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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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。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0.5250赫兹的频率范围为 119 。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25016 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）。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。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：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。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A0f = 1060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1030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：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 = 1060赫兹图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 = 1060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 / 24z4m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2560赫兹的频率比。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 = 2560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3560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。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. Wacaw Kollek, Wrocaw, Wydaw. Wroc. Rady FSNT NOT, Vol. 11,No. 23, 2006, pp. 8394。6 Stosiak M.: 液压系统中的压力脉动对地面机械振动的影响（波兰），Hydraulika i Pneumatyka, No. 3, 2006, pp. 58。7 Engel Z.: 对振动和噪声的环境保护（波兰），Wy-dawnictwo Naukowe PWN, Warsaw, 2001。8 Leea E.C., Nianb C.Y., Tarng Y.S.: 车削加工中对振动动力吸振器的设计，材料处理技术杂志，Vol. 108, 2001,pp. 278285。9 Grajnert J.: 振动绝缘的机械和车辆（波兰），Oficyna Wy-dawnicza Politechniki Wrocawski
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