交變配流閥控電液激振方法及振動特性分析

趙國超， 李南奇， 王 慧， 張建卓， 張長帥

(1. 遼寧工程技術大學 機械工程學院，遼寧 阜新 123000； 2. 遼寧省大型工礦裝備重點實驗室，遼寧 阜新 123000； 3. 佰斯特機械制造有限公司，遼寧 阜新 123000)

液壓激振技術相比于電動激振和機械激振具有功率密度比高、推力大、冷卻性能和過載保護性能優良等特點，在各類振動試驗設備及工程機械中應用廣泛，是當今的研究熱點[1]。根據液壓回路有無控制閥可將液壓激振分為閥控型液壓激振和無閥型液壓激振[2]。閥控型液壓激振系統因其結構緊湊、自動化程度高等優點，在工程機械、施工機具及試驗設備等領域占有一定市場[3]。由于現代工業所用閥門大多為電信號控制的，因此液壓激振也可稱為電液激振。針對閥控型電液激振系統及其振動特性，專家學者開展了大量相關研究。Liu等[4]針對搗固裝備振幅和頻率調節困難，無法滿足較寬范圍的振動需求問題，基于轉閥控制液壓缸電液激振技術提出一種新型搗固臂，建立閥控液壓缸的數學模型，通過理論計算和試驗測試分析了搗固臂的振動特性。劉毅等[5]利用液壓技術的負載自適應特性，采用旋轉換向閥控制激振液壓缸研制一種具有夯實搗固功能的搗固機并通過運動學分析研究搗固液壓缸激振力和激振頻率的交互規律。Liu等[6-7]為了實現提高造波機的幅值模擬需求，設計一種帶有轉閥控制液壓缸的新型造波機，利用SIMULINK軟件數學建模和造波機現場試驗，分析了閥口開度、工作壓力對造波機波形影響的變化趨勢。Wu等[8]為滿足液壓振動試驗系統的高頻率、高振幅要求，提出一種雙級激振閥，通過MATLAB/SIMULINK軟件數學建模及仿真，分析了一級閥芯直徑和二級閥口開度對激振閥流量和換向頻率的影響。阮健等[9-10]為了提高電液激振器的頻率和振幅，提出一種2D閥控液壓缸電液激振方法，通過數值仿真和試驗測試證明了閥芯轉速及臺肩溝槽數是影響激振頻率的關鍵因素。王鶴等[11]通過構建閥芯旋轉式電液激振系統的數學模型和激振試驗臺，研究了典型閥口形狀對電液激振系統振動波形的影響程度和主要趨勢。Ren等[12]基于2D轉閥設計了高頻電液激振系統，闡明了液壓共振的基本機理，對電液激振系統的壓力瞬態峰值及活塞的超程進行預測，利用液壓共振實現了電液激振系統的節能激振。Wang等[13]為了提高振動波形的幅值并實現垂直位移的準確控制，提出一種雙轉閥同步流量控制的電液激振器，推導了振動波形的控制方程并搭建試驗臺，分析了激振器的振動特性和垂直位移調節特性。李超等[14]以聲波鉆進液壓振動系統為研究對象，利用AMESim軟件仿真分析了系統壓力、流量對振動系統運動特性的影響規律并討論影響振動系統泄露量的主要因素。蒙臻等[15-16]利用雙伺服并聯技術開發了電液激振拉削系統，構建了流量耦合線性模型和拉削負載力學特性模型，通過數值仿真和試驗測定對雙閥激振系統的振動特性、穩定性及參數的敏感性進行深入討論，拓展了電液激振方法在機械加工領域的應用。李小彭等[17]基于五口旋轉閥的周期振動激發規律，設計了液壓振動式連續沉拔樁機，通過數值仿真和試驗分析，研究了旋轉閥結構參數和旋轉頻率對沉拔樁機性能的影響。

總體而言，閥控型液壓激振方法在近年來得到了廣泛的應用，但由于設備成本昂貴，系統連接復雜，使得閥控型液壓激振方法的工程應用受到一定局限[18]。為了豐富閥控型電液激振方法的多樣性，解決傳統閥控型電液激振系統因控制滑閥成本昂貴、系統連接、管路冗長等因素對電液激振系統工程應用的影響，較為便捷的實現電液激振系統的調幅-調頻控制，本文設計一種于激發周期性振動的旋轉式交變配流閥，提出交變配流閥直接控制液壓缸的閥控型電液激振方法。建立激振系統的AMESim仿真模型并搭建試驗臺，研究了所提激振方法的振動特性。證明了交變配流閥結構的合理性和激振方法的有效性，為閥控型電液激振方法的實現提供一種新思路。

