数控卧式镗铣床主轴箱用液压平衡机构的设计与分析
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机械毕业设计全套
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数控卧式镗铣床主轴箱用液压平衡机构的设计与分析,机械毕业设计全套
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西安工业大学北方信息工程学院 本科毕业设计 (论文 ) 题目：数控卧式镗铣床主轴箱用液压平衡机构的设计与分析 系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： B090201 学 生： 赵 辉 学 号： B09020134 指导教师： 曹岩 2013年 04月 nts nts 西安工业大学北方信息工程学院 毕业设计（论文）中期报告 题目： 数控卧式镗铣床主轴箱用液压平衡机构设计与分析 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B090201 姓 名 赵辉 学 号 B09020134 导 师 曹岩 2013 年 3 月 20 日 nts 撰写内容要求： 1.设计（论文）进展状况 ： 本阶段主要完成了 Vibration insulation of hydraulic system control components 的翻译，了解了液压平衡原理以及主轴箱的工作原理。 本毕业设计的主要内容是 了解主轴箱用液压平衡机构的性能要求 ，具体包括 主轴箱的结构以及液压原理， 从一开始拿到任务书正式开始毕业设计以来，按照任务书的要求，我的工作进展还较为顺利。至今为止，通过大量查阅相 关资料，我了解了课题的 背景和发展状况，完成了对课题的分析，了解了液压 原理 和主轴箱平衡机构的装配图 ，并提出了自己的方案， 完成了开题报告和对外文文献的翻译， 对主轴箱用液压平衡机构 有了一定的认识，对其结构已经设计完成，现在正对其进行详细设计计算。 如图所示 图 1 液压原理图 nts 图 2 JCS-013 主轴箱平衡机构装配图 图 3 平衡阀装配图 平衡机构的液压系统由油泵 11 供油，减压阀 8 调节平衡压力 P2，溢流阀 10 调节系统压力 P1（比 P2 一般约高 10 公斤力 /厘米 2）。并由蓄能器 6 和压力继电器 4.3 使主nts 轴箱上下运动，停止时的 平衡压力基本稳定。当主轴箱向上运动时，平衡油缸 2 的活塞向下运动，同时电磁铁 26DT 通电，油泵 11 供给的高压油经换向阀 9，减压阀 8，平衡阀 5 向平衡油缸 2 上腔补充压力油。若主轴箱向下运动时，平衡油缸活 塞向上运动，平衡阀 5 中的单向阀和油路系统中的单向阀 7 关闭，油缸 2 上腔的压力油经平衡阀 5 中的滑阀而流回油箱。此时，由于压力继电器 3 使电磁铁 26DT 断电，泵 11 向系统供给的压力油换向阀 9 直接流回油箱。主轴箱停止时，活塞不动。平衡压力超过 34公斤力 /厘米 2 时，压力继电器 3 控制电磁铁 26DT 断电，泵 11 卸荷，系统控制的平衡压力由蓄能器 6 保证。当平衡压力低于 32 公斤力 /厘米 2 时，压力继电器 4 控制电磁铁 26DT 通电，泵向系统供油，保持平衡压力基本稳定。 2.存在问题及解决措施 ： 由于毕业设计涉及的范围很广，几乎囊括了在 大学里所学的全部知识，很多在大一、大二学习的知识由于很久没有接触造成了这 些知识的模糊甚至淡忘，所以在某些细节方面总是会有多多少少的问题， 给设计带来了不小的麻烦。 下面是我设计过程中遇到的问题以及解决方案。 （ 1） 主轴箱各个部件的功能是什么？ 在设计过程中 ，通过翻阅大量资料，我首先想到的是 看图册 ，但是 还是有点看不懂 ， 和同学讨论 ， 在查阅相关资料，目前基本了解主轴箱。 （ 2） 主轴箱用液压平衡机构的工作原理 在设计中， 这个问题是重难点，首先要了解液压原理，其次再考虑液压平衡，最后完成主轴箱 用液压平衡机构的设计与分析 。 （ 3） 结构设计和计算分析 在设计中，不知道用哪些计算公式来计算液压平衡，把平衡压力定为 34 千克力 /平方厘米 。 重新拿起液压与气压传动这本书查找相关知识，网上查阅相关文献，来完成结构设计计算。 3.后期工作安排 ： （ 1） 完成详细的配合设计并计算； （ 2） 根据计算数据以及所选机构画出零件图和装配图； （ 3） 编写设计说明书以及校核图纸，交给导师查阅； （ 4） 准备完成最后答辩。 nts 指导教师签字： 年 月 日 nts液压系统的控制元件隔振 M. STOSIAK 弗罗茨瓦夫大学的技术， wybrzeze wyspianskiego 25， 50-370 弗罗茨瓦夫，波兰。 本文对液压阀上的外部机械振动的影响。理论分析选定的振动绝缘体的贡献在液压阀壳体的振动减少了。报道了初步简单隔振的实验测试结果。 关键词 ：机械振动，脉动压力，液压阀 1 简介 液压系统的主要特点是围绕一个平均值压力周期性的变化，通常被称为 压力波动 。其后果是缺乏奈特雷负。该泵的位移分量的循环操作 1 或在液压阀的控制元 的 自我激励 2 因流动液体的作用 4 或外部的机械振动 3， 5， 6 是压力波动的原因之一。压力波动引起的单独的系统组件振动。这有不利的影响，特别是对定位的精度，例如，在一个机床刀具。这也适用于（但到一个较小的程度），是影响固定液压阀的振动源移动机。一般来说，由一台机器或设备的振动传递复杂的问题可以分为三个相互关联的类别： .振动源， .振动传递路径， .效应。 nts振动的最常见的原因是与机器的动作或操作连接的干扰，例如，当一个移动台移动在不平的表面或当旋转件不平衡在材料加工。另一个主要的振动源驱动单元，例如内燃机工作循环周期时变特性进行 7， 8 。液压操作系统也是机械振动源引起的压力波动和位移泵循环运行期。由于产生的振动频率不同 ， 传输路径也不同。不规则的表面上移动的机器动作导致激发的 0.5 250赫兹的频率范围为 11 9 。后者包括由驱动产生激励（燃烧）引擎和位移泵运动学， 出现压力波动在机器的液压系统。由于流动的空气阻力的振动是在 250 16 000赫兹的频 率范围内，他们是由机器的部件分离气流引起的。同时流动的工作介质的液压系统产生振动和噪声。有时发生气蚀，产生高频噪声。振动所产生的机械传送产生不同的影响。机械振动，影响机器操作员。组件的系统与该机装备，特别是液压元件及系统也受到机械振动。这些组件都需要有良好的动态特性和具有稳定性，定位精度高，运行可靠性 ， 确定性 ，噪音小 。现代液压比例阀或者液压微波暴露于外部的机械振动，特别是因为他们中的干扰力可以量的控制力，这可能会导致很多不良影响，如失稳，定位不准确，损坏密封件和增加噪声 12 。 2 柔性液压阀固定 正如上面提到的，为了减少液压阀的控制元件的振动隔离阀壳似乎从底座的外部机械振动感（例如移动机器或机床振动框架）。对振动的外壳专用夹持座水力分布器的设计是液压阀灵活的固定效应分析。后者在其两侧的弹簧支撑系统与一个已知的线性特性和已知的预变形（图 1）。 nts 图 1 气门座： 1 液压阀（经销商）， 2 基座， 3 弹簧预变形螺栓， 4 弹簧， 5 移动夹座 该支架的设计是这样的，安装在阀门的弹簧约束（用一个等效刚度）和移动夹座（ 2，图 1） 把 它按照干摩擦模型。在其两侧，由弹簧支撑的价值。一种液压系统中的比例分配式 4wre 6 e08-12 / 24z4 / M 操作，如图 2 所示。 