液压换向阀的耦合水击振动态特性研究
液压缸的动态特性与控制策略研究
液压缸的动态特性与控制策略研究引言：液压系统在工程领域中具有广泛的应用。
其中，液压缸作为液压传动的核心元件，承担着控制和运动传递的关键任务。
液压缸的动态特性及其相应的控制策略对于确保系统的正常运行至关重要。
本文将深入探讨液压缸的动态特性以及常见的控制策略，并提出一些优化控制方法，以期改善液压系统的性能。
1. 动态特性分析液压缸的动态特性是指其在工作过程中所表现出来的响应速度、稳定性和精确度等方面的特性。
其中，响应速度是液压缸重要的指标之一。
1.1 响应速度液压缸的响应速度取决于液压系统中的压力、液体流量以及液压缸本身的结构和参数。
通常情况下，提高液压缸的响应速度可以通过增加油液流量、优化液压系统以及提高液压缸的阀门和密封件等方面来实现。
然而，这些方法并非都能达到理想的效果，因为液压缸的响应速度与油液的压力、温度以及负载情况等因素都存在关联。
1.2 稳定性与精确度液压缸的稳定性和精确度对于一些对运动要求较高的工作场合尤其重要。
在使用过程中，液压缸会受到外界环境、工作压力和工作负载等因素的影响，这可能导致液压缸的稳定性下降，甚至发生泄漏等问题。
此外，液压缸的精确度也需要得到保证，以满足工程实际要求。
2. 控制策略介绍液压缸的控制策略主要包括位置控制、速度控制和力控制。
不同的控制策略适用于不同的工作任务。
2.1 位置控制位置控制是常见的液压缸控制策略之一。
通过控制液压缸的位置来实现对工作系统的控制。
位置传感器可以用来获取液压缸的位置信息，并通过相应的反馈信号对液压缸进行调整和控制。
2.2 速度控制速度控制是控制液压缸运动速度的一种策略。
通过控制液压缸的流量和进出口压力，可以调节液压缸的运动速度。
此外，安装流量阀和调速阀等装置也可以实现对液压缸速度的控制。
2.3 力控制力控制是控制液压缸输出力的一种策略。
通过在液压系统中安装力传感器，并实时监测液压缸的力信息，可以控制液压缸的输出力。
这一策略常用于需要保持恒定力的工作场景，如机械加工过程中的切削和压合等操作。
液压驱动系统的动态特性研究
液压驱动系统的动态特性研究一、引言液压驱动系统广泛应用于各种工业、农业、建筑等领域，其优点在于传动系统紧凑、重量轻、传递大功率时效率高、调速稳定性好等。
然而由于其非线性、时变和参数不确定性等问题，液压驱动系统的动态特性研究一直是液压领域的研究热点之一。
二、液压驱动系统动态特性的概述因为液压驱动系统中包含了众多元件，如压力油源、方向阀、电磁阀、液压缸、油液等，所以其动态特性的研究就变成了系统性的、综合性的研究。
液压驱动系统的动态特性是指在运行过程中系统的响应、输出的稳定性以及系统的失稳现象等方面的特性。
液压驱动系统的动态特性研究涉及到一系列问题：如系统的压力脉动波形特性、阀芯的运动规律、弹性体的形变与变形的关系、流量的变化规律等方面的问题。
三、液压驱动系统动态特性的数学模型建立液压驱动系统的动态特性研究需要建立系统的数学模型用以分析研究。
液压系统采用的压力输出等由介质流量和介质压力来决定，因此用质量守恒定律和动量守恒定律建立系统的数学模型。
四、液压驱动系统动态特性的分析在建立液压驱动系统的数学模型后，可以通过对系统模型的计算和仿真来分析系统的动态特性。
分析液压系统的动态特性需要对系统中的各个元器件进行分析，包括压力油源、液压缸、方向阀、电磁阀等。
液压系统中阀芯的运动规律对系统的动态特性有着很大的影响，因此阀芯的运动规律的分析是分析液压系统动态特性的关键之一。
五、液压驱动系统动态特性的控制研究控制液压驱动系统的动态特性是液压系统设计和实际应用中的重要问题。
通过在系统中加入控制器和反馈控制回路，可以控制系统的压力变化、液压缸的速度和方向变化等参数，从而改变液压系统的动态特性。
控制液压驱动系统的动态特性的研究可以提高液压系统的控制精度，以适应不同的工况和环境需求。
六、液压驱动系统动态特性研究的应用液压驱动系统广泛应用于各种工农业、建筑等领域。
对液压驱动系统的动态特性的研究和应用可以优化液压系统的设计，提高系统的稳定性和控制性能，促进液压驱动技术的发展和应用。
基于Simulink的水液压溢流阀动态特性的研究
０ 引 言
由于气蚀 、 摩擦 及 磨 损 、 泄 漏 等 原 因导 致 其可 靠 性 差 ，
水 液压传 动技 术是流 体传 动的一 个新 方 向 。与传 有可能抵 消其性能 优势 。对 直 动式溢 流 阀进行 合理 的 统的液压油相 比 ， 纯水 具有 清 洁 、 安全 、 易获 取 等优 点。 结构 设计不 仅可 以发挥 其结构 简单 、 可 靠性好 的 优点 ，
基于 Ｓ ｉ ｍｕ ｌ ｉ ｎ ｋ的水 液压 溢流 阀动 态特 性 的研究
基于 Ｓ ｉ ｍｕ ｌ ｉ ｎ ｋ的 水 液 压 溢 流 阀 动 态 特 性 的研 究
Ｒｅ ｓ ｅ ａ ｒ ｃ ｈ ｏ ｎ Ｄｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ Ｃｈ ａ ｒ ａ ｃ ｔ ｅ ｒ ｉ ｓ ｔ ｉ ｃ ｏ ｆ Ｗａ ｔ ｅ ｒ Ｈｙ ｄ ｒ ａ ｕ ｌ ｉ ｃ Ｒｅ ｌ ｉ ｅ ｆ Ｖａ ｌ ｖ ｅ Ｂａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ Ｓ ｉ ｍｕ ｌ ｉ ｎ ｋ
水 液压溢流 阀是流体传 动与 控制 中重 要 的压 力 控制元 而且 同样 可 以获得 其 良好 的性 能 。结构 参数 对其本
件 。它的工 作原理是 当系统 压 力达到 或超 过溢 流 阀的 身的动态 特 性 甚 至 整 个 液 压 系 统 的 性 能 都 有 很 大 影 调 定压力时 ， 阀芯 移 动溢流 量增 大 ， 使 系统压 力 下降从 响 ， 因此 ， 对水 液压溢 流 阀动态特 性影 响因 素的研究 就
而保护系统 。这类 阀除 了要 具有足 够 高 的控 制精 度 以 显得十分 必 要 。本 文 以直 动 式水 液 压 溢 流 阀 为例 ， 建 外， 还要保证 良好 的 动态 特性 。从 理 论上讲 ， 先 导式溢 立数学模 型 后在 Ｓ ｉ ｍ ｕ ｌ ｉ ｎ ｋ中进行 仿 真 ， 分析 了不 同 供 流 阀比直动 式溢 流 阀有更 好 的静 态 和 动态 性 能 ， 但是 液流量 、 阀芯质量 、 弹 簧刚度 、 阀腔 容积 等条 件 下 ， 溢 流
液压自动换向阀仿真分析及优化设计
第 ３ ３ 卷 第１ ２ 期
文章编号 ： １ ０ ０ ６—９ ３ ４ ８ （ ２ ０ １ ６ ） １ ２— ０ ２ ２ ０—０ ５
计
算
机
仿
真
２ ０ １ ６ 年１ ２ 月
液 压 自动 换 向 阀仿 真 分 析 及 优 化 设 计
吴 万荣 ， 黄 启彬 ， 娄 磊
（ 中南大学机电工程学 院， 湖南 长沙 ４ １ ０ ０ １ ２ ） 摘要 ： 液压激振系统中换 向阀在高频换 向情况下换 向行程将大幅衰减 。 导致阀的通油能力下 降， 使 阀不能适应高频大流量激
关键词 ：自动换 向阀 ； 高频大流量激振 系统； 换 向频率 ； 换 向行程
中图分类号 ： Ｔ Ｈ１ ３ ７ 文献标识码 ： Ｂ
Ｓ ｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ａ ｎ ｄ Ｏｐ ｔ ｉ ｍａ ｌ Ｄｅ ｓ ｉ ｇ ｎ ｏ ｆ Ｈｙ ｄ ｒ ａ ｕ ｌ ｉ ｃ
基于fluent的滑阀液动力研究
基于fluent的滑阀液动力研究及结构分析刘杰天津理工大学机械工程学院摘要：液动力是设计、分析液压控制阀及液压系统考虑的重要因素之一。
文中采用理论推导与CFD结合的方法，利用流体分析软件FLUENT进行不同开口度下的仿真实验，仿真研究了不同开口度以及不同边界条件的滑阀阀内的流场，分析了出口节流滑阀阀芯所受的最大液动力，并提出了优化方法。
所进行的研究工作对于系统建模分析和滑液动力的补偿研究提供了依据。
关键词：FLUENT 最大液动力优化设计The Research of Flow Force of Sliding Valve and Structural Analysis Based on FLUENT液压滑阀是流体传动与控制技术中非常重要的基础元件, 其作用是控制流体的流量及流动方向，对滑阀的受力和工作过程进行深入的研究就显得十分必要。
液压滑阀依靠圆柱形阀芯在阀体或阀套的密封面上作轴向移动而打开或关闭阀口，从而控制流体流向，常用于液压装置中，使运动机构获得预定方向和行程的动作或者实现自动连续运转。
它的特性为易于实现径向力的平衡，因而换向时所需的操作力小，易于实现多通路控制；工作可靠；制作简单。
液动力的计算在液压阀的受力分析中最为关键。
