朱　勇　姜萬錄　劉思遠(yuǎn)　鄭　直

1.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動(dòng)力傳輸與控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,秦皇島,0660042.燕山大學(xué)先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,秦皇島,066004

非線性液壓彈簧力對(duì)電液伺服系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)行為影響的研究

朱勇1,2姜萬錄1,2劉思遠(yuǎn)1,2鄭直1,2

1.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動(dòng)力傳輸與控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,秦皇島,0660042.燕山大學(xué)先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,秦皇島,066004

探究了非線性液壓彈簧力對(duì)電液伺服系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特征的影響。根據(jù)非線性動(dòng)力學(xué)原理，建立了系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。通過理論研究指出,非線性液壓彈簧力作用可以用Duffing方程描述。通過數(shù)值分析揭示了系統(tǒng)內(nèi)在的分岔現(xiàn)象及典型非線性動(dòng)力學(xué)行為。通過對(duì)實(shí)測數(shù)據(jù)進(jìn)行深入的分析,揭示了液壓彈簧的軟硬彈簧特性引起的“跳躍現(xiàn)象”。發(fā)現(xiàn)液壓彈簧力的非線性作用會(huì)引發(fā)非線性振動(dòng)，在系統(tǒng)建模與動(dòng)態(tài)特性研究時(shí)應(yīng)該將其非線性作用考慮在內(nèi)。

電液伺服系統(tǒng)；非線性液壓彈簧力；跳躍現(xiàn)象；分岔；混沌

0　引言

電液伺服系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中,在油源壓力和負(fù)載壓力的作用下,可因油液的可壓縮性而形成動(dòng)態(tài)液壓彈簧[1]。彈簧剛度的非線性會(huì)使運(yùn)動(dòng)過程中系統(tǒng)的固有頻率不恒定、響應(yīng)穩(wěn)定區(qū)域變得復(fù)雜。液壓彈簧與負(fù)載質(zhì)量相互作用可構(gòu)成一個(gè)液壓彈簧-質(zhì)量系統(tǒng)。該系統(tǒng)在一定條件下會(huì)引起伺服系統(tǒng)發(fā)生非線性振動(dòng)。因此，液壓彈簧力對(duì)電液伺服系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特征的影響值得關(guān)注。

目前,對(duì)液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的研究一般采用系統(tǒng)建模和數(shù)值仿真方法[2-3]。系統(tǒng)建模時(shí)一般對(duì)非線性因素進(jìn)行線性化處理[4-5],研究所得結(jié)論與實(shí)際情況有較大差異,很難解釋實(shí)際動(dòng)態(tài)測試中出現(xiàn)的時(shí)域波形復(fù)雜、頻域尖峰繁多等異?，F(xiàn)象[6]。所依據(jù)的理論多是線性動(dòng)力學(xué)理論和經(jīng)典控制理論[7-8],而較少運(yùn)用非線性動(dòng)力學(xué)理論[9-10]。故針對(duì)非線性液壓彈簧力作用下電液伺服系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特征的研究尚不多見。

本文以電液伺服系統(tǒng)為研究對(duì)象,重點(diǎn)探究非線性液壓彈簧力對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特征的影響規(guī)律。根據(jù)非線性動(dòng)力學(xué)原理，建立系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)模型。通過數(shù)值分析，揭示系統(tǒng)內(nèi)在的分岔現(xiàn)象及典型非線性動(dòng)力學(xué)行為。用非線性動(dòng)力學(xué)研究方法對(duì)實(shí)測動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)進(jìn)行深入分析，以揭示液壓彈簧的軟硬彈簧特性引起的“跳躍現(xiàn)象”。旨在揭示伺服系統(tǒng)非線性振動(dòng)的機(jī)理及誘因，使綜合分析系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特征變得更接近實(shí)際。

1　執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)模型

電液伺服系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)為伺服液壓缸，本文以雙作用單活塞桿液壓缸為例進(jìn)行分析，其工作原理如圖1所示。