nts 图 2 液压系统的组成方案：将调查 1 给水泵， 2 溢流阀， 3 调查的组成部分， 4 调节节流阀 一二质量系统的模型的比例分配在液压系统如图 2所示，可以通过以下系统的四个方程表示： nts 第四个方程描述作用在认为情况下阀壳的力量。进一步对该方程将被修改以描述该隔振元件的特性。一些简化的假设，方程（ 1）： 工作液不改变其性质， 库仑摩擦忽略了对阀芯套内定向控制阀， 库仑摩擦是阀体与阀座之间的合作， 弹簧特性是线性的和刚度系数 C描述， 液压系统的描述是基于 集中参数模型， 该模型不代表管阀体振动的影响。 一个数值的溶液中形成的 “ 传递函数 ” ， 在阀壳体振动加速度幅值 A2激励振动加速度振幅 A0比，如图 3所示。 nts 图 3 比例分配器壳体振动加速度幅值 A2相对激振加速度振幅 A0 f = 10 60 赫兹 对模拟结果的分析表明，在约 20赫兹的频率振动幅度相当大的增益。这是由于共振自振阀达 4.5公斤，持有人的等效刚度的弹簧质量 86 000 N /米。因此 在 配器壳体振动的振幅增益 OB曾在 10 30赫兹的范围内（无效的隔振）。 不同形式的绝缘元件可以假定。一个准零刚度振动绝缘体的引入大大有助于阀门壳体的振动最小化。与准零刚度隔振器的理想的特性是由以下方程 13 ： c1w， C2W分别主弹簧和补偿弹簧 的 刚度， H角的初始，侧臂轴 Y 原来的倾向， P1H, P2H在位置初始弹簧张力 HN， 在这样一个振动激发方向绝缘子总刚度（外部机械振动的方向）是： nts因此，模型的第四个方程（ 1）可以写为： 模型示例解决方案（ 1）补充方程（ 4）是在激励频率 f = 1060 赫兹以下的数字显示。 对模拟结果的分析表明，由于振动的使用准零刚度阀壳体的振动可以做出降低绝缘子。不过，由于其尺寸绝缘体不能用在小空间。因此，材料具有良好的隔振性能，适合在小空间使用上应寻求。看来，特殊垫上安装液压阀可以满足要求。这种材料也应耐液压油和极端的环境温度。 图 5 比例分配器壳体振动加速度幅值 A2 相对为了激励振动加速度振幅 A0 f = 10 60赫兹 nts 图 6 比例分配器壳体振动加速度幅度 A2 相对激振加速度振幅 A0 f = 10 60 赫兹 图 5和 6的数字显示，这样一个非线性隔振特性可以选择，绝缘将在整个考虑激发频率范围内有效。 对阀的机械振动的影响这个问题 用 理论和实验的方式来考虑。理论上的考虑，基于数值根据数学模型计算。一些理论思考的实验进行了测试使用测试站（液压仿真转台，阀座，弹簧套）。 3 实验测试 试验台上，使机械振动特征的一种规定的频率产生了实验验证了理论分析的结果和结论。研究了阀 曼内斯曼力士乐比例分配式 4wre 6 e08-12 / 24z4 m 固定在支架安装在试验台和子遭外部机械振动（图 1）。测试是在没有连接到阀管 时进行的 。一个线性的静液压驱动模拟器，能够产生高达 100赫兹的振动，是外部的机械振动源。对线性静液压驱动模拟器的主要成分是伺服阀控制液压缸。该模拟器由三个主要部分：液压部分，控制部分和控制软件。模拟表的位移是由位移传感器和加速度控制是由加速度控制。对仿真转台测试阀的安装。模拟电控制信号是由外部谐波信号发生器的支持。比例分配器放置在专nts用架双侧支撑弹簧（有两个弹簧并联在每边）。初步的测试，用一个等效的弹簧进行了 86 000 N / m 和 2毫米的预变形刚度。外激励参数如表 2 所示。 图 1 比例分配器放置在特殊的支架和两侧支撑弹簧，在测试过程中 表 2 作用于测试液压分配器的振动振幅 图 8 显示了一个整体的阀门振动图的外部激励，即比例分配器壳体加速度幅值 A2激发振动振幅 A0与 25 60赫兹的频率比。 nts 图 8 比例分配器壳体振动加速度幅值 A2 相对激振加速度振幅 A0 f = 25 60 赫兹 4 结论 它已被证明是一个机床和移动设备的普遍装备液压阀振动 装置 。绝缘子的振动为特征在一定的外部振动频率在阀壳体振动加速度振幅降低线性结果弹簧形式的运用，但它可能有利于共振频率。在图 3和图 8显示的结果比较，模型和测试之间的差异并不很大 35 60赫兹的频率范围。由于具有非线性特性的阀壳体振动加速度幅值进行几十 %降低隔振装置的使用：通过与准零刚度隔振器的90%和 80%左右的隔振器的刚度或阻尼是位移或速度的第二功率成正比。在阀壳体振动的减少将导致在滑阀减少振动，尤其是共振范围。在这样的应用振动绝缘体也应满足其他的标准，如：耐环境温度变化，耐液压流体，和几何尺寸小。因此，除了具 有良好的理化特性，振动绝缘体，应该有一个标准化的设计，适合于液压阀的典型连接板。 nts参考文献： 1 Lisowski E., Szewczyk K.: 多活塞轴流泵的理论确定交货的波动（波兰），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 1, 1984, pp. 36。 2 Kudma Z.: 对减压阀和液压系统的自由振动频率（波兰）， Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 3, 1990, pp. 2730。 3 Amini A., Owen I.: 减压阀的噪声与振动问题的一个可行的解决方案，热流体科学实验， No. 10, 1995, pp. 136141。 4 Misra A., Behdinan K., Cleghorn W.L.: 由于结构相互作用的流体控制阀自激振动，流体与结构杂志， Vol. 16, No. 5, 2002, pp. 649665。 5 Stosiak M.: 对液压阀控制元件的基础上的低频机械振动的影响（ 波兰 ） ，in: Rozwj maszyn i urzadzen hydraulicznych, Edit. 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Stuttgert,B.G.Toubner,1984. ntsARCHIVES OF CIVIL AND MECHANICAL ENGINEERINGVol. XI 2011 No. 1Vibration insulation of hydraulic system control componentsM. STOSIAKWrocg225aw University of Technology, Wybrzeg298e Wyspiag276skiego 25, 50-370 Wrocg225aw, Poland.This paper deals with the effects of external mechanical vibrations on hydraulic valves. A theoretical analy-sis of the contribution of selected vibration insulators to a reduction in hydraulic valve housing vibrations wascarried out. The results of preliminary experimental tests of simple vibration insulators are reported.Keywords: mechanical vibrations, pressure fluctuations, hydraulic valve1. IntroductionMajor features of hydraulic systems are periodic changes of pressure