动态特性（精选12篇）
动态特性 篇1
随着社会的发展，人们对电力的需求越来越高，对高压电气设备的使用也越来越多，由于高压电器设备一般都被安置在较高处，结构也尤为特殊，利弊同在，虽然具有一定柔韧性，但是也因为内部阻尼比小，而且瓷件塑性形变力也差，这样就很容易发生共振现象，带来电力系统不可小视的抗震隐患问题。为了让高压电器设备更好地发挥作用，就需要对高压电器设备进行一定深度的动态分析，从而改良设备结构的不足点，增强高压电器设备的抗震性能。
一、电力系统高压电器设备选择标准
根据高压电器设备元件分析图进行多次试验，筛选出以下几点对高压电器设备影响较大的选择条件，虽然不同高压电气设备性能也不尽相同，这为高压电器设备选择条件带来一定难度。
二、高压电器设备常见故障原因分析
1. 高压电器设备常见故障起因
高压电器设备一旦出现了故障，就会为要求日益严格甚至苛求的电力工程带来使用方面的重要影响，为此我们需要对引起高压电器故障的原因进行分析。经过大量资料查证与实验，我们发现高压电气设备高压故障起因很多，不仅仅有常见的电流电压负载、高压电器设备电缆绝缘性能减弱、发生电流电压的超载产生击穿导致设备线路短路;还会发生高压电器控制管理的电源电压异常减弱、设备内部元件的不正常运作;甚至也可能由于高压电器设备控制回路电器老化损坏、性能下降、保护失准、误动作;控制分路受潮、破损、老化击穿短路等。
2. 高压电器设备故障应急处理措施
当高压电器设备出现故障时，高压电器设备内置的控制回路可以让设备中安置的断路器进行快速、准确的跳闸操作，从而缩小故障范围将电源进行切断操作;当发现了电力系统现场设备检修专员当发现高压电器设备自动跳闸后需要及时制定出科学合理的设备修护方案。首先我们要分析高压电器设备跳闸原因是故障引起的还是误动作引起的，之后马上打开隔离开关检测高压电器设备受损情况，其间需要注意检测以下几点内容。包括设备电缆电线的绝缘值、设备断路器开关触头的电阻数值，还要用电阻表进行设备开关的检测，注意查看设备断路器、设备内置回路元件运动正常与否，从而判断高压电器设备故障类别以及故障造成的损害程度，最后及时记录并将高压电器设备故障进行通报，然后由专员进行相应类别故障修复。如果必要也可以更换设备处理以解除故障。
三、高压电气设备动态特性分析
为了更好地保障高压电力设备被电力系统利用，我们在高压电器设备故障起因与常见故障解决分析基础上进行设备的动态分析，通过分析我们依据高压电气设备结构特点以及要求，根据以下原则构建高压电器设备力学模型(如下图2、图3、图4所示)：(1)通过查找资料对典型高压电器设备模型进行简化，我们需要进行利用悬臂多质点甚至质量——弹簧体系为构建基础的单柱式、多柱式乃至带拉线式;同时利用多质点弹簧作为主要元件进行高压电气设备管型母线甚至高压电器设备大电流结构封闭的母线等形式的长跨结构的高压电气;简化变压器瓷套管结构的悬臂多质点高压电器。(2)考虑高压电器设备法兰连接元件的物理弯曲刚度性质。(3)在高压电器设备动态监控系统计算中计入元件与线路的减震阻尼剪切物理刚度性质参数、材料弯曲刚度以及设备阻尼比进行故障情况计算。(4)通过实验我们对高压电器设备动态分析，结合可以弥补高压电器设备元件共振弊端的避雷器装置和一定高度重量限值的绝缘性能的支柱缘子，甚至一定标准的设备内置断路器进行动态计算分析。
除此之外，在实验过程中我们还总结以下两点试验要点。(1)切合实际选择柔性节点进行高压电器设备计算模型，同时一定注意计入设备瓷套管相互间物理转动刚度，乃至高压电器设备与设备支架间进行连接构筑的物理转动刚度。(2)选择一到十赫兹的高压电气固有频率，同时注意由于设备元件抗震效果不佳，当发生地震时会因为自身设备元件频率越接近地震波卓越频率就越容易发生类共振，所以我们对高压电器设备进行隔震、减震、抗震的加固处理是十分必要的。
四、结论
本文从高压电器设备故障原因以及类型进行入手分析，并以此为契机进行高压电器设备动态分析，希望本文的简要论述可以为广大读者在高压电器设备动态研究方面带来一定借鉴价值。
摘要：飞速前行的经济,使得电力系统中高压电器设备的使用越来越频繁,为了更好地避免高压电器设备出现故障带给电力设备一定安全隐患问题,我们有必要仔细分析高压电器设备故障原因以及类型,并有针对性地进行深度的高压电器设备动态特性解析。
关键词：高压电气设备,动态特性,解析
参考文献
[1]孙宝钦.电力设备状态检修策略及其实际应用[J].吉林化工学院学报,2007(01).
[2]蒋策.电力设备传统检修的弊端与状态检修方式应用[J].中国高新技术企业,2007(10).
[3]邓难民.电力设备状态检修处理系统设计[J].华电技术,2008(12).
动态特性 篇2
本文给出了新的建立约束层阻尼薄板动力学模型的`方法.粘弹性材料的本构关系随温度和频率变化,难以对粘弹结构进行动特性分析及控制研究,本文采用GHM方法描述弹性材料的本构关系,将粘弹性材料的动力特性描述与工程上最常用的有限元分析结合起来,建立了悬臂约束层阻尼板的动力学模型,计算了约束层阻尼夹芯悬臂板的模态参数,计算结果同其它方法相比,精度高且更接近于实验结果,同时与ANSYS5.5及NASTRAN70.7的计算结果基本一致,表明本文给出的方法是准确可靠的.