进行液压阀的设计、分析和试验时，必须对其工作过程中的力学特性有透彻的了解，其中最基本的就是对阀芯受力(量计算。
在液压阀阀芯受到的所有力中，最难准确计算的就是液动力。
液动力是影响液压阀性能的关键因素之一, 不仅决定换向阻力也影响阀的精确控制。
液动力对液压系统的性能影响很大，它不仅是设计控制阀所必须考虑的重要因素，而且其方程还是分析液压系统特性的基本方程之一。
尤其是在设计、分析和试验大流量液压控制阀时由于其阀芯液动力很大，液动力对阀及整个液压系统的性能影响更大。
对阀芯液动力的准确计算和有效补偿，是提高大流量液压控制阀及其系统操作舒适性、可靠性、安全性及节能的关键环节之一。
机械工程中液力耦合器的液体流动特性分析
机械工程中液力耦合器的液体流动特性分析机械工程中，液力耦合器是一种常用的传动装置，通过液体的流动来实现输入轴和输出轴之间的能量传递。
液体流动特性的分析是了解液力耦合器工作原理和性能的关键。
本文将从液体的流动过程、流动特性及其影响因素等方面进行探讨。
液力耦合器的工作原理是基于液体的动能转换。
当输入轴带动涡轮转动时，转动的涡轮叶片将液体产生离心力，使其形成一个高速旋转的液体环流。
液体环流通过液压作用，驱动输出轴旋转。
在这一过程中，液体的流动特性对液力耦合器的传动效率和性能起着至关重要的作用。
首先，液体在液力耦合器中的流动过程可以分为两个阶段：初阶段和稳定阶段。
初阶段是指刚开始液体流动时的过程，此时液体在输入轴的驱动下，迅速形成一个环流。
稳定阶段是指液体环流形成后维持稳定状态的过程，此时液体环流速度和压力分布趋于稳定。
其次，液体的流动特性与流速、压力、液体的黏滞性以及液力耦合器内部结构等因素密切相关。
在初阶段，随着输入轴转速的增加，液体环流速度增加，涡轮工作区域的压力也随之增大。
在稳定阶段，液体环流速度和压力分布较为均匀，此时输出轴的转速也趋于稳定。
然而，液体的黏滞性对液力耦合器的传动效率有着重要影响。
黏滞性越大，液体的内摩擦损失也就越大，从而降低了液力耦合器的传动效率。
因此，在设计液力耦合器时，需要选择合适的液体黏度以及优化液体的流动路径，以提高液力耦合器的传动效率。
此外，液体流动特性还与液力耦合器内部结构有关。
液力耦合器通常由泵轮和涡轮组成，液体在泵轮和涡轮之间形成的环流决定了液力传递的能力。
因此，泵轮和涡轮的叶片形状、数目以及其之间的间隙等因素也会对液体的流动特性产生影响。
综上所述，液体的流动特性分析对于设计高效的液力耦合器至关重要。
通过研究液体的流动过程、流动特性及其影响因素，可以优化液力耦合器的设计，提高其传动效率和性能。
在后续的研究中，还可以通过流体力学模拟和实验测试等手段，深入探究液体流动特性的细节，为液力耦合器的优化提供更为科学的依据。
阀控缸液压振动系统动态性能分析
第24卷第1期2010年3月上 海 工 程 技 术 大 学 学 报JOURNAL OF SHANGH AI U NIVERSIT Y OF E NGINEERING SCIENCEVol.24No.1M ar.2010文章编号:1009-444X(2010)01-0014-06收稿日期:2010-03-08作者简介:魏海波(1985-),男,在读硕士,研究方向为车辆电子控制.E 2mail:291144813@阀控缸液压振动系统动态性能分析魏海波,陈 博(上海工程技术大学汽车工程学院,上海201620)摘要:根据阀控缸系统的工作原理,建立系统的动力学方程.运用MA TLAB 软件,对活塞回程和冲程过程中的活塞速度、位移、氮气室压力变化规律进行分析,并且建立了活塞和阀芯运动的数学模型.利用MAT LA B 软件进行了模型求解与显示,得到活塞和阀芯的运动规律以及流体参数的变化规律.关键词:阀控缸;液压冲击器;动态性能;数学建模中图分类号:TH 137.5 文献标志码:ADynamic Characteristics Analysis of Hydraulic VibrationSystem of Valve 2Controlled CylinderWEI H ai 2bo,CH EN Bo(College of Automotive Engineerin g ,Sh angh ai University of Engineerin g Science,Shanghai 201620,China)Abstract :According to the working principle of valve 2controlled cylinder system,the dynamic equation of the system was established.By using MAT LAB software,the piston .s speed,displacement and the nitro 2gen chamber .s pr essure variation in the process of the return and impact travel were analyzed,and the mathematical models of the piston motion and the valve cone motion wer e established.The MA TLAB software was applied to solve and display equations,then motion laws of the piston and the valve cone as well as the var iation law of fluid paramerters were obtained.Key words :valve 2controlled cylinder;hydraulic impactor;dynamic characteristic;mathematical modelling阀控缸液压振动系统是液压冲击器的简化原理结构模型.液压冲击器以流体为传递能量介质的阀控油缸系统,其工作过程服从流体运动和机械运动规律,且受多种因素的影响与制约,运动规律复杂,需用非线性数学模型进行分析[1].阀控对称缸系统具有优良的控制特性,在实际工作中得到了充分证明.但由于应用空间的限制,因此,近年来,阀控非对称缸系统的工程应用地位日趋显现.然而,阀控对称缸系统的数学模型和理论分析已较成熟,而阀控非对称缸系统数学模型一直还没有统一的完整表达.液压冲击器是一种具有位置反馈的阀控缸设备,广泛用于矿石和公路破碎等场合,而阀控缸正是液压冲击器的典型结构[5].本文以阀控缸为模型,通过建立活塞和阀芯运动的数学模型探讨其运动规律.1 工作原理图1为阀控缸液压振动系统的工作原理图.主要由冲击机构、配油机构以及连接它们的油道、管第1期魏海波,等:阀控缸液压振动系统动态性能分析路构成.冲击机构由冲击活塞、氮气室和缸体组成,配油机构由配油阀阀芯和阀体组成.由于活塞运动速度不断变化[4],因此,液压冲击器所需要的高压油流量和排出流量也是不断变化的.图1阀控缸液压振动系统原理图Fig.1Pr inciple scheme of hydr aulic vibr ation system of valve2controlled cylinder1.1活塞回程运动活塞和换向阀初始位置如图1(a)所示.此时,高压油进入活塞的前腔、活塞后腔通油箱.活塞在前腔高压油作用下向右运动,压缩氮气室中的氮气.在油口C处连通高压油之前,活塞作回程加速运动.活塞运动至油口C处连通高压油时,换向阀开始换向.活塞前后腔均连通高压油,但后腔作用面积大于前腔.当A2>A1,阀芯左移,高压油进入后腔;当A4>A3,活塞在前后油压差和氮气压力作用下,减速制动直至停止,回程结束,进入冲程.1.2活塞冲程运动活塞和换向阀位置如图1(b)所示.活塞前后腔均连通高压油,形成差动回路,后腔作用面积大于前腔.在氮气室气体作用力和活塞前后腔液压油作用力下,活塞作冲程加速运动,直至活塞右腔通过油口C处.当A4>A3,活塞在前后油压差及氮气室压力作用下加速向左冲程[2];当信号孔与油箱连通时,换向阀右端也与油箱连通,阀芯右移,回到左位,冲程结束,开始新循环.2数学模型在建立数学模型过程中,为了方便分析和解决问题,本文对系统中一些因素作如下假设:1)氮气室气体变化视为绝热过程,气体不可压缩且无泄漏;2)工作过程中,不考虑油液液流的损失,忽略温度变化和机械摩擦对油压的影响;3)系统供油压力恒定,活塞运动和换向阀换向对压力没有影响;4)不计活塞、阀芯重力作用,除液压油和氮气外,其余部分均为刚体.