e a d y f i i l a j l y s i m u l a t i o nm o d e lo ft h ea m f cc o r l t r o ls y s t e mw a sb u i l ti n s i m u l i r l l ( p l a t f o 衄，a n dt h ed y n a i i l i cr e s p o n s eo ft h es y s t e m 、a sa n a l y z e dw h e n 印p l i e ds i i l ea i l d s q u a r ew a v es i g n a l sr e s p e c t i v e l y t h es i m u l a t i o nr e s u l t ss h o wt h a tu s i n ga m f ci se a s i e rt oa c l l i e v eb e t t e rc o l l 仃o lr e s u l tt l l a l l 协ec o n v e n t i o n a lp i do r 缸刁s e l f - t u r 血gp i dc o 腑0 1 k e y o r d s ：h i 曲硒l sr 0 a db a s e ；h y d r 砌i ce x c i t a t i o ns y s t e m ；f o r c es e r v oc o n 仃o ls y s t e m ； a d a p t i v em o d e lf o l l o 谢n gc o m o l ( a m f c ) 武汉科技大学硕士学位论文 第l 页 本课题的研究背景和意义 第一章绪论 1 1 1 本课题的研究背景 高速铁路是我国铁路建设的主要发展方向，无砟轨道是我国铁路客运专线采用的主要 结构型式【l ，2 1 ，但是，我国对无砟轨道还缺乏系统、成熟的设计、施工和运营经验。正是因 为我国高速铁路起步晚，科学技术储备严重不足，为保证列车高速安全平稳地运行【3 j ，加 强无砟轨道基础理论的研究，深入探讨路基动力响应规律，找到适合我国实际情况的路基 结构与设计参数是我国高速铁路发展的必由之路。 当年，高速铁路综合技术水平己极为发达的日本，由于对路基动力性能认识不足，未 采取有效处治措施【4 j ，花了3 5 年时间，才在山阳新干线开行最高运营时速3 0 0 砌砌的列车 垆j ；法国第一条高速铁路于1 9 8 1 年建成开通运营，直到1 9 8 9 年才将列车运行速度提高到 3 0 0 砌砌【6 j 。国外大量类似的资料均表明，高速铁路基病害的发生关键在于对列车长期重复 荷载作用下路基动力学特性认识不足，路基变形未得到有效控制。因此，高速列车移动荷 载下路基的力学响应与灾变机理研究已成为世界各国高速铁路建设亟待解决的共同难题。 轨道路基动力响应的测试常用方法有现场试验和室内模型试验【_ 7 1 。现场试验有很大的 局限性，它是一种被动的测试方法，无法主动对试验进行控制，试验成果往往包含了众多 因素的影响，不利于其规律的揭示。室内模型试验在揭示自然现象的内在规律、建立并验 证理论模式中发挥了重要作用，可通过模拟列车荷载对路基的作用对路基动态特性进行有 效研究。但室内模型试验也有其局限性，由于模型与原型结构的相似问题还没有完全解决， 无法建立严格满足相似条件的模型，加之缩尺效应和边界效应，不可避免地使原型与模型 之间的定量换算存有一定的问题。 轨道路基动力响应原位试验系统的关键设备为主动受控激振装置。根据路基材质和固 有频率等力学特性，一般要求激振装置的激振频率达到2 4 q 舷，激振振幅0 4 2 聊聊，激振 力在2 3 0 丁，且多种激振波形可调。机械式惯性激振方式由于参振质量大，起振、停振过 程缓慢，很难达到较高的激振频率，输出大的激振力和振幅的要求。