外文翻譯--液壓系統(tǒng)的控制元件隔振 中文版

1、<p>　　液壓系統(tǒng)的控制元件隔振</p><p>　　M. STOSIAK</p><p>　　弗羅茨瓦夫大學(xué)的技術(shù)，wybrzeze wyspianskiego 25，50-370弗羅茨瓦夫，波蘭。</p><p>　　本文對液壓閥上的外部機械振動的影響。理論分析選定的振動絕緣體的貢獻(xiàn)在液壓閥殼體的振動減少了。報道了初步簡單隔振的實驗測試結(jié)果。<

2、/p><p>　　關(guān)鍵詞：機械振動，脈動壓力，液壓閥</p><p><b>　　1 簡介</b></p><p>　　液壓系統(tǒng)的主要特點是圍繞一個平均值壓力周期性的變化，通常被稱為壓力波動。其后果是缺乏奈特雷負(fù)。該泵的位移分量的循環(huán)操作[ 1 ]或在液壓閥的控制元的自我激勵[ 2 ]因流動液體的作用[ 4 ]或外部的機械振動[ 3，5，6 ]是壓

3、力波動的原因之一。壓力波動引起的單獨的系統(tǒng)組件振動。這有不利的影響，特別是對定位的精度，例如，在一個機床刀具。這也適用于（但到一個較小的程度），是影響固定液壓閥的振動源移動機。一般來說，由一臺機器或設(shè)備的振動傳遞復(fù)雜的問題可以分為三個相互關(guān)聯(lián)的類別：</p><p><b>　　.振動源，</b></p><p><b>　　.振動傳遞路徑，</b&g

4、t;</p><p><b>　　.效應(yīng)。</b></p><p>　　振動的最常見的原因是與機器的動作或操作連接的干擾，例如，當(dāng)一個移動臺移動在不平的表面或當(dāng)旋轉(zhuǎn)件不平衡在材料加工。另一個主要的振動源驅(qū)動單元，例如內(nèi)燃機工作循環(huán)周期時變特性進(jìn)行[ 7，8 ]。液壓操作系統(tǒng)也是機械振動源引起的壓力波動和位移泵循環(huán)運行期。由于產(chǎn)生的振動頻率不同，傳輸路徑也不同。不規(guī)則的

5、表面上移動的機器動作導(dǎo)致激發(fā)的0.5–250赫茲的頻率范圍為[ 11–9 ]。后者包括由驅(qū)動產(chǎn)生激勵（燃燒）引擎和位移泵運動學(xué)，出現(xiàn)壓力波動在機器的液壓系統(tǒng)。由于流動的空氣阻力的振動是在250–16 000赫茲的頻率范圍內(nèi)，他們是由機器的部件分離氣流引起的。同時流動的工作介質(zhì)的液壓系統(tǒng)產(chǎn)生振動和噪聲。有時發(fā)生氣蝕，產(chǎn)生高頻噪聲。振動所產(chǎn)生的機械傳送產(chǎn)生不同的影響。機械振動，影響機器操作員。組件的系統(tǒng)與該機裝備，特別是液壓元件及系統(tǒng)也受到

6、機械振動。這些組件都需要有良好的動態(tài)特性和具有穩(wěn)定性，定位精度高，運行可靠性，確定性，噪音小?，F(xiàn)代液壓比例閥或者液壓微波暴露于外部的機械振動，特別是因為他們中的干擾力可以量的控制力，這可能會導(dǎo)致很多不良影響，如失穩(wěn)，定位不準(zhǔn)確，損壞密封件和增加噪聲[ 12 ]。</p><p><b>　　2 柔性液壓閥固定</b></p><p>　　正如上面提到的，為了減少液壓閥

7、的控制元件的振動隔離閥殼似乎從底座的外部機械振動感（例如移動機器或機床振動框架）。對振動的外殼專用夾持座水力分布器的設(shè)計是液壓閥靈活的固定效應(yīng)分析。后者在其兩側(cè)的彈簧支撐系統(tǒng)與一個已知的線性特性和已知的預(yù)變形（圖1）。</p><p>　　圖1 氣門座：1–液壓閥（經(jīng)銷商），2–基座，3–彈簧預(yù)變形螺栓，4–彈簧，5–移動夾座</p><p>　　該支架的設(shè)計是這樣的，安裝在閥門的彈簧約