根据上述假设条件及物体运动所必须遵守的牛顿第二定律、流体连续性原理,气体状态方程可以列出描述此冲击机构运动的微分方程,即得到该阀控缸系统的数学模型[7].2.1相关数据预计算泵输出压力p=15MPa;系统流量q=40 L/min;活塞质量m1=18.79kg;行程L1=60mm;活塞前腔有效面积A3=P@(832-77.52)/4= 693.310mm2;活塞后腔有效面积A4=P@(832-752)/4= 992.743mm2;活塞右端面面积A5=P@752/4= 4417.865mm2;阀芯质量m2=0.394kg;行程L2=10mm;阀芯左腔有效面积A1=83.99mm2;阀芯右腔有效面积A2=98.32mm2;氮气室初始压力p0=1MPa;氮气室初始体积V0=P@1182@100/4= 1093588.403mm32.2回程运动微分方程2.2.1回程加速过程加速时,活塞动力平衡方程为p1A3=m1x##1+B x#1+F L(1)式中:p1A3为缸左腔推力;m1x##1为惯性力;B x#1为黏性阻力;F L为负载时氮气压力;m1为活塞质量; p1为前腔压力,等于系统供油压力p(且F L= p3A5).2.2.2回程减速过程减速时,活塞动力平衡方程为#15#上海工程技术大学学报第24卷p 1(A 4-A 3)+p 3A 5=-m 1x ##1+B x #1(2) 加速变减速时,阀芯动力方程为p 1(A 2-A 1)=m 1x ##2+B 2x #2+F bt(3)式中:p 1(A 2-A 1)为液推力;m 1x ##2为惯性力;B 2x #2,F bt 分别为阻尼力和瞬态液动力.氮气室气体状态方程为p 3V k 3=p 0V k0(4)V 3=V 0-A 5x 1(5)2.3 冲程运动微分方程活塞动力平衡微分方程为p 1(A 4-A 3)+p 3A 5=m 1x ##1+B 1x #1(6)冲程向回程过渡时阀芯动力平衡方程为p 1A 1=m 2x ##2+B 2x #2+F bt (7)氮气室气体状态方程为p 3V k 3=p 0V k0 V 3=V 0-(0.1-x)A 5(8) 冲程氮气室压力为p d =C(V c 0+A 0x)1.4(9)m 1d 2xd t2=p $A +p d A 0(10)活塞流量方程为q 1=A x #1+k 1p +v k d pd t(11)式中:p 1为前腔压力,等于供油压力p ;p 0为氮气室充气压力;p d 为氮气室压力;V 0为氮气室体积;$A 为活塞前后腔作用面积差;V c 0为冲程开始时氮气室体积.2.4 换向阀阀芯运动微分方程阀芯流量方程为q 2=A x #21+k 2p +v k d p d t(12)阀芯压力方程为m 2d 2x d t 2=pA 1, m 2d 2xd t2=pA 2(13)式中:m 2为阀芯质量;A 1,A 2为换向阀阀芯前后腔有效作用面积.3 MATLAB 求解微分方程MATLAB 是一种面向科学与工程计算的高级语言,集科学计算、自动控制、信号处理、神经网络、动态仿真、优化设计和图像处理于一体的工程分析工具,广泛用于自动控制理论、数理统计、数字信号处理、时间序列分析和动态系统仿真等诸多领域[3].本文运用MAT LAB 中的Simulink 软件包建立活塞回程运动和冲程运动的MATLAB 仿真模型,如图2、图3所示.分别对模型回程加速、回程减速、冲程运动和阀芯运动进行仿真,并对仿真结果进行分析[8].图2 活塞回程加速运动的MATLAB 模型Fig.2 MATLAB model of accelera ton motion in piston retur n tr avel#16#第1期魏海波,等:阀控缸液压振动系统动态性能分析图3 活塞冲程运动的MATLAB 模型Fig.3 M A TLAB model of piston impaet tr avel motion4 拟合相关曲线4.1 参数求解活塞运动曲线拟合,如图4所示.1)活塞回程加速时间t r =0.0159s,回程减速时间t d =0.0084s;冲程加速时间t 2=0.0132s,周期T =t r +t d +t 2=0.0375s,减速过渡到加速时,位移x 1(t r )=0.040m,见图4(a)、4(b).2)t r 为回程加速所用时间,即活塞运动位移为0.040m 的时间,从MATLAB 输出结果列表中查取.由减速过渡到加速时,速度x #(t r )=4.7993m/s,活塞冲程结束时,输出速度为8.60m/s.4.2 曲线分析1)活塞冲程过程,如图4(c)、4(d)所示.冲程过程中,液压系统前后腔作用面积和压力相等.由于回程减速位移很小,活塞冲程速度不受系统油压的影响.仿真曲线的结果表明,活塞冲程时速度曲线趋于直线形状,冲程时活塞位移会趋向于二次曲线增长,其增长速度会逐渐急剧.由于活塞冲击频率与系统供油量有关,系统供油量增大时,其冲击频率也相应增大;冲程运动时,氮气室压力会有所下降,随着活塞冲程速度逐渐增大,其压力也逐渐下降,直到降低到初始压力.图4 活塞运动曲线拟合图(1)Fig.4 Fitting cur ves of piston motion(1)#17#上海工程技术大学学报第24卷2)活塞回程过程如图5所示.回程加速过程中,由于氮气室压力不断增大,活塞位移先加速增长,回程加速时间较长;回程减速过程中,由于氮气室压力增大到一定程度后保持稳定,其减速的速度曲线会呈现直线趋势减缓到极值.仿真结果表明,由于受到系统压力影响,开始运动时位移会出现第1次拐点,持续减缓,然后,在第2次拐点后会持续增长.在不同液压压力时,活塞完成回程位移所需的时间会增加,在回程加速开始时活塞快速移动,由于位移加快,回程加速速度出现1个拐点,此后速度会减缓,在到达最小速度的第2个拐点后速度会继续增长[6].图5 活塞运动曲线拟合图(2)Fig.5 Fitting cur ves of piston motion(2)3)阀芯位移和速度分析如图6所示.二位三通液控换向阀的阀芯行程为0.01m,在高压油作用下,很短的时间内完成换向.阀芯各阶段的位移、速度曲线与匀加速运动形状相似.其中阀芯右移位移与左移位移随时间变化曲线大致相似,阀芯右移速度2时间曲线比阀芯左移速度2时间曲线速度增长较快.图6 阀芯运动曲线拟合图Fig.6 Fitting couves of valve cone motion#18#第1期魏海波,等:阀控缸液压振动系统动态性能分析5 结 语本文对阀控缸液压振动系统工作原理、活塞、阀芯及氮气室状态进行了分析.建立活塞的动力学方程,通过利用MAT LAB 求解非线性微分方程,对结果进行简单的定性分析.活塞运动可分为回程加速、回程减速和冲程3个阶段.在回程过程中,换向阀完成换向.回程时间显著,大于冲程时间.活塞各阶段的位移、速度曲线与匀加速运动形状相似,换向阀换向时间很短,说明有较高的灵敏性.参考文献:[1] 何清华.液压冲击机构活塞运动的三段分析法[J].凿岩机械气动工具,1993(4):1-9.[2] 万会雄,明仁雄.液压与气压传动[M ].北京:国防工业出版社,2008.[3] 刘慧颖.M AT LAB R2007基础教程[M].北京:清华大学出版社,2008.[4] 范思源,杨国平,王习兵,等.基于Simulink 的液压破碎锤仿真研究[J].建筑机械,2007(12s):85-88.[5] 赵宏强.新型液压冲击器仿真与优化研究[J].凿岩机械气动工具,2001(1):12-16.[6] 林红,杨国平,王习兵.液压冲击器回程和冲程运动仿真研究[J].机床与液压,2008,36(5):156-160.[7] 丁问司.基于SIMULINK 的氮爆式液压冲压器系统仿真模型[J].建筑机械,2001(10):21-25.[8] 杨志坚,米柏林,赖庆辉.基于SIMULINK 的液压系统动态仿真[J].农机化研究,2005(9):93-94.科技论文写作中常见的差错(2)1 名词、术语不规范(括号内为规范的名词、术语)名词、术语的不规范主要是使用时没有以全国自然科学名词审定委员会公布的各学科名词及有关标准为准,而是使用了不规范的,或已淘汰的名词、术语。
液压打桩机机毕业设计论文
本科生毕业论文（设计）题目ZCY07型液压打桩锤液压控制系统设计毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。
尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。
对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。
作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。
