|收藏 |聯系我們

您好,山東威力重工液壓機廠家專業銷售單柱液壓機、單臂液壓機,環境廣大客戶的光臨!
服務熱線:18306370979

專業機床研發制造廠家直銷 品質保障

山東威力重工公司公司動态
山東威力重工 > 新聞資訊 > 公司動态 >

汽車前輪罩複合材料液壓機系統頻率響應的重要性

作者:威力液壓機人氣: 發表時間:2019-09-11 10:17 【
汽車前輪罩複合材料液壓機系統頻率響應是指以正弦波作為命令輸入來繪制來自機器或過程的輸出的動态響應。測試設備可用于測試物理系統,并且存在允許使用完全理論方法的分析技術和工具。在這裡,我們将簡要介紹頻率響應方法作為測試程序,并總結系統設計人員可以從程序和結果中收集到的内容。

如果可以用正弦測試信号刺激設備并測量其輸出,則頻率響應測試方法可以應用于任何事物。制造商為伺服和比例閥公布的數據中,電液運動控制中經常遇到頻率響應。實際上,我提倡伺服和比例閥用于控制的一個令人信服的理由 - 而不是其他類型的閥門 - 是因為伺服和比例閥存在如此多的頻率響應數據,而其他設備幾乎沒有。擁有這些信息使我們能夠在構建系統之前更好地預測系統的性能。

頻率響應測試非常簡單,在觀察測試幾分鐘後很容易理解。這與純粹學術環境中的數月研究形成鮮明對比。它是一種用于測量諸如閥門的部件的動态響應的方法。

另一種流行的動态測試程序是測量對步進輸入的輸出響應。汽車前輪罩複合材料液壓機系統頻率響應和階躍響應是相關的,因為它們來自同一系統。然而,頻率響應方法比階躍響應更可靠,因為在使用頻率響應分析儀時頻率響應測試中失真和噪聲被固有地拒絕的方式。

汽車前輪罩複合材料液壓機系統頻率響應的重要性
圖1.圖示了頻率響應測試環路的框圖。頻率響應作為動态測試很有用,因為它與頻率響應分析儀配合使用時會固有地抑制失真和噪聲。

如圖1所示,該測試涉及将受控振幅的正弦波形狀應用于輸入,使得被測設備(例如閥門)來回循環。同時,輸出也會以相同的頻率循環。但是,輸出和命令輸入的幅度不一定與命令輸入相同。在閥門的情況下,輸入(電流)和輸出(流量)甚至不在相同的測量單位。此外,在大多數真實的物理動态過程中,輸出将經曆相位滞後。也就是說,輸出必須滞後于輸入。測試操作員記錄輸入和輸出之間的頻率,輸出幅度和相位滞後量(以度為單位)。

接下來,頻率增加,而輸入正弦波保持在恒定的峰 - 峰幅度。相位通常以度為單位繪制,幅度以deciBels(dB)給出,方程如下:

A = 20 log | On÷Ol |,其中

A是閥門頻率響應的幅度

On是任何頻率的輸出,和

Ol是最低頻率的輸出。因此,我們看到伺服閥的頻率響應測試數據總是從0 dB開始,用于測試的最低頻率。

對于較高的測試頻率,通常會出現較高的相位滞後,并且輸出幅度會發生變化。任何類型的汽車前輪罩複合材料液壓機系統都是正常的,輸出幅度将随着頻率的增加而不能跟上輸入幅度。也就是說,總會有一些頻率,輸入命令振動得太快,導緻輸出根本無法跟上。因此,輸出幅度随着頻率的增加而趨于減小,并且輸入和輸出之間的相位滞後趨于增加。

也有例外。當在測試系統内存在共振時,輸出幅度可以在一些窄頻帶或範圍内随頻率增加。當存儲在彈簧或其他柔性構件中的勢能與移動質量的動能交換時,發生共振。當質量的動能與存儲在内部壓縮流體中的勢能相互作用時,在液壓系統中發生共振。