圖1　雙作用單活塞桿伺服液壓缸工作原理

上述執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)方程為

(1)

式中,m為活塞及慣性負(fù)載的折合質(zhì)量;x為活塞位移;Fc為黏性力;Fs為彈性力;Ff為摩擦力;FL為負(fù)載力;p1、p2分別為無桿腔和有桿腔的壓力;A1、A2分別為無桿腔和有桿腔的活塞有效作用面積。

2　非線性液壓彈簧力

電液伺服系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的彈簧剛度由活塞桿剛度和液壓油剛度串聯(lián)合成。鋼的體積彈性模量是液壓油的100～150倍,故可以把活塞桿作為剛體處理。因此，系統(tǒng)的彈簧力主要由受控液壓油所構(gòu)成的液體彈簧產(chǎn)生[11]。

液壓缸活塞的移動(dòng)會(huì)導(dǎo)致其兩側(cè)液體彈簧長度的變化,進(jìn)而引起液壓彈簧剛度的變化,其變化規(guī)律為[12]

(2)

式中,K為油液體積彈性模量;L為液壓缸總行程;L1為活塞初始位置,即無桿腔液柱長度;VL1為閥與無桿腔之間管道內(nèi)油液體積;VL2為閥與有桿腔之間管道內(nèi)油液體積。

令y為在工作點(diǎn)x附近的振動(dòng)位移,即y=Δx。由泰勒級(jí)數(shù)可知,非線性彈簧剛度在工作點(diǎn)附近可表達(dá)為

(3)

k(x+y)=k1+k2y+k3y2+o(y2)

(4)

略去式(4)中的高階無窮小項(xiàng)o(y2),則液壓缸系統(tǒng)的液壓彈簧力可以表示為

Fs=k(x+y)y=k1y+k2y2+k3y3

(5)

由于彈簧彈性勢能U具有對(duì)稱性,可以表示為

U=k1y2/2+k3y4/4

(6)

故液壓彈簧力可以進(jìn)一步表達(dá)為

Fs=dU/dy=k1y+k3y3

(7)

式(7)中,k3<0表示軟彈簧特性;k3>0表示硬彈簧特性；k3=0為線性彈簧特性[13]。

3　液壓彈簧力非線性動(dòng)態(tài)特征

3.1非線性動(dòng)力學(xué)模型

本文為集中研究非線性液壓彈簧力對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特征的影響,暫不考慮摩擦力、系統(tǒng)阻尼等非線性因素。則系統(tǒng)方程(式(1))在工作點(diǎn)x附近的特性可表達(dá)為

k3y3+Ff(v)=p1A1-p2A2-FL

(8)

式中,c0為結(jié)構(gòu)阻尼系數(shù);c1為線性摩擦阻尼系數(shù);Ff(v)為工作點(diǎn)處的摩擦力;v為活塞的移動(dòng)速度。

進(jìn)一步整理,得

(9)

式中,c為線性阻尼系數(shù),c=c0+c1。

由于油源壓力脈動(dòng)、閥口流量-壓力非線性等因素的影響,導(dǎo)致進(jìn)油壓力有微觀波動(dòng),服從簡諧振動(dòng)規(guī)律,式(9)右邊的輸入項(xiàng)可近似表示為Fsin(ωt+φ0),是系統(tǒng)的激振源[14]。其中,F為激振力;ω為激振角頻率;φ0為激振力的初相角。

據(jù)上述分析,系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程(式(9))可寫為

(10)

由Duffing方程的結(jié)構(gòu)形式可知,式(10)是含有阻尼的Duffing方程，可為研究電液伺服系統(tǒng)的非線性液壓彈簧力的動(dòng)態(tài)特征提供結(jié)構(gòu)模型。

3.2求解方程

把液壓彈簧力的非線性動(dòng)態(tài)特征歸結(jié)為Duffing方程，就可以通過借助Duffing方程的特性來揭示系統(tǒng)內(nèi)在的基本規(guī)律。