1 交變配流閥結構設計及數學建模

1.1 交變配流閥結構

設計的交變配流閥結構原理，如圖1所示,主要由旋轉軸、閥芯、閥體、軸承及格萊圈等核心零件組成。

圖1 交變配流閥結構圖Fig.1 Structure diagram of alternating valve

由交變配流閥結構可知：在Y-Z平面內，閥體前后兩側對稱分布4個油口，其中兩個油口通過管路與油泵相連，實現高壓油液向閥體的內部輸入；另兩個油口與油箱相連，使得低壓油液通過閥體的內部返回油箱；在X-Z平面內，閥體兩側對稱分布的兩個油口Ⅰ，Ⅱ，油口Ⅰ與液壓缸低壓腔連通，油口Ⅱ與液壓缸高壓腔連通。閥芯臺肩的兩端交替開設有26個油槽，其中是13個油槽位于外接油泵的高壓區，另外13個油槽位于外接油箱的低壓區。

交變配流閥依靠閥芯、閥體的相對旋轉運動控制油液的流動方向，閥芯每轉過一個油槽角度即完成一次供油和回油。兩個過程在時間上是同步進行的，即在一側供油的同時，另一側完成回油，但兩個過程所處的油槽分別位于閥芯油槽兩側且被閥芯基體隔開，兩個過程互不影響，因此在結構上是獨立、等效的。工作時，電動機帶動旋轉軸不斷轉動，驅動閥芯油槽交替與液壓缸接通，依靠高、低壓油液的周期性激勵使液壓缸活塞桿產生振動。

1.2 交變配流閥數學建模

當電動機帶動閥芯勻速轉動時，閥芯油槽和閥體油口的配流過程可視為油槽橫截面以一定速度穿越油口截面，當閥體油口長為xr，油槽轉動時產生的弧長為yr時，二者產生的包絡面積即為配流面積Ar，如圖2所示。

圖2 配流面積示意圖Fig.2 Diagram of distribution area

設閥芯臺肩上單個油槽的圓心角為α，同側相鄰兩個油槽的圓心角為4α，異側相鄰兩個油槽的圓心角則為2α。當閥芯的角位移θ由0增加至α，油口Ⅰ的配流面積逐漸增加至最大值；當角位移θ由α增加至2α，油口Ⅰ的配流面積逐漸減小至0，此過程油口Ⅱ處于關閉狀態；當角位移θ由2α增加至3α，油口Ⅱ的配流面積逐漸增加至最大值，當角位移θ由3α增加至4α，油口Ⅱ的配流面積逐漸減小至0，此過程油口Ⅰ處于關閉狀態，由此可以得到一個工作周期內，交變配流閥的配流面積可表達為

(1)

(2)

式中：Ar1，Ar2分別為Ⅰ，Ⅱ油口的配流面積；R為閥芯半徑。

由于交變配流閥屬于轉閥，其旋轉角位移θ和旋轉角速度ω及電機轉速n的關系為

θ=ωt=2πnt

(3)

交變配流閥控制液壓缸的等效液壓回路，如圖3所示。設油源輸入壓力為Ps，回油壓力為P0，負載壓力為PL，負載流量為qL。

圖3 交變配流閥控缸等效液壓回路Fig.3 Equivalent hydraulic circuit of AC valve control cylinder

根據Ⅰ，Ⅱ油口的配流面積及式(3)，可得到交變配流閥兩個油口的流量方程為

(4)

(5)

式中：q1，q2分別為Ⅰ，Ⅱ油口的流量；Cd為流量系數；ρ為液壓油密度。

由于交變配流閥與液壓缸依靠全等的短粗管道連接，可忽略短管中液壓油的能量損失。假設液壓缸兩個工作油腔內各點壓力均布且液壓缸密封性能良好并處于理想狀態[19]，則液壓缸內的流量平衡方程為

(6)

(7)

式中：Ap為液壓缸活塞有效作用面積；y為液壓缸活塞位移；V1為液壓缸高壓腔體積；V2為液壓缸低壓腔體積；βe為油液體積彈性模量。

液壓缸高、低壓腔室體積存在如下關系

(8)