around an aver-age value, commonly referred to as pressure fluctuations. Their consequences are defi-nitely negative. The cyclic operation of the pumps displacement components 1 or theself-excitation of the control components in hydraulic valves 2 due to the action of theflowing liquid 4 or to external mechanical vibrations 3, 5, 6 are among the causes ofpressure fluctuations. Pressure fluctuations cause the individual system components tovibrate. This has an adverse effect, particularly on the precision of positioning of, for ex-ample, the cutting tool in a machine tool. This also applies (although to a smaller degree)to mobile machines which are the source of vibrations affecting the rigidly fixed hydraulicvalves. Generally, the complex problem of the transmission of vibrations by a machine ora piece of equipment can be divided into three interconnected categories:g120 vibration sources,g120 vibration transmission paths,g120 effects.The most frequent cause of vibrations are disturbances connected with the motionor operation of the machine, for example when a mobile machine moves on an unevensurface or when the rotating parts are unbalanced during material machining. Anothermajor vibration source are drive units, for example a combustion engine performinga periodic variable-characteristic work cycle 7, 8. An operating hydraulic system isalso a source of mechanical vibrations caused mainly by pressure surges and the peri-odic operation of the displacement pump. Since the generated vibrations have differentfrequencies the paths of their transmission are also different. The irregularities of thesurface on which a mobile machine moves cause excitations in a frequency range of0.5250 Hz 911. The latter includes excitations generated by the driving (combus-tion) engine and the displacement pump kinematics, manifesting themselves in pres-ntsM. STOSIAK238sure fluctuations in the machines hydraulic system. The vibrations due to the resis-tance of flowing air are in a frequency range of 25016 000 Hz and they are caused byairflow separation from the machines components. Also the flow of the working me-dium in the hydraulic system causes vibration and noise. Sometimes cavitation occurs,generating high-frequency noise. The vibrations generated and transmitted by a ma-chine produce various effects. Mechanical vibrations affect the machine operator. Thecomponents of the systems with which the machine is equipped, particularly hydrauliccomponents and systems are also subject to mechanical vibrations. Such componentsare required to have good dynamic properties and to be characterized by stability,positioning precision, operating reliability and certainty and little noisiness. Modernproportional hydraulic valves or hydraulic microvalves are particularly exposed toexternal mechanical vibrations since the disturbing forces in them can amount to thecontrolling forces, which may lead to many adverse effects, such as stability loss, po-sitioning inaccuracy, damage to seals and increased noisiness 12.2. Flexible fixing of hydraulic valveAs mentioned above, in order to minimize the vibration of the hydraulic valvescontrol element it seems sensible to isolate the valve housing from the external me-chanical vibrations