目前，阀控缸的液压 激振系统或泵控液压马达激振方式是国内外采用的比较先进的一种方式。泵控液压马达激 振系统是由泵流量驱动液压马达旋转，并带动偏心质量块运动，从而产生激振力，从根本 上讲还是惯性激振；而阀控油缸激振系统是通过换向阀控制油缸实现激振，它在重载下能 启振，振动频率能达到很高，但对负载刚度变化时，不能适应新的工况要求，且换向阀的 换向冲击力大，这种方式也难以满足高激振频率和高振幅的要求。除此之外，这两种方式 都不能方便在线调整激振力波形以模拟多种路况，不能控制激振系统的参数，对路基动态 特性的参数的提取也没有给出有效的方案。 第2 页硕士学位论文武汉科技大学 1 1 2 本课题的研究意义 本课题试图综合现场试验与模型试验的优点，提出一种既能实现现场原型试验，又能 主动控制试验条件的试验系统。针对可模拟列车荷载的主动受控激振装置，本课题拟采用 电液伺服闭环激振系统解决这一问题，为同时满足高振频和大出力要求，提出一种主动受 控的、具有静压和动压输出的激振伺服缸，静压由比例阀控制，用于模拟轨道路基静载荷； 动压由电液伺服阀控制，用于构成力和位置双参数耦合闭环系统，输出可控波形，模拟列 车动载荷，以满足轨道路基动力响应试验的要求。 这种新型式的双环面伺服缸驱动的激振系统不能直接应用于路基动力响应特性测试。 为了保证高频响，高输出力和高的激振波形跟随精度，还必须解决伺服缸与伺服阀的集成 参数，激振系统的控制策略的问题。这在本课题的研究中提出了初步的解决方法：激振器 动力单元的高频响技术和基于模型跟随自适应控制( 舢订f c ) 的电液伺服激振装置波形跟踪 技术。 轨道路基动力响应试验测试方法与测试手段的不足，已经严重影响了我国高速铁路的 发展。轨道路基动力响应试验系统及其试验技术研究是我国在经济建设中提出的一个兼顾 理论与技术创新的课题，具有前瞻性和广阔应用前景。 1 2 国内外研究现状 1 2 1 高铁轨道动力测试系统激振装置 激振设备通常可分为三种类型：机械式、电磁式和电液式瞵j 。 机械式激振器一种方式是利用曲柄连杆等机构直接驱动台面作往复振动，称为直接作 用式激振器；另一种方式是通过一对反方向旋转的偏心圆盘产生激振力，并驱动振动台作 周期性简谐振动，称之为离心式激振器。机械式激振器的工作频率，前一类型可以达到 1 5 0 勉，后一种类型可达到5 1 0 0 勉，虽然频率较高，但激振波形单一，波形失真大，抗 干扰能力差。 从相关资料可知，国外的轨道测试系统的激振部分主要是由液压高频振动桩锤改进而 来的，属于离心式机械激振器的一种。机械式激振器的关键技术为调频、调矩技术和减振 技术，其中高频液压振动桩锤的液压系统及液压控制系统相对比较简单【9 】。 电磁式激振器是通有交变电流的电磁线圈在磁场中，因为产生电动力而推动激振头运 动；改变交变电流的大小和频率就能改变激振的频率和幅值。因为控制方式的原因，电磁 式激振器可以达到很高的频率，高频低振幅的可以达到0 1 0 姚，低频高振幅的可以达到 o 2 七舷，并且控制方式简单，波形失真小。但是电磁式激振器功率损耗及发热量大，不易 输出大激振力，激振波形单一，主要为正弦类波形。 电液式激振器是利用伺服阀控制液压缸来输出激振力，驱动振动台作周期性正弦运动 或随机振动。其工作频率主要受伺服阀频宽的影响，一般可以达到2 1 0 0 勉，但输出力可 达几十吨。电液式激振器能够产生很大的激振力和振幅，激振波形可以通过伺服阀的控制 武汉科技大学硕士学位论文 第3 页 产生多种可控波形；但是频宽也因为伺服阀受到限制，一般只能工作在低频区和中频区。 由于受到伺服阀非线性，油液压缩性，油液脉动等影响，使得激振波形容易失真。 