作 者：刘天雄 华宏星 石银明 陈兆能 作者单位：刘天雄(北京空间飞行器总体设计部,北京,100086)华宏星,石银明,陈兆能(上海交通大学机械工程学院,上海,200030)
刊 名：工程力学 ISTIC EI PKU英文刊名：ENGINEERING MECHANICS 年，卷(期)：2002 19(6) 分类号：O327 O345 关键词：约束层阻尼板 有限元 动态特性 粘弹材料★ 水文地质视角下的矿山地下水分类分析
★ 校园生活垃圾分类及理化特性分析
★ 东方百合试管苗生理特性的初步研究
★ 室内环境中的GPS信号特性分析
★ 超级电容组电池特性分析论文
★ 宏观经济分析的一个基本方法
★ 常熟虞山种子植物区系初步分析
★ 宁夏近植被动态变化遥感时序分析
★ 春季北京一次沙尘暴的理化特性分析
动态特性 篇3
【关键词】振动筛;有限元分析;强度;优化设计
0.引言
振动香蕉筛是目前广泛应用于各大选煤厂的重要筛分设备，以其处理能力大、筛分效率高和可靠性高等优点，越来越受到市场的欢迎。香蕉筛在相同条件下，与其他类型的筛机相比，单位面积可增加处理能力40%～60% ，筛分效率可达到90%以上。笔者以ZX13061振动香蕉筛为例，利用有限元分析软件，对香蕉振动筛运动情况作了计算和分析，求出固有频率，找出其动态特性的规律，使其固有频率远离工作频率上下10%以上，有效地提高了振动筛性能。
1.ZX13061振动香蕉筛结构特点及运动原理
图1为振动香蕉筛的结构图，其结构主要由筛箱、激振器和弹簧等部件组成。筛箱是由驱动梁、侧板、支撑梁和加强梁等零部件组成的板梁结合的铆固结构。整个筛箱由12根弹簧支撑在底座上。一台振动筛上有安装有两个激振器，安装与水平成45度，四个偏心块成双的布置在激振器的外部，箱体内有一啮合的齿轮，其作用是使在各瞬时位置上，两组偏心块相对转动，产生的离心力在振动方向的分力总是互相叠加，而在其法向离心力的分力总是互相抵消，从而产生单方向的激振力，使振动筛作往复直线振动。在激振力的作用下，物料在筛面上作连续斜上抛运动，物料在抛起时被松散，在与筛面相遇撞击时，小于筛孔粒级通过筛孔，从而实现物料的分级、脱水、脱泥、脱介。
ZX13061型香蕉筛技术特征如下：
入料粒度/mm 0～300
筛面面积/m2 18.3
工作振幅/mm 9
工作频率/Hz 15
生产能力/t·h 550
电机型号Y225S-437Kw
整机质量/kg 13000
图1振动香蕉筛结构图
2.ZX13061振动香蕉筛的有限元模型
2.1单元划分
ANSYS软件可以根据结构的形状进行智能划分，构件的连接处或者结构有突变的位置处会自动将网格细化，而在构件上不易产生应力集中的位置，其网格可以比较稀疏，这样可以得到更加准确的结果，减少不必要的单元网格，提高验算效率。根据以上原则，建模时，将驱动梁、支撑梁、加强梁、弹簧支架与侧板的联接看做为刚性连接，即把振动筛筛箱处理为一个整体。同时将每一根弹簧均简化成一个弹性单元。由于激振器的刚度比筛箱的刚度大得多，所以将激振器简化为一个质量单元。
由于筛箱部分主要以板材为主，因此在单元划分时，主要采用了ANSYS中的板壳单元SHELL99、横粱单元BEAMl89、弹簧单元COMBINEl4和质量单元MASS21。在该模型中，共有2368个节点，其中有1822个SHELL99单元、796个BEAMl89单元、12个COMBINE单元和2个MASS21单元。建立有限元模型如图2所示。
图2ZX13061型振动香蕉筛有限元模型
2.2约束处理
弹簧与地基的交点将6个自由度全部约束，其余单元的节点自由度不作约束。
2.3载荷处理
激振器产生的激振力通过驱动梁传递给侧板，由于侧板与驱动梁之间通过高强度螺栓连接，可视为一个整体，所以只要将激振力均匀分布在驱动梁上，可以认为激振力均匀分布在整个筛箱上。故在分析时应考虑的载荷为：激振器产生的激振力、激振器的重力、弹簧刚度和筛箱自重。
利用有限元软件对ZX13061香蕉筛进行模态分析，可以通过扩展振型获得各阶固有频率下的振型图，图3～图4。
图3～4各阶振型图
根据以上的振型图，ZX13061型香蕉筛的第8阶（下转第289页）（上接第286页）固有频率为13.1607Hz，第9阶固有频率为17.9848Hz，而工作频率为15Hz，分别相差了远离12.26%和19.86%，满足了设计要求。这说明香蕉筛在其工作状态下的动态性能稳定，可靠性强。
3.结论
本文利用有限元的方法对香蕉振动筛进行了动力学的仿真分析，首先根据一定的简化原则对振动筛进行了简化，确定了单元的选择，约束条件和激振器的模拟等相关问题，最后在ANSYS中建立该振动筛筛框的有限元模型。这证明利用相似物理模型代替原型进行实验研究，是一种简便的、成本低廉的、快捷的研究手段，研究的结果比较准确。[科]
【参考文献】
［1］唐敬麟主编.破碎与筛分机械设计选用手册.北京：化学工业出版社，2001.5.
［2］温邦椿，刘凤翘，刘杰编.振动筛 振动给料机振动输送机的设计与调试.北京：化学工业出版社，1989.
电梯机械系统的动态特性研究 篇4
随着高层建筑的涌现, 电梯在人们的日常生活中发挥着越来越重要的作用。其中高速电梯的迅猛发展对电梯动态性能提出了越来越高的要求。如何提高乘坐电梯的舒适性, 是每一个电梯乘坐者及电梯生产商关心的问题。提高电梯的舒适性, 首要的任务便是对系统动态特性的优化, 而灵敏度分析则是动态优化的前提准备。
二、电梯机械系统动力学模型的建立
电梯传动方式属曳引式传动, 根据电梯的传动原理, 可将曳引比为1∶1的电梯简化为图1所示的7自由度力学模型。其中φ1、φ2-曳引轮和张紧轮的角位移, m1-平衡重质量, m2、I1、r1-曳引轮、导向轮及传动部分的等效质量、转动惯量及曳引轮绳槽半径, m3-电梯轿架及附件质量, m4-轿厢及电梯载荷质量, m5、I2、r2-张紧轮质量、转动惯量及绳槽半径, k0、c0-承重梁及减震垫的刚度、阻尼, k1、c1、k2、c2-曳引轮两侧曳引绳及绳头组合的等效刚度和阻尼, k3、c3、k5、c5-张紧轮两侧张紧绳及绳头组合的等效刚度和阻尼, k4、c4-超载橡胶的刚度和阻尼, km-曳引机系统的等效刚度。
三、电梯系统振动微分方程的建立
系统的广义坐标分别为各质点的位移xi以及曳引轮和张紧轮的转角φ1、φ2, 可用向量表示为X=[X1, X2, X3, X4, X5, φ1, φ2]T
根据拉格朗日第二类方程推导系统的振动微分方程组, 系统的振动方程可通过动能T、位能 (势能) V、能量散失函数D来表示。即
Qi为系统的外部激振力 (干扰力) 。得到系统运动微分方程:
式中:[M]、[C]、[K]分别表示系统的质量、刚度和阻尼矩阵;[Q]表示激励阵[1]。
根据某电梯厂提供的电梯参数, 如表1所示。
运用广义特征值法可以求出电梯的固有频率, 如表2所示。
四、电梯参数灵敏度分析
在电梯的工程减振问题中, 如果曳引电动机的转动频率与电梯系统的某一阶固有频率一致或接近的话, 电梯将会发生共振现象。因此, 研究电梯的结构参数对固有频率的灵敏度是改变固有频率以避开曳引电动机旋转频率的前提基础。电梯结构参数灵敏度定义为:电梯参数的变化引起电梯振动的固有频率的变化, 参数在某一定值附近的小范围内变化时, 固有频率变化的大小与参数变化的大小的比值称为灵敏度。在工程实践中, 可以假设参数与频率都是连续可微的, 因此灵敏度就可以用偏导数aω/as来表示。其中ω为电梯振动的固有频率, s为电梯参数。
因为刚度系数在小范围内变化, 可假设质量矩阵与刚度矩阵的变化不大, 从而特征向量可认为近似不变。如果设ANi为该定点处对应的系统矩阵在i阶固有频率ωi下的正则化了的特征向量, 则有:
令Bi=K-ωi2·M代入式 (3) 和 (4) 式得:
对式 (5) 两边对s求偏导数得:
由于ANi为正则化了的特征向量, 则有:
对于简单的多自由度系统, 振动理论已经证明了质量矩阵与刚度矩阵都是对称矩阵, 从而有系统矩阵Bi也是对称矩阵, 所以有:
代入式 (6) 可得:ANiT·a Bi/as·ANi=0 (9) 将Bi代入并展开得:
式 (10) 即为各个刚度系数对固有频率灵敏度的计算公式。电梯在运行过程中, 其质量矩阵可近似认为是不变的, 钢丝绳的刚度是随电梯运行到不同位置而发生变化, 电梯结构参数中刚度参数对电梯系统的动态特性影响比较大, 故本文主要研究电梯刚度参数对固有频率的灵敏度问题。根据刚度矩阵和质量矩阵和灵敏度计算公式, 可以计算得出以下各刚度参数的灵敏度值, 如表3。
通过动态响应曲线看出无论电梯的载荷与位置如何变化, 除了第四阶固有频率外, 其余各阶的加速度变化都比较小, 这是由于第四阶固有频率与曳引机的转动频率 (15.5Hz) 相近。电梯轿厢对电梯的第四阶固有频率值的变化比较敏感。下面以第四阶固有频率为例, 对各参数进行灵敏度的分析。
运用matlab语言编程计算, 画出第四阶固有频率的灵敏度曲线, 如图2所示。
运用matlab软件求解电梯的固有频率并且重点分析电梯刚度参数对第四阶固有频率的灵敏度。在以上计算的基础上, 得到以下几条结论:
1.从数值上分析, 固有频率相对于k1、k2、k3、k5、ks的参数灵敏度较大。
2.随着刚度的增加, k0、k4、ks这三个参数对于电梯垂直振动模型的固有频率的影响趋于不变, 且近似为0。
3.参数k1、k3、k5在低值段所对应的灵敏度值快速增加, 而在高值段灵敏度值在缓慢地下降。
4.参数k2、ks所对应的灵敏度值有下降的趋势并趋于稳定。
5.大多数参数低值时所对应的灵敏度值要高于高值时的灵敏度值。
由以上的分析可以看出, 要调节第四阶固有频率的值, 就必须特别重视k1、k2、k3、k5、ks在低值段时的变化。
五、结语
由于电梯的第四阶固有频率接近曳引电机的转动频率, 因此, 研究第四阶固有频率对电梯各个隔振环节刚度的灵敏度变化是电梯减振的必要理论依据。通过调整灵敏度比较高的刚度参数来改变电梯固有频率, 使之避开曳引电动机转动频率是电梯减振的一条有效途径。
参考文献
动态特性 篇5
气动式声发生器电气系统动态特性分析
建立了考虑电气系统耦合特性的气动式声发生器动态特性分析模型.仿真结果表明:音环质量变小,弹性元件力顺减小,磁场强度增大,音环振动频率快,系统响应特性好,喇叭喉部处声压提高;环形喷口缝隙高度和激励信号电流增大,音环振动位移增大,喇叭喉部处声压提高;激励信号频率增大,音环振动位移减小,喇叭喉部处声压减小.