of the base (for example the vibrating frame of a mobile machineor a machine tool). For the analysis of the effect of the flexible fixing of a hydraulicvalve on the vibration of its housing a special clamping holder for the hydraulic dis-tributor was designed. The latter is on its two sides supported by a system of springswith a known linear characteristic and a known pre-deflection (Figure 1).Fig. 1. Valve holder: 1 hydraulic valve (distributor), 2 holder base,3 spring pre-deflection bolts, 4 springs, 5 securing catchesThe design of the holder is such that the valve mounted in it is constrained bysprings (with an equivalent stiffness) and it moves on the holder base (2 in Figure 1)rubbing against it in accordance with the dry friction model. On its two sides the valventsVibration insulation of hydraulic system control components 239is supported by springs. A scheme of the hydraulic system in which the proportionaldistributor type 4WRE 6 E08-12/24Z4/M operates is shown in Figure 2.TPA B413w = w0 sin(2 g83 f t)Fig. 2. Scheme of hydraulic system incorporating investigated component: 1 feed pump,2 relief valve, 3 investigated component, 4 adjustable throttle valveFor a two-mass system the model of the proportional distributor operating in thehydraulic system shown in Figure 2 can be represented by the following system offour equations:g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g11g12g176g176g176g176g176g176g176g176g175g176g176g176g176g176g176g176g176g174g173g32g152g152g152g16g14g14g16g152g16g16g16g152g152g152g14g14g16g152g14g16g152g14g16g152g14g152g32g152g152g152g16g152g16g152g16g152g16g32g152g16g152g16g16g152g152g16g152g152g16g32g16g152g14g14g16g152g16g152g152g152g152g14g16g152g152g152g152g14g152.01,02,025.1,2172.02222022212112122212211111111212121121212111gimwXsingwXsingwXlHgmwXcXXkXXcXmpACpcpcpaQpcpappxxXsQFXXcppxxXsXXhldXmzaqkkppkpmpspMmpstg80g80g85g85g91g80g83g5g5g5g5g5g5g5g5g5g5g5g5g5g5g5(1)ntsM. STOSIAK240The fourth equation describes the forces acting on the valve housing in the consid-ered case. Further on this equation will be modified to describe the characteristics ofthe proposed vibration insulation elements. Some simplifying assumptions to Equa-tions (1):g120 working liquid does not change its properties,g120 Coulomb friction is neglected in pair: spool-muff inside directional control valve,g120 Coulomb friction represents cooperation between valve body and valve holder,g120 after play (between valve body and securing catches) is cancelled Coulombfriction represents cooperation between valve body and securing catches,g120 springs characteristics are linear and described by stiffness coefficient c,g120 description of hydraulic system is based on concentrated parameter model,g120 the model does not represent influence pipes on valve body vibrations.List of major symbols:Symbol Parameter Dimension in SIap1leakage coefficient m4s/kgAathrottle valve gap area m2c1equivalent stiffness of valve centring springs N/mczequivalent stiffness of springs fixing valve in holder N/mCq1throttle valve flow ratio dtpiston diameter mf frequency Hzg Earths acceleration m/s2h valve-sleeve pair gap thickness mH Heaviside step function k1, k2damping in respectively valve-sleeve pair and