8、束（用一個等效剛度）和移動夾座（2，圖1）把它按照干摩擦模型。在其兩側(cè)，由彈簧支撐的價值。一種液壓系統(tǒng)中的比例分配式4wre 6 e08-12 / 24z4 / M操作，如圖2所示。</p><p>　　圖2 液壓系統(tǒng)的組成方案：將調(diào)查1–給水泵，2–溢流閥，3–調(diào)查的組成部分，4–調(diào)節(jié)節(jié)流閥</p><p>　　一二質(zhì)量系統(tǒng)的模型的比例分配在液壓系統(tǒng)如圖2所示，可以通過以下系統(tǒng)的四個方

9、程表示：</p><p>　　第四個方程描述作用在認(rèn)為情況下閥殼的力量。進(jìn)一步對該方程將被修改以描述該隔振元件的特性。一些簡化的假設(shè)，方程（1）：</p><p>　　工作液不改變其性質(zhì)，</p><p>　　庫侖摩擦忽略了對閥芯套內(nèi)定向控制閥，</p><p>　　庫侖摩擦是閥體與閥座之間的合作，</p><p>　

10、　彈簧特性是線性的和剛度系數(shù)C描述，</p><p>　　液壓系統(tǒng)的描述是基于集中參數(shù)模型，</p><p>　　該模型不代表管閥體振動的影響。</p><p>　　一個數(shù)值的溶液中形成的“傳遞函數(shù)”， 在閥殼體振動加速度幅值A(chǔ)2激勵振動加速度振幅A0比，如圖3所示。</p><p>　　圖3 比例分配器殼體振動加速度幅值A(chǔ)2相對激振加速度

11、振幅A0</p><p>　　f = 10–60赫茲</p><p>　　對模擬結(jié)果的分析表明，在約20赫茲的頻率振動幅度相當(dāng)大的增益。這是由于共振自振閥達(dá)4.5公斤，持有人的等效剛度的彈簧質(zhì)量86 000 N /米。因此在配器殼體振動的振幅增益OB曾在10–30赫茲的范圍內(nèi)（無效的隔振）。</p><p>　　不同形式的絕緣元件可以假定。一個準(zhǔn)零剛度振動絕緣體的引

12、入大大有助于閥門殼體的振動最小化。與準(zhǔn)零剛度隔振器的理想的特性是由以下方程[ 13 ]：</p><p>　　c1w，C2W–分別主彈簧和補償彈簧的剛度，H–角的初始，側(cè)臂軸Y原來的傾向，P1H, P2H–在位置初始彈簧張力H[N]，</p><p>　　在這樣一個振動激發(fā)方向絕緣子總剛度（外部機械振動的方向）是：</p><p>　　因此，模型的第四個方程（1）可

13、以寫為：</p><p>　　模型示例解決方案（1）補充方程（4）是在激勵頻率f = 10–60赫茲以下的數(shù)字顯示。</p><p>　　對模擬結(jié)果的分析表明，由于振動的使用準(zhǔn)零剛度閥殼體的振動可以做出降低絕緣子。不過，由于其尺寸絕緣體不能用在小空間。因此，材料具有良好的隔振性能，適合在小空間使用上應(yīng)尋求?？磥?，特殊墊上安裝液壓閥可以滿足要求。這種材料也應(yīng)耐液壓油和極端的環(huán)境溫度。<

14、/p><p>　　圖5 比例分配器殼體振動加速度幅值A(chǔ)2相對為了激勵振動加速度振幅A0 f = 10–60赫茲</p><p>　　圖6 比例分配器殼體振動加速度幅度A2相對激振加速度振幅A0 f = 10–60赫茲</p><p>　　圖5和6的數(shù)字顯示，這樣一個非線性隔振特性可以選擇，絕緣將在整個考慮激發(fā)頻率范圍內(nèi)有效。</p><p>

15、　　對閥的機械振動的影響這個問題用理論和實驗的方式來考慮。理論上的考慮，基于數(shù)值根據(jù)數(shù)學(xué)模型計算。一些理論思考的實驗進(jìn)行了測試使用測試站（液壓仿真轉(zhuǎn)臺，閥座，彈簧套）。</p><p><b>　　3 實驗測試</b></p><p>　　試驗臺上，使機械振動特征的一種規(guī)定的頻率產(chǎn)生了實驗驗證了理論分析的結(jié)果和結(jié)論。研究了閥–曼內(nèi)斯曼力士樂比例分配式4wre 6 e

16、08-12 / 24z4／m–固定在支架安裝在試驗臺和子遭外部機械振動（圖1）。測試是在沒有連接到閥管時進(jìn)行的。一個線性的靜液壓驅(qū)動模擬器，能夠產(chǎn)生高達(dá)100赫茲的振動，是外部的機械振動源。對線性靜液壓驅(qū)動模擬器的主要成分是伺服閥控制液壓缸。該模擬器由三個主要部分：液壓部分，控制部分和控制軟件。模擬表的位移是由位移傳感器和加速度控制是由加速度控制。對仿真轉(zhuǎn)臺測試閥的安裝。模擬電控制信號是由外部諧波信號發(fā)生器的支持。比例分配器放置在專用架