式中：V01為液壓缸高壓腔初始體積；Vt為液壓缸兩腔總體積。

2 交變配流閥控電液激振系統

2.1 系統組成及振動機理

利用設計的交變配流閥控制油液進/出液壓缸的兩個油腔，使液壓缸活塞桿往復運動實現激振。該電液激振系統是一個典型閥控缸液壓系統，主要由油源、供油泵、蓄能器、電動機、交變配流閥、液壓缸和其他輔助設備及數據采集設備等組成，其液壓回路及結構如圖4所示。

圖4 交變配流閥控電液激振系統結構圖Fig.4 Structure chart of alternating valve controlled electrohydraulic exciting system

在交變配流閥的控制下，電液激振系統的振動發生機理可分為活塞桿沖程和活塞桿回程兩個階段，如圖5所示。當電動機通過聯軸器帶動交變配流閥進行旋轉，交變配流閥閥芯臺肩一側的油槽將供油泵輸入的高壓油液通過管路輸入至液壓缸的下腔，由于液壓缸的下活塞腔充滿高壓油液，使得下腔室的總壓力高于上腔室內壓力與活塞桿重力的總和，從而推動液壓缸活塞桿上升；同時由于交變配流閥結構的特殊性，在向液壓缸下腔輸送高壓油液的同時，液壓缸上腔的油液通過管路及閥芯另一側的油槽經閥體油口返回油箱，這兩個過程同時進行完成液壓缸活塞桿的沖程；交變配流閥持續轉動，閥芯兩側的油槽位置也隨著旋轉運動發生變化，使得油液的流向發生改變，驅動液壓缸活塞桿下降完成回程。上述兩個工作階段以一定的頻率交替變化，使液壓缸活塞桿周期性振動。

圖5 電液激振系統振動發生機理Fig.5 Vibration mechanism of electro-hydraulic excitation system

2.2 電液激振系統AMESim建模

根據交變配流閥控液壓缸電液激振系統的結構及振動發生機理，利用LMS Imagine.Lab AMESim平臺建立電液激振系統的仿真模型，如圖6所示。

圖6 電液激振系統AMESim模型Fig.6 AMESim model of electro-hydraulic excitation system

根據交變配流的結構和工作原理可知，其配流功能與四通滑閥功能相似，區別僅在于油路切換的運動方式有所不同。因此，可利用AMESim中的液壓元件設計庫及交變配流閥的油槽寬度和配流面積變化規律對交變配流閥進行動態建模[20-22]。

由式(1)～式(2)交變配流閥配流面積模型，利用MATLAB軟件可得到一個工作周期內交變配流閥仿真模型的激勵信號，如圖7所示。

圖7 交變配流閥激勵信號Fig.7 Excitation signal of AC valve

由圖7可知，隨著交變配流閥閥芯的旋轉，AMESim模型的軸向開口度先增加后減少且隨著運動方向并呈周期變化，軸向開口度最大值為5.7 mm，與交變配流閥閥芯油槽寬度一致，電動機的恒定轉速通過角度轉換器轉變成AMESim模型的線速度并通過激勵信號及閥芯油槽長度的增益調節即可實現交變配流閥對油液的配流控制。

電液激振系統AMESim仿真模型的主要參數，如表1所示。

表1 主要參數Tab.1 Main parameters

2.3 電液激振試驗臺搭建

依托遼寧省大型工礦裝備重點試驗室現有條件，試制交變配流閥及振動液壓缸樣機并搭建電液激振試驗臺對該激振方法的仿真研究進行試驗驗證。參照圖3搭建電液激振試驗臺及試驗現場，如圖8所示。

圖8 電液激振臺及試驗現場Fig.8 Electrohydraulic vibration test rig and experimental site

電液激振試驗臺主要由交變配流閥、液壓缸、供油泵、壓力控制系統、電氣控制系統、數據采集系統及上位機等幾部分組成。電液激振試驗臺具體參數和設備型號，如表2所示。

表2 電液激振試驗臺設備型號及參數Tab.2 Types and parameters of electro-hydraulic vibration test rig

試驗時，通過三聯供油泵對系統進行預加壓并通過壓力控制系統的電磁溢流閥、電磁換向閥調整系統壓力直至蓄能器壓力穩定。蓄能器壓力穩定后，開啟交變配流閥電機即可展開激振試驗。利用上位機改變供油泵流量、電機轉速達到電液激振系統調幅、調頻控制的目的。隨著交變配流閥的持續旋配流供液，使得液壓缸活塞桿以一定的規律進行振動，活塞桿處的位移傳感器和加速度傳感器對振動特性進行實時采集并傳輸至數據采集系統，實現電液激振系統振動特性的可視化分析。