housing-holder pair Ns/ml piston length ml0gap of valve body and securing catches mm1mass of piston valve and 1/3 of spring mass kgm2mass of distributor housing kgp1pressure before distributor Pap2pressure after distributor Papzsink line pressure Pag39p2throttle valve pressure drop Passmaximum gap width mt time sw excitation vibration amplitude mQptheoretical pump delivery m3/sxmgap length mxpmutual shift of valve and housing edges mX1displacement of piston valve mX2displacement of distributor housing mg802 coefficient of friction of valve housing against securing catches g80i coefficient of friction of valve housing against holder base g85 working liquid density kg/m3g90 angular frequency rad/sntsVibration insulation of hydraulic system control components 241Model (1) also takes into account the interaction between the valve housing and se-curing catches 5 (Figure 1). A numerical solution in the form of a “transmission func-tion”, understood as a ratio of valve housing vibration acceleration amplitude a2toexcitation vibration acceleration amplitude a0, is shown in Figure 3.00,511,522,533,544,510 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60f Hza2/a0-Fig. 3. Proportional distributor housing vibration acceleration amplitude a2relativeto excitation vibration acceleration amplitude a0for f = 1060 HzAn analysis of the simulation results shows a considerable gain in housing vibra-tion amplitude at a frequency of about 20 Hz. This is due to resonance since the massof the vibrating valve amounts to about 4.5 kg and the equivalent stiffness of the holdersprings is 86 000 N/m. Hence a gain in distributor housing vibration amplitude is ob-served in the range of 1030 Hz (ineffective vibration insulation).This means that valve insulation which will widen the insulation zone and reducethe resonance zone should be proposed. The black-box approach (Figure 4) was adoptedto solve the problem.Different forms of the insulating element can be assumed. The introduction of a vi-bration insulator with quasi-zero stiffness significantly contributes to the minimizationof valve housing vibrations. The ideal characteristic of the vibration insulator withquasi-zero stiffness is described by the following Equation 13:,cos)(2)2(sin)(222222111HHHwHwwHHwHlxxlcPxcclcPxFg68g68g14g14g16g14g14g14g32 (2)ntsM. STOSIAK242where:c1w, c2w stiffness of respectively the main spring and the compensation spring,g68H angle of initial, original inclination of the side arm to axis y,P1H, P2H initial spring tensions in position g68HN,lH length of the side arm in position g68H.m2m1g11g12111cos g41g16g152g152g32 txX g90g11g12222cos g41g16g152g152g32 txX g90g11g12tww g152g152g32 g90cos0c1k1l0?Fig. 4. Black-box approach to valve vibration insulationThe total stiffness of such a vibration insulator in the excitation direction (the di-rection of the external mechanical vibration) is:.coscoscos)(22)(222222222221g184g184g185g183g168g168g169g167g14g14g14g16g14g32HHHHHHHwHwwlxllxlcPccxcg68g68g68(3)Thus the fourth equation of model (1) can be written as:g11g12g11 g12g11g12.0coscoscos)(2222222222222222112112122g32g16g152g184g184g185g183g168g168g169g167g184g184g185g183g168g168g169g167g14g14g14g16g14g14g14g16g152g14g16g152g14g152wXlXllXlcPccXXkXXcXmHHHHHHHwHwwg68g68g68g5g5g5g5(4)Exemplary