為便于求解計(jì)算，將式(10)化為如下形式：

(11)

式中,ξ為線性阻尼比;ω0為非線性項(xiàng)系數(shù)β=0時(shí)線性簡諧振子的自然頻率;F0為單位質(zhì)量所受的激振力幅值。

下面采用非線性動(dòng)力學(xué)中的定量分析法——諧波平衡法[15]求解式(11),令

F0sin(ωt+φ0)=F01sinωt+F02cosωt

(12)

取線性諧振子在諧波激勵(lì)下的穩(wěn)定解作為系統(tǒng)的一種形式解,即

y0=Asinωt

(13)

式中,A為零次近似解的振幅。

由三角函數(shù)恒等變換公式知

(14)

將式(12)～式(14)代入式(11)，得

F01sinωt+F02cosωt=

2ω0ωξAcosωt-βA3sin3ωt/4

(15)

略去高次諧波項(xiàng)，并使式(15)等號(hào)兩端sinωt、cosωt項(xiàng)的系數(shù)分別相等，得

(16)

F02=2ω0ωξA

(17)

將式(16)、式(17)分別平方后相加，得幅頻關(guān)系式：

(18)

進(jìn)一步求解式(18),可得

(19)

將式(16)、式(17)相除,得相頻關(guān)系式：

(20)

3.3解分析

3.3.1尾部彎曲曲線

由幅頻關(guān)系式可得系統(tǒng)方程(式(10))的幅頻特性曲線(圖2),β>0時(shí),幅頻特性曲線為尾部右偏曲線;β<0時(shí),幅頻特性曲線為尾部左偏曲線；阻尼的作用限制了共振振幅的無限上升。

圖2　幅頻特性曲線

3.3.2跳躍現(xiàn)象

對(duì)于線性系統(tǒng)的受迫振動(dòng)來說，激振頻率的連續(xù)變化只會(huì)導(dǎo)致響應(yīng)幅值的連續(xù)變化。但是，對(duì)于非線性系統(tǒng)，即使激振頻率連續(xù)變化，在某些特定點(diǎn)上也會(huì)發(fā)生振幅突跳現(xiàn)象。

從圖2可以看出,系統(tǒng)方程(式(10))的幅頻特性曲線并非單值曲線。在某些區(qū)間內(nèi),同一頻率對(duì)應(yīng)3個(gè)不同的振幅。當(dāng)激勵(lì)頻率連續(xù)變化時(shí),會(huì)發(fā)生振幅突然變化的“跳躍現(xiàn)象”[15]。隨著系統(tǒng)參數(shù)的變化,系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)發(fā)生突變的現(xiàn)象稱為“動(dòng)態(tài)分岔”?！疤S現(xiàn)象”是非線性系統(tǒng)所特有的現(xiàn)象之一，它是一種特殊的動(dòng)態(tài)分岔現(xiàn)象。3.3.3多重定態(tài)

在沒有外加周期力擾動(dòng)時(shí),系統(tǒng)方程(式(10))的狀態(tài)方程可以表示為

(21)

在研究動(dòng)力系統(tǒng)狀態(tài)隨時(shí)間變化的規(guī)律時(shí),有一類狀態(tài)——“定態(tài)”具有特殊重要的意義，它是指所有狀態(tài)變量對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù)全都等于零時(shí)的狀態(tài)，即

dyi/dt=0i=1,2,…,n

(22)

定態(tài)在相空間中的代表點(diǎn)稱為“定點(diǎn)”或“平衡點(diǎn)”。由于非線性的存在，系統(tǒng)在運(yùn)動(dòng)過程中往往會(huì)出現(xiàn)“多重定態(tài)”或“多重定點(diǎn)”。

圖3　平衡點(diǎn)和流域

4　數(shù)值試驗(yàn)