如前所述，国外轨道测试使用的激振设备大多是由液压高频振动桩锤改装的，如德国 k r i m p 公司生产的朋孓2 4 册y 液压振动桩锤，其振动头部分：最大偏心力1 2 3 0 克；偏心 力矩0 2 4 堙聊；最高转速2 3 5 0 印m ；振动部分重量2 9 0 0 堙；最大振幅1 6 6 聊聊；动力部分： 输入功率4 0 扯5 5 l 七职最高流量6 9 3 9 4 5 上加砌；最大压力3 5 0 6 甜。也仅有德国开发的移动 式路基动力稳定实验装置用于路基动力测试【10 1 ，然而该实验设备激振波形不可控，路基动 力响应参数未能实现自动采集，且激振频率在2 5 3 5 舷之间。国内虽有部分学者利用激振 器模拟列车荷载【1 1 。1 6 】，但激振频率均较低，大多在2 1 0 三匕，只能模拟低速列车，且激振力 在1 0 0 刎以内。可见，轨道路基动力响应的试验研究手段与技术远远不能满足现场的轨道 路基动力响应研究的需要。 从以上分析可以看到，尽管在高速铁路路基动力响应方面取得了一些成果，但还存在 许多不足，缺乏开展轨道路基动力响应试验的有效工具，仅开展了少量室内模型试验，未 能实现原型试验；关于路基动力测试的成果较少，且已有成果涉及的车速大多不高，不能 很好的反应列车高速作用下路基土的动力特性，还未能总结出十分可靠的路基轨道动力响 应规律。可见，当前的试验测试技术已不能适应当前的学科水平和高速铁路建设的需要， 实验技术亟待发展。 1 2 2 机电控制系统常用控制策略 一、机电控制系统常用的控制策略 1 最优控制 最优控制【l7 】有成熟的理论与现成的公式，可用于跟踪问题和调节问题，其适用对象是 参数已知的线性系统。机电系统由于其参数很难准确获得，跟踪问题应用成功的例子不多， 对调节问题是要实现状态观测与最优状态反馈，简称“状态反馈”，有不少成功的例子。 如直动式比例溢流阀【1 8 】，原设计分析为七阶，不少参数采用理论估计值或一定工况下的实 验值，为便于实现状态观测与状态反馈，以集结法将模型降为三阶。这就是说，设计最优 状态反馈时所取参数是一定工况下的近似，其性能改善也是一定条件下的折衷，因而即使 目标函数选得十分正确，也只是原理上的最优控制实际上的次优控制。即使这样，阀的频 宽还是从4 2 勉提高到1 2 见。另对二级比例阀其频宽也从4 7 舷提高到1 1 勉，和原有指标 相比，有了很大的改善，当然不是在任何工况下都是“最优”。 2 p i d 控制 经过几十年工业实践证明，p i d 控制是适应性很强的有效控制方法，在机电系统中仍 广泛应用。如2 0 世纪8 0 年代中期，我国从美国m t s 公司进口的多通道疲劳试验机，驱 动器为阀控非对称缸，以高成本保证高质量，把非线性因素降到最低限度。在正式试验前， 先安装好被试件，反复调整各通道的比例、积分和微分常数，调整时间需一周左右，可以 达到稳态精度为0 5 ，动态精度为3 。可以看出，该公司的设计思想是把被试结构件当 第4 页 硕士学位论文武汉科技大学 作参数未知却是定常的线性多变量系统，用熟练技术人员的经验来选定各通道的控制参 数，显然，从本质上讲，这种方法只能适用于被试结构件在线弹性区域内的疲劳性能，一 旦超出线弹性区进入弹塑性区，控制精度将明显下降。 3 智能控制 目前，对于智能、智能控制这些概念并没有严格的定义，依研究者所在领域和看问题 角度的不同，所给出的定义可能会有较大的差异。一个处于不确知环境下的系统如果能够 采取适当的行动，使得系统能够成功实现最终目标的概率不断增加，这种系统就是具有智 能的观点，模糊控制、专家控制、神经网络控制以及仿人控制等都可以归纳在智能控制的 范畴。 二、自适应控制问题的提出与应用 1 机电控制系统特点与自适应控制的提出 电液系统与其他机电系统相比具有许多特殊性，其中之一就是电液系统主要是靠液体 传递能量，而液体的一个主要特点就是具有可压缩性【1 7 】。也正是这一特点使电液系统动力 学特性分析变得比较复杂，在许多难以进行解析分析的场合，就常常需要借助实验来得到 一些近似的结论。 ( 1 ) 参数值测不准。