數(shù)控臥式鏜銑床主軸箱用液壓平衡機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析,數(shù)控,臥式,銑床,主軸,液壓,平衡,機(jī)構(gòu),設(shè)計(jì),分析 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(duì)液壓閥上的外部機(jī)械振動(dòng)的影響。理論分析選定的振動(dòng)絕緣體的貢獻(xiàn)在液壓閥殼體的振動(dòng)減少了。報(bào)道了初步簡(jiǎn)單隔振的實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果。 關(guān)鍵詞：機(jī)械振動(dòng)，脈動(dòng)壓力，液壓閥 1 簡(jiǎn)介 液壓系統(tǒng)的主要特點(diǎn)是圍繞一個(gè)平均值壓力周期性的變化，通常被稱為壓力波動(dòng)。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(lì)[ 2 ]因流動(dòng)液體的作用[ 4 ]或外部的機(jī)械振動(dòng)[ 3，5，6 ]是壓力波動(dòng)的原因之一。壓力波動(dòng)引起的單獨(dú)的系統(tǒng)組件振動(dòng)。這有不利的影響，特別是對(duì)定位的精度，例如，在一個(gè)機(jī)床刀具。這也適用于（但到一個(gè)較小的程度），是影響固定液壓閥的振動(dòng)源移動(dòng)機(jī)。一般來說，由一臺(tái)機(jī)器或設(shè)備的振動(dòng)傳遞復(fù)雜的問題可以分為三個(gè)相互關(guān)聯(lián)的類別： .振動(dòng)源， .振動(dòng)傳遞路徑， .效應(yīng)。 振動(dòng)的最常見的原因是與機(jī)器的動(dòng)作或操作連接的干擾，例如，當(dāng)一個(gè)移動(dòng)臺(tái)移動(dòng)在不平的表面或當(dāng)旋轉(zhuǎn)件不平衡在材料加工。另一個(gè)主要的振動(dòng)源驅(qū)動(dòng)單元，例如內(nèi)燃機(jī)工作循環(huán)周期時(shí)變特性進(jìn)行[ 7，8 ]。液壓操作系統(tǒng)也是機(jī)械振動(dòng)源引起的壓力波動(dòng)和位移泵循環(huán)運(yùn)行期。由于產(chǎn)生的振動(dòng)頻率不同，傳輸路徑也不同。不規(guī)則的表面上移動(dòng)的機(jī)器動(dòng)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(dòng)產(chǎn)生激勵(lì)（燃燒）引擎和位移泵運(yùn)動(dòng)學(xué)，出現(xiàn)壓力波動(dòng)在機(jī)器的液壓系統(tǒng)。由于流動(dòng)的空氣阻力的振動(dòng)是在250–16 000赫茲的頻率范圍內(nèi)，他們是由機(jī)器的部件分離氣流引起的。同時(shí)流動(dòng)的工作介質(zhì)的液壓系統(tǒng)產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲。有時(shí)發(fā)生氣蝕，產(chǎn)生高頻噪聲。振動(dòng)所產(chǎn)生的機(jī)械傳送產(chǎn)生不同的影響。機(jī)械振動(dòng)，影響機(jī)器操作員。組件的系統(tǒng)與該機(jī)裝備，特別是液壓元件及系統(tǒng)也受到機(jī)械振動(dòng)。這些組件都需要有良好的動(dòng)態(tài)特性和具有穩(wěn)定性，定位精度高，運(yùn)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(jī)械振動(dòng)，特別是因?yàn)樗麄冎械母蓴_力可以量的控制力，這可能會(huì)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 ]。 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(dòng)隔離閥殼似乎從底座的外部機(jī)械振動(dòng)感（例如移動(dòng)機(jī)器或機(jī)床振動(dòng)框架）。對(duì)振動(dòng)的外殼專用夾持座水力分布器的設(shè)計(jì)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(gè)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(dòng)夾座 該支架的設(shè)計(jì)是這樣的，安裝在閥門的彈簧約束（用一個(gè)等效剛度）和移動(dòng)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(jià)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(gè)方程表示： 第四個(gè)方程描述作用在認(rèn)為情況下閥殼的力量。進(jìn)一步對(duì)該方程將被修改以描述該隔振元件的特性。一些簡(jiǎn)化的假設(shè)，方程（1）： 工作液不改變其性質(zhì)， 庫(kù)侖摩擦忽略了對(duì)閥芯套內(nèi)定向控制閥， 庫(kù)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(dòng)的影響。 一個(gè)數(shù)值的溶液中形成的“傳遞函數(shù)”， 在閥殼體振動(dòng)加速度幅值A(chǔ)2激勵(lì)振動(dòng)加速度振幅A0比，如圖3所示。 圖3 比例分配器殼體振動(dòng)加速度幅值A(chǔ)2相對(duì)激振加速度振幅A0 f = 10–60赫茲 對(duì)模擬結(jié)果的分析表明，在約20赫茲的頻率振動(dòng)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(dòng)的振幅增益OB曾在10–30赫茲的范圍內(nèi)（無(wú)效的隔振）。 不同形式的絕緣元件可以假定。