作 者：陈新华 刘成庭 孔静 CHEN Xinhua LIU Chengting KONG Jing 作者单位：陈新华,刘成庭,CHEN Xinhua,LIU Chengting(装备指挥技术学院,航天装备系,北京,101416)孔静,KONG Jing(北京航天飞行控制中心,北京,100094)
刊 名：装备指挥技术学院学报 ISTIC英文刊名：JOURNAL OF THE ACADEMY OF EQUIPMENT COMMAND & TECHNOLOGY 年，卷(期)： 20(6) 分类号：O42 关键词：声发生器 动态特性 仿真动态特性 篇6
关键词：小型工程机械；液压回转系统；动态特性
引言
对小型工程机械而言，液压系统的回转系统对于其完成的各项功能动作来说至关重要，液压回转系统既要满足回转机构的平稳回转来达到稳定的停止，又要保证液压回转机构的快速回转运动以提高生产效率，就必须要有效的优化液压回转系统的动态特性。
1小型工程机械的发展概况
早在十八世纪，随着工业革命的到来，城市以及城市工业的迅猛发展，需要大量的劳动力，但是人力已经远远不能供得上工业的需求，所以这就促进了以拖拉机、伐木机、推土机、收割机等为代表的工程机械的快速发展。纵观工程机械的发展历程，先后经历了动力技术革命、传动技术革命、控制技术革命等几个阶段。工程机械发展到现在在动力方面已经渐趋成熟，而在传动和控制方面还有很大的发展空间。液压传动是上世纪50年代才出现的一种新型传动技术，由于液压具有功率密度高、结构简单、传动形式多样、占用空间小等特点。因此液压技术作为机械传动的一种方式，已成功应用到了工程机械的各个方面，随着控制技术革命以及液压技术向高压、快速、小轻型方面发展，液压技术和控制技术紧密结合，进一步提升了自动化及节省劳动力的作用，因而液压机械在工程机械方面被广泛的应用；从另一个角度讲，工程机械找到了良好的传动方式也为工程机械的发展提供了动力，其间出现了形形色色的小型工程机械。
2.工程机械的液压回转系统的运动学分析
2.1液压回转系统的组成
液压回转系统主要由双联定量齿轮泵、三位四通换向阀、双作用单活塞杆油缸组成，辅助元件有溢流阀、转向优先阀、散热器等。该系统为开式定量系统，液压泵为定量齿轮泵，转向阀为三位四通换向阀，通过操纵回转换向阀的操纵杆来改变液压油的流向，即实现左右回转的换向。
2.2液压回系统的数学模型
在此处以挖掘机的液压回转系统为例具体讲述液压回转系统的数学模型。反铲挖掘装置从中间位置回转到终点位置，右侧油缸的运动方向是不一致的，而左侧的油缸运动方向是一致的，首先液压油经过管路进入右侧油缸的大腔内（也就是无杆腔）和左侧油缸的小腔（有杆腔），左右油缸都产生动力力矩，推动回转座旋转，可以称为主动油缸，当右侧油缸的活塞伸长到最大值时过此位置继续向左旋转，右侧油缸的活塞开始往回收缩，有侧油缸开始产生阻力矩，而左侧油缸产生主动力矩，该主动力矩大于阻力力矩，使回转系统继续向左回转，直至达到左侧极限位置，通常我们将右侧油缸活塞的最大伸长位置称为拐点。
当反铲装置从左极限位置向优极限位置回转时，与上述过程恰好相反，同样过拐点时左右油缸的活塞运动方向相反。
2.3液压回转系统的动态分析
液压回转系统整体可以分为1复合动力源2功率传递和控制3执行元件4阀类等几部分组成。以下根据这几部分逐个分析。
2.3.1复合动力源
工程机械在工作过程中，发动机的油门是通过手动油门控制的，油门调定后发动机的转速是不变的，也就是液压泵的转速是不变的，泵的排量也是不变的，忽略泵的泄漏以及其它损失，认为泵的输出量是一定。
2.3.2执行构件
执行构件主要是左右双作用液压油缸，左右液压油缸内不是完全对称得，机构也是对称得，左右对称结构的动态特性是完全相同的，因此可以将模型简化，只研究一个液压缸，油缸密封环与缸筒和活塞杆的机械摩擦忽略不计。
2.3.3阀类
阀类在液压系统种仅当成一个阻尼型能量损耗，阀的泄漏忽略不计。同时，功率传递和控制元件在液压系统的动态特性中起着重要的控制地位。
2.4改善液压回转系统的动态特性
采用实验的方法来探索改善的方法，以下是两个具体的实验。
2.4.1研究挖掘装载机械的挖掘装置液压回转系统运动至左右极限位置时减速停车，回转油缸内的缓冲减速压力动态特性。
当液压缸驱动着大质量的机构快速运动时，因为动量大的因素，在活塞行程末端会与缸底发生剧烈的碰撞，影响工作的精度，更甚者损坏液压系统，为此我们在液压缸内部安装了缓冲装置，但是对于回转系统的缓冲装置能否起到缓和或防止这种撞击损害的作用，对液压系统进行取点测试验证。
液压回转系统主要由双联定量齿轮泵、三位四通的电磁换向阀、油缸组成，当挖掘回转装置起步或运动到极限位置时改变液阻，使挖掘装置完成漫步起速、稳速回转、极限位置减速停车等稳态运动过程，在回转挖掘与左右回转油缸相接的回油口上跨接传感器采集得数据可以动态的纪录在计算机中。
2.4.2变频调速技术应用在液压控制中
变频液压系统通常由变频器控制普通电动机，再由电动机带动液压泵及其构成液压系统的其它元件。在变频液压控制系统中，因为通过控制加入电压的频率来达到调速的目的，因而电机输出不同的转速，液压泵输出不同的流量，由此可见，液压泵的流量是随电压的频率的改变而改变的，所以其转差损失始终很小，电机具有很高的效率，这在较低的转速情况下，明显的优点是可以用廉价的定量泵取代昂贵的变量泵，而且可以简化液压系统，易于实现适量控制和计算机控制。
结语
通过研究得出了小型工程机械的液压回转系统的德动态特性研究理论，以及合理的应用液压元件对液压系统整体性能的提高提出了几条方法，可以为我国小型工程机械的发展提供一点参考，为我国工程机械更好更快的发展提供一点建议。同时，在今后的工作过程中，还应加强对于小型工程机械液压回转系统动态特性的研究，以为小型工程机械的生产与应用拓展广阔的发展空间。
参考文献：
[1]严峻.加工中心机械手回转机构的液压控制系统故障诊断与修复技术[J].机械制造， 2012， 50（5）： 90-93.