作者签名：日期：学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。
除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。
对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。
本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。
作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。
本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。
涉密论文按学校规定处理。
作者签名：日期：年月日导师签名：日期：年月日注意事项1.设计（论文）的内容包括：1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明3）中文摘要（300字左右）、关键词4）外文摘要、关键词5）目次页（附件不统一编入）6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论7）参考文献8）致谢9）附录（对论文支持必要时）2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于1.2万字。
2009年《液压与气动》总目次
种组合功能液压缸 的专利及其 应用分析 ………………
Ｐ Ｃ控 制的多点气动上料教学系统的设计 ……………… Ｌ 柴油机液压式过速保护装 置的设计 与试验研究 …………
液 压 支 架 双 伸 缩 立 柱 优 化 设 计 研 究 … … … … … … … … …
一
比例控制技术在液压教学 实验中的应用 ………………… ８ 连采设备快 速搬 运车的故 障诊断及 系统优化 ……… ０ｔ ２ ｇ ０ｋ 铝锭连续铸造机液压 系统的节能改造 ……………
对 环 卫 车 辆 液 压 系 统 若 干 问题 的讨 论 … … … … … … … … Ｐ Ｃ在 液 压 泵 站 中 的应 用 … … … … … … … … … … … … … Ｌ
一
种 自动卷电缆控制阀 …………… ……………………
液 压 泵 降 噪 研 究 … … … … … … … … … …… … … … … … … 超 高液 压 下 Ｏ形 橡 胶 密 封 圈 的有 限元 分 析 … … … … …
液 压 系统 远 程 在 线 状 态 监测 … … … … … … … … … … … … （ ０ １） 压 力 切换 装 置 特 性 分 析 … … … … … … … … … … … … … … （ ２ １）
１ 燃油加油机泵送 系统变 频模 式设 计及节能测试 …… …… （ ４）
基于小波多分辨率信 号采样的紊流路径 曲线特征量
变 化 规 律 研 究 … … … … … … … … … …… …… … … … … １ ） （ ８
换向阀的组成,工作原理及结构特点
换向阀，作为液压系统中的重要元件，其组成、工作原理以及结构特点对于系统的稳定运行和性能优化至关重要。
在本文中，我们将以深度和广度的要求来全面评估和探讨换向阀的相关知识，以便读者能够更加深入地理解这一主题。
### 一、换向阀的组成1. 阀体：换向阀的主要外壳，用于安装和固定其他内部零部件。
2. 阀芯：通过阀芯的运动来改变液压系统的工作方向和工作状态。
3. 控制电磁铁：用于控制阀芯的运动，实现换向阀的开启和关闭。
4. 弹簧：用于提供阀芯的复位力，保证阀芯在不受外力作用时能够回到初始位置。
### 二、换向阀的工作原理在液压系统中，换向阀能够通过控制阀芯的运动来改变液压油的流动方向，从而控制执行元件的运动。
当电磁铁通电时，产生磁场使得阀芯运动，使换向阀的通路发生改变。
根据液压系统的实际需求，通过控制不同的换向阀，可以实现系统的各种功能，如液压缸的单向、双向运动，液压马达的顺时针、逆时针旋转等。
### 三、换向阀的结构特点1. 精密高：换向阀内部的部件经过精密加工，具有较高的工作精度和可靠性。
2. 体积小：相比于传统的机械换向装置，液压换向阀的体积更小，能够在狭小的空间内实现换向控制。
3. 响应迅速：电磁换向阀通过电磁铁控制阀芯的运动，响应速度快，能够实现快速、精准的换向操作。
4. 维护方便：换向阀的内部结构简单，易于维护和修理，在液压系统中具有较长的使用寿命。
### 四、总结与回顾通过本文的介绍，我们对换向阀的组成、工作原理以及结构特点有了全面的了解。
换向阀作为液压系统中的关键元件，其稳定可靠的工作对于系统的性能起着至关重要的作用。
在实际应用中，我们需要根据具体系统的要求来选择合适的换向阀，并进行合理的安装和维护，以保证系统的正常运行和优化性能。
### 五、个人观点与理解在液压系统中，换向阀的选择和使用对于系统的工作效率和稳定性具有重要影响。
我个人认为，未来液压技术的发展将会更加注重换向阀的智能化和集成化，以满足系统对于精准、快速换向的需求。
18553639_深海液压系统压力补偿器研究
深海液压系统压力补偿器研究胡浩龙" P 龙!雷" P 沈!雪" P 张万良" P!"h中国船舶科学研究中心"江苏无锡P"[$Q P%P h深海载人装备国家重点实验室"江苏无锡P"[$Q P#!!摘要!水下液压技术在深海探测(资源开发得到广泛应用$为消除海水压力对液压系统影响"提高系统效率"节省能源"液压系统一般均采用压力补偿技术$压力补偿器作为压力补偿技术的关键元件"一直以来依靠经验进行设计$本文通过系统仿真软件&U0X2J对水下液压系统进行仿真"得到了补偿器结构参数及液压系统参数对液压系统压力的影响$预充压力相同时"补偿器弹簧刚度越大"补偿器压力下降越快"与环境压差越小%补偿器内径越大"系统压力波动峰值越小%补偿器活塞质量越大"压力波动峰值越大"冲击越大%由于负载作用"油缸工作时两侧很有可能低于环境海水压力"导致系统进水"但在油缸两端增加节流阀控制油缸工作速度"可以显著提高油缸两端压力"提高系统密封可靠性$关键词!深海%液压系统%压力补偿器%&U0X2J中图分类号 +,P Z"^M-"文献标志码 &>-.-%"/3#(!"-..@"-?#&2-(.%)#"X.-81#"*--2I C-%Q78"%@B'/C7.)-&1@17);E)89""P"?S45?B2""P"X104.'B""P"31&45A78;E2789""P!"h!951-M95M O5,145*5OX,3,-)O9!,14,)"N'B5"W5-1;3'P"[$Q P"!951-%P h M4-4,R,/7-P()-4()/(*F,,?$M,-Y-11,2V,95O&,3"N'B5"W5-1;3'P"[$Q P"!951-#45.)"%/)!@8L B<G7(B<:K L<7'E2I(B I:8)E)9K2H G2L B E K'H B L28L B B D;H B7B a D E)<7(2)878L<B H)'<I BB a D E)2(7(2)8M/8 )<L B<()B E2J287(B(:B28F E'B8I B)F H B7G7(B<D<B H H'<B)8(:B:K L<7'E2I H K H(B J"2J D<)O B(:B B F F2I2B8I K)F(:B H K H(B J" D<B H H'<BI)J D B8H7(2)8(B I:8)E)9K2H I)J J)8E K'H B L28:K L<7'E2I H K H(B J H M&H7N B K B E B J B8()F D<B H H'<B I)J D B8H7(2)8(B I:8)E)9K"(:B D<B H H'<BI)J D B8H7()<:7H>B B8L B H298B L)8(:B>7H2H)F B a D B<2B8I B H M/8(:2H D7D B<" (:B H)F(G7<B&U0X2J2H'H B L()H2J'E7(B(:B'8L B<G7(B<:K L<7'E2IH K H(B J78L2(2H)>(728B L(:7((:B28F E'B8I B)F H(<'I('<7E D7<7J B(B<H)F I)J D B8H7()<78L:K L<7'E2IH K H(B J D7<7J B(B<H)8:K L<7'E2IH K H(B JMA:2E B(:B D<B E)7L289 D<B H H'<B2H(:B H7J B"(:B9<B7(B<(:B H D<289H(2F F8B H H)F(:B I)J D B8H7()<"(:B F7H(B<(:B D<B H H'<B)F(:B I)J D B8H7()< L B I<B7H B