例如液压系统中的液压弹簧刚度，由于液压油的弹性模量随工况 变化以及容积特性( 尤其是连接各种橡胶管道) 随工况变化，始终是个捉摸不定的量；又如 各种复杂结构件，尤其是各向异性材料构件、有裂纹构件以及进入弹塑性区的构件，其运 动特性甚至连动力学方程都难确定。 ( 2 ) 非线性特性难于辨识或本身复杂难于抽象成较准确的数学模型。电液系统所特有 的一些非线性特性，诸如伺服阀工作导致阀前油压脉动，影响系统输出精度；阀、缸问管 道对系统动特性的影响和校正；非对称缸和柱塞缸，由于控制阀的实际误差和连接容腔的 影响，其正反向运动时动特性实际不对称情况等电液系统特有的一些非线性特性。又如分 析运动轨迹时，构件通常按刚体分析，实际上构件的弹性变形、连接件因间隙的相对运动 和弹塑性变形导致说不清的非线性；至于最常见的摩擦非线性，近年研究有6 种以上模型， 多为不对称【1 9 】，系数分散性大 2 0 1 。非对称缸系统的动特性变化非线性微分方程没有一定解 析解法，也没有对其非线性程度的定量描述。 ( 3 ) 大范围内的时变特性。液压伺服系统中阀的流量系数随开口而变，流量随油温与 压力而变，机械尺寸随温度变化而变化等。 由于机电系统的这些非线性、时变性参数的不确定性，要想获得被控对象的有效数学 模型是相当困难的，往往难以为其设计一个满意的控制器。针对这类问题，经过多年的努 力，人们已建立和发展了一种适用的控制方法，即自适应控制( a d a p t i v ec o n 仃0 1 ) 。自适应控 制能够在被控对象参数发生变化，被控对象环境发生变化的情况下，仍能通过实时改变控 制器参数，使被控对象按照预期的动态特性来工作。 2 自适应控制的应用现状 最早的模型参考自适应控制方法用来解决解决飞行器的自动驾驶问题，由美国麻省理 武汉科技大学硕士学位论文第5 页 工学院的h p w 1 1 i t a k e r 教授首先提出该方法，但限于当时控制理论和计算机技术的发 展水平，该方法没有获得成功的应用。5 0 多年来，随着计算机技术的迅速发展和白适应控 制理论的不断完善，自适应控制已在很多领域获得成功应用。到2 0 世纪7 0 年代随着控制 理论和计算机技术的发展，自适应控制取得重大进展，在光学跟踪望远镜、化工、冶金、 机械加工等领域的成功应用，也充分证明了其有效性【2 1 】。例如在长网纸机中采用组合自校 正控制，定量的标准差由p i d 控制时的2 4 1 咖? 降到1 3 搬加2 。 1 3本课题的研究内容 本文主要研究内容分为四个部分： 1 电液伺服激振系统设计 首先介绍了针对轨道路基动力测试技术要求的技术指标，根据该指标对本课题提出便 于设计实施的设计要求。查阅并参考一般力伺服控制系统的设计方法，对电液伺服激振系 统进行了设计，包括液压系统的设计、双环面液压缸的结构设计和测试方法的基本框架设 计。最后对液压系统的主要控制元件、液压元件和执行元件等静态参数进行了计算。 2 电液伺服激振系统建模 根据力伺服控制系统的类型和特点，以及力控制系统的基本方程，对伺服缸的静压腔 作了等效处理，考究了伺服阀传递函数的选择和负载刚度的确定，最终推导出电液伺服激 振系统的传递函数符号形式。最后计算确定系统的各项动态参数，以及传递函数的数学表 达式。 3 电液伺服激振系统控制算法设计与仿真 使用s i m u l i n k 搭建电液伺服激振系统的数学仿真模型，并进行仿真分析。然后依据经 典的p i d 控制器，和基于误差积分综合性能指标的最优控制方法，讨论了最优p i d 控制器 和模糊自整定p d 控制器。并对激振系统添加这些控制器，对比分析系统在正弦、方波信 号和扰动下的动态响应。 4 电液伺服激振系统的线性模型跟随自适应控制 首先介绍了模型跟随自适应控制( 舢汀c ) 这一新方法的基本原理：线性模型跟随自适应 控制和超稳定性理论。