《液压阻尼器设计毕业设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压阻尼器设计毕业设计.doc（45页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、毕 业 设 计设计题目：液压阻尼器试验台设计 液压阻尼器试验台设计摘 要本课题针对液压阻尼器的试验要求，参考以前的相关设计以及液压系统设计的经验，设计一个符合要求的电液系统振动试验台。文中利用已有的机电液的相关知识，进行了系统的整体研制、分析，以及其机械结构的设计，使设计出的液压阻尼器振动试验台能够圆满的完成相关试验检测工作。提出了液压阻尼器试验台的整体结构设计方案，完成了该试验台的机械结构液压系统的设计。根据液压阻尼器的检测与试验要求，设计了动、静态两个试验回路双伺服阀液压控制结构，并采用蓄能器组瞬间提供大流量输出的整体解决方案。本液压阻尼器试验系统可以适用于行程小于300毫米、100吨以下
2、的各种规格的液压阻尼器的试验，为液压阻尼器的研制、生产提供了必要的试验与检测设备。关键词：液压阻尼器 电液伺服 系统控制 激振器 The design of hadraulic damper test rigAbstractThe subject of hydraulic dampers for the test requirements, refer to the previous design, as well as experience in hydraulic system design, design to meet the requirements of a system of e
3、lectro-hydraulic vibration test rig. In this paper, the use of existing hydraulic knowledge to carry out the overall system development, analysis, and the design of its mechanical structure, so that the design of the hydraulic vibration damper test rig can be related to the successful completion of
4、the work test. A scheme of hydraulic damper test-beds overall structure design is raised, and it complete the test-beds hydraulic system of the mechanical structure design. Hydraulic damper according to the detection and test requirements, design a dynamic and static test of two dual-loop servo-valv
5、e hydraulic control structures, and the use of accumulator to provide an instant group of high-volume output of the overall solution.The hydraulic damper test system can be applied to travel less than 300 mm, 100 tons of various specifications of the hydraulic damper testing, hydraulic damper for th