solutions of model (1) supplemented with Equation (4) are shown in thefigures below for excitation frequency f = 1060 Hz.An analysis of the simulation results shows that thanks to the use of the vibrationinsulator with quasi-zero stiffness the vibration of the valve housing can be considera-bly reduced. However, because of its dimensions such an insulator cannot be used insmall spaces. Therefore materials with good vibration insulation properties and suit-able for the use in small spaces should be sought. It seems that special pads (mats) formounting hydraulic valves on them could meet the requirements. Such materials shouldalso be resistant to hydraulic fluids and extreme ambient temperatures. Using thentsVibration insulation of hydraulic system control components 243black-box approach one can select an insulator material characteristic ensuring effec-tive vibration insulation in a wide excitation range.00,050,10,150,20,250,310 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60f Hza2/a0-Fig. 5. Proportional distributor housing vibration acceleration amplitude a2relativeto excitation vibration acceleration amplitude a0for f = 1060 Hz00,050,10,150,20,250,30,3510 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60f Hza2/a0-Fig. 6. Proportional distributor housing vibration acceleration amplitude a2relativeto excitation vibration acceleration amplitude a0for f = 1060 HzntsM. STOSIAK244The results of the application of a vibration insulator with characteristic xkxc g5g152g14g152222and c2= 20 000 N/m and k2= 50 Ns/m are shown in Figure 6. In this case, the fourthequation of model (1) should be supplemented with a nonlinear vibration insulatorcharacteristic.When a vibration insulator with a nonlinear damping characteristic (k2= 250 Ns/m)and linear stiffness (c2= 20 000 N/m) 222xkxc g5g152g14g152 is used to insulate base vibrationsthe valve housing vibrations are as shown in Figure 7.00,511,522,510 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60f Hza2/a0-Fig. 7. Proportional distributor housing vibration acceleration amplitude a2relativeto excitation vibration acceleration amplitude a0for f = 1060 HzFigures 5 and 6 show that such a nonlinear vibration insulator characteristic can beselected that the insulation will be effective in the whole considered excitation fre-quency range.The problem of influence of mechanical vibrations on valve was considered in theo-retical and experimental way. Theoretical considerations were based on numericalcalculations according to mathematical model. For some theoretical considerationsexperimental tests were done using test stand (hydraulic simulator, valve holder, springset).3. Experimental testsA test rig enabling the generation of mechanical vibrations characterized by a pre-scribed frequency was built to experimentally verify the theoretical results and conclu-ntsVibration insulation of hydraulic system control components 245sions. The investigated valve Mannesmann-Rexroth proportional distributor type4WRE 6 E08-12/24Z4/M fixed in the holder was mounted on the test rig and sub-jected to external mechanical vibrations (photo 1). Tests were done without pipesconnected to valve.A linear hydrostatic