為了探索液壓彈簧力非線性項(xiàng)系數(shù)β和外加激振力F0對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特征的影響,以系統(tǒng)方程(式(10))的具體算例:

(23)

進(jìn)行數(shù)值試驗(yàn)研究。

4.1分岔特性研究

激振力F0取不同值時(shí),以β為分岔參數(shù)繪制分岔圖。圖4中的橫軸為液壓彈簧力非線性項(xiàng)系數(shù)β,縱軸為振動(dòng)位移y。由圖4可知，參數(shù)β、F0取不同值時(shí),系統(tǒng)發(fā)生了不同程度的分岔:①系統(tǒng)方程存在單根、多根和無窮多個(gè)根時(shí),在分岔圖上表現(xiàn)為單值曲線、多值曲線和涂黑區(qū)等不同區(qū)段(分別對(duì)應(yīng)于單周期、多周期和混沌等不同運(yùn)動(dòng)狀態(tài))。②解曲線在某些點(diǎn)處會(huì)發(fā)生中斷和跳躍,說明隨著參數(shù)的變化,系統(tǒng)會(huì)發(fā)生振幅突然變化的“跳躍現(xiàn)象”。③隨著參數(shù)的變化,系統(tǒng)會(huì)發(fā)生運(yùn)動(dòng)狀態(tài)突然變化的動(dòng)態(tài)分岔現(xiàn)象。由周期運(yùn)動(dòng)進(jìn)入混沌運(yùn)動(dòng)主要是通過倍周期分岔途徑實(shí)現(xiàn)的。

(a)F0=0.2 N/kg

(b)F0=0.4 N/kg

(c)F0=20 N/kg圖4　分岔參數(shù)為β的非線性方程分岔圖

4.2運(yùn)動(dòng)形態(tài)仿真

為了形象地體現(xiàn)系統(tǒng)在不同參數(shù)下的運(yùn)動(dòng)形態(tài)，在MATLAB中建立仿真模型，對(duì)系統(tǒng)典型的非線性動(dòng)力學(xué)行為進(jìn)行仿真。仿真中采用Runge-Kutta算法,采樣頻率選100 Hz(遠(yuǎn)大于外控力頻率fp=ω/(2π)=1/(2π)=0.16 Hz),終了時(shí)間為1000 s。

β=0.2 N/(mm·kg),F0=0.2 N/kg時(shí),仿真結(jié)果如圖5所示。由圖5可知，時(shí)間歷程呈周期重復(fù)；功率譜在基頻fp及其倍頻處出現(xiàn)尖峰；相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)重復(fù)，呈封閉曲線，即有極限環(huán)存在；龐加萊圖在一定的區(qū)域內(nèi)只有1個(gè)孤立點(diǎn)存在。這是明顯的單周期運(yùn)動(dòng)特征表現(xiàn)，說明此時(shí)系統(tǒng)處于極限環(huán)型振蕩狀態(tài)。

(a)時(shí)間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖5　極限環(huán)型振蕩形態(tài)

β=0.5 N/(mm·kg),F0=0.2 N/kg時(shí),仿真結(jié)果如圖6所示。由圖6可知,時(shí)間歷程呈周期重復(fù);功率譜在分頻fp/2和它的倍頻處存在尖峰；相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)重復(fù)，呈封閉曲線;龐加萊圖在一定的區(qū)域上有2個(gè)孤立點(diǎn)存在,說明此時(shí)系統(tǒng)處于2倍周期運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

(a)時(shí)間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖6　2倍周期運(yùn)動(dòng)形態(tài)

β=0.4 N/(mm·kg),F0=0.4 N/kg時(shí),仿真結(jié)果如圖7所示。由圖7可知,時(shí)間歷程呈周期重復(fù);功率譜在分頻fp/3及其倍頻處存在尖峰;相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)重復(fù)，呈封閉曲線;龐加萊圖在一定的區(qū)域上有3個(gè)孤立點(diǎn)存在,說明此時(shí)系統(tǒng)處于3倍周期運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