6、e development, production provides the necessary test and inspection equipment. Key words: hadraulic damper; electro-hydraulic serve; system control; exicer; 目 录1 引言11.1课题概况11.2课题研究方案及意义52 液压阻尼器试验台方案设计62.1液压系统设计要求62.2液压阻尼器的试验要求62.3控制方案的确定73 液压阻尼器试验台液压系统结构设计103.1液压阻尼器试验台激振器设计103.2伺服阀选择计算123.3系统的流量供给及
7、油源设计133.4蓄能器组选择163.5 油箱设计173.6管道尺寸确定203.7系统阀块设计234液压阻尼器试验台结构设计244.1试验台架设计244.2试验台的电控系统275 结论30谢辞31参考文献32附录33外文资料341 引言1.1课题概况1.1.1液压阻尼器阻尼是各种摩擦和其他阻碍作用对自由振动产生衰减的一种现象。而安置在结构系统上的“特殊”构件，提供运动的阻力，耗减运动能量的装置，便是阻尼器。目前在各种应用中有:弹簧阻尼器,脉冲阻尼器,旋转阻尼器,风阻尼器,粘滞阻尼器，液压阻尼器等。液压阻尼器是一种对速度反应灵敏的吸收衰减震动装置,能够吸收、衰减震动与冲击的能量,从而减少构件的动
8、力反应,保护建筑物、工程结构、机械结构等重要设施免遭由于地震、爆炸、自然风力等引起的震动及冲击破坏。液压阻尼器主要用于医院、电站、桥梁、摩天楼等重要大型建筑,以及核电厂、火电厂、化工厂中的管道及关键设备的抗震。近十几年来,随着液压阻尼器制造技术不断提高，以及各种试验、检验技术的完善,液压阻尼器的应用也越来越广泛。液压阻尼器不但用于重要的军事工程,而且已经开始应用于民用工程中。11.1.2振动台振动台是一种能够提供典型振动条件或模拟再现环境用以检验和评价各类工程装置及设备机械力学性能的试验设备。通常使用的振动台有机械式振动台、液压式振动台和电动式振动台三种振动台。国外对振动台的研究较多的国家是日
9、本和美国。美国加州伯克力分校建成世界上第一台水平和垂直同时工作的6.16.1m双向地震模拟振动台。其后，日本国立防灾科学技术中心建成了当时世界上最大的15m15m台面，载重1000吨的垂直或水平单独工作的大型地震模拟振动台。2我国50年代应用比较广泛的是机械式振动台，60年代电动式振动台得到飞跃的发展，成为振动环境模拟的主要设备，但当时电动振动台的承载能力较小、使用寿命也不尽如人意不能承担飞机大型结构件的振动试验任务。因此具有直接承载能力强、推力大、结实耐用等特点的液压振动台便应运而生，并优先在国防工业，特别是航空航天工业领域中得到应用和发展。早期开发的液压振动台工作频率上限一般在200左右。
10、这主要是由航空涡轮寻机的转速接近1200r/min所决定的。随着现代喷气动力装置的发展，振动环境模拟的上限频率不断提高，也要求液压振动台不断地扩展其工作频宽。目前国内外大推力（50kN以上）液压振动台上上限工作频率已达到1000Hz以上。加一方面由于飞机飞行速度的提高以及发动机生产工艺的改进，来自发动机转子动不平衡所诱发的振动强度逐渐减弱，而气流干扰和声压变化所诱发的振动则越来越重，这种振动环境常常表现为非周期的随机振动，因而也要求液压振动台能实现随机振动控制，国内外同行均为此而进行了大量的研究开发工作，并成功实现了液压振动台的随机振动控制，如中国航空工业总公司303研究所研制的YZT10c型
11、液压振动台，其上限工作频率达到201000Hz，在频率范围内的宽带随机振动控制精度己经达到dB。 3本课题是做一个100T级液压振动试验台的开发与研究。液压振动试验台是一种多功能、高精密度、快响应的电液伺服系统，它不仅可以进行新型液压阻尼器的各种性能试验，而且可以进行其它设备的振动和疲劳试验。液压振动试验台是液压阻尼器生产、试验和验收必不可少的手段。液压振动台作为振源的模拟输出设备要求其能输出典型的地震波正弦波脉冲波等各种外界波并能通过传感器采集信号、计算机处理信号生成被试件在不同输入波形下静、动态响应特性，为判断被试件性能提供依据。1.1.3电液伺服系统、电液伺服系统的特点同机电伺服系统、气