[2]刘丽娜.全液压钻机顶驱回转机构同步系统分析与仿真[J].机床与液压， 2013， 41（3）： 110-112.
[3]高佩川， 孙孟辉， 李建启.液压挖掘机回转液压系统能量回收研究[J]. 机床与液压，2012， 40（14）： 51-53.
基于结合面的机床动态特性研究 篇7
机床的机械结构中,除了有床身、立柱、滑座、工作台、主轴箱和主轴等结构本体之外,还有螺栓联结、导轨联结、丝杠联结、轴承联结等结合面。结合面的刚度常常是机械结构整体刚度的重要组成部分,有时甚至成为整体刚度的薄弱环节[1]。许多研究表明:机床的静刚度中30%～50%决定于结合面的刚度特性;机床上出现的振动问题有60%以上源自结合面[2];机床的阻尼90%以上来源于结合面[3]。因此,在研究和解决机床结合面的动态特性尤为重要。
1 结合面的处理
1.1 固定结合面的处理
在机床结构中,固定结合面以螺栓联接结合面最为典型,于是,针对螺栓联接固定结合面提出结合面力学模型,如图1所示。由于结合面具有刚度和阻尼特性,因此,结合面可以用弹簧和阻尼器元件来模拟。在解析时,结合点选取的数目要根据结合面的状态及具体结构而定。选择多个结合点时,实际上是把结合面分割成多个子结合部,而每个子结合部仍用一个等效结合点来代替。所以一般用一个结合部为一个等效结合点(弹簧与阻尼器的组合)的情况来进行分析。
对于结合面单元而言,由于结合部两接触面上微凸体的质量是可以忽略的,在建立其动力学模型时,只考虑结合部的刚度和阻尼特性,其振动方程式为[4]:
(K+iωC)X=F (1)
式中:K——结合部刚度矩阵;
C——结合部阻尼矩阵;
X——结合部相对位移列阵;
F——结合部力列阵;
ω——系统的谐振频率。
因此确定结合部特性参数,就是要求出矩阵K和C[1]。
1.2 导轨与滑块结合面处理
机床导轨滑块结合面可以简化成一个单自由度系统,在竖直方向和水平方向均简化为一个弹簧-阻尼系统。根据模态理论识别出竖直方向和水平方向的刚度、阻尼系数。设一个单自由度系统对应的固有频率为f,滑块质量为M,接触面的刚度为K,根据机械振动理论有:
K=4M π2f2 (2)
对得到的传递函数采取分量分析法求接触面的刚度和阻尼。在固有频率附近,频响函数通过自己的极值,此时实部为零,而虚部幅值最大,出现极值的那个频率是系统固有频率ω,相应的阻尼比ζr采用半功率点法得到[5]。设ω1和ω2分别为半功率点对应的两个频率(ω1<ω<ω2),H(jω)为频响函数的虚部,C为阻尼,则:
有:
2 实例分析
2.1 建模
高速五轴龙门加工中心是一个复杂的机械结构,在建模过程中,根据其结构特点,可以将整机分为立柱组件、滑座、传动系统组件、滑台、横梁、箱体、电主轴架、电主轴、电主轴套等,其整机的有限元模型如图2所示。
2.2 结合面的处理
对于立柱与地面、立柱与滑座、x轴直线导轨与滑台、y轴直线导轨与横梁、z轴直线导轨与箱体的接触面均采用螺栓固接,每个螺栓连接处用三个梁单元模拟;对于x,y,z方向上的导轨滑块结合面参数采用锤击激振实验法得到,导轨滑台之间用哑物体进行连接[6],实验结果如表1所示。
2.3 整机动态分析
对整机进行模态分析,图3为在1000N简谐力激励下机床刀具的振动响应曲线图,其中,虚线代表不考虑结合面的影响,结合面之间采用刚性联接;实线代表考虑结合面的影响,在结合面之间加入等效的动力学参数。从图3中可以看出,结合面对整机的影响表现在模态频率的降低和模态振型的衰减。模态振型的衰减是有利的,但模态频率的降低是不利的,会导致共振现象的发生,因此,在整机设计时,必须考虑结合面的影响。
3 结论
机床是一种复杂机械,除了结构本体之外,还包含有各种各样许许多多的结合面。结合面的动态特性是机床动态特性的重要组成部分。本文用实验测定和计算机模拟方法,对机床结合面的动态特性进行研究。这为机床整机结合部的非线性特性的合理处理提供了一种方法,从而为机床设计阶段的整机性能预测开辟了道路。
摘要：运用三维建模软件Pro/E和有限元分析软件ANSYS,建立了虚拟样机模型。考虑结合面的影响,对机床进行了动态分析,研究结合面对于机械结构动态特性的影响,实现无物理样机环境下机床整体动力学性能预测和综合评价的目的。
关键词：机床,结合面,动态特性
参考文献
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浅议轮式作业井架动态特性 篇8
目前我国陆上石油修井作业所用的设备主要有履带式通井机、轮式作业机、修井机等, 其中轮式作业机具有越野性好、搬迁运移便捷、作业效率高、经济实用等优点, 是通井机发展的主要方向。
轮式作业机井架是油井进行修井作业时起下井的支架, 它在修井作业中, 特别是刚开始起钻和下钻时的突然刹车均会产生较大的冲击, 使井架承受较大的额外动载荷并产生剧烈振动。并且, 由于转盘的周期性激励, 井架也会产生不同形式和不同程度的共振。从而导致井架结构的破坏, 无法顺利进行修井作业1。
本文通过ANSYS建立井架的三维模型并进行受力分析来确定井架的承载力, 对其进行静力分析及静强度校核, 得出一些有工程实用价值的结果。并通过对不同条件下的井架进行井架的应力、变形、受压稳定性, 对井架进行优化设计。从而为井架的设计安全提供理论指导, 减少事故的发生。
1 井架结构动态承载能力测评技术
井架结构动态承载能力测评技术是一项挖掘结构设备潜力、节约生产成本并确保生产安全, 经济效益、社会效益十分明显的工程实用技术, 它也是一门多学科综合交叉的工程科学, 有不少理论问题和技术难点值得研究, 在石油生产部门中具有良好的发展前景, 因而合理的预报出井架的实际承载能力, 以成为石油井架安全评定理论研究的主要内容。主要方法有:实验室井架模型动态研究测试、实测频率为基础的动态判断及目前应用最多的计算机仿真模型计算。
2 动态分析
2.1 动态分析的基本概念
动态分析用来确定惯性 (质量效应) 和阻尼器重要作用时结构或构件的动力学特性。动态分析通常指下列几种物理现象:振动、冲击、交变作用力、地震载荷、随机振动等。按照运动方程的求解形式的不同, 在A N S Y S中动态分析主要有3中形式:模态分析、瞬时动态分析、谐波响应分析2。
模态分析可以确定一个结构或机构的固有频率和振型。模态分析是用来确定结构的振动特性的一种技术, 这些振动特性包括:固有频率、振型、振型参与系数 (即在特定方向上某个振型在多大程度上参与了振动) 等。模态分析假定结构是线性的。任何非线性特性 (如塑性单元) 即使定义了也将被忽略。模态提取是用来描述特征值和特征向量计算的术语, 在ANSYS中模态提取的方法有6种:Subspace (子空间) 法、Block Lanczos法、Power Dynamics法、Reduced (缩减) 法、Unsymmetric (不对称) 法和Damped (阻尼) 法。使用何种模态提取方法取决于模块的大小和具体的应用场合。