(a)時(shí)間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖7　3倍周期運(yùn)動(dòng)形態(tài)

β=1.8 N/(mm·kg),F0=20 N/kg時(shí),仿真結(jié)果如圖8所示。由圖8可知,時(shí)間歷程無規(guī)律;功率譜出現(xiàn)噪聲背景和寬峰;相軌跡在有限的區(qū)域內(nèi)不重復(fù);龐加萊圖有無限個(gè)孤立點(diǎn)存在,且分布在有限的區(qū)域內(nèi)，說明此時(shí)系統(tǒng)處于混沌運(yùn)動(dòng)狀態(tài)[16-17]。

(a)時(shí)間歷程(b)相軌跡圖

(c)功率譜圖(d)龐加萊圖圖8　混沌運(yùn)動(dòng)形態(tài)

由以上數(shù)值試驗(yàn)分析可知,當(dāng)液壓彈簧力非線性項(xiàng)系數(shù)β和外加激振力F0取不同值時(shí),系統(tǒng)在運(yùn)行過程中蘊(yùn)含豐富的非線性動(dòng)力學(xué)行為。系統(tǒng)可能做單周期運(yùn)動(dòng)、倍周期運(yùn)動(dòng),進(jìn)而通向混沌運(yùn)動(dòng)。

5　電液伺服系統(tǒng)動(dòng)態(tài)實(shí)驗(yàn)

本節(jié)利用非線性動(dòng)力學(xué)研究方法對(duì)實(shí)測的電液伺服系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)進(jìn)行深入分析,以揭示非線性液壓彈簧力軟硬彈簧特性引起的“跳躍現(xiàn)象”。5.1實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)組成

本文實(shí)驗(yàn)按圖9所示的系統(tǒng)原理搭建電液伺服系統(tǒng)振動(dòng)測試實(shí)驗(yàn)臺(tái)。該實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)可在不同供油壓力和負(fù)載壓力下采集電液伺服系統(tǒng)的狀態(tài)數(shù)據(jù)。系統(tǒng)通過調(diào)節(jié)溢流閥閥口開度來改變系統(tǒng)供油壓力；通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥閥口開度來改變系統(tǒng)負(fù)載壓力，以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)外加阻尼大小的調(diào)整；用精密壓力表對(duì)系統(tǒng)進(jìn)、回油路壓力進(jìn)行監(jiān)測;用振動(dòng)加速度傳感器對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)軸向振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行監(jiān)測；用位移傳感器對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)時(shí)位置進(jìn)行監(jiān)測;用數(shù)據(jù)采集卡采集傳感器輸出信號(hào)，并傳輸至計(jì)算機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行分析處理。

圖9　狀態(tài)監(jiān)測及實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)原理圖

5.2振動(dòng)信號(hào)的采集及處理

5.2.1振動(dòng)信號(hào)的采集

在液壓缸活塞桿伸出運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下,按表1所示的不同工況對(duì)液壓缸的不同工作狀態(tài)進(jìn)行動(dòng)態(tài)測試。其中,輸入信號(hào)為計(jì)算機(jī)控制系統(tǒng)給伺服放大器的電壓,以控制伺服閥的閥口開度。根據(jù)液壓缸無桿腔封閉液柱的相對(duì)受力情況將液壓彈簧的工作特性分為3類：全程軟彈簧、半程軟彈簧半程硬彈簧、全程硬彈簧。根據(jù)供油壓力和負(fù)載壓力大小將外加阻尼大小界定為4類：無、較小、適中、較大。固定輸入信號(hào)為0.2 V,調(diào)整主溢流閥及節(jié)流閥的閥口開度，使系統(tǒng)分別在表1所示

表1　不同供油壓力情況下執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作狀態(tài)