當諧振發生時,它們有時會顯示為輸出幅度的上升以增加頻率。對于圖2中所示的伺服閥頻率響應數據就是這種情況。在30 Hz時,在0 dB參考電平之上有大約0.8 dB的上升。諧振上升的存在表明閥門有彈性的趨勢,并且如果用階躍輸入測試,其輸出将傾向于在大約該頻率處“振鈴”。上升表明閥門的設計者将其響應調整為欠阻尼。大多數伺服閥被調整為沒有共振上升。但是,也有一些例外。欠阻尼的特性伴随着共振的上升。描述這種情況的一種方法是,“欠阻尼意味着存在過沖和共振上升。”

汽車前輪罩複合材料液壓機系統頻率響應的重要性
圖2.伺服閥頻率響應數據顯示當質量的動能與存儲在壓縮流體中的勢能相互作用時,液壓系統中如何發生共振。振幅在30赫茲左右的上升顯示出共振,并且閥門的設計具有輕微的欠阻尼響應。

圖2中的頻率響應圖(許多伺服閥的典型特征)至少可用于比較一個閥與另一個閥的響應。任何閥門的重要“基準”頻率是相位滞後達到90°的頻率。請注意,參考閥門的頻率約為50 Hz。顯而易見的是,如果存在另一個90°相位滞後頻率高于50 Hz的閥門,那麼該閥門的響應速度将快于圖2所示的閥門。

當将一個閥門與另一個閥門進行比較時,應始終使用90°相位滞後頻率。頻率稱為汽車前輪罩複合材料液壓機系統閥門頻率,閥門頻率響應或閥門帶寬。所有術語或多或少都是同義詞。在任何情況下,該頻率對于預測閥門響應與其所在的應用系統的所需性能的匹配程度非常有用。一些設計人員使用3-dB滾降頻率; 然而,作為比較的基準,它是不可靠的。在評估閥門與最終系統中其餘部件的性能之間沒有任何價值。90°相位滞後頻率最重要的特征是它允許我們将閥門頻率與流體力學共振頻率進行比較,這是由于流體可壓縮性(液壓電容或順應性)與緻動器處的負載質量相互作用而發生的共振。

一些背景

在奈奎斯特的開創性論文中,他将正弦分析的概念應用于動态系統,但在非常神秘的數學術語中,考慮到他當時的同事們的教育。九年後,博德提出了他同樣重要的論文。他告訴我們,通過以分貝表示正弦頻率響應的幅度,将一個設備(例如閥門)的幅度和相位響應與另一個設備(例如負載和設備)的幅度和相位響應相加變得很簡單。緻動器子系統)以獲得系統的複合相位和幅度響應。在那些日子裡 - 當選擇的計算輔助是一個幻燈片規則 - 這樣一個簡單的過程确實是受歡迎的。盡管計算機革命和執行複雜計算的難易程度,

Bode和Nyquist(兩者都是貝爾實驗室的研究工程師)對于确定為什麼某些音頻放大器會破壞振蕩的想法很感興趣,而其他人則不然。如今,運動控制和反饋控制系統的設計者仍然在努力解決機器振動問題。如果允許繼續,這種振蕩可能是自毀的。頻率響應方法使我們能夠合理估計電子調諧的極限,從而産生穩定,無振蕩的伺服機構。

Bode的方法要求我們測試和研究開環系統,然後使用分析技術詢問“如果”循環被關閉。例如,可以在其開環配置中測試完整的位置伺服機制(圖3),以找到使系統不穩定所需的條件。請注意,我們不使用正弦測試數據(頻率響應特性)來确定系統在正弦輸入情況下的表現,而是在系統振蕩之前我們可以獲得多少伺服環路增益。這就是頻率響應方法的微妙之處。

汽車前輪罩複合材料液壓機系統頻率響應的重要性
圖3.左側開關允許在開環配置中測試該閉環電液系統,以确定導緻不穩定的頻率響應特性。然後,系統可以以增益減小到大約一半的速度運行,這會引起振蕩。

為了說明,請考慮圖3的系統。首先使用處于開環位置的反饋開關進行測試。随着頻率的增加,我們尋找導緻命令輸入和開環反饋信号之間180°相位滞後的任何頻率。(在流體力學系統中,基本上确定存在這樣的頻率。)在該頻率下,如果輸出(開環反饋信号)的幅度等于或大于輸入命令幅度,則可以關閉反饋開關。然後,180°相移通過負反饋過程經曆另一個180°的相移。結果是可以消除正弦指令輸入激勵,并且汽車前輪罩複合材料液壓機系統閉環系統将處于持續振蕩狀态。這是一個不穩定的系統,如果無法停止振蕩,則不切實際。降低伺服環路增益是停止振蕩的正常程序。這是通過改變伺服放大器的增益設置來實現的。