瞬时动态分析是确定随时间变化荷载 (例如爆炸) 作用下结构响应的技术。瞬时动态分析可以应用在:承受冲击荷载的结构、承受随时间变化载荷的结构、承受撞击和颠簸的家庭和办公设备。ANSYS允许的瞬时动态分析包括各种类型的非线性, 如大变形、接触、塑性等。求解瞬时动态方程的结主要有两种方法:模态叠加法和直接积分法。
2.2 动态分析的应用价值
有限元法是一种解决工程问题的数值计算方法, 随着近几十年来电子计算机的飞速发展得到广泛的应用, 它的应用范围已从杆、梁类结构扩展到弹性力学平面问题、空间问题、板壳问题;由静力平衡问题扩展到动力问题、波动问题和稳定问题。分析的对象从弹性材料扩展到粘弹性、塑性、粘塑性及复合材料等;从固体力学扩展到流体力学、传热学、电磁场、建筑声学与噪音、地质力学及连续介质力学等各领域。在工程实际中的作用从分析与校核扩展到优化设计, 并与计算机辅助设计、计算机辅助生产等技术相结合。出现了许多大型商业有限元通用软件, 并且功能日趋强大且使用方便, 使有限元法的应用更加简单和普及3。
3 总结
本文通过采用大型通用有限元结构分析软件ANSYS, 综合考虑井架作业时的主要几种工况, 完成了对轮式作业机井架的静应力分析和结构的优化, 并在此基础上进行了动态特性分析, 得出了以下一些有工程参考价值的结论。
(1) 井架的最大位移在井架的顶部, 从上到下逐渐减小。
(2) 优化前井架的最大应力分布在井架大腿底部与地面固接处, 优化后井架上体正面横梁和中部的连接处应力也较大, 在设计时应考虑增加这部分的壁厚。
(3) 轮式作业机井架的模态分析结果表明:低阶振型反应了井架的整体振动形式, 在外界转盘激扰频率为1.7H z与3.61Hz的情况下, 应尽量的避免井架低阶的振动, 否则井架将会整体失稳。
(4) 对瞬时动态分析结果, 轮式作业机井架承载动态的冲击载荷变形前倾趋势明显, 同时伴有纵向位移, 左右方向不明显。对井架底部的固定约束, 上部井架结构前倾变形剧烈, 下部虽然各方向都有变形, 但只是微小的位移变形。而且从总体变形来看, 其主要承载结构为井架的前两根立柱。
(5) 井架的谐波响应分析结果与模态分析结果相同, 证明了从在井架的模态分析结果做出的防范措施的正确性。
参考文献
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探析轻型载货汽车车架动态特性 篇9
关键词：轻型载货汽车,车架,动态特性
随着经济与社会的不断发展, 汽车已经成为大众化的生活必须品, 汽车性能的稳定直接影响并决定着汽车使用的安全性。汽车车架作为汽车的安装基体, 承受着汽车内外的各种载荷。基于此, 笔者结合多年的学习与工作经验, 对此轻型载货汽车车架的动态特性进行了总结分析。
1 轻型载货汽车车架动态特性研究的重要性
车架作为载货汽车的承载主体, 在货物装载、运输及卸载过程中承受着几乎所有的负荷。一方面, 汽车本身的部件大部分靠车架承载, 比如汽车发动机、变速箱、驾驶室、货箱等[1]。另一方面, 装载的货物及运载过程中, 因为地面的不平整及发动机的谐振汽车及车架会产生振动, 不仅影响汽车乘坐的舒适感, 也影响汽车操作的稳定性。由此可以看出, 汽车车架受力情况非常复杂。然而, 以往车架设计的时候, 对汽车受力情况分析, 大都采用简化的模型分析汽车车架静态受力情况, 这在汽车载荷不大的时候, 是没有什么问题的, 但是对于轻型载货汽车来说, 则不是特别适合。
首先, 轻型载货汽车车架顾名思义, 采用的是轻量化的金属材料, 主要的目的是减少汽车自身质量, 以达到节能减排的作用。汽车自身的质量减小了, 可以大大提升汽车的载货质量。所以, 车架在设计时, 很多时候轻型载货汽车会尝试采用管式结构横梁。以B M W车型的更新换代为例, 就提出4项最基本的要求:结构动力学、静刚度、防碰撞性能和质量优化。由此可以看出, 对汽车车架的动态特性分析显得更为重要。其次, 对于载货汽车来说, 汽车车架承载的负荷比较大, 汽车受行驶环境的影响也大。比如, 汽车行驶的路面平整度不好, 有可能会导致车架产生共振, 或者动态失效的情况出现。同时, 在汽车内部产生很大的动应力, 不仅会造成车架结构遭到破坏, 产生不可逆转的弹性形变, 也会严重影响汽车的使用寿命及使用安全性。基于此, 对于轻型载货汽车车架的动态特性就显得非常必要且重要。
2 轻型载货汽车车架动态特性分析
汽车车架采用的都是金属材料, 而金属材料的力学性能, 主要是在承受外加载荷的时候表现出来的, 比如拉伸、压缩、弯曲、扭转、冲击、交变应力等[2]。轻型载货汽车车架的动态特性分析, 主要从两个方面:一是车架自振特性分析;二是车架结构振动特性分析。自振特性由车架结构、材料等因素决定, 而结构振动特性则是由汽车行驶过程中的外部刺激决定。具体的动态特性如下。
2.1 车架自振特性
车架作为一个连续的弹性体, 具有无限个自由度。但是, 在实际操作过程中, 通常采用有限元分析。分析的重点在于校对车架的刚度、强度是不是满足轻型载货汽车的设计要求。可以说是汽车车架动态特性分析的基础。
有限元分析的步骤为:1) 将整个车架的求解域离散成有限个单元体。主车架和货箱的网络格大小按照10m m (C Q U A D 4) 的标准进行划分, 驾驶室的有限元采用集中质量单元C O N M 2+R B E3进行建模。支架网络格大小按4m m (C PEN TA、C H EX A元) 进行划分, 附件按10m m (C Q U A D 4) 划分[3]。2) 对单元体的固定动态特性进行分析, 根据实际情况建立单元节点的平衡方程组。3) 将节点平衡方程组集合成整体代数方程组。4) 引入有效、合适的边界条件, 并求解。
2.2 车架结构振动特性
汽车车架结构振动特性, 主要是研究汽车在行驶时的受力情况, 并根据受力情况分析车架的动态特性。一般来说, 汽车在平坦的道路上行驶, 其受力主要在垂直方向, 也就是受到的主要是对称垂直的载荷, 在这种特性的力作用下, 车架很容易发生结构性的弯曲振动。假设:约束前车轴在车架竖直投影点Z向自由度, 约束后车轴在车架竖直投影点三个平动自由度, 让车架形成简支梁结构。则其计算公式简化如下:
其中EI是弯曲刚度, F为施加载荷, a为轴距, f为烧度。d1和d2分别为左、右纵梁受力点Z向位移。
汽车在不平坦的道理上行驶的话, 汽车受到的是非对称垂直载荷的作用, 汽车车架容易发生扭转振动。假设:G J (扭转刚度) , F (施加载荷) , L为力臂长, a (轴距) , θ (扭转角) , 则其计算公式如下:
上面两种情况是比较特殊的状态, 汽车实际行驶的情况更为复杂。所以, 汽车车架的动态特性一般都采用模态分析, 可以说模态分析是动力分析问题的起点。但值得强调的是, 在进行模态分析的时候, 不可能将所有的可能都分析到, 一般的大型工程结构, 只是计算较低的几阶, 来作为判定其固有频率及振型的依据, 因为低阶的振动对结构的动力影响是最大, 阶级越高影响越弱。对于轻型载货汽车来说, 笔者建议计算车架结构的前10阶模态, 选取0~100H z作为汽车车架结构振动特性的计算频段。值得强调的是, 轻型汽车车架载荷变化与使用情况及环境有很大关系。在计算的时候, 要用动载荷系数对相关的数据加以修正, 这样才能更真实地模拟实际运行情况。动载荷系数主要取决于三个方面的因素:行驶过程中的路况、汽车行驶的状态 (速度) 、汽车的结构参数。