3 仿真與試驗結果分析

利用構建的電液激振系統AMESim仿真模型和試驗臺開展電液激振系統振動特性仿真與試驗研究。仿真與試驗的工況條件為：23 ℃室溫，液壓油牌號為L-HM-46，采集系統的采樣頻率為512 Hz，系統供油壓力分別為14 MPa，15 MPa，電機轉速分別為500 r/min，1 000 r/min。為了降低測量誤差對試驗結果的影響，同一工況重復進行3次試驗測定，并以測量結果的均值作為樣本數據進行結果分析。

3.1 供油壓力對激振系統振動特性的影響

圖9、圖10為電機轉速500 r/min，不同供油壓力條件下，交變配流閥控電液激振系統振動特性仿真與實測曲線。可以看出，電液激振系統的振動特性與簡諧振動相仿，隨著交變配流閥的旋轉，激振系統的振動位移、振動加速度呈先上升后下降的趨勢。其中，AMESim仿真值要高于試驗測量值，這是由于實際測量過程存在微量泄露及傳感器精度不足所造成的誤差，但仿真值與實測值整體趨勢一致。以振動位移幅值為統計對象得到一個振動周期內仿真值與實測值的平均誤差為8.72%，仿真與試驗可以相互驗證。

圖9 不同供油壓力下電液激振系統振動位移曲線Fig.9 Vibration displacement curve of electro-hydraulic excitation system under different oil supply pressure

圖10 不同供油壓力下電液激振系統振動加速度曲線Fig.10 Vibration acceleration curves of electro-hydraulic excitation system under different oil supply pressure

根據不同供油壓力下電液激振系統振動特性的實測結果可知，在電機轉速為500 r/min的工況下，供油壓力14 MPa和供油壓力15 MPa振動位移的幅值分別為0.639 mm和0.691 mm；振動加速度幅值分別為254.463 m/s2和268.624 m/s2。隨著供油的提高，振動位移、加速度的幅值分別提高了8.14%和5.57%。

3.2 電機轉速對激振系統振動特性的影響

圖11、圖12為供油壓力15 MPa，不同電機轉速條件下，交變配流閥控電液激振系統振動特性仿真與實測曲線。可以看出，隨著電機轉速的增加電液激振系統的振動特性曲線呈幅值衰減、頻率增加趨，在電液激振系統振動特性曲線的幅值處出現明顯的“尖點”且實測值的幅值波動加劇，這是由于電機轉速增加使得交變配流閥換向速度加快，換向時產生一定程度的壓力波動所致。

圖11 不同電機轉速下電液激振系統振動位移曲線Fig.11 Vibration displacement curves of electro-hydraulic excitation system under different motor speed

根據不同電機轉速下電液激振系統振動特性的實測結果可知，在供油壓力為15 MPa的工況下，電機轉速500 r/min和電機轉速1 000 r/min振動位移的幅值分別為0.685 mm和0.139 mm；振動加速度幅值分別為264.948 m/s2和110.722 m/s2。隨著電機轉速的提高，振動位移、加速度的幅值分別降低了79.71%和 58.21%。

4 結 論

(1) 設計一種于激發周期性振動的旋轉式交變配流閥，利用交變配流閥控制液壓缸形成閥控型電液激振系統，采用AMESim軟件仿真和試驗測試研究了電液激振系統的振動特性，AMESim軟件仿真和試驗測試結果平均誤差為8.72%，振動特性曲線趨勢基本一致，AMESim軟件仿真模型正確、激振方法可行。

(2) 供油壓力升高，交變配流閥控電液激振系統的振動位移、振動加速度均呈幅值增加趨勢，供油壓力增幅1 MPa，振動位移、加速度幅值分別增加了8.14%和5.57%，改變供油壓力可實現電液激振系統振動特性的調幅控制。

(3) 電機轉速提高，交變配流閥控電液激振系統的振動位移、振動加速度呈幅值減小、頻率增加趨勢，電機轉速增幅500 r/min，振動位移、加速度的幅值分別降低了79.71%和58.21%，改變電機轉速是實現電液激振系統振動特性的調幅-調頻協同控制的有效方法。

(4) 為了提高交變配流電液激振系統的峰值，改善系統振動特性輸出幅值的穩定性，可適當減小電機轉速，提高系統供油壓力。此外，根據本文仿真和試驗研究推斷，影響系統振動特性的因素還包含交變配流閥及液壓缸等部件的結構參數。