12、动伺服系统相比，液压伺服系统具有突出的优点，以致成为采用液压系统而不采用其它系统的主要原因4：（1）“功率重量”比大同样功率的控制系统，液压系统体积小，重量轻。因为对于电元件，例如电动机来说，由于受到磁性材料饱和作用的限制，单位重量的设备所能输出的功率比较小。液压系统可以通过提高系统的压力来提高输出功率，这时仅受到机械强度和密封技术的限制。在典型的情况下，发电机和电动机的“功率重量”比为16.8W/N，而液压泵和液压马达的功率重量比为168W/N，是机电元件的10倍。在航空、航天技术领域应用的液压马达是675W/N，而稀土电动机的“功率重量”比为225W/N。直线运动的动力装置更加悬殊。这是在
13、许多场合下采用液压伺服系统而不采用其他伺服系统的重要原因，也是直线运动控制系统中多用液压系统的重要原因。几乎所有的中、远程导弹的控制系统，都采用液压系统。（2）力矩惯量比大一般回转式液压马达的力矩惯量比是同容量的电机的10倍至20倍，一般液压马达为6.1103Nm/Kg.m2。力矩惯性比大，液压系统能够产生大的加速度，也意味着时间常数小，响应速度快，具有优良的动态性能。这个特点也是许多场合下采用液压系统，而不采用其他系统的重要原因。例如在导弹武器的仿真系统中，要求平台具有极大的加速度，具有很高的响应频率，这个任务只有液压系统能够胜任。（3）液压马达的调速范围宽液压伺服马达的调速范围一般在400
14、左右，好的上千，通过良好的速度回路设计，闭环系统的调速范围更宽。这个指标也是常常采用液压系统的重要原因。例如跟踪导弹、卫星等飞行器的雷达、光学跟踪装置，在导弹起飞的初始段，视场半径很小，要求很大的跟踪角速度，进入预定轨道后，视场半径很大，要求跟踪的角速度很小，因此要求系统的整个跟踪速度范围很大。（4）易通过液压缸实现大功率的直线伺服驱动、结构简单若采用以电动机为执行元件的机电系统，则需要通过齿轮、齿条等装置，将旋转运动变换为直线运动，从而结构很复杂，而且会因传动链的间隙而带来许多的问题；若用直线式电机，体积重量将会大大增加。从“力质量”比来说，直流直线式电动机的“力质量”比为130N/Kg，而
15、直线式马达（油缸）的“力质量”比为13000N/Kg，是机电元件的100倍。所以在负载要求作直线运动的伺服系统中，液压系统比机电系统明显优越。正因为如此，在冶金工业中，液压伺服系统得到了广泛的应用。还有其他的许多优点，诸如系统的刚度比较大，润滑性能好等。、电液伺服系统的发展历史二战期间，由于军事上的需要，对先进的武器和飞机的控制系统，提出了诸如大功率、高精度、快响应等一系列高性能要求。但是单纯的采用电磁元件已很困难、甚至不能满足要求，而液压系统具有的一些特点，正好适合于这种场合，从而促使人们更深入地研究液压技术。在这个背景下，液压伺服技术迅速发展起来。到50年代末期和60年代初期有关液压伺服技
16、术的基本理论日趋完善，使液压伺服系统广泛的应用于武器、舰船、航空、航天等军事部门，后来又迅速地推广到冶金、机械等民用工业中。液压伺服系统以其优良的动态性能著称，但同时因为它要求很高的加工精度，成本昂贵，对维护使用要求苛刻，这对一般的工业控制来说很难承受。因为大多数工业控制系统，并不需要很高的动态性能，一般伺服带宽35Hz，甚至12Hz就可以了，但希望价钱便宜，对污染不敏感，不需要特殊的维护措施。在这个背景下，60年代开始发展一种廉价液压伺服技术电液比例控制。这种介于液压伺服与液压开关控制之间的液压技术，为液压开拓了新的途径。尽管液压伺服技术在不断地开拓、发展，但是始终存在着噪声、漏油、维护修理
17、不方便、成本较高，对油液中的污染物比较敏感而经常发生故障等缺点。另一方面，机电伺服系统在一些重要元件性能上有新的突破，尤其是60年代可控硅元件的问世，及其后出现的力矩电机、印刷电机、无槽电机等性能优良的执行元件的问世。近年来出现的大功率的脉冲调宽（PWM）功率放大元件，大大改善了伺服系统的性能，形成了对液压系统的有力挑战。目前除了航天领域中、大型火箭、导弹控制系统，液压伺服具有绝对的优势外，大多数中小型地面设备，已逐渐被机电伺服系统取代。但是在直线运动的控制中，尤其是大功率的直线运动控制，仍广泛的使用液压伺服系统。、电液伺服系统的发展方向（1）机电一体化5将微电子技术和液压技术结合成一体，出现