17、雙側(cè)支撐彈簧（有兩個彈簧并聯(lián)在每邊）。初步的測試，用一個等效的彈簧進(jìn)行了86 000 N / m和2毫米的預(yù)變形剛度。外激勵參數(shù)如表2所示。</p><p>　　圖1 比例分配器放置在特殊的支架和兩側(cè)支撐彈簧，在測試過程中</p><p>　　表2 作用于測試液壓分配器的振動振幅</p><p>　　圖8 顯示了一個整體的閥門振動圖的外部激勵，即比例分配器殼體

18、加速度幅值A(chǔ)2激發(fā)振動振幅A0與25–60赫茲的頻率比。</p><p>　　圖8 比例分配器殼體振動加速度幅值A(chǔ)2相對激振加速度振幅A0 f = 25–60赫茲</p><p><b>　　4 結(jié)論</b></p><p>　　它已被證明是一個機床和移動設(shè)備的普遍裝備液壓閥振動裝置。絕緣子的振動為特征在一定的外部振動頻率在閥殼體振動加速度

19、振幅降低線性結(jié)果彈簧形式的運用，但它可能有利于共振頻率。在圖3和圖8顯示的結(jié)果比較，模型和測試之間的差異并不很大35–60赫茲的頻率范圍。由于具有非線性特性的閥殼體振動加速度幅值進(jìn)行幾十%降低隔振裝置的使用：通過與準(zhǔn)零剛度隔振器的90%和80%左右的隔振器的剛度或阻尼是位移或速度的第二功率成正比。在閥殼體振動的減少將導(dǎo)致在滑閥減少振動，尤其是共振范圍。在這樣的應(yīng)用振動絕緣體也應(yīng)滿足其他的標(biāo)準(zhǔn)，如：耐環(huán)境溫度變化，耐液壓流體，和幾何尺寸小

20、。因此，除了具有良好的理化特性，振動絕緣體，應(yīng)該有一個標(biāo)準(zhǔn)化的設(shè)計，適合于液壓閥的典型連接板。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)：</b></p><p>　　[1] Lisowski E., Szewczyk K.: 多活塞軸流泵的理論確定交貨的波動（波蘭），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 1, 1984, pp. 3–6

21、。</p><p>　　[2] Kudma Z.: 對減壓閥和液壓系統(tǒng)的自由振動頻率（波蘭），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 3, 1990, pp. 27–30。</p><p>　　[3] Amini A., Owen I.: 減壓閥的噪聲與振動問題的一個可行的解決方案，熱流體科學(xué)實驗，No. 10, 1995, pp. 136–141。<

22、/p><p>　　[4] Misra A., Behdinan K., Cleghorn W.L.: 由于結(jié)構(gòu)相互作用的流體控制閥自激振動，流體與結(jié)構(gòu)雜志，Vol. 16, No. 5, 2002, pp. 649–665。</p><p>　　[5] Stosiak M.: 對液壓閥控制元件的基礎(chǔ)上的低頻機械振動的影響（波蘭），[in:] Rozwój maszyn i urzad

23、zen hydraulicznych, Edit. Wacaw Kollek, Wrocaw, Wydaw. Wroc. Rady FSNT NOT, Vol. 11,No. 2–3, 2006, pp. 83–94。</p><p>　　[6] Stosiak M.: 液壓系統(tǒng)中的壓力脈動對地面機械振動的影響（波蘭），Hydraulika i Pneumatyka, No. 3, 2006, pp. 5–8。&

24、lt;/p><p>　　[7] Engel Z.: 對振動和噪聲的環(huán)境保護(hù)（波蘭），Wy-dawnictwo Naukowe PWN, Warsaw, 2001。</p><p>　　[8] Leea E.C., Nianb C.Y., Tarng Y.S.: 車削加工中對振動動力吸振器的設(shè)計，材料處理技術(shù)雜志，Vol. 108, 2001,pp. 278–285。</p>&l

25、t;p>　　[9] Grajnert J.: 振動絕緣的機械和車輛（波蘭），Oficyna Wy-dawnicza Politechniki Wrocawskiej, Wrocaw, 1997。</p><p>　　[10] Pytlik A.: 在機械外殼部分液壓系統(tǒng)振動（波蘭），Napdy i Sterowanie, Vol. 10, No. 4, 2008, pp. 121–130。</p>