H"78L(:BH J7E E B<(:BL2F F B<B8(27E>B(G B B8(:B D<B H H'<B)F(:B(78N78L(:BB8O2<)8J B8(D<B H H'<B M+:B E7<9B<(:B288B<L27J B(B<)F(:B I)J D B8H7()<"(:B H J7E E B<(:B D B7N)F H K H(B J D<B H H'<B F E'I('7(2)8M*'B()(:B E)7L" (:B D<B H H'<B)8>)(:H2L B H)F(:B I K E28L B<2H E2N B E K()>B E)G B<(:78(:7()F(:B B8O2<)8J B8(D<B H H'<B"78L(:BG7(B< B8(B<H(:B I K E28L B<M&L L289(:B(:<)((E B O7E O B7(>)(:H2L B H)F(:B I K E28L B<()I)8(<)E(:B H D B B L)F2(I78H2982F2I78(E K 28I<B7H B(:B D<B H H'<B)8>)(:H2L B H)F2("78L2J D<)O B(:B H B7E289<B E27>2E2(K)F(:B H K H(B JM6-7+#"8.!L B B D H B7%:K L<7'E2I H K H(B J%D<B H H'<B I)J D B8H7()<%&U0X2J9!引!言随着人类的发展"陆地资源日益匮乏"而海洋覆盖地球约有Z$M Q e的表面"蕴含着丰富的生物(矿产(化学和动力资源"深海资源开发技术成为我国越来越迫切的关键技术&"'$习总书记对深海资源开发技术提出深海战略/三部曲0的规划"我国也相继开发出/蛟龙号0(/深海勇士号0等海洋探索(开发装备$液压系统拥有承载能力强(功率密度大(调速!!!作者简介)胡浩龙!"##$*#"男"硕士"助理工程师"主要从事水下液压系统相关研究工作$第!卷增刊!P$"Q年"$月海洋工程装备与技术S%0&4045/400T/4506@/,U04+&4*+0%14S?S5VW)E M!"X'D D E MS I(M"P$"Q+P "$!+海洋工程装备与技术第!卷方便等优点"在深海资源开发中得到广泛应用$对于深海液压系统"一般均采用压力补偿技术来消除海水压力对系统的影响"提高系统效率和系统可靠性&P *-'$压力补偿器是压力补偿技术的关键元件"对液压系统性能有着重要影响$国内很多学者也对压力补偿器进行了相关研究$哈尔滨工程大学孟庆鑫对深水液压动力源压力补偿器的组成及应用进行了介绍"并推导了压力补偿器工作容积计算公式"研究了弹簧预紧力对泵吸入条件的影响&['$陈建平对压力补偿原理和压力补偿器的作用(设计原则进行了介绍&!'$刘浩针对深海载人潜水器滚动膜片式压力补偿器"建立了补偿压力的数学模型"得到了补偿压力方程及波动方程"并讨论了相关参数对补偿压力的影响&R '$目前"相关学者针对压力补偿器的研究主要集中于压力补偿器的设计经验"忽略了液压系统层面分析"本文将采用仿真软件&U 0X 2J "研究液压系统整体及压力补偿器相关参数对压力补偿器的设计影响$:!压力补偿器结构与原理压力补偿器常用结构形式有皮囊式(波纹管式(橡胶膜片式(活塞式和空气弹簧式$它们的工作原理是相同的"通过弹性元件将海水与压力补偿器隔开"弹性元件在海水压力作用下发生变形"改变压力补偿器的容积大小"实现与环境压力相等&Z '$皮囊和橡胶膜片式柔性好"响应快"结构紧凑"密封效果好"在深海压力补偿器中得到广泛的应用"但是补偿容积较小"不适合大型水下液压系统$活塞式结构体积大(响应较慢(且有动密封结构"密封可靠性差"但可实现较大容积的补偿$空气弹簧式结构体积大"响应速度适中"无动密封问题(可实现大容积补偿$图"为橡胶膜片式压力补偿器的结构示意图"主要有压力补偿器壳体(滚动膜(活塞(弹簧等构!!注)"h 压力补偿器壳体!P h 滚动膜!-h 活塞![h 紧固螺钉!!h 弹簧图"!压力补偿器结构示意图成"&口连接液压系统油箱"=口与外界海水相通$海水压力通过=口作用在滚动膜P 和活塞-上"使得滚动膜P 变形和活塞-运动"减小压力补偿器左侧容积"使得压力增大"直到两侧受力平衡"并通过&口传递到液压系统油箱"使得液压系统油箱压力与海水压力相等$一般为了提高密封可靠性"设计时会增加弹簧!使得油箱压力略大于海水环境压力$;!水下液压系统仿真模型液压介质被称为液压系统的血液"对液压系统有着重要的影响$水下液压系统一个重要的故障就是随着系统运行"水进入液压系统"污染液压介质"加快液压元件失效$为了防止水进入系统"必须使得系统的各处压力均大于环境压力"使得液压油往海水中泄漏"这就对压力补偿器的特性有更高要求"包括补偿量(响应速度(压力波动特性等等$根据对压力补偿器的影响不同"水下液压系统用户一般分为对称用户和非对称用户$对称用户主要是指马达用户"输入流量和输出流量几乎相等%非对称用户主要是指油缸用户"由于有活塞杆存在"运行过程中输入流量和输出流量不相等"对压力补偿器影响较大$这里选用两个油缸用户和一个马达用户建立水下液压系统"采用软件&U 0X 2J 进行仿真研究"相应仿真模型如图P 所示"相关数学模型不详细介绍"可查相关文献$液压系统用户油缸和马达的各项参数如表"所示$仿真过程是直接考虑系统处于深海"$$$J 工作"没有考虑系统陆上和深海所处环境因素变化"所以直接忽略温度(压力露等因素对系统补偿量的需求"系统压力设计为"R U ,7"系统流量为Q $?,J 28"压力补偿器补偿量为"$?$液压系统设计需要考虑多方面因素对系统补偿量的需求"陈建平对压力补偿器补偿量设计计算进行了详细介绍"包括非对称用户油缸(油液体积压缩量(油液热膨胀量(系统泄漏量等&-'$表:!液压系统用户参数参数油缸"油缸P马达流量,+J 28]"!"$[!压力,U ,7"!"!"!补偿量,P!$增刊胡浩龙"等)深海液压系统压力补偿器研究+P ""!+!图P !水下液压系统仿真模型<!压力补偿器仿真研究-M "!压力补偿器弹簧刚度压力补偿器中设计弹簧的作用是增加一个预压力"使得压力补偿器压力略大于环境压力"也会提高系统的响应速度$为研究弹簧对压力补偿器性能的影响"搭建系统仿真模型"控制系统其他参数相同"仅改变压力补偿器弹簧刚度和弹簧行程"仿真结果如图-所示$图-!不同弹簧刚度下油箱压力曲线!!由仿真结果可知"系统初始运行时油箱压力均相等%但是在"M !H 开始"随着油缸动作"对系统补偿量增大"弹簧刚度越大的补偿器"油箱压力越小%在[M !H 时油缸开始回程"油箱压力开始回升"最终达到一个稳定值$最后系统压力稳定值有一定差别主要是补偿器摩擦力所致$从结果可知"弹簧刚度对压力补偿器压力波动峰值影响很小"但对系统最小压力有很大影响"弹簧刚度应越小越好"恒力弹簧拥有良好特性$-M P !压力补偿器结构压力补偿器结构设计不仅影响补偿器的补偿+P "P !+海洋工程装备与技术第!卷量"也对补偿器的动态特性有重要影响$这里按照设计时补偿器补偿量不变"弹簧不变"改变补偿油缸直径和补偿活塞的质量"仿真结果如图[所示$图[!不同结构特性下油箱压力曲线!!由仿真结果可知"内径增大"补偿器稳态压力减小"压力波动峰值减小$稳态压力减小主要是由于弹簧压力不变"作用面积增大$活塞质量增大"压力波动峰值增大"并且系统压力冲击增大$所以"压力补偿器设计时应尽量增大补偿器内径"减小活塞质量$-M -!多体式压力补偿器随着水下作业任务越来越多"执行机构越来越多"系统补偿量也越来越大"设计时有采用一个大型补偿器和多个小型补偿器两种方案$这里设定系统补偿量均为"$?"初始压力相同"采用一个"$?补偿器和两个相同补偿量为!?补偿器"搭建系统模型仿真研究"仿真结果如图!所示$系统设定"H 开始运行""M !H 油缸开始伸出"[M !H 油缸开始回程$图!!多体式补偿器油箱压力曲线!!由仿真结果可知"系统稳态时两种补偿器的压力均相等%油缸伸出工作时"油箱压力均减小"并且有一定振幅震荡"但是双补偿器结构形式的系统压力下降缓慢"震荡幅度也比较大%油缸回程时"系统增刊胡浩龙"等)深海液压系统压力补偿器研究+P"-!+!压力回升"双补偿器结构形式压力偏大"震荡幅度也比较大$由结果可知"两种结构形式对于系统稳态值没有影响"双体式补偿器压力下降缓慢"对系统压力有利"但是压力震荡也偏大$-M[!系统负载由于压力补偿器可以通过增大预充压力"增大油箱与环境压差"使得油箱压力始终大于海水压力"保证密封$但是水下液压系统油缸运动过程中"活塞要承受一个持续水压负载作用"海水深度越大"作用效果越明显$液压系统负载对系统动态特性也有很大影响"特别是油缸两端的瞬时压力"而油缸活塞为动密封"使得海水更加容易侵入系统$搭建系统模型进行仿真研究"系统设定"M!H 换向阀切换油缸开始运行"[M!H换向阀切换油缸回程"油缸有杆腔压力仿真结果如图R所示$图R!不同负载工况下油缸有杆腔压力曲线!!由仿真结果可知"当负载偏大时"油缸回程时油缸有杆腔压力明显低于海水压力"可能导致海水向液压系统泄露%在油缸两端增加节流阀"会降低油缸的运动速度"延长工作时间"但会显著提高油缸两端压力"提高系统密封可靠性$=!结!语通过&U0X2J仿真软件搭建系统模型"对压力补偿器进行研究分析"得到以下结论)!"#弹簧刚度对压力补偿器压力波动峰值影响很小"但对系统压力有很大影响$弹簧刚度越大"补偿器压力下降越快"与环境压差越小$所以"弹簧刚度应越小越好"恒力弹簧拥有良好特性$!P#压力补偿器增大内径"压力波动峰值也减小%压力补偿器活塞质量增大"压力波动峰值增大"压力冲击也增大$所以"压力补偿器设计时应尽量增大补偿器内径"减小活塞质量$!-#单体和多体式补偿器对补偿器压力稳态值没有影响$由于多体式有多个补偿器作用"补偿器压力下降缓慢"但是多体式部件多"故障率增高$所以选择多体式和单体式需要结合系统补偿量(空间体积等多方面考虑$