然后根据该控制算法实现要解决的基本问题，先后介绍了满足模型 完全可跟随( p ) 的条件，解决被控对象状态的获取问题的直接状态法，使等价反馈系统 前向通道传递函数为严正实函数的补偿器的选择，使等价反馈系统非线性反馈通道满足波 波夫不等式的自适应参数的选择等。接着按照a m f c 方法的原理，建立了具有期望动态特 性的线性参考模型，推导了相应的p m f 条件，根据直接状态法选择补偿器，并设计自适 应机构的增益参数。最后在s i m u l i n k 平台上搭建了a m f c 控制系统，对系统分别施加正 弦、方波信号和扰动，分析系统的动态响应。 第6 页硕士学位论文武汉科技大学 2 1技术指标要求 第二章电液伺服激振系统设计 本课题拟采用电液伺服闭环激振系统，使用一种主动受控的、具有静压和动压输出的 激振伺服缸，用比例阀减压阀控制静压腔，模拟轨道路基静载荷；用电液伺服阀控制动压 腔，构成力和位置双参数耦合闭环系统，输出可控波形，模拟列车动载荷，以满足轨道路 基动力响应试验高振频和大出力的要求。加载及土层受力沉降效果图2 1 所示。本文未涉 及位置反馈控制，仅是力反馈控制【2 2 1 。位置反馈控制和力反馈控制大同小异，且应用更加 成熟，也有很多可参考的实例。本课题提出的电液伺服激振系统的具体技术指标如下： 激振器输出力：直流分量为2 0 0 柳，交流分量为士1 0 0 刎； 激振器主动激振频率：1 4 0 勉可调； 激振器主动激振位移：在lf 忍时士2 0 聊m ，在4 0 勉时士0 5 聊聊； 激振波形参数能在线程控调整：波形( 正弦、三角、阶跃、脉冲等常规波形或指定函 数波形) 、激振频率、激振振幅可通过程序界面选择与设置。 f l f l 静态缸加载力 ( 口) 图层加载示意图 土层受力和沉降位移 动态缸加载力 ( 6 ) 图层受力及沉降位移曲线 图2 1 土层加载、受力及沉降位移示意图 匡 f s 武汉科技大学硕士学位论文第7 页 2 2电液伺服激振系统设计 电液力( 压力) 伺服系统广泛应用于材料试验机、大型构件试验机、航空或高速汽车轮胎 试验机、负载模拟器、飞机防滑车轮刹车系统、带材张力调节系统、平整机恒压系统和水 压试管机压力控制等方面【2 3 1 。本系统采用q 阀控制的单自由度驱动力伺服系统，其控制回 路方框图如图2 2 所示。 图2 2 力伺服控制回路方框图 根据设计要求设计液压系统原理图如图2 3 所示。本液压激振系统的核心为对双环面 液压缸9 ( 含内置三助丁位移传感器) 的伺服控制。该激振伺服缸具有静压和动压输出，静压 由三通比例减压阀7 控制；动压由压力伺服阀俨阀) 5 或者流量伺服阀( q 阀) 6 控制。采用尸 阀可实现压力闭环控制，进行现场原位试验，采用q 阀可实现位置闭环控制，进行室内演 示实验。但是由于尸阀的制造和调试较为复杂，一般情况下应用较少，且不宜找到合适的 具有足够频宽的压力伺服阀。这里考虑系统的可扩展性，为系统预留了这样一个接口。 另外，在后续分析中我们也会看到，力控制系统的开环增益k = k k ( k 琏。) 么，k 伊 影响系统的稳定性。通常一个已经成型的系统液压部分增益调整余量很小，系统开环增益 往往要通过电气增益来调节。但由于使用的是零开口流量阀，其压力增益通常很高，阀芯 只要一个很小电流信号( 对应阀芯位移砧，负载压力很快就达到供油压力，此后输入信号 与输出力之间不成比例关系，若系统出现振荡，则难以通过调节电气增益来恢复系统的稳 定【2 4 1 。 为了减小伺服阀零漂、死区等影响，并使系统具有较大增益调整余地，系统增大电气 部分的增益城，减小液压部分的增益忆) 彳p 。常采用正开口流量阀，或零开口流 量阀加泄漏通道来减小总压力增益局忆，或者减小液压缸的工作面积彳p 等方法。但在系 统液压缸已设计好和伺服阀已经选定的情况下，伺服阀的如和液压缸的彳口较难更改，于 是采用零开口阀加泄漏通道的方法，增大压力流量系数如，以达到减小伺服阀压力增益 的目的。 