一個(gè)準(zhǔn)零剛度振動(dòng)絕緣體的引入大大有助于閥門殼體的振動(dòng)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 ]： c1w，C2W–分別主彈簧和補(bǔ)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(gè)振動(dòng)激發(fā)方向絕緣子總剛度（外部機(jī)械振動(dòng)的方向）是： 因此，模型的第四個(gè)方程（1）可以寫為： 模型示例解決方案（1）補(bǔ)充方程（4）是在激勵(lì)頻率f = 10–60赫茲以下的數(shù)字顯示。 對(duì)模擬結(jié)果的分析表明，由于振動(dòng)的使用準(zhǔn)零剛度閥殼體的振動(dòng)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。看來，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。 圖5 比例分配器殼體振動(dòng)加速度幅值A(chǔ)2相對(duì)為了激勵(lì)振動(dòng)加速度振幅A0 f = 10–60赫茲 圖6 比例分配器殼體振動(dòng)加速度幅度A2相對(duì)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(gè)非線性隔振特性可以選擇，絕緣將在整個(gè)考慮激發(fā)頻率范圍內(nèi)有效。 對(duì)閥的機(jī)械振動(dòng)的影響這個(gè)問題用理論和實(shí)驗(yàn)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(jì)算。一些理論思考的實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了測(cè)試使用測(cè)試站（液壓仿真轉(zhuǎn)臺(tái)，閥座，彈簧套）。 3 實(shí)驗(yàn)測(cè)試 試驗(yàn)臺(tái)上，使機(jī)械振動(dòng)特征的一種規(guī)定的頻率產(chǎn)生了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(yàn)臺(tái)和子遭外部機(jī)械振動(dòng)（圖1）。測(cè)試是在沒有連接到閥管時(shí)進(jìn)行的。一個(gè)線性的靜液壓驅(qū)動(dòng)模擬器，能夠產(chǎn)生高達(dá)100赫茲的振動(dòng)，是外部的機(jī)械振動(dòng)源。對(duì)線性靜液壓驅(qū)動(dòng)模擬器的主要成分是伺服閥控制液壓缸。該模擬器由三個(gè)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(duì)仿真轉(zhuǎn)臺(tái)測(cè)試閥的安裝。模擬電控制信號(hào)是由外部諧波信號(hào)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(gè)彈簧并聯(lián)在每邊）。初步的測(cè)試，用一個(gè)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(lì)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(cè)試過程中 表2 作用于測(cè)試液壓分配器的振動(dòng)振幅 圖8 顯示了一個(gè)整體的閥門振動(dòng)圖的外部激勵(lì)，即比例分配器殼體加速度幅值A(chǔ)2激發(fā)振動(dòng)振幅A0與25–60赫茲的頻率比。 圖8 比例分配器殼體振動(dòng)加速度幅值A(chǔ)2相對(duì)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(gè)機(jī)床和移動(dòng)設(shè)備的普遍裝備液壓閥振動(dòng)裝置。絕緣子的振動(dòng)為特征在一定的外部振動(dòng)頻率在閥殼體振動(dòng)加速度振幅降低線性結(jié)果彈簧形式的運(yùn)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(cè)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(dòng)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(dòng)的減少將導(dǎo)致在滑閥減少振動(dòng)，尤其是共振范圍。在這樣的應(yīng)用振動(dòng)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。因此，除了具有良好的理化特性，振動(dòng)絕緣體，應(yīng)該有一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)化的設(shè)計(jì)，適合于液壓閥的典型連接板。 參考文獻(xiàn)： [1] Lisowski E., Szewczyk K.: 多活塞軸流泵的理論確定交貨的波動(dòng)（波蘭），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 1, 1984, pp. 3–6。 [2] Kudma Z.: 對(duì)減壓閥和液壓系統(tǒng)的自由振動(dòng)頻率（波蘭），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 3, 1990, pp. 27–30。 [3] Amini A., Owen I.: 減壓閥的噪聲與振動(dòng)問題的一個(gè)可行的解決方案，熱流體科學(xué)實(shí)驗(yàn)，No. 10, 1995, pp. 136–141。 [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(dòng)，流體與結(jié)構(gòu)雜志，Vol. 16, No. 5, 2002, pp. 649–665。 [5] Stosiak M.: 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