液压传动系统的振动与噪声分析液压传动系统作为一种重要的能量转换与传递装置，在工业生产中得到了广泛应用。
然而，由于系统内的流体运动和元件运动相互作用产生的振动和噪声问题，往往给工作环境带来不良影响，甚至对系统的正常运行产生不利影响。
因此，对液压传动系统的振动与噪声进行分析与研究显得尤为重要。
一、液压传动系统的振动分析液压传动系统中的振动主要来源于以下几个方面：一是流体的振荡、脉动和马达的自振动；二是系统内部元件之间的相互耦合振动；三是液压管路的振动与传播。
针对这些振动来源，我们应该从以下几个方面来进行分析。
首先是流体的振荡、脉动和马达的自振动。
这是由于液压传动系统中的流体在阀门、管路、液位变化等因素的影响下产生的振荡和脉动。
这种振荡和脉动会导致系统内的压力和流量波动，从而引起系统的振动。
另外，液压马达作为传动系统中的一种常见元件，在运行过程中也会产生自身的振动。
因此，对于流体的振动和马达的自振动，我们可以通过数学模型和实验方法进行分析和控制，以减小系统的振动。
其次是系统内部元件之间的相互耦合振动。
液压传动系统中的元件之间往往存在一定的相互耦合关系。
例如，液压泵与液压马达、活塞与缸体等等。
在运行过程中，这些元件之间的相互作用往往会产生振动，从而引起系统的共振现象。
因此，在设计液压传动系统时，我们需要合理选择元件的参数和结构，以减小系统内的耦合振动。
最后是液压管路的振动与传播。
液压传动系统中的管路往往是通过固定支撑装置与机械结构相连的。
在液压传动系统运行过程中，由于流体的冲击和介质的非均匀性等原因，管路会产生振动。
这种振动不仅会引起管路上的噪声，还会通过机械结构的传导传播出去，从而影响系统的工作环境。
针对这一问题，我们可以通过合理选择管路支撑装置、优化管路的布置和采用吸振材料等方法来减小管路的振动。
二、液压传动系统的噪声分析与振动类似，液压传动系统的噪声问题也是制约其应用的一个重要因素。
液压传动系统中的噪声主要来源于以下几个方面：一是液压泵和液压马达的噪声；二是流体脉动和振动传导引起的噪声；三是逆止阀和减压阀等元件的噪声。
A4VG系列变量泵伺服机构动态特性分析
１一推杆；２一主阀芯；３一弹簧拉杆；４一弹簧； ５一主阀体；６一限位螺钉；７一反馈杠杆 图１伺服阀内部结构图
图２系统原理图
设以为阀芯受到的弹簧力，Ａｏ为控制油作用 于推杆的有效面积。忽略阀芯上的粘性摩擦力、瞬 态液动力和稳态液动力，则当平衡条件ＡｐＡ。＝以满
参考文献： ［１］王益群，钟毓宁．机械控制工程基础［Ｍ］．武汉：武汉理工大学
出版社，２００１ ［２］王春行．液压伺服控制系统（第二版）［Ｍ］．北京：机械工业出
版社，１９９２ ［３］刘长年．液压伺服系统的设计与分析［Ｍ］．北京：科学出版社，
１９８５
［４］黄浩．机液伺服执行器的研究［Ｊ］．武汉科技大学学报（自然 科学版），２００１，２４（１）
ｇ ３ 导 渣 ｑ 椭 蜒
图４阶跃响应仿真曲线
从仿真图可以看出，系统响应有一定的延时，但 稳定，无震荡，超调量也不大。优化参数匹配，可使 系统既有较快的响应速度，又有较好的稳定性‘６１。
４结论
Ａ４ＶＧ系列变量泵的变量机构是一种典型的机 液伺服系统，结构紧凑，响应快速而平稳；仿真研究 结果与试验情况基本一致，说明伺服变量机构的数 学模型是正确的。
由上述条件，可以构造出优化设计的数学模型
为：
ｍｉ叭ｄ，１）＝ ｐ竽·ｚ
了１６Ｍｒ一［７．］≤０ ５．ｚ．９１（ｄ）＝
［。 １１］。
１『口
ｇ：（ｄ＇２）＝３丽２Ｍｒ／一Ｍ≤。 竹ｂ口
ｇ，（ｄ）＝［Ｊｓ。］一丽＂ｎ＇ｄ３０ｒｓ≤。
０．０３≤ｄ≤０．１１ ０．５８≤Ｚ≤１．２５
（５）优化设计结果 采用在Ｔｕｒｂｏ Ｃ环境下的通用优化设计程序库 ＯＰＢ－２的接口编程，利用ＣＶＭ０１程序，可以得到优 化设计结果如下：
液压控制阀的水击振动耦合模型研究
分析和设计理论 ， 不断开发设计新 型的液 压阀 ， 以满
足生产实际 中提 出的各种工 程技术 要求 ， 是液 压技 术 中的重要课题之一。
的轴 向振动 ， 进而使 阀的开 口量发生相应的变化 ， 又 引起 阀腔内油液的脉 动 ， 和原 有脉动 油液共 同再次 作用于阀芯 ， 也就是说 ， 阀的耦合运动问题是 由于其 本身产生 ， 又反作用于 阀， 二者的稳定性和动态特征
液运动 的 ＮＳ方程 建立 的耦合模 型进行研 究 ， 于 — 对 深入分析阀 的结构参数设计 和流道 的优化设计具有 重要 的实际意义和理论指导意义。
某 型舵机 的液压系统结 构简 图如图 １ 所示 ， 液
的补偿措 施 。文 献 ［ ６ 虽 然对 阀的 内外 流情 ２～ ］ 况瞬态液动力进行 了理论 和实验 研究 ， 也只是 给 出 了计算公式 。Ｂ ｃｏｒ 认 为液压 阀 的性能 主要取 ａｋｕｎ 决于其阻力控制 回路 ， 出 了分析 液压 阀性 能的液 提 压 阀阻力控制分析方法 。它是一种分解综合 分析方
目前在液压阀 的设 计计算 中， 常根 据 阀工作 时
液压力与弹簧力相平 衡 的原 理 ， 分析 阀芯 的受力 平
衡方程 以及油液流量连续性 、 流量 一 压力平衡 方程 ， 得 出相应液压阀的动力学模型 。其 中主要考虑 的因
对 系统 冲击影 响很大 ， 其后 的输油 管路和执行 元 对
件有 直接 的影响 。因此 ， 文 某 型舵机 用三位 三 本
通换 向阀为例 ， 阀在开启 和 闭合工作 过程 中阀芯 对
所产生水击振动利用阀芯弹性 力学理论和 阀腔内油
素是 稳态液动力和瞬态液动力 。关于液压 阀稳态液
动力 的机理研究和理论计算公式的推导研究报道较 多， 根据研究结果 也对稳 态液 动力提 出 了很 多有效
电液比例阀pwm控制器颤振原理
电液比例阀pwm控制器颤振原理下载提示：该文档是本店铺精心编制而成的，希望大家下载后，能够帮助大家解决实际问题。
文档下载后可定制修改，请根据实际需要进行调整和使用，谢谢!本店铺为大家提供各种类型的实用资料，如教育随笔、日记赏析、句子摘抄、古诗大全、经典美文、话题作文、工作总结、词语解析、文案摘录、其他资料等等，想了解不同资料格式和写法，敬请关注!Download tips: This document is carefully compiled by this editor. I hope that after you download it, it can help you solve practical problems. The document can be customized and modified after downloading, please adjust and use it according to actual needs, thank you! In addition, this shop provides you with various types of practical materials, such as educational essays, diary appreciation, sentence excerpts, ancient poems, classic articles, topic composition, work summary, word parsing, copy excerpts, other materials and so on, want to know different data formats and writing methods, please pay attention!电液比例阀PWM控制器颤振原理在液压系统中，电液比例阀PWM控制器的颤振问题是一个常见但又复杂的技术挑战。