第8 页硕士学位论文武汉科技大学 图2 - 3 液压激振系统原理图 1 恒压变量泵2 卸荷溢流阀3 一安全阀4 蓄能器5 压力伺服阀6 流量伺服阀7 三通比例减压阀 8 电磁换向阀9 双环面液压缸1 0 压力传感器1 1 位移传感器1 2 载荷传感器1 3 可调节流阀 液压系统采用恒压式变量泵1 作油源，油源压力靠改变恒压式变量泵的液压功率调节， 泵的流量决定于执行机构的需要。泵的动态效应较慢，所以必须配置蓄能器4 ，用于存贮 能量，吸收液压冲击和压力脉动以提高液压系统动态稳定性。电液伺服阀5 ( 6 ) 应安装在液 压集成块上减少元件之间的油路连接，减少压力损失和控制容积，以增加液压固有频率。 正常工作前行程调节，电磁阀位于中位，通过手动控制伺服阀调整激振缸初始位置， 是激振头到达指定位置；正常工作时，电磁阀位于左位，静压腔通过控制比例减压阀保持 为恒压，动压腔通过调节伺服阀产生交变载荷。电控系统给定的电压信号u 与从载荷传感 器或位移传感器输出的反馈信号研送到控制器相比较，并将得到的偏差电压信号以经伺 服放大器放大并转换为相应的电流信号后，送入电液伺服阀，使液压缸活塞两端产生压差， 并使液压缸的输出力向着减小误差的方向运动，通过对两路信号的转换与计算，可获得系 统的稳态输出。 高压油交变地输入到伺服缸动压腔的上下油腔，驱动活塞进行往复运动，活塞杆与载 荷传感器、激振垫块( 激振头) 、路基相连。因此使路基及载荷传感器产生的力信号与电控 系统的设定信号有相同的变化。这时作用在路基上的载荷和位移由载荷传感器、位移传感 器测出。另外，动压腔和静压腔的工作压力可以间接的通过压力传感器l o 进行检测，当 武汉科技大学硕士学位论文第9 页 载荷传感器的刚度不足时，可以代替载荷传感器的功能。压力传感器除了可以对系统进行 监控外，在不同的位置将伺服缸启动，通过压力传感器测出两腔的压力，可以计算出在不 同位置启动时伺服缸的启动摩擦力，取平均值得到伺服缸的启动摩擦力。为了提高静压腔 的控制精度，抑制由环境变化和外来干扰引起的影响，比例减压阀也可以采用闭环控制。 相应的双环面液压缸结构简图和工作原理示意图分别如图2 4 、图2 5 所示。液压缸动 压腔活塞和活塞杆均采用间隙密封，可获得较小的摩擦力。激振液压缸在位置闭环条件下， 对活塞杆输出力不作要求，仅为演示时用，可在空载条件下满足该要求试验；激振液压缸 对试验土层产生主动激振加载实验时，以力闭环控制方式工作。动压杆和激振垫与载荷传 感器螺纹连接，静压杆头部设置减震装置，直接压在载荷传感器上。 动压杆及动压静压杆及静压 活塞及活塞杆动压腔工作 泄漏通道静压腔工作 间隙密封 油口 油口 图2 4 双环面液压缸结构图 图2 5 双环面液压缸工作原理 第1 0 页硕士学位论文武汉科技大学 2 3 液压系统静态参数计算 2 3 1 选择系统供油压力 系统供油压力只合理与否很重要，只较高时，执行元件的规格尺寸( 液压缸的有效面积 4 ，或液压马达风) 可较小，因而伺服阀额定流量q ，和伺服油源的供油流量纷可较小； 压力较高时，油中空气含量减小，油液有效体积弹性模量尻值提高，有利于提高液压谐 振频率 。但只过高，么口或编过小，难以达到良好的负载匹配，且i l l 降低。初步设计 可参考或比较同类系统的只值。采用类比法【2 5 】，初步设定系统工作压力为只= 2 l 彪砌。 2 3 2 液压缸的主要规格尺寸的确定 按照工程上的近似计算方法，按最大负载力凡一确定执行器的规格尺寸，限定伺服阀 的负载压力鲁只，并认为各类负载力同时存在，且为最大值，则液压缸的有效面积为 r 3 彳，。：墨磐生：竺型! 譬业，e ：聊，：+ 鼻磁+ e p l 丢p s j 式中，聊等效负载质量； b 。活塞及负载的粘性阻尼系数； k 负载弹簧刚度； e 等效在活塞上的外负载力； 耽负载压力。 