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液壓系統(tǒng)的控制元件隔振
M. STOSIAK
弗羅茨瓦夫大學(xué)的技術(shù)，wybrzeze wyspianskiego 25，50-370弗羅茨瓦夫，波蘭。
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。
關(guān)鍵詞：機械振動，脈動壓力，液壓閥
1 簡介
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。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：
.振動源，
.振動傳遞路徑，
.效應(yīng)。
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，當一個移動臺移動在不平的表面或當旋轉(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)，定位不準確，損壞密封件和增加噪聲[ 12 ]。
2 柔性液壓閥固定
正如上面提到的，為了減少液壓閥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）。
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
該支架的設(shè)計是這樣的，安裝在閥門的彈簧約束（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。
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
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)的四個方程表示：
第四個方程描述作用在認為情況下閥殼的力量。進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）：
工作液不改變其性質(zhì)，
庫侖摩擦忽略了對閥芯套內(nèi)定向控制閥，
庫侖摩擦是閥體與閥座之間的合作，
彈簧特性是線性的和剛度系數(shù)C描述，
液壓系統(tǒng)的描述是基于集中參數(shù)模型，
該模型不代表管閥體振動的影響。
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。
圖3 比例分配器殼體振動加速度幅值A(chǔ)2相對激振加速度振幅A0
f = 10–60赫茲
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大的增益。這是由于共振自振閥達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）。
不同形式的絕緣元件可以假定。一個準零剛度振動絕緣體的引入大大有助于閥門殼體的振動最小化。與準零剛度隔振器的理想的特性是由以下方程[ 13 ]：
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]，
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：
因此，模型的第四個方程（1）可以寫為：
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。
對模擬結(jié)果的分析表明，由于振動的使用準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?？磥恚厥鈮|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。
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
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
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。
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行了測試使用測試站（液壓仿真轉(zhuǎn)臺，閥座，彈簧套）。
3 實驗測試
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 e08-12 / 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行的。一個線性的靜液壓驅(qū)動模擬器，能夠產(chǎn)生高達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。
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
表2 作用于測試液壓分配器的振動振幅
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。
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
4 結(jié)論
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行幾十%降低隔振裝置的使用：通過與準零剛度隔振器的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)滿足其他的標準，如：耐環(huán)境溫度變化，耐液壓流體，和幾何尺寸小。因此，除了具有良好的理化特性，振動絕緣體，應(yīng)該有一個標準化的設(shè)計，適合于液壓閥的典型連接板。
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