的12種工況下運(yùn)行。同時(shí)用振動(dòng)加速度傳感器對(duì)液壓缸整個(gè)運(yùn)行過程中的軸向振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行采集，采樣頻率為10 kHz。

5.2.2振動(dòng)信號(hào)的處理

采用圖10所示的數(shù)據(jù)處理方案對(duì)采集的振動(dòng)加速度信號(hào)進(jìn)行預(yù)處理，并采用非線性動(dòng)力學(xué)研究方法中的時(shí)間歷程、頻閃采樣、功率譜圖等有效方法對(duì)預(yù)處理數(shù)據(jù)進(jìn)行分析研究[16-17]。

圖10　數(shù)據(jù)處理方案

5.3實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

供油壓力為8 MPa時(shí),實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖11～圖15所示[18]。圖11所示為供油壓力為8 MPa時(shí),采用圖10所示的數(shù)據(jù)處理方案對(duì)采集的振動(dòng)加速度信號(hào)進(jìn)行處理所得到的振動(dòng)位移信號(hào)的時(shí)域波形。比較4種工況可以發(fā)現(xiàn),在整個(gè)運(yùn)行過程中,振動(dòng)幅值隨著活塞位移的變化而變化,其變化規(guī)律隨工況不同而存在明顯差異,這主要與液壓彈簧剛度隨位移變化有關(guān)。由此可以看出,在執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)行過程中,系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能隨活塞位移的變化而變化。

(a)負(fù)載壓力為0

(b)負(fù)載壓力為2 MPa

(c)負(fù)載壓力為4 MPa

(d)負(fù)載壓力為6 MPa圖11　振動(dòng)位移信號(hào)時(shí)域波形

圖12～圖15為供油壓力為8 MPa時(shí)4種工況的分段功率譜圖。根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)行總時(shí)間長度，將其分成等分的4段:始段、中前段、中后段、終段。比較4種工況可以發(fā)現(xiàn)，振動(dòng)能量值隨負(fù)載壓力的增大(系統(tǒng)阻尼增大)而逐漸降低，說明隨系統(tǒng)阻尼的增大，振動(dòng)幅值被抑制。不同工況下，功率譜圖均由突跳部分和平緩波動(dòng)段組成，說明均有“跳躍現(xiàn)象”的存在。由于彈簧力軟、硬特性交替，波動(dòng)區(qū)覆蓋面較大，尖峰數(shù)量較多，間隔大小不均，較難分辨，說明“跳躍現(xiàn)象”發(fā)生在不同的頻率點(diǎn)上。

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖12　負(fù)載壓力為0時(shí)分段功率譜圖

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖13　負(fù)載壓力為2 MPa時(shí)分段功率譜圖

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖14　負(fù)載壓力為4 MPa時(shí)分段功率譜圖

(a)始段(b)中前段

(c)中后段(d)終段圖15　負(fù)載壓力為6 MPa時(shí)的分段功率譜圖

圖16為供油壓力為8 MPa時(shí)4種工況的全程頻閃采樣圖。由圖16可知,每種工況都有1個(gè)極限環(huán),工況1、2這主要是由于摩擦力作用引起的極限環(huán)型振蕩現(xiàn)象產(chǎn)生的。圖16a、圖16b(工況1、2)的輪廓邊界由許多離散點(diǎn)構(gòu)成,圖16c、圖16d(工況3、4)的輪廓邊界比較清晰，這是因?yàn)楣r1、2所受外加阻尼較小，發(fā)生了比較強(qiáng)烈的“跳躍現(xiàn)象”，工況3、4所受外加阻尼較大，“跳躍現(xiàn)象”受到了抑制。

(a)負(fù)載壓力為0(b)負(fù)載壓力為2 MPa

(c)負(fù)載壓力為4 MPa(d)負(fù)載壓力為6 MPa圖16　全程頻閃采樣圖

為了驗(yàn)證上述所得結(jié)論的普遍性，采用與供油壓力為8 MPa時(shí)相同的數(shù)據(jù)處理方法，分別對(duì)供油壓力為6 MPa和4 MPa時(shí)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了進(jìn)一步的分析研究。通過比較分析，同樣可以得到非線性液壓彈簧力軟、硬彈簧特性會(huì)引發(fā)“跳躍現(xiàn)象”的結(jié)論。

