重压多波挤压试验机载荷阻尼体系的构架和扼制装置预设

重压多波挤压试验机载荷阻尼体系的构架和扼制装置预设

四缸液压阻尼系统结构原理及受力分析为满足上述指标要求，阻尼系统采用4个柱塞型液压缸对称布置于台面四周。为避免运动干涉，液压缸的活塞杆与冲击台面采用球铰链接。活塞杆与冲击台面之间接触点的位置随着台面的转动而变化，它的运动与转角r和p有关。由于液压缸之间在运行过程中产生的不同步误差，相比较于两个液压缸之间的距离而言是非常微小的，因此接触点的变化范围也很小，可以忽略接触点的运动，而只关心台面沿垂向运动以及沿r轴和p轴的转动。每个液压缸由4个大流量伺服阀进行控制，并由蓄能器提供阻尼制动过程所需的瞬时油液。下面对阻尼系统进行详细建模。
　　
　　前馈控制器设计前馈控制器的设计依赖于对系统信息的**了解以及**的系统动力学模型。由于每次测试时被测试件的质量及其在台面上的位置具有不确定性，这些不确定性在前馈控制器设计之前需要解决。对于不确定90振动与冲击性问题通常的解决办法是通过离线迭代技术对系统进行辨识，以获得**的系统模型。但对冲击系统辨识来说，并不清楚这个试件是否能够承受系统的辨识过程，更重要的是辨识过程对于之后进行的实际测试过程有很大的影响，因此并不适用于本系统。
　　
　　由分析可知，液压缸*终的合力矩阵由以下几部分力组成：液压缸产生的作用力、摩擦力和冲击台(被测试件)作用于液压缸上的等效力。负载及其位置的不确定性以及摩擦力的难以建模是导致不确定性的主要因素。这个问题可以这样解决：首先通过压力传感器来测量每个液压缸内的初始压力Pi0，用以估计作用在液压缸上的等效力。进而把估计的力看作是作用在液压缸上的集中载荷。对于液压缸来说，就消除了负载及其位置不确定对控制器设计的影响。
　　
　　四缸液压阻尼系统控制框图其中：rf表示被测试件期望的运动；u表示伺服阀的输入；uf表示前馈控制器指令；ub表示反馈控制器指令；xv表示伺服阀的阀芯位移；F表示液压缸产生的作用力；xq表示被测试件的实际运动；H表示与四缸配置相关的变换矩阵；Gn表示被控系统中已知部分的模型；G表示系统中不确定部分的模型。
　　
　　仿真结果根据所建立的模型以及设计的控制器，对阻尼系统进行了仿真以验证其性能。为了避免液压缸之间产生过大的应力，在整个的测试过程中，应该保证液压缸组1之间的误差e1syn=x1-x3、液压缸组2之间的误差e2syn=x2-x4以及液压缸组1、2之间的误差e12syn=(x1 x3-x2-x4)/2应不超过4mm.
　　
　　仿真参数的选择：被测试件的质量ms=5000kg；冲击台的质量mt=5；t台面长、宽l1=l2=2m；液压缸活塞有效面积A=0.049m2，活塞质量mi=150kg；伺服阀的响应频率为180Hz；阻尼系数v=0.7；流量系数Cd=0.68；油液密度=850kg/m3；有效体积模量=1.20109N/m2；蓄能器*高工作压力为31.5Mpa；蓄能器多变指数；n=1.4初始时刻冲击台(被测试件)以5m/s的速度沿垂向运动。

重压多波挤压试验机载荷阻尼体系的构架和扼制装置预设