3 结束语
总之, 汽车车架的动态特性研究, 是汽车设计与生产的重要依据。对于提高汽车质量及汽车降本优化具有非常重要的意义。所以, 在汽车生产实践中, 一定要注重汽车车架的动态特性。最后, 希望论文的研究为相关工作者及研究人员提供一定的参考与借鉴价值。
参考文献
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双向气动快速开关阀动态特性分析 篇10
目前对高速阀门的研究多以电磁阀[1,2]为对象,然而,一些易燃易爆介质场合(如军工用高压氧气阀门)无法使用电磁阀,此外电磁阀存在大流量和高频响之间的矛盾。使用气动阀进行远距离集中控制或就地控制可解决此类问题,同时还能解决大口径阀门目前存在的能耗较高的问题。
现有蝶阀采用的是弹簧复位拔叉式传动机构[3],各方面性能均满足使用要求,但因其采用单作用结构,会存在回复弹簧变形问题,并且响应速度很大程度上受气缸性能的影响[4,5]。为此,本文采用ADAMS仿真技术[6,7,8,9]与实验测试相结合的方法[10,11],以自主研发的双向冲击气缸为动力,设计了一种快速开关阀,它不存在回复弹簧变形的问题。
1 双向气动快速开关阀动力学仿真基础
1.1 双向气动快速开关阀动力学方程
双向气动快速开关阀系统的动力学方程可用非自由质点坐标系表示,用拉格朗日乘子算法处理位置约束和运动约束后得到运动微分方程。
对于刚体,采用笛卡儿坐标和欧拉角作为广义坐标,即qi=(xi,yi,zi,ψi,θi,φi)T,对于双向快速开关阀动力学系统,有q=(q1T,q2T,…,qnT)T,其动力学微分方程为
式中,T为系统动能;q为系统广义坐标系统;为广义速度列阵;Q为广义力列阵;ρ为对应于完整约束的拉氏乘子列阵;u为对应于非完整约束的拉氏乘子列阵;φq(q,t)为完整约束方程;为非完整约束方程。
令,把式(1)降为一阶代数微分方程组一般形式,即
式中,λ 为约束反力及作用力列阵;F为系统动力学微分方程及用户定义的微分方程组;Φ 为描述约束的代数方程组;G为描述系统速度的方程组。
定义系统的状态矢量y = (qT,uT,λT)T,式(2)可写成单一矩阵方程,即
1.2 双向气动快速开关阀仿真算法
双向气动快速开关阀仿真算法采用Gear预估-校正算法,其核心在于对系统状态矢量值进行预测,通过分解系统雅可比矩阵进行求解,反复迭代,若预估结果与校正的差值小于规定误差限,则接受该解,否则重新估计、校正直到满足收敛条件。
2 双向气动快速开关阀结构设计
双向气动快速开关阀设计特点为:启闭时间一致,响应快,流量大,因此快速开关阀由双向冲击气缸、蝶阀和动力转换装置三部分组成。
如图1所示,双向冲击气缸作为执行机构为开关阀提供快速稳定的冲击力与回程力。内置换向阀的双向冲击气缸主要参数见表1。
1.后端盖2.后端盖进气口3.后蓄能腔4.通气管5.后中盖6.无杆腔7.有杆腔8.活塞杆9.前中盖10.前蓄能腔11.前端盖12.前导气管13.前中盖喷口14.后导气管15.蓄能腔进气口
图2所示为垂直板式硬密封蝶阀,阀门型号为D641-10P,阀板通径为300 mm,阀轴直径为50mm,阀板厚度为30mm,密封填料摩擦力矩为140N·m,阀座密封表面层堆焊耐高温耐腐蚀合金材料,密封圈由不锈钢片与柔性石墨片相间层叠组成。
图3所示为气动快速开关阀的动力转换装置,阀轴上端部通过花键水平固定开槽连接件,并通过活塞杆上的固定滑块将气缸冲击力转化为阀门的旋摆运动,依靠传动机构保证密封。由于双向冲击气缸冲击动能过大,并且该快速开关阀不使用弹簧力回复,因此在阀门开启过程中如不采取有效措施,双向冲击气缸就会对快速开关阀的其他部件造成破坏,故在动力转换装置的末端引进一个气动缓冲器。活塞杆在气动缓冲器的作用下减速至零,完成阀门的开启过程,同时消除过大的动能对装置造成的冲击损伤。缓冲器主要参数见表2。
1.气动缓冲器2.阀轴3.滑块4.螺母5.活塞杆6.气缸
3 双向气动快速开关阀实验测试与仿真分析
在使用ADAMS对快速开关阀进行仿真前,需要获取仿真所需双向冲击气缸的参数性能,即冲击气缸位移与速度之间的关系。 为此,采用实验测试的方法,通过Hotshot mega高速相机捕捉气缸位移-速度函数,如图4所示,图中,p为工作气源压力。
在0.7MPa工作气源压力下,将0.06s内双向冲击气缸活塞杆的运动情况以速度函数的形式输入到ADAMS中。
通过ADAMS对双向气动快速开关阀进行动力学仿真,将蝶阀(图5)的固定约束阀体省略,简化为阀轴,双向冲击气缸仅作为驱动设备,简化为活塞杆。 通过ADAMS提供的四种约束将开关阀构件组成一个机构系统,见图6。
快速开关阀为垂直板式结构,阀板两边受到的水流冲击力相等,相当于在无水流冲击下进行仿真。选取阀轴顶端垂直于动力转换装置的边缘点和滑块顶端圆面中心点为观察点。气动快速开关阀未安装缓冲装置时的动力仿真结果如图7所示。活塞杆的速度、位移曲线表明活塞杆在阀门开启过程中一直加速,在0.01s和0.015s时加速度发生突变,这与动力转换装置的结构有关,活塞杆最大速度达7m/s,最大位移为140mm;阀门在0.005s之后角速度快速上升,在0.03s达到角速度最高值78.5rad/s,并在0.034s时开始下降,阀门开启运动比较平缓;阀轴轴向速度始终不为零,由伯努利方程可知,阀轴转速过快,受到向上的升力。
使用PNJ011-双气室单杆插孔元件来模拟气动缓冲器,在活塞杆的作用下,通过缸体左侧缓冲腔内的气垫来吸收动能,从而达到缓冲的目的。安装缓冲器时需注意,安装位置离活塞杆太近会导致阀门不能完全开启,若太远则缓冲效果不明显,阀轴的部分残余冲击力会直接作用在密封面上,对其造成破坏。 所以缓冲器安装位置应计算准确,以保证当开关阀开度最大时,阀板的旋转速度为零并保持不动。阀门运动过程中缓冲器活塞杆应满足
式中,ps为缓冲器内部压力;S为缓冲器截面积;F为活塞杆对缓冲器的作用力;ds为缓冲器内部长度;Lx为缓冲器安装位置距动力转换装置左边顶点的距离;l为阀门有效转矩的力臂;M为阀轴有效转矩。
缓冲器安装在活塞杆轨迹线的末端,因缓冲器内部长度为30mm,所以双向冲击气缸的活塞杆在位移L为110~140mm范围内的速度取值范围为6.39~7m/s。缓冲器在运动过程中速度随着双向冲击气缸活塞杆速度的减小而减小,因为ds>L >0,所以存在一点使得Lx=L,此时,Lx即缓冲器安装的位置。 图8所示缓冲器的位移、速度、压力曲线表明,缓冲器活塞杆速度降为0时,位移最大值为20.5mm,缓冲时间为5ms,即气动缓冲装置的安装位置为活塞杆端部距动力转换装置初始顶点20.5mm处。由缓冲腔压力曲线可知,在开启过程中,内部压力逐渐增大至最大值2.48MPa。经计算,在内部缓冲压力取最大值时,缓冲器对双向冲击气缸活塞杆的反作用力远小于硬密封蝶阀的操作力矩与气源压力之和,即缓冲结束后双向冲击气缸不会回弹。