6　結(jié)論

(1)電液伺服系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中,液壓彈簧剛度隨活塞位移的變化而變化，根據(jù)工況不同呈現(xiàn)出軟彈簧特性或硬彈簧特性。

(2)液壓彈簧力的非線性作用可以用含阻尼的Duffing方程來描述，其軟硬彈簧特性決定了幅頻特性曲線峰值尾部的彎曲方向。阻尼的作用限制了共振振幅的無限上升。激勵(lì)頻率連續(xù)變化時(shí)，會(huì)發(fā)生振幅突然變化的“跳躍現(xiàn)象”。

(3)液壓彈簧力非線性項(xiàng)系數(shù)和外加激振力的大小影響系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。當(dāng)二者參數(shù)取不同值時(shí)，系統(tǒng)可能做單周期運(yùn)動(dòng)、倍周期運(yùn)動(dòng)，進(jìn)而通向混沌運(yùn)動(dòng)。

(4) 非線性液壓彈簧力的軟硬彈簧特性引發(fā)的“跳躍現(xiàn)象”會(huì)使系統(tǒng)響應(yīng)穩(wěn)定區(qū)域變得復(fù)雜，進(jìn)而造成系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性變得復(fù)雜和多變。因此在系統(tǒng)建模和動(dòng)態(tài)特性研究時(shí)應(yīng)該將液壓彈簧力的非線性作用考慮在內(nèi)。

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ZhuYong,JiangWanlu,ZhengZhi.NonlinearDynamicBehaviorsofElectro-hydraulicServoSystemunderFriction[J].JournalofBeijingUniversityofAeronauticsandAstronautics,2015,41(1):50-57.

(編輯張洋)

Research on Influences of Nonlinear Hydraulic Spring Force on Nonlinear Dynamic Behaviors of Electro-hydraulic Servo System

Zhu Yong1,2Jiang Wanlu1,2Liu Siyuan1,2Zheng Zhi1,2

1.Hebei Provincial Key Laboratory of Heavy Machinery Fluid Power Transmission and Control,Yanshan University,Qinhuangdao,Hebei,066004 2.Key Laboratory of Advanced Forging & Stamping Technology and Science,Ministry of Education,Yanshan University,Qinhuangdao,Hebei,066004

With electro-hydraulic servo system as the research object,the influences of nonlinear HSF on system dynamic characteristics were explored.Based on the principles of the nonlinear dynamics,a dynamical model of the system was established.Then,a conclusion is indicated:the effects of nonlinear HSF can be described by Duffing equation.The bifurcation phenomenon and typical nonlinear dynamical behaviors which implied within system were revealed through numerical analyses.The measured dynamic data were thoroughly analyzed.The “jump phenomenon” caused by soft or hard spring property was revealed.The results indicate that the nonlinear effects of HSF can cause nonlinear vibration,and it should be taken into account in system modeling and dynamic characteristics research.

electro-hydraulic servo system;hydraulic spring force(HSF);jump phenomenon;bifurcation;chaos

2013-10-12

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51475405);國家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃(973計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2014CB046405);河北省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(E2013203161,E2013203114)

TH137；TH113DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.08.017

朱勇,男,1986年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)殡娨核欧到y(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)行為及控制。發(fā)表論文10余篇。姜萬錄(通信作者),男,1964年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。獲國家科技進(jìn)步二等獎(jiǎng)2項(xiàng)，省部級(jí)科研獎(jiǎng)7項(xiàng)。出版專著2部,發(fā)表論文180余篇。劉思遠(yuǎn),男,1981年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院副教授。鄭直,男,1985年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生。