前面的段落介紹了非數學術語中伺服環穩定性的經典判據。通過改變180°相移頻率的搜索可以簡化一點。考慮這一點:假設在搜索中找到了臨界的180°相移頻率,但開環反饋信号的幅度小于命令輸入幅度。此頻率下的開環增益小于1,在分貝标度上小于零。

我們現在問自己,“我們如何增加增益,使反饋信号幅度等于命令信号幅度(伺服環路增益的零dB)?” 我們隻需要增加伺服放大器的增益,系統就會進入振蕩狀态。因此,隻要存在180°相移頻率,簡單地增加伺服放大器增益就能實現持續振蕩。每個電液系統都存在180°相移頻率,因此我們總能将這種系統調整到不穩定的程度。

當然,我們不希望系統振蕩。調整到不穩定點的目的是找到産生它的最終收益。然後将增益降低到導緻穩定振蕩的值的一半左右并留在那裡。增益降低50%與5 dB增益裕度大緻相同。也就是說,增益設置為低于不穩定點5 dB。這對于許多電動液壓運動控制系統來說已經足夠了。在設計過程中使用頻率響應方法,我們可以預測不穩定性的增益。因此,我們可以估計伺服系統中預期的不穩定性的誤差。

諧振和閥門頻率
流體力學共振頻率(HMRF)與流體體積和負載質量成反比:壓縮下的流體體積越大,負載質量越大,HMRF越低。HMRF越低,越難以實現伺服系統的快速響應控制。相反,系統變得緩慢而有彈性。實際上,有些人認為流體的可壓縮性與彈簧相當。這個比喻有一些價值。

當HMRF太低時,這種彈性可能是汽車前輪罩複合材料液壓機系統瓶頸。我見過HMRF低至0.5 Hz,高達700 Hz的系統,以及介于兩者之間的所有值。低HMRF是連接到小氣缸的大質量的特征。增加汽缸面積總是具有提高HMRF的效果。HMRF小于閥門頻率時成為系統瓶頸。閥門頻率fv是根據閥門制造商公布的頻率響應測試數據産生90°相位滞後的頻率。

現在我們有一個比較一個頻率與另一個頻率的直接基礎,這使我們能夠得出重要的結論。确實,當它小于閥門頻率時,HMRF會限制系統響應。然而,當閥門的頻率小于HMRF時,閥門成為限制裝置。規則很簡單:動态瓶頸是fv和fn中的較小者。

通常,當HMRF小于其閥門頻率時,系統更難以設計以獲得清晰的響應。不幸的是,系統的HMRF通常低于其閥門頻率。因此,這意味着HMRF通常占主導地位,這代表了最具挑戰性的設計方案。換句話說,最壞的情況是最常見的情況。

此外,當閥門頻率約為HMRF的兩倍時,增加閥門頻率對系統性能的影響可以忽略不計,因為性能幾乎完全受HMRF的影響。應該清楚的是,閉環帶寬必須始終小于fv和fn中的較小者。剩下的唯一問題是:少多少?

閉環帶寬的限制
最大閉環帶寬(頻率響應)必須小于稱為分離比的量,該值始終小于1。在數學術語中:

fmax < ps × (lesser of fv or fn), 其中

fmax是系統最大帶寬

ps是分離比率,和

fv和fn是以Hz為單位的閥門和流體力學共振頻率。

當HMRF占主導地位時(< fv),分離比完全由流體力學系統的阻尼比控制:

ps = 2Zn

其中Zn是阻尼比,是振蕩下降趨勢的量度。

兩個條件導緻阻尼 - 從執行器一側到另一側(無論是從執行器或控制閥内部)和摩擦(無論是來自執行器還是其負載)的内部洩漏。由于制造商努力減少内部洩漏和摩擦,因此大多數流體力學系統的阻尼程度可能非常低也就不足為奇了。實際上,當負載可以以可忽略的摩擦力移動時(如由循環線性滾珠軸承支撐),阻尼比可低至0.03或0.05。無可否認,系統摩擦力和阻尼比是在系統中評估最難以捉摸的量。盡管如此,它們以及頻率絕對決定了系統的性能極限。