18、了将比例控制系统、伺服系统所需的放大器、传感器、信息显示装置等与液压泵、阀和液压缸等紧凑的组合在一起的新颖的一体化元件，这是当前液压技术的一个重要发展方向。近年来由于微电子技术的飞速发展，为机电一体化创造了条件。此外还可以扩展元件的功能，例如在模拟式传感器上附加A/D转换器，在电液伺服阀等模拟式阀上附加D/A转换器，可以直接通计算机连接。可以预见，一体化组件将进一步发展成带微电脑的智能型机电一体化组件。（2）计算机在液压伺服系统中的普遍应用6计算机应用已深入到各个领域，无疑也将在液压伺服技术领域中发挥巨大的作用。计算机在液压伺服系统中的应用包括计算机直接控制（CDC）、计算机辅助设计（CAD）
19、和计算机辅助测试（CAT）等三个方面。计算机辅助控制，就是将计算机（主要是微机处理）作为整个伺服系统的一个环节来进行系统控制。由于它的软件功能很强，可以方便的完成大量的环外处理和智能控制，构成所谓的智能型电液控制系统。计算机辅助设计主要指对液压伺服元件和伺服系统进行计算机仿真。这是一种十分有效的设计和研究方法，它不仅可以对复杂的系统和各种因素对系统的影响进行定量的研究，而且可以进行元件和系统的优化设计。由于液压伺服元件存在多种非线形因素，单纯用计算机模拟仿真，可能因为模拟电路的零飘等带来较大的误差，甚至出现不稳定现象，而数字计算机通过用专用的程序包能够得到满意的仿真效果。对于大型、高精度的伺服
20、系统来说，更接近真实情况的还是模拟数字联合仿真7。通过计算机辅助测试系统对液压伺服元件、液压系统的静态、动态特性进行测试、辨别和数据处理，将相应的数据和曲线在显示器上输出或者通过打印机打印出来。更进一步将这种测试系统扩展成故障检测和预报系统，它不断巡回地采集系统的实际参数，并将其同拟定参数进行比较，做出判断，而后通过报警装置，给出报警信号，同时在显示器上显示出故障的原因和处理的措施。这也是计算机在液压伺服系统中应用的一个重要的方向8。1.2课题研究方案及意义1.2.1课题研究主要内容及思路液压阻尼器振动试验台可以实现在要求推力、频率、压力、波形等条件下的液压阻尼器的检测工作，通过力和速度传感器
21、等多种传感器将试验中采集到的数据进行输出，应用计算机对数据进行处理，将处理结果与预定的合格数据进行比较，从而确定液压阻尼器合格与否。本课题以液压阻尼器振动试验台这一产品的研制与开发为中心，通过运用已学的对于机、电、液领域的相关知识，在一些成熟技术应用的基础上，对液压阻尼器的试验台的主要系统以及重要部件的机械结构进行设计。具体说来本课题研究主要有以下几个方面：1液压阻尼器振动试验台的液压结构设计。完成液压阻尼器振动试验台的总体系统的规划和开发。 进行液压系统原理研究，绘制相应的液压控制原理图。 结合设计要求计算出系统中的重要的参数，例如流量、压力、液压缸的横截面积等等。 重要部件的机械结构（液压
22、缸、阀块）的研制与开发。 完善整个系统，完成其他部件的开发（油源、试验台架等等）。通过以上四步基本可以完成试验台的机械和液压部分设计，课题研究任务基本完成。 2 液压阻尼器振动试验台的台架的结构设计。完成试验台的机械部分设计。1.2.2课题的意义课题是大推力、高精度液压阻尼器振动试验台的开发与研究，具有很强的现实和理论意义。液压阻尼器振动试验台是集机械结构开发、液压系统开发、电路控制开发于一体的高新技术产品，在产品检测方面有着极为重要的应用。目前，国内高精度、大推力的液压阻尼器振动试验台多为日本和德国的产品，说明国内在高精度、大推力的液压阻尼器振动试验台研制与开发方面与外国在不小的技术差距。本
23、课题就是要在高精度液压阻尼器振动试验台研制与开发方面寻求突破和创新，从而能促进我国高精度、大推力液压阻尼器振动试验台的技术发展。2 液压阻尼器试验台方案设计2.1液压系统设计要求试验台实现在推力、频率、压力、波形等条件下的液压阻尼器的检测工作，通过力和速度传感器等多种传感器将试验中采集到的数据进行输出，应用计算机对数据进行处理，将处理结果与预定的合格数据进行比较，确定液压阻尼器的合格与否。其主要技术要求有：最大动、静态力：1000KN；工作频率：133 Hz（逐个频率点）最大位移（振幅）：1Hz时，20mm；10Hz时，5mm；激振器最大行程：150 mm；最大速度：30 cm/s（要求），3