气动快速开关阀关闭时间不仅与双向冲击气缸节流孔设计、弹簧垫片缓冲设计有关,而且与气源回程压力和气动缓冲器的反作用力有关。由活塞杆位移曲线可知,123.5mm位移处所对应的时间为0.033s,因此可计算出双向快速开关阀开启时间为0.038s。由图9所示的阀门角度变化曲线可知,阀门关闭时间为0.036s,与阀门开启时间基本一致。
4 结论
(1)本文以自主研发的双向冲击气缸为执行机构,根据流量、响应速度、可靠性的要求,设计出内置气动缓冲装置的双向快速开关阀。
(2)在0.7MPa气源压力驱动下,双向气动快速开关阀启闭时间一致,耗时仅为0.038s。
(3)气动缓冲装置的安装位置为活塞杆端部距动力转换装置初始顶点20.5mm处,最大内腔压力达2.48MPa,且缓冲结束后不会导致双向冲击气缸回弹,有效避免了因冲击过快导致的阀板撞击阀座而引起的部件破坏。
(4)阀轴在开关启闭过程中转速过快,受到向上的升力,因此产生轴向175μm的位移,设计阀门时需注意。
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动态特性 篇11
关键词：燃气舵；推矢装置；稳态气动特性；动态气动特性
中图分类号：TJ760.3+52 文献标识码：A 文章编号：1673-5048（2014）02-0041-03
0、引言
当火箭发动机在初始工作进行姿态变化和大过载机动时多采用矢量控制手段，阻流致偏式的燃气舵推矢装置在固体火箭发动机矢量控制中最为常见，特别是燃气舵装置由于其较低的控制力矩、较小的空间占用率、快速的反应能力已经在多种导弹中有所应用，因此倍受关注，成为当前研究较多的内容。
在对燃气舵推矢装置进行地面点火试验时，虽然能够较精确地得到舵片的实际受力情况，但是由于试验件的加工周期过长，并且试验用燃气舵片的材料和发动机的价格昂贵，因此采用数值计算配合试验验证的方法进行推矢装置燃气舵气动特性研究是十分必要的。本文采用CFD数值计算的方法分别对某燃气舵推矢装置的稳态气动特性和动态气动特性进行研究，获得了该燃气舵装置在阶跃信号控制下不同舵偏角的气动特性和采用正弦控制规律时的连续动态气动特性，并与实际地面点火试验结果进行对比。
1、模型建立
1.1 物理模型
本文研究的燃气舵推矢装置与长尾喷管结构如图1所示。长尾喷管由收敛段、等直段、喉部和扩张段组成，燃气舵由舵基、舵轴和舵体组成。
1.2 网格划分和边界条件
1.2.1 网格划分
图2所示为本次计算所采用的网格图。采用Gambit网格划分软件生成，网格一共121万，由于定常流场计算和非定常流场计算所采用的网格具有相似性，因此在此仅仅给出定常计算的网格图。
1.2.2 边界条件
仿真边界条件主要包括：质量进口边界、压力出口边界和无滑移绝热固壁边界条件。具体边界条件设置如图3所示。根据导弹发动机热力计算，相关计算参数如表1所示。
1.3 计算方法
1.3.1 模型简化和假设
由于固体火箭发动机的尾喷流属于超音速流动，再加上阻流致偏的燃气舵装置，将会使尾流情况变得相当复杂，因此在此做出如下假设：
（1）固体推进剂在燃烧室内部燃烧不充分，在导弹发动机燃气流中会存在复杂的复燃现象，复燃程度随推进剂成分和燃烧室压强而异，本文简化为纯流动问题：
（2）为增加推进剂能量，多添加金属粉末，这样不可避免地造成燃气流中含有大量的凝相和液相粒子，本文统一简化为纯气相问题：
（3）定压比热根据所计算导弹发动机内压、推进剂组分和发动机结构参数，经过热力计算参数得到，在燃气流中略有变化，但变化不大，在实际计算中视为常值：
（4）略去质量力的影响。
1.3.2 湍流模型及壁面函数
采用CFD仿真软件FLUENT6.3.26进行数值模拟。流场控制方程为三维N-S方程，计算过程选用耦合隐式方法。湍流模型为RNGk-ε二维方程模型，在壁面附近采用非平衡壁面函数进行处理，适用于存在严重压力梯度的分离、再附等流场，粘性系数由Sutherland公式确定。
1.3.3 动网格
本文采用网格平滑光顺与局部网格重构相结合的方法进行动网格计算，其中舵体设置为刚体转动，舵轴与舵基的交界面设置为变形面，在该变形面上实现网格光顺与局部网格重构。
2、计算结果及分析
燃气舵推力矢量装置的主要气动参数有：控制力、滚转力矩、铰链力矩、负载力矩、燃气舵引起的推力损失、舵间干扰等。根据所要对比的试验情况主要计算了燃气舵装置双舵联动阶跃信号控制情况下的水平控制力、双舵差动阶跃信号控制情况下的横滚控制力矩以及正弦控制规律动态控制情况下的水平控制力，下面分别就稳态和动态仿真结果进行分析和讨论。
2.1 燃气舵稳态气动特性仿真
2.1.1 双舵联动仿真结果
在进行稳态双舵联动情况下的仿真计算时，本文主要计算了5°，10°，15°，20°，25°，29°和32°双舵阶跃信号情况下的水平控制力。
图4所示为水平控制力计算结果与试验结果对比。图4（a）为双舵联动情况下的水平控制力计算结果及其与试验结果之间的误差，由图4（b）中数据可见，双舵联动时的水平控制力最大计算误差约为6.14%（出现在10°舵偏角时），最小计算误差为1.48%（出现在5°舵偏角时），其余舵偏角情况下的计算与试验误差均在4%以内。
2.1.2 双舵差动仿真结果
在进行稳态双舵差动情况下的仿真计算时，主要计算了3°，5°，7°和10°双舵阶跃信号情况下的横滚控制力矩。
图5所示为横滚控制力矩计算值与试验值对比。由图5（b）中数据可见，双舵差动情况下的横滚控制力矩最大计算误差为3.15%（出现在10°舵偏角时），最小计算误差为0.35%（出现在7°舵偏角时），其余舵偏角情况下的横滚控制力矩计算误差均在2.5%以内。
2.2 燃气舵动态气动特性仿真
燃气舵动态气动特性仿真需要计算的是舵片按正弦规律进行运动，舵片的运动周期为1°5 s时不同时刻的瞬态单舵水平控制力，其中舵片的运动规律为
θ=Asin[（2πt/T）+ф）]式中：A为舵偏角幅值；T为舵片运动周期（本文中的舵片运动周期为1.5 s）；ф为初始舵偏角（本文中初始舵偏角为0）；θ为瞬时舵偏角。
图6为燃气舵装置动态水平控制力的计算结果与试验结果对比图。由图可见，在舵片刚开始进行运动的0.05 s内计算值相对于试验值的误差较大，原因可能为非定常计算时，要先进行定常计算，而定常计算在最初可能没有达到完全收敛，对非定常计算的计算结果产生较大影响：而当舵片运动到0.05 s以后，计算值相对于试验值的误差已经很小，基本控制在5%以内，这主要是由于流场情况趋于稳定，与实际试验情况越来越接近。
3、结论
根据以上研究与试验对比，得出如下结论：
（1）定常计算结果中双舵联动下的水平控制力计算结果与试验结果最大误差为6.14%，出现在10°舵偏角时，最小误差为1.48%，出现在5。舵偏角时，其余舵偏角情况下误差均在4%以内；