樣本計算
考慮一個示例來演示此讨論。假設已經計算出汽車前輪罩複合材料液壓機系統的流體力學共振頻率并且發現其為18Hz。進一步假設其伺服閥具有65°的90°相位滞後頻率,并且由于摩擦和内部閥洩漏,我們估計流體力學阻尼比約為0.05。我們可以計算出最大可能的閉環系統帶寬:

fmax < ps x (lesser of fv or fn)

fmax < 2 x 0.05 x 18

fmax < 1.8 Hz

最大閉環帶寬fmax僅為1.8 Hz,僅為HMRF的十分之一!在啟動時,我們通過增加伺服放大器增益來增加系統帶寬。如果我們增加增益直到我們有1.8 Hz的帶寬,然後再嘗試進一步增加,伺服環将進入持續振蕩,使其變得毫無價值。必須降低增益以重建穩定性。

系統帶寬很重要,因為它與定位精度之間存在直接的反比關系,或者更确切地說,定位誤差和跟随誤差之間存在直接的反比關系。它已被證明:

∆xp = (∆IT × Gsp)/(2 ’ fsys).

其中∆xp是預期穩态定位誤差(英寸)

∆IT是總預期閥電流變化引起的8間已知的外部幹擾(安培),

Gsp是最高預期速度和負載下的速度增益[(in.x A)/ sec]

fsys是實際的閉環系統帶寬(Hz)。

輸出位置絕不是我們想要的位置 - 隻是關閉。電液位置伺服機構中存在八種已知的幹擾,導緻不完美的定位:

•閥門溫度變化
•供應壓力變化
•油箱端口壓力變化
•分離摩擦
•負載變化
•閥門滞後
•閥門阈值,以及
•閥門死區。

所有這些必須解決成等效閥電流,然後加在一起以得到總預期閥電流,δ- 我Ť。通常,為給定系統評估這八個“錯誤貢獻者”不僅僅是一個簡單的過程。經驗告訴我們,但是,對于零重疊閥與“典型”的伺服閥的性能,δ- 我Ť為約2%或額定閥電流的3%。如果閥門是成比例的并且有很大的重疊,那麼我們通常隻使用重疊并忽略其他七個貢獻者。

從技術上講,必須使用所選汽車前輪罩複合材料液壓機系統控制閥的特性計算速度增益 - 用于最壞情況下的負載條件。如果設計人員使用良好的工程實踐來選擇控制閥(如果選擇閥門以在最壞情況的負載和速度組合下提供最大功率傳輸),那麼速度增益Gsp将大緻等于目标設計執行器速度劃分約為閥門額定電流的2/3。有了這些信息,我們現在可以估算出預期的系統“準确性”。

假設我們設計的系統必須使用基本為零重疊的伺服閥在最壞情況下以21英寸/秒的速度推進負載。可以首先評估此頁面左上角的等式的分子:

∆IT × Gsp = (0.02 × IR x 21) ÷ (0.67 × IR), 其中

IR是額定閥門電流,取消了等式。

現在, ∆IT Gsp = (0.02 × 21) × 0.67

∆ITGsp = 0.63 in./sec.

如果我們假設在發生不穩定之前已将servoloop調到最大允許值,那麼fsys設置為fmax,因此可以估算出錯誤:

∆xp = ∆IT Gsp ÷ 2 ’ fsys.

但因為分子已經被評估過了:

∆xp = 0.63 ÷ (2 ’ × 1.8),

∆xp = ±0.055 in.

那麼,我們可以預期,該系統的長期定位能力約為0.055英寸。

相關資訊

排行榜

1 20噸精密伺服數字軸承壓裝單柱液壓機
2 800噸精沖虎口壓裝單臂液壓機,齒輪傳動軸壓裝單柱液壓機
3 315噸汽車零配件刹車片單柱/單臂液壓機
4 630噸變速箱齒輪壓軸單臂液壓機
5 200噸蓄電池壓裝單柱液壓機YW41-200T單臂液壓機

同類文章排行

最新資訊文章