24、1.4 cm/s（实际取值）；最大加速度：40 m/s2；高频振动持续时间：2s（要求），5s（实际取值）；运动（冲击振动）方向： 水平单向；动态试验控制波形：正弦波系统动态测试精度：1；被试件质量：450500kg；2.2液压阻尼器的试验要求阻尼器静态特性试验阻尼器低速小阻力试验振动台在设定速度（0.22mm/s）下，进行低速行定检测运动阻力。即：设定速度，绘出低速运动“阻力时间”曲线。阻尼器释放速度试验在额定载荷作用下，阻尼器的控制阀处于关闭状态后，检测其活塞移动速度。即：设定载荷，绘出“速度时间”曲线。阻尼器动态特性试验阻尼器闭锁速度试验在1-33Hz频率范围内，在不同振动载荷作用下，阻
25、尼器的控制阀在210mm/s速度内在某个速度下自动关闭（闭锁），这个速度为闭锁速度。即：设定频率，绘出“负载（载荷）速度”曲线。阻尼器动态刚度试验在100%额定载荷及1-33Hz范围内，测定载荷与位移关系，绘制出系统的动态刚度图。2.3控制方案的确定(1)提出设计方案根据试验台的设计要求拟定试验台的设计方案有：一、采用机械设备，机械设备具有性价比高的特点。但机械式振动台直接承载能力小，振动形式简单，波形的失真较大，由于该系统所需的力较大（达到100T）需要通过复杂的结构转化后才能使用常规动力源，故系统较为笨重，而且机械零件易磨损，其精度会受影响。二、采用机电设备，通过采用电动式振动台等一系列电
26、气化的措施，电动式振动台的功能较机械式有的较好的完善，它可以模拟正弦，随机波等各种形式的振动，但其承载能力还是有限，使用寿命也不尽如人意，不能够满足本试验系统所提出的大推力的要求。三、采用液压激振器为响应元件，电液伺服系系统为控制系统,完成试验测试。液压振动试验台是一种多功能、高精密度、快响应的电液伺服系统，它不仅可以进行新型液压阻尼器的各种性能试验，而且可以进行其它设备的振动和疲劳试验。液压振动台作为振源的模拟输出设备其能输出典型的地震波、正弦波、脉冲波等各种外界波，并能通过传感器采集信号、计算机处理信号生成被试件在不同输入波形下静、动态响应特性，为判断被试件性能提供依据。在以上三个方案中，
27、液压式振动台拥有输出推力大、行程大、振动波形种类多等一系列优点，这些优点很好的符合了课题的开发要求，所以课题采用了液压式振动试验台的作为设计方案。(2)拟定设计方案在试验台要求和具体技术指标中，液压阻尼器试验最高速度为31.4cm/s,而低速时仅为2mm.s10mm/s,说明系统在做不同试验时需要的流量变化很大。系统中若只安装一台大流量伺服阀，在高速、大流量试验中系统工作正常，但在低速、小流量试验中因流量输出过小导致系统控制精度降低。同理，系统中只安装一个小流量伺服阀也行不通。解决方案：经过分析，试验可以分为动态、高速、大流量试验和静态、低速、小流量试验两种试验类型。为了解决流量变化过大的问题
28、，系统中安装大、小流量电液伺服阀各一台，大流量电液伺服阀完成动态、高速、大流量试验，小流量电液伺服阀完成静态、低速、小流量试验。根据设计要求，采用双杆液压缸构成的激振器,并用力和速度传感器作进行检测反馈,从而构成伺服阀控制液压缸的闭环电液力系统其原理图和方块图如下图所示。图2.3 液压阻尼器试验台液压系统原理图系统油路分析： 动态、大流量试验时油路分析：三台泵全部打开，压力油经过滤油器16、单向阀19进入主油路。此时换向阀12得电，小部分压力油经减压阀10降低压力，为大流量伺服阀的前置级提供压力油；换向阀11得电，与大流量伺服阀对应的液控单向阀打开；电液换向阀4得电，主油路压力油经电液换向阀4
29、进入大流量伺服阀5的功率级，经打开的液控单向阀7-3、7-4进入液压激振器8推动活塞完成试验。此时小流量伺服阀6不得电，与小流量伺服阀对应的液控单向阀7-1、7-2关闭。 静态、小流量试验时油路分析：一台柱塞泵打开，压力油经单向阀19进入主油路。换向阀11不得电，与小流量伺服阀6对应的液控单向阀打开；换向阀12不得电，主油路压力油经换向阀12进入小流量伺服阀，通过与小流量伺服阀对应的液控单向阀7-1、7-2进入激振器8推动活塞完成试验。电液换向阀4不得电，此时大流量伺服阀不工作，与大流量伺服阀对应的液控单向阀7-3、7-4关闭。系统说明系统采用三台液压柱塞泵联合供油，可以根据不同试验的流量要求