drive simulator Hydropax ZY25 made by Mannesmann-Rexroth,capable of generating vibrations up to 100 Hz, was the source of external mechanicalvibrations. Main component of simulator of linear hydrostatic drive is servo valve whichcontrols hydraulic cylinder. The simulator consists three main parts: hydraulic part,control part and control software. Displacement of simulator table is controlled bydisplacement transducer and its acceleration is controlled by accelerometer. On simu-lator table the tested valve was mounted. Electrical control signal for simulator wassupported by external harmonic signal generator. The simulator is described in moredetail in 4. The proportional distributor was placed in the special holder andbilaterally supported with springs (there were two springs connected in parallel oneach of the sides). Preliminary tests were carried out for springs with an equivalentstiffness of 86 000 N/m and a pre-deflection of 2 mm. The external excitation pa-rameters are shown in Table 2.Photo 1. Proportional distributor placed in special holder and bilaterallysupported with springs, during testingTable 2. Amplitude of vibrations acting on tested hydraulic distributorf Hz w0m30 0.00048335 0.00040640 0.00036645 0.00026950 0.00021455 0.00014560 0.0000522Figure 8 shows an overall valve vibration diagram for the external excitation, i.e.a ratio of proportional distributor housing acceleration amplitude a2to excitation vi-bration amplitude a0versus a frequency of 2560 Hz.ntsM. STOSIAK246It appears from the diagram shown in Figure 8 that for a system of springs withequivalent stiffness cz= 86 000 N/m and a proportional distributor with a mass of4.5 kg the vibration insulation is effective (transmission function a2/a0 1) in thegiven external vibration frequency range. As a result of the insulation, the distributorhousing vibration amplitude and the distributor slide-valve vibration amplitude de-crease 5. Consequently, the amplitude of the pressure fluctuations due to the excita-tion of distributor slide-valve vibrations also decreases. However, in the case of sosimple vibration insulation, resonance may be generated at external vibration frequen-cies other than the ones used in the test. Therefore, as Figures 5 and 6 indicate, a vi-bration insulation element with other properties and characteristics, e.g. with nonlinearstiffness and with damping, should be used.00,20,40,60,811,225 30 35 40 45 50 55 60f Hza2/a0-Fig. 8. Proportional distributor housing vibration acceleration amplitude a2relativeto excitation vibration acceleration amplitude a0for f = 2560 Hz4. ConclusionIt has been shown that there is a need to reduce the vibration of the hydraulicvalves with which machine tools and mobile machines are commonly equipped. Theuse of vibration insulators in the form of springs whose characteristics are linearresults in a reduction in valve housing vibration acceleration amplitude at certainexternal vibration frequencies, but it may be conducive to resonance at other fre-quencies. Comparison of results presented on Figure 3 and Figure 8 shows, that dif-ferences between model and test are not great for frequency range 3560 Hz. Thebiggest d
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