液压系统动态特性分析与优化控制
液压系统动态特性分析与优化控制液压系统作为重要的机电控制系统，广泛应用于工业、农业、建筑、交通等领域，并具有诸多优点，如传递大功率、操作灵活、动作平稳、维护方便等。
然而，液压系统在实际应用中常常会出现许多问题，如系统响应速度慢、动态性能差、能量损失大、振荡和共振等，这些问题直接影响了系统的稳定性和性能，因此，针对液压系统的动态特性分析与优化控制成为热门研究领域。
液压系统的动态特性分析液压系统的动态特性是指系统在运动过程中对外界扰动的响应性能，涉及到系统的动态刚度、阻尼、质量等参数。
对于液压系统的动态特性分析，主要涉及到控制理论、信号处理、系统动力学等多个学科领域，如下分别进行阐述。
1. 控制理论液压系统在控制理论中主要涉及到开环控制和闭环控制两种基本控制方式。
在液压系统中，开环控制包括直流、单向、双向控制等方式，是一种简单、实用的控制方式，但是其响应速度慢，稳定性差，容易受到外界扰动干扰。
闭环控制采用反馈控制方法，能够有效提高系统的响应速度和稳定性，如比例控制、积分控制、微分控制等。
2. 信号处理液压系统的信号处理包括传感器、调节阀、计算机等多种设备。
传感器主要用于检测控制信号和反馈信号，如压力传感器、流量传感器、位置传感器等；调节阀用于控制流量和压力的大小、方向和节流，在液压系统的实际工作中起到至关重要的作用；计算机作为核心控制设备，包括硬件和软件两部分，能够有效协调各个控制元件的工作，实现系统的高效、稳定运行。
3. 系统动力学系统动力学是对液压系统的动态特性进行分析和优化控制的重要手段。
液压系统的动态性能主要涉及到系统的频率响应、动态特性和稳定裕度等参数。
系统的频率响应是指系统对外界扰动的响应速度，即系统的响应频率；动态特性是指系统的动态刚度、阻尼和质量等参数，代表了系统的响应特性；稳定裕度是指系统的稳定性，即系统受到外界扰动的干扰时，其能够保持稳定的能力。
液压系统优化控制技术针对液压系统的动态特性分析，可以采用多种优化控制技术进行系统的优化和控制，具体如下：1. 比例积分微分（PID）控制PID控制是一种闭环控制方法，是液压系统中常用的一种优化控制技术。
液压振动冲击力的特性分析与控制
液压振动冲击力的特性分析与控制引言：液压系统是现代工程中常用的动力传递方式，广泛应用于各个领域。
然而，在使用液压系统时，不可避免地会出现振动冲击力的问题，给系统的稳定性和工作性能带来了风险与隐患。
因此，了解液压振动冲击力的特性，以及控制振动冲击力的方法，对于确保液压系统的正常运行具有重要意义。
第一节：液压振动冲击力特性分析振动冲击力是指由于液体的容量变化引起的压力冲击现象。
液压振动冲击力的特性主要体现在两个方面：幅值和频率。
1. 液压振动冲击力的幅值液压振动冲击力的幅值受液压系统的压力变化、液压元件的刚度及质量等因素制约。
当压力变化越大、质量越大、刚度越小时，振动冲击力的幅值越大。
2. 液压振动冲击力的频率液压振动冲击力的频率主要取决于液压系统的内在特性和外界的激励条件。
在连续系统中，频率取决于系统的固有频率，而在离散系统中，频率则受阻尼特性的影响。
第二节：液压振动冲击力的危害液压振动冲击力带来的危害主要体现在以下几个方面：1. 对液压元件的损坏液压振动冲击力会导致液压元件的疲劳破坏，缩短其使用寿命。
尤其对于高频振动冲击力而言，更易引起元件的损坏。
2. 影响系统的稳定性振动冲击力会使液压系统产生流量的不稳定和压力的波动，进而影响系统的稳定性和工作性能。
3. 噪音和振动液压振动冲击力会导致噪音和振动的产生，对周围环境和工作人员的健康带来威胁。
第三节：液压振动冲击力的控制方法为了减小液压振动冲击力的危害，我们可以采取以下几种控制方法：1. 增加刚度和阻尼通过增加液压系统中液压元件的刚度和阻尼，可以有效地减小振动冲击力的幅值。
常用的方法包括增加弹簧的刚度、选择合适的密封结构以及调整阀芯的阻尼系数等。
2. 使用缓冲器缓冲器是一种常用的减震装置，可以将振动冲击力转化为热能或吸收掉。
通过在液压系统中加入缓冲器，可以有效地减小振动冲击力的幅值和频率。
3. 优化设计和选材合理的系统设计和材料选用也是减小振动冲击力的关键。
液压阀上的作用力分析
液压阀上的作用力分析摘要：液压阀是液压系统中的重要元件，阀芯又是液压阀的一个重要组成部分，阀芯的使用寿命也直接决定了整个液压阀的使用寿命，本文分析了阀芯受到的作用力。
关键词：液压阀芯作用力液压控制阀（简称液压阀），是液压系统中的控制元件。
任何一个液压系统，不论其如何简单，都不能缺少液压阀。
液压阀的基本结构主要包括阀芯、阀体和驱动阀芯在阀体内相对运动的操纵控制机构。
其基本工作原理是利用阀芯相对于阀体的运动来控制阀口的通断及开度的大小，实现对液流方向、压力和流量的控制。
在工作过程中，阀芯要受到多种力的作用。
一、液压作用力在液压阀中，液体重力引起的压力差相对于工作压力是极小的，通常可忽略不计，认为同容腔中各点的液体工作压力相等。
液体压力对与其相接触的固壁的作用力因固壁不同有两种情况：1.平面固壁：液压作用力Fp等于压力p与承压面积A的乘积，即Fp=pA2.曲面固壁：液压作用力应指明作用方向。
曲面上的液压作用力在某一方向的分力Fpx等于压力p与曲面在该方向的垂直面内投影面积即承压面积Ax 的乘积。
即Fpx=pAx二、液动力液体流经阀口时，由于流动方向和流速的变化引起液体动量的变化，使阀芯受到附加的作用力，即液动力。
分为稳态液动力和瞬态液动力。
以滑阀为例进行分析计算。
图一滑阀的稳态液动力1. 稳态液动力：在阀口开度一定的稳定流动下，液流流过阀口时因动量变化作用在阀芯上的力。
稳态液动力可分解为轴向分力和径向分力。
由于一般将阀体的油腔对称地设置在阀芯的周围，因此沿阀芯的径向分力互相抵消了，只剩下沿阀芯轴线方向的稳态液动力。
对于某一固定的阀口开度x来说，根据动量定理(参考图5.7中虚线所示的控制体积)可求得流出阀口时[图一(a)]的稳态液动力为可见，液动力指向阀口关闭的方向。
流入阀口时[图一(b)]的稳态液动力为可见，液动力仍指向阀口关闭的方向。
考虑到，所以上式又可写成考虑到阀口的流速较高，雷诺数较大，流量系数Cq可取为常数，且令液动力系数,则上式又可写成：当压差ΔP一定时，可知，稳态液动力与阀口开度x成正比。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
第24卷 第1期2009年2月实 验 力 学J OU RNAL OF EXPERIM EN TAL M ECHANICS Vol.24 No.1Feb.2009文章编号:100124888(2009)0120073208液压换向阀的耦合水击振动特性研究3陈彬,刘阁(重庆工商大学废油资源化技术与装备教育部工程研究中心,重庆400067)摘要:以某型舵机操纵液压换向阀为例,运用特征线法,对其由于自激振动以及启闭动作产生水击诱发非线性耦合振动现象的机理进行理论分析,获得换向阀水击振动的动态特性。
通过实验验证,换向阀控制口水击压力幅值与计算结果偏差为2.87%,且压力变化趋势与计算结果基本一致。
该结果可为掌握液压系统的振动特性、采取振动控制措施以及换向阀的设计和改进提供理论依据。
关键词:液压换向阀;流固耦合;特征线法;水击振动特性中图分类号:T H137.52 文献标识码:A0 引言液压系统主要有液压换向阀、液压管路以及执行机构等组成,当液压换向阀进行换向操作时,管内液体产生急剧交替的压力升降的阻尼波动过程称为液压水击现象。
液压水击现象是管道的非恒定流动,是流动参数阶跃变化时的动态过渡过程。
由于液压换向阀动作时间极短,关阀(开阀)时压力很快达到压力波动最大值,所以液压换向阀关闭时会产生严重的水击,对其后的输油管路和执行元件有直接的影响,水击现象是管道系统破坏的重要原因之一。
在液压系统中,考虑耦合效应的液压系统振动特性研究受到了广泛重视,相当多的文献[1-3]研究针对处于执行机构和控制阀之间的管道的水击产生的机理以及水击模型的建立,但仅停留在研究流体与管路的耦合,对液压换向阀这个激振源的动态没有得到重视;因而,很有必要对液压换向阀的水击振动特性进行深入研究,对液压系统的设计、安全运行具有重要的理论指导和实际工程意义。
图1 换向阀结构示意图Fig.1 Structure of hydraulic control valve以某型舵机的液压换向阀为例,其结构简图如图1所示,为三位三通滑阀,高压油与液压缸的有杆腔相通,x v 表示阀芯位移;x p 为非对称缸活塞的位移。