30、选择启动单泵或多泵供油，起到节能作用。在三台柱塞泵的压力油口分别装有单向阀2，目的是隔离三台油泵，在单台或多台工作模式切换中防止压力油倒灌。单向阀3作用是防止比例溢流阀突然失电时蓄能器中的压力油通过比例溢流阀冲击回油管路中的冷却器和低压滤油器。为了隔离两个电液伺服阀，在伺服阀与液压激振器之间分别安装有液控单向阀。通过一个电磁换向阀11控制液控单向阀7的控制油口，使得所选择的伺服阀与液压激振器之间的油路相沟通。为了使系统在做动态试验时系统参数的匹配合理，安装了一个减压阀10来调整大流量伺服阀5的先导级的供油压力。安置在大流量伺服阀前的蓄能器组，在试验初期充入压力油，试验正式开始后可以为系统提供短
31、时间的大流量液压油，并可减少系统液压脉动冲击。系统中安装有电磁泄荷溢流阀15，其回油口直接与油箱沟通。当该电磁泄荷溢流阀15失电时，将蓄能器中的高压液油直压接注入油箱，避免蓄能器组中的高压油直接冲击回油管路中冷却器和回油滤油器，防止事故的发生。3 液压阻尼器试验台液压系统结构设计3.1液压阻尼器试验台激振器设计液压激振器是系统的执行元件，输出力和位移、速度、加速度等运动参量。除了要满足液压激振器动静态出力、位移行程要求以外，还关系到油源系统的开发、电液伺服阀的选取，同样也关系到激振器本身的安装、活塞轴的密封、支撑型式等具体要求910。3.1.1 静态设计由已知条件分析得表1：表3-1-1 液压
32、阻尼器试验台电液力伺服控制系统设计要求和参数项目符号参数单位工作要求被试件质量M500Kg最大静态力Fm1000KN工作频率1-33Hz最大速度Vmax31.4cm/s最大加速度a40m/s2最大行程s150mm控制系统性能参数输入信号下的控制精度ef5高频持续时间t2s(1)选取供油压力Ps从本系统特点出发来说，由于负载数值较大，不能按常规计算，故取系统供油压力。(2)确定液压缸活塞面积根据力控制系统的控制特性，应保证伺服阀阀口上有足够的压降，以确保伺服阀的控制能力，故取负载压力则液压缸有效面积Ap为因为液压缸的有效工作面积按工作压力选取活塞杆直径与缸筒内径的比为/=0.7代入上式得按GB/
33、T2348-1993液压缸气缸内径及活塞杆外径系列圆整为=320mm,取=220mm,校核有效面积得查机械设计手册选取液压缸型号为YHG1G320/220150LF3L1Q3.1.2计算激振器的性能参数系统的最大流量为：由上液压激振器的活塞面积A（有效活塞面积）为4.24104，系统所需的最大峰值流量798.6L/min(速度按31.4cm/s计算)。采用蓄能器组后，其系统所需的平均流量QN根据下式计算11：得系统平均流量QN=508.4L/min。系统的最小流量Qmin为31L/min(速度按照1.2cm/ s 计算)。在激振器的两个控制油口上分别装有压力传感器用来检测两腔压力。液压激振器参
34、数： 激振器活塞杆直径 220 mm 激振器活塞直径 320 mm 激振器活塞面积 424.26 cm2 激振器最大动态力 993 KN 激振器最大静态力 1050 KN 动态试验时所需最大峰值流量798.65 L/min 动态试验时所需平均流量 508.4 L/min 静态试验时所需最大流量 31 L/min（速度按照1.2cm/s计算） 静态试验时所需平均流量 19.29 L/min液压激振器由活塞轴缸体前后端盖防尘法兰联接螺母及其密封圈螺钉等构成的标准件组成。前端盖通过12个M20高强度内六角螺钉安装在试验台架上。在激振器的两个控制油口上分别装有压力传感器用来检测两腔压力。3.2伺服阀选
35、择计算3.2.1大流量伺服阀的选取大流量电液伺服阀采用一个由标准“喷嘴挡板”式两级伺服阀驱动一个功率放大级所构成的三级电液流量伺服阀。无载流量是指当供油压力Ps全部降到阀上时伺服阀的流量。大流量电液伺服阀的无载流量按照下式进行计算：代入数据得由滑阀压力流量方程式：式中：伺服阀的流量流量系数液压油密度液压油压力执行元件的压降由上式可以看出，当计算滑阀无载流量时，取Pl=0，即压降全部作用在滑阀上。此时系统的压力流量公式可以简化为式（3.6）：已知伺服阀在25Mpa供油压力下无载流量为978L/min，求得21Mpa供油压力下时伺服阀的无载流量为896.35L/min（普通系统压力多为7Mpa、2