通常按最大功率传输条件取负载压力置= 詈只，按最大功率点负载凡及运动速度， 由式4 ，= 仇确定液压缸工作面积4 ，由式鱿= 彳p v 。确定伺服阀负载流量q ，由式 q 0 = 3 q 确定伺服阀的空载流量q d 。但是注意，工程设计上出于保守计算，取 l = m ，口。+ b ，v ，+ 麟硎+ 吃，实际上负载中的惯性力、粘性力和弹簧力最大值的出现相 位依次相差9 0 0 。对于凡很大的情况，可取凡= ( 3 4 5 6 ) 只( 即7 5 8 3 3 ) ，并由彳。= e 仇 确定4 ，由鱿= 彳，v 。确定q 。 在力控制系统中，一般不按常规即最大功率传输条件取凡= 2 3 n 。而是相反，在阀流 量允许的情况下( 采用大一些的阀) ，使凡接近只。这有利于提高工作点处的尼值和减小 液压缸的面积彳口值。为保证伺服阀阀口上有足够的压降以起到控制作用，负载压力不应过 大 2 3 1 。根据力控制系统的特性，使系统在供油压力的8 0 状态下工作，凡= 0 8 只= 1 6 8 脚口，故取负载压力为耽= 1 7 脚口。 1 动压腔液压缸的有效面积 2 6 1 动压腔要求最大输出力为凡巩矿1 0 0 剧，因此 武汉科技大学硕士学位论文第1 1 页 么。，：篮：型型：5 8 8 1 0 一聊z 。 p l wm p n 如，液压缸有效工作面积4 。= 三( q 2 一吐2 ) ； d j 活塞直径； 西活塞杆直径； 及经验结构系数，通常a = o 2 5 0 7 ，低速小负载时取小值，反之取大值。 活塞杆直径为咖扣，所以可按下式确定d 和d d = 根据买际生严制造经验，取训声0 7 ，则 即羔= 等聊一o 朋地聊聊 按国标圆整例并选择d l = 1 2 5 历肌。则西- 0 7 d l = 8 7 5 肌聊，圆整并选择斫= 9 0 聊聊。核算 有效面积得 彳p j = 署( d 1 2 面2 ) = 5 9 1 1 0 一3 聊2 ，满足设计要求。 实际负载压力 砌= 筹= 器娟睨舰 2 静压腔液压缸的有效面积 静压腔要求最大输出力为凡懈严2 0 0 玉，同理可得 4 。，：鱼：垫型：11 7 6 1 0 一3 聊z p l 、| m q 但是此处应考虑缸的结构，动压杆穿过静压杆，静压腔无杆腔有效作用面积为 4 ：= 三( d 2 2 4 2 ) ，则 皿：丝+ 矸：丝型+ o 0 9 2 _ 0 - 1 5 2 聊- 1 5 2 聊聊 v 万 v 万 圆整，选择d 2 = 1 6 0 聊聊，核算有效面积得 4 ：= 三( d 2 2 一吐2 ) = 三( 1 6 0 2 9 0 2 ) m 2 = 1 3 7 4 1 0 m 2 ，满足设计要求。 实际负载压力 = 尝= 器6 舰 静压腔有杆腔在试验是为非工作腔，但必须能传递静压腔的力到地基上，考虑到静压 腔有杆腔活塞杆的刚度，取其直径为西：1 2 5 聊聊。 第1 2 页硕士学位论文武汉科技大学 2 3 3电液伺服阀的选择 1 伺服液压缸行程s 的确定 较小的行程可以减小控制容积k ，对提高液压固有频率厅( 即系统的频率响应) 有利。 由于激振器主动激振位移：在1 勉时士2 0 聊m ，在4 0 舷时士0 5 聊聊。通常伺服缸行程为2 倍振幅再长出6 1 2 m 聊【2 8 】，则严2 0 2 + ( 6 1 2 ) = 4 6 5 2 聊m 。按国标取液压缸活塞行程 f = 5 0 所m 。 2 液压缸活塞运动速度计算 按最大负载速度确定伺服阀的空载流量，近似认为液压缸按正弦规律运动口9 1 。液压缸 活塞杆最大速度娃= x m 缸。 x = 秭s i n ( 研) ，v = x = 缈c o s ( 国r ) ，v 二。= 嘞缈 式中，x 活塞位移，聊聊； 翰活塞激振振幅，m m ； 国活塞振动角频率，口挑，国= 2 石厂； v 活塞运动速度，聊觚。 