在完成一个工作循环过程中,液压换向阀的高压腔内的油液流向无杆腔时,低压腔内仅存在少量的泄漏油液,而低压腔内有回油流动时,高压腔可看作为供油管路,因而对液压换向阀的耦合振动微分方程的建立,可以高压腔的工况进行分析;且相对阀套而言,阀芯的动态行为对油液的影响较大,因而在建立液压换向阀的运动方程的时候只考虑阀芯与油液的耦合关系。
建立柱坐标系ξoη,原点设在阀芯平衡位置时阀芯左端部,其ξ轴与阀芯轴线方向重合。
设阀芯上任意物质点P 在3收稿日期:2008211225;修订日期:2009202206基金项目:教育部工程研究中心2008年度自然科学研究项目(编号:07011103)通讯作者:刘阁(1973-),女,硕士,讲师,研究方向为化工机械系统的动态特性控制技术。
E 2mail :ctbucb @此坐标系下的空间位置为P(ξ,η),用位移(x,y)描述,即P(ξ,η)=P(x,y),其中x为物质点P沿阀芯轴向ξ方向的位移,y为径向η方向的位移。
1 液压换向阀耦合水击振动模型对于液压换向阀的每一腔内的油液与阀芯的耦合运动微分方程从描述阀芯运动的微分方程和描述油液运动的微分方两部分进行分析。
利用阀芯弹性力学理论和描述变形体内流体运动的N-S方程,建立了在4个独立变量(轴向速度X、轴向应力σ、流速V f和压力p)基础上的非线性耦合模型如下:1 K f +2(1+ν)R21+4R22E(R2+R1)R15p5t+5V f5x-2νR1E(R2+R1)5σ5t=0(1) 5V f5t+1ρf5p5x+f4(R2+R1)(V f- X)|(V f- X)|=0(2)5 X5t-1ρp5σ5x-ρf f4ρp R1(V f- X)|(V f- X)|=0(3)5 X5x-(1-ν+ν2)E(1-ν)5σ5t+ν[(1+ν)R21+2(2-ν)R22]E(1-ν)R215p5t=0(4)其中K f为油液的体积弹性模量;E为阀芯的弹性模量;R1为阀芯两台肩之间连接部分的直径;R2为阀芯的最大外圆直经;ν为阀芯的泊松比;ρp、ρf为阀芯、油液的密度;f为瞬态摩阻系数,其值为f=f d+ 2k s R22-R21(V f- X)|(V f- X)|5V f5t+si gn(V f)c f5V f5x,式中k s=7.41/R k e2,k=lg14.3R0.05e,f d=0.3164R0.25e,R e= 2V f0R22-R21v,V f0为进油的初始流速;R22-R21为油液的当量半径。
本文对液压换向阀的水击响应计算采用两种模型:常规水击模型(classical waterhammer t heory)与耦合水击模型(extended waterhammer t heory)。
前者不考虑油液和阀芯之间的耦合作用,假设液压换向阀在关闭过程中阀芯的位移是不变化的,仅考虑油液压力波;后者考虑两者之间的耦合作用,即考虑阀芯在液体压力脉动作用下的轴向位移,包括由于泊松作用所带来的阀芯伪纵波与由油液对阀芯的作用力而引起的阀芯伪纵波。
由液压换向阀耦合运动方程可知,液压换向阀的水击响应分析在工作起始时刻,阀芯受到向左的外载力,高压状态下,研究发生水击的瞬态响应情况。
设腔内油液则进行流动,则定义油液压力波速:c2f=1ρf1K f+2(1+ν)R21+4R22E(R2+R1)R1阀芯应力波速:c2b=E(1-ν)ρp(1-ν+ν2);将5σ5t=E5 X5x代入微分方程组(1)～(4)中,对阀芯高压腔内的水击响应进行计算。
相应的耦合运动微分方程可变换为:5V f5x+1ρf c2f5p5t-2νR1R2+R15 X5x=0(5) 1+k s R22-R212(R2+R1)5V f5t+si gn(V f)k s R22-R21c f2(R2+R1)5V f5x+1ρf5p5x+f d4(R2+R1)(V f- X)|(V f- X)|=0(6)5 X5t-1ρp5σ5x-ρf f d4ρp R1(V f- X)|(V f- X)|-ρf k s R22-R212ρp R15V ft-si gn(V f)ρf k s R22-R21c f2ρp R15V f5x=0(7)5 X5x-1ρp c2b5σ5t+ν[(1+ν)R21+2(2-ν)R22]E(1-ν)R215p5t=0(8) 液压换向阀的常规水击分析中不考虑油液与阀芯的耦合作用,可由式(5)～(6)导出常规水击的方程组如下:5V f5x+1ρf c2f5p5t=0(9) 5V f5t+1ρf5p5x+f d4(R2+R1)(V f- X)|(V f- X)|=0(10) 47 实 验 力 学 (2009年)第24卷 2 液压换向阀耦合水击差分方程目前国内外进行流固耦合系统振动响应计算的方法主要有特征线法、有限元法及两者的结合方法[4-7],其中特征线法计算具有物理意义清晰、计算量小、便于微机实现等优点。
采用特征线法,根据两种模型的运动方程建立相应的特征线法差分方程,然后求解液压换向阀的轴向振动响应。
将上述方程组转换为分别沿各自积分线的常微分方程组,即特征线方程与相容方程,转换结果如下:四个特征方向d x dt为:λ1,2=±(ε1c 2f +ε2c 2b +ε3c 2f c 2b )+(ε1c 2f +ε2c 2b +ε3c 2f c 2b )2-4ε2c 2f c 2b 2ε2λ3,4=±(ε1c 2f +ε2c 2b +ε3c 2f c 2b )-(ε1c 2f +ε2c 2b +ε3c 2f c 2b )2-4ε2c 2f c 2b 2ε2(11)式中,ε1=1-νρf k s R 22-R 21ρp (R 2+R 1), ε2=1+k s R 22-R 212(R 2+R 1),ε3=1+k s R 22-R 212(R 2+R 1)[(1+ν)R 21+2(2-ν)R 22]R 1E (1-ν)2ρf ν2(R 2+R 1)。
相应特征线上的相容方程:[ε2(λ2-c 2b )+ε5]dV f dt +ε4λ2-c 2b -ε3ε2c 2f c 2b ρf c 2fd p dt -2ε4λνR 1(R 2+R 1)d X dt +2ε4νR 1ρp (R 2+R 1)d σdt+ρp [(λ2-c 2b )-ε6]+2λε4ρf ν4ρp (R 2+R 1)f d (V f - X )|(V f - X )|=0(12)式中,ε4=ε2λi -sig n (V f )k s R 22-R 21c f 2(R 2+R 1), i =1,2,…,4;ε5=si g n (V f )λi νρf c f ρp (R 2+R 1)ε2k s R 22-R 21-k 2s (R 2-R 1)2,i =1,2,…,4;ε6=si g n (V f )νc f k s R 1R 22-R 21(R 2+R 1)λ2i (R 2+R 1)-λi ρf ρp R 1,i =1,2,…,4。
由于阀芯与油液的耦合响应计算采用特征值法中,在网格的划分上必须有统一的时间步长Δτ与阀芯单元步长Δl ,并且阀芯单元步长与时间步长之间必须满足相容条件所确定的关系λi ΔτΔl Φ1,因为阀芯应力波速与油液压力波速之间不一定满足整数倍关系,所以必然有两条特征线(分别为正向与负向)与空间坐标轴的交点落于某两节点之间。
通常用插值方法求得该两节点的参数值,本文采用时间插值法以便得到精度较高好的响应计算结果。
取阀芯单元步长与时间步长之间满足关系λ1Δτ=Δl ,则阀芯特征线与空间坐标轴的交点正好落于前后两节点上,而油液特征线与空间坐标轴的节点落于前几个时间步长的某两节点之间,如图2所示。
图2 特征线计算网格图Fig.2 Simulation calculation mesh of Characteristic line 如果λ1/λ2=m +n ,m 为整数部分,n 为小数部分,则对第j 时刻第i 点P 来说,其阀芯特征线与空间坐标轴的交点A 与D 分别为第j -1时刻的i -1与i +1节点,油液特征线与空间坐标轴i -1、i +1的交点为B 和C ,分别落于j -m 与j -m -1两时刻之间。
此点的变量值可由其相邻两点进行插值求得。
按照上述方法将(11)、(12)转换为差分方程。
对常规水击方程组(9)～(10)运用类似的方57第1期 陈彬等:液压换向阀的耦合水击振动特性研究法,可得其差分格式的特征线及其沿特征线方向的相容方程为:V(P)f-V(A)fdt +1ρf c2fp(P)-p(A)dt+f d4(R2+R1)V(P)f|V(A)f|=0dx dt =λ1=c f(13)V(P)f-V(B)fdt +1ρf c2fp(P)-p(B)dt+f d4(R2+R1)V(P)f|V(A)f|=0dx dt =λ1=-c f(14)式中P代表t+Δt时刻的阀芯长度上一点,A、B为t时刻沿阀芯长度划分的网格P点相邻的前一点和后一点。