36、1Mpa、35Mpa，故元件的性能多给出的是在上述压力下的性能参数，此处需要将25Mp供油压力下的无载流量进行“标准化”）。额定流量是指当阀上的压降为7Mpa时的伺服阀的流量。伺服阀额定流量计算公式如式（3.7）所示： 带入数据，则所需伺服阀的额定流量（7MPa阀压降下）为518L/min。选择伺服阀时要使伺服阀的额定流量为所算数值的1.1倍，即最少要留有10%的余量。大流量电液伺服阀采用喷挡结构三级阀形式的大流量电液伺服阀。用一个喷挡结构的二级伺服阀作为先导级，驱动一个带位移电反馈的大流量功率级伺服阀（压力25MPa，额定流量506L/min）进行系统控制，大流量伺服阀需要进口。根据计算结果
37、，最终选用MOOG公司的伺服阀。型号D792S80JOPOGVSAO，D792系列，3级阀，额定流量800L/min，315bar供油压力，4通、轴向配磨、线性特性，先导级为D761标准型，先导压力15bar，先导外部供油、内部回油，密封材料FPM，电连接器6针、DIN43563，满量程主控信号10V、输出信号10V，供电电压15VDC3，纹波50mVpp。3.2.2小流量伺服阀的选取小流量电液伺服阀的选取中速度取1.2cm/s。其计算过程与大伺服阀相似，按上述步骤算出小流量伺服阀的流量最后选定小伺服阀额定流量（7Mpa阀压降下）为40L/min的喷挡结构的两级电液伺服阀，型号为QDY6-G1
38、00-40mA，伺服阀工作压力25MPa，额定流量63L/min11。3.3系统的流量供给及油源设计液压振动台系统不同于一般的电液伺服系统，它具有频响高、控制精度高、出力较大的特点，且系统的无功功率和压力脉动很大。作为环境试验设备的振动台，还应具有较长的使用寿命。这些特点决定了振动台配套油源的开发特点。在开发振动台油源时，除了对油源的主参数系统压力、流量给予足够的重视外，还应该对油源的液压辅件，特别是关键辅件（过滤器、冷却器、蓄能器）的选用与开发给予足够的重视，以提高整个液压振动台系统的开发质量12。3.3.1液压伺服油源的要求 (1)油液的理化性能由于伺服阀的阀口的高压降下工作,并且通过阀口
39、的流速很高,因此对工作液的物理性能和化学性能有着严格的要求: 适宜的粘度和优良的粘温特性； 良好的润滑性； 良好的抗剪切性、抗氧化性和稳定性； 良好的消泡性，以降低油中混入的空气含量，提高油液的容积弹性模量。(2)压力的稳定性阀控动力元件的分析都是以供油压力的恒定为基础的,供油压力的较大变化,可能使系统性能达不到设计的要求.因此,对伺服油源的稳定性方面的要求包括： 供油流量满足负载流量的要求，并有一定的裕量； 供油压力基本恒定，压力波动控制在10%以内； 油源调压的稳定性好，动态响应较高； 回油压力基本恒定。(3)油液的清洁度液压振动台系统中的核心控制元件电液伺服阀对液压介质的清洁度有着严格的
40、要求。若因过滤器的布置不当，使液压介质达不到伺服阀对介质的使用清洁度要求，振动台轻则振动波形失真，重则使振动台系统自激失控，甚至使振动台根本无法闭环，不能正常工作。振动台系统要求液压介质的清洁度达到NAS 6级，起码也要达到NAS 7级。液压介质的清洁度若超过NAS 8级，振动台的性能将大大地下降，即位移波形失真度超差513。为确何油液清洁度，要求伺服油源： 采用合理的油箱结构，防止外部侵入污染，并防止回油气泡进入泵的吸油管； 采用不锈钢油箱，避免普通油箱存在的铁锈脱落和油漆脱落； 采取完善的过滤系统和综合的控制污染的措施； 进行有效的管道循环冲洗，采用喷嘴挡板伺服阀时应使清洁度达到ISO44
41、06-15/12至14/11（或NAS1638-6或5级）。(4)油温油温的变化将影响粘度并引起伺服阀零漂，因此要采用能自动加热，冷却的温控系统，一般要求油温控制在45。3.3.2液压能源种类及确定方案液压能源按照压力恒定的原理不同，可有下列三种选择：定量泵溢流阀恒压能源这种能源的特点：优点：能源动态性好，负载力变化时压力波动较小，结构简单，价格低；缺点：定量泵流量是按负载所需峰值流量而设计的，所以当负载流量较小时，定量泵多余流量通过溢流阀溢出，当负载流量为零时，泵输出全部流量都由溢流阀返回油箱。泵输出的液压能全部转化成热能，油温升高快，系统效率低。因此这种能源一般是用于小功率和供油压力较低的