（2）定常计算结果中双舵差动下的横滚控制力矩计算结果与试验结果最大误差为3.15%，出现在10°舵偏角时，最小误差为0.35%，出现在7°舵偏角时，其余舵偏角情况下误差均在2.5%以内；
电液比例溢流阀动态特性研究 篇12
随着机电液一体化的不断发展,液压设备在机械行业中已经具有举足轻重的作用,为了减少重复设计和试验带来的成本增加,液压控制系统的动态响应仿真计算一直是液压行业不断研究的一个课题[1]。比例阀是液压系统中最重要的一个元件,其动态特性的好坏在很大程度上决定着整个液压系统的性能,因此,对电液比例阀的动态特性进行分析研究在工程实际中有着很重要的意义。
1 电液比例溢流阀动态数学仿真模型
普通电液比例溢流阀结构简图见图1。在系统回路中,R1、R2为固定液阻,R3为先导阀口可变液阻。对先导回路而言,主阀芯是先导回路控制的执行元件,主阀芯上腔的压力由先导回路输出控制口压力决定,它是一个典型的B型半桥先导回路。
根据各个容腔的流量连续方程、阀芯受力平衡方程和比例电磁铁线圈动态方程及电磁吸力方程,可得到普通电液比例溢流阀的动态数学模型[2]。
(1)比例电磁铁输出指令(力)FB(N):
FB=kD1i+kD2y 。 (1)
其中:kD1为比例电磁铁的电流-力增益系数,kD1=115.6 N/A;i为线圈中的电流,A;kD2为比例电磁铁的位移-力增益系数,kD2=16 000 N/m;y为衔铁位移,m。
线圈的动态方程可简写为:
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其中:R为线圈电阻和放大器内阻之和,R=21 Ω;L为线圈电感,L=0.2 H;kD3为放大器电压放大系数,kD3=3.36;ug为放大器输入电压,V;kD4为比例电磁铁的电流反馈增益,kD4=6.25 V/A。
(2)固定液阻R1和R2的流量压力方程:
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其中:qv1为流过固定液阻R1的流量,m3/s;qv2为流过固定液阻R2的流量,m3/s;p为阀的进口压力,MPa;p1为先导阀口的压力,MPa;p2为主阀上腔压力,MPa;undefined为流量系数,cd=0.6,dR1为固定液阻R1的直径,dR1=0.8 mm,dR2为固定液阻R2的直径,dR2=1.4 mm;ρ为工作油液的密度,ρ=900 kg/m3。
(3)先导阀口和主阀口的流量压力方程:
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其中:qv3为先导阀阀口流量,m3/s;qvz为主阀阀口溢流量,m3/s;x为主阀口轴向开口量,m;undefined为先导阀口的流量系数,cq=0.62,D1为先导阀座直径,D1=4 mm,α为先导阀芯半锥角,α=20o,cd1为主阀阀口流量系数,cd1=0.62,D2为主阀阀口下端直径,D2=20 mm,β为主阀阀芯半锥角,β=35o。
(4)先导阀芯组件和主阀芯受力平衡方程:
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其中:a1为主阀芯下端有效作用面积,m2;a2为主阀芯上端有效作用面积,m2;a3为先导阀芯有效作用面积,m2;m1为先导阀组件和衔铁的等效质量,kg;m2为主阀芯等效质量,kg;f1为先导阀阀芯的运动黏性阻尼系数;f2为主阀阀芯的运动黏性阻尼系数;k1为主阀弹簧刚度,N/m;xl为主阀弹簧预压缩量,m;ke1和ke2分别为先导阀口和主阀口液动力刚度。
(5)主阀芯上、下腔及先导阀口腔的流量连续方程:
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其中:qv为进入主阀口的总流量,m3/s;V1为主阀芯下腔容积,m3;V2为主阀芯上腔容积,m3;V3为先导活塞前腔容积,m3;E为油液弹性模量,Pa。
2 仿真与试验结果分析
采用MATLAB的Simulink为仿真工具,此仿真系统有3个流量连续方程、2个力平衡方程和1个比例电磁铁线圈动态方程,据此建立了6个子系统,并考虑到其他一些约束条件,得到以电压信号ug为比例放大器输入,阀的入口压力p为输出的Simulink仿真模型[3],见图2。制定的电液比例溢流阀仿真参数如下:a1=3.1×10-4 m2;a2=3.8×10-4 m2;a3=3.14×10-4 m2;b=1.26×10-4;m1=3.0×10-2kg;m2=6.8×10-2kg;f1=5;f2=7.5;k1=6.47×103 N/m;xl=12×10-3 m;E=1.4×109 Pa;V1=8.5×10-3m3;V2=2.4×10-3 m3;V3=0.5×10-3 m3;b1=1.0×10-3。
图3为dR1=0.8 mm、dR2=1.4 mm时入口压力p的仿真响应曲线。从图3中可以看出,系统的超调量比较小,达到稳定的时间为0.12 s。
图4为压力p的试验曲线,从图4中可以看出系统压力达到稳定的时间为0.15 s。
从图3、图4中可以看出,仿真曲线与试验曲线达到稳定的时间是基本相同的,超调量都比较小,结果说明所建立的数学模型和仿真模型是正确的。
3 影响阀动态性能因素分析
电液比例溢流阀的动态特性与液阻及阀芯锥角的取值有关[4],它们中任何参数的变化都会影响阀的动态特性。图5为进口液阻R1的直径dR1取不同值时,进口压力p的仿真曲线,随着固定液阻直径dR1的增加,其稳定的压力增大,达到峰值的时间有所增加,但超调量和振荡次数减少了,系统的动态特性总体是变好的。
图6为先导阀和主阀芯锥角取不同值时压力p的动态响应曲线。从图6中可以看出,随着锥角的取值不同,系统的超调量和达到稳定的时间有比较大的不同。
综上所述,比例溢流阀回路各液阻对其综合性能的影响是很重要的,只要合理地搭配各个液阻,了解每个液阻的功能,就可以较好地对该阀进行设计,获得最佳系统设置。
4 结束语
本文对普通的电液比例溢流阀进行了数学建模,并应用MATLAB的Simulink仿真软件对其阶跃响应特性进行了仿真和试验研究。研究表明,电液比例溢流阀的动态特性与该阀系统的结构参数有关,通过适当增大溢流阀固定液阻直径和合理设置阀芯的锥角可以使该比例溢流阀具有比较好的动态特性。
参考文献
[1]邓习树,李自光.当前液压系统仿真技术发展现状及趋势[J].机床与液压,2003(1):20-23.
[2]胡燕平,彭佑多,吴根茂.液阻网络系统学[M].北京:机械工业出版社,2003.
[3]Bora Eryilmaz,Bruce H Wilson.Unified modeling andanalysis of a proportional valve[J].Journal of theFranklin Institute,2006,343(1):48-68.