在1 勉时，振幅确= 2 0 聊聊，国= 2 万，口d 居，v m 找= 缈= 4 0 石= 1 2 5 6 聊聊居。 在4 0 舷时，振幅嘞= 0 5 珑聊，缈= 8 0 万阳d 居，v m 毅= 而缈= 4 0 万= 1 2 5 6 朋聊居。 因此，活塞杆的最大速度为1 2 5 6 m ，以。 3 伺服阀的最大负载流量 伺服阀最大负载流量也即动压腔最大流量。 q = 彳p 1 确国= 5 9 1 0 聊聊2 1 2 5 6 肌朋居6 0 1 0 _ 6 = 4 4 5 4 三m m 考虑到泄漏等的影响，通常将负载流量轨放大1 5 3 0 ，快速性要求较高的系统中取 大值，这里取2 0 。则纽= 1 2 4 4 5 4 三聊加= 5 3 4 4 8 三砌加。 伺服阀实际阀压降为 印= 见一中1 一p 工一印r = ( 2 1 一l 一1 6 9 2 一o 5 - p 口= 2 5 8 御口 式中卸j 液压站至伺服阀的管路总压降，取彳p ，= 1 膨阮； 彳阳伺服阀回油管路压降，取彳p 丁= 0 5 彪阮； m 额定负载压力，儿= 1 6 9 2 脚口。 额定阀压降下伺服阀额定流量为 q = q 搀3 m s 罴砌一s s 0 4 剧删玎 彳胁伺服阀全周口阀压降，彳砌= 7 0 脚口。 根据和和q ，选择额定流量为g 一= 1 0 0 三砌切口5 1 。查伺服阀样本，选择朋d d g 公司 d 7 9 1 系列电反馈三级伺服阀d 7 9 j s j a 朐r 麟淞b d ，其额定流量g 产1 0 吐砌拥( 单边和 武汉科技大学硕士学位论文第1 3 页 = 3 5 御口时) ，额定供油压力胁= 3 1 5 脚口，额定电流厶= 1 0 刎。该伺服阀的其他参数如表 2 1 所示，伺服阀负载一流量关系曲线如图2 6 所示。 表2 1 抑d g d 7 9 j 肼使加r 膨硪愿8 口伺服阀性能参数 额定流量 g 。= 1 0 0 砌加( 单边4 ，= 3 5 肱p 口) 额定供油压力 胁2 3 1 5 肱p 口 额定电流厶= 1 0 州 输入信号 士1 0 朋 主阀芯类型四通，零开口，线性增益 响应时间( 从0 到1 0 0 行程) 3 1 0 m s 分辨率 0 2 滞环 0 5 零漂( r = 5 5 叼 嘲负载刚度) ，可把力传感器看成刚性，系统看作是单自由度驱动力伺服 系统田3 1 1 。将双环面伺服液压缸的静压腔的作用力简化为作用在活塞上静态干扰力e 和与 负载刚度串联的液压弹簧刚度。 表3 1 电液力伺服系统的类型及特点 1 驱动力伺服系统2 负载力伺服系统 放大器 声坠 蠼 声堕 讥n 盯 w 船 伺服阀 儿 哺钟 印l刖i 睦 i 上 广l 扣多睦 ”志 印广 舴感器w 妙 lj 贝轼 m 负载 f3 1 l 既f 习矗争儿 巩f爿曼喜 力传感器亡 淤 ， 力传感器装在施力缸活塞与被控制对象之间，检测到 力传感器装在被控对象与基座之间，检测和控制 的力包括惯性力、粘性阻尼力和弹性力；因此检测和 控制的是施力缸的驱动力 的仅是弹性负载力 力控制系统的基本方程口3 】如下： ( 1 ) 偏差电压信号：u 。= u ，一u ，u 为指令电压信号，为反馈电压信号； ( 2 ) 力传感器方程：u ，= k 伊t ，助为力传感器增益，为液压缸输出力； 矿 ( 3 ) 伺服放大器输出电流：业= 垒u 。，为放大器增益； j y ( 4 ) 伺服阀传递函数：鲁= k 瓯( s ) ，五为伺服阀阀芯位移，为伺服阀增益，岛 为当忍，_ 1 时伺服阀的传递函数： 第1 6 页 硕士学位论文武汉科技大学 一 ： ： ( 5 ) 阀控缸传递函数： q l = k v c pl 吃2 + 研音毗 一沩负载质且偈为 f g d pl 2m ，xp + bd s xp + k xp f 负载阻尼系数，k 为负载弹簧刚度，为液压缸总泄漏系数。 由基本方程可画出力伺服控制系统的方块图如图3 1 所示，图中如喝+