42、伺服系统。定量泵蓄能器卸荷阀恒压能源这种能源的特点：优点：结构简单，能量损失小，效率高；缺点：由于系统的供油压力由压力继电器和溢流阀控制，这样系统压力，总是在一定范围内上下缓慢变化。恒压变量泵蓄能器恒压能源这种能源的特点：优点：泵的流量决定于负载流量，故能量损耗小，效率高，适合于高压和大功率系统，适用于流量变化大的系统，系统组成简单，重量轻。缺点：响应不如溢流阀快，故系统配有蓄能器作为短时峰值的应急油源。（2）确定系统流量供给方案比较三种液压能源形式，定量泵蓄能器卸荷阀恒压能源最适合本系统。考虑到本系统的工作状况，大部分时间所需流量很小，仅在动态试验的25秒时间内需要大流量。为了使系统更加合理
43、有效，采用蓄能器组进行瞬间补油，液压激振器低速运动时液压泵向蓄能器组供油，激振器高速运动时液压泵与蓄能器组联合向激振器供油。这样，在短时间内提供大的流量输出，可以降低设备造价与节能，同时降低液压泵产生的压力脉动，使得系统压力稳定。已知系统动态试验所需的最大平均流量508.4L/min，再加上动态试验时的先导级伺服阀的控制流量约20L/min，只要系统能够达到530L/min流量即可满足系统要求。最终实际方案：采用3个手动变量柱塞泵和八个40L的蓄能器组向系统提供压力油的液压能源结构。3.3.3油源设计计算(1)液压泵站设计液压泵装置包括不同类型的液压泵、驱动电动机及其联轴器等。根据本设计要求用
44、3个手动变量柱塞泵，其安装方式选用卧式。液压泵及管道都安装在液压油箱的外面，安装维修都方便，散热条件好。 液压泵的流量的确定取泄露系数k=1.2；则经查机械设计手册得选用3只63SCY141B手动变量柱塞泵，排量为2.5400mLr-1，容积效率为0.92，额定压力为31.5MPa，转速为10003000rmin-1；(2)液压泵工作压力选择考虑到正常工作中进油管路中有一定的压力损失，所以泵的工作压力为式中Pp液压泵最大工作压力； P1执行元件最大工作压力；进油管路中的压力损失。得Pp=27MPa。(3)液压电动机的选择根据上面所选液压泵计算可选电机型号为Y250M4，功率为55KW，转速n=
45、1480rpm。25Mp下的输出流量由下式求得。式中n轴的转速（r/min）； Q输出流量（L/min）； q 排量（cm3）； 容积效率（）。25Mp下三台液压泵最大输出总流量为264L/min。当低速静态试验时只开一台变量泵，就可以提供给系统25Mp、81L/min流量的液压油，完全满足低速静态试验要求，从而节约了能源、降低成本。3.4蓄能器组选择蓄能器在液压装置中用来储存压力油并根据需要放出储存的压力油去做功。作为泵的辅助动力源能使系统在短时间内获得大大超过泵的容量的流量，从而能较高的利用能量。此外，也可以用来吸收泵的脉动或管路中阀门快速关闭所引起的冲击力。蓄能器有重力式、弹簧式、活塞式
46、、气囊式和隔膜式。在这里选择气囊式蓄能器。系统选用8台容量为40L的蓄能器，充氮气压力为14Mpa，型号为NQ1L40/31.5H的高压蓄能器作为辅助动力源。由一般气体公式： 将P114Mpa，V140L，P225Mp ，P323.5Mp代入式（3.9），列方程求出系统压力从25Mpa下降到23.5Mpa，该蓄能器组可以排出压力油，在2秒内相当于有的流量输出。所以，在2秒时间内，系统的最大流量输出为三台泵机组的最大输出流量与蓄能器的输出流量之合，最大输出流量可达到264343.2607.2L/min，大于系统所需的最大流量525L/min，满足了系统的要求。3.5 油箱设计3.5.1 油箱的种类油箱除了起储油外，还有散热和分离油中的泡沫杂质的作用，因此设计时要保证油箱有足够大的容积以满足散热，吸油管及回油管应插入最低油面以下以防止卷吸空气和回油冲溅起沫。通常可分为整体式油箱两用油箱和独立油箱三类。1 整体式油箱整体式油箱是指在液压系统或机器的构件内形成的油箱。
