趙國(guó)超， 李南奇， 王 慧， 張建卓， 張長(zhǎng)帥

(1. 遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 阜新 123000； 2. 遼寧省大型工礦裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，遼寧 阜新 123000； 3. 佰斯特機(jī)械制造有限公司，遼寧 阜新 123000)

液壓激振技術(shù)相比于電動(dòng)激振和機(jī)械激振具有功率密度比高、推力大、冷卻性能和過(guò)載保護(hù)性能優(yōu)良等特點(diǎn)，在各類振動(dòng)試驗(yàn)設(shè)備及工程機(jī)械中應(yīng)用廣泛，是當(dāng)今的研究熱點(diǎn)[1]。根據(jù)液壓回路有無(wú)控制閥可將液壓激振分為閥控型液壓激振和無(wú)閥型液壓激振[2]。閥控型液壓激振系統(tǒng)因其結(jié)構(gòu)緊湊、自動(dòng)化程度高等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī)械、施工機(jī)具及試驗(yàn)設(shè)備等領(lǐng)域占有一定市場(chǎng)[3]。由于現(xiàn)代工業(yè)所用閥門大多為電信號(hào)控制的，因此液壓激振也可稱為電液激振。針對(duì)閥控型電液激振系統(tǒng)及其振動(dòng)特性，專家學(xué)者開展了大量相關(guān)研究。Liu等[4]針對(duì)搗固裝備振幅和頻率調(diào)節(jié)困難，無(wú)法滿足較寬范圍的振動(dòng)需求問(wèn)題，基于轉(zhuǎn)閥控制液壓缸電液激振技術(shù)提出一種新型搗固臂，建立閥控液壓缸的數(shù)學(xué)模型，通過(guò)理論計(jì)算和試驗(yàn)測(cè)試分析了搗固臂的振動(dòng)特性。劉毅等[5]利用液壓技術(shù)的負(fù)載自適應(yīng)特性，采用旋轉(zhuǎn)換向閥控制激振液壓缸研制一種具有夯實(shí)搗固功能的搗固機(jī)并通過(guò)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析研究搗固液壓缸激振力和激振頻率的交互規(guī)律。Liu等[6-7]為了實(shí)現(xiàn)提高造波機(jī)的幅值模擬需求，設(shè)計(jì)一種帶有轉(zhuǎn)閥控制液壓缸的新型造波機(jī)，利用SIMULINK軟件數(shù)學(xué)建模和造波機(jī)現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)，分析了閥口開度、工作壓力對(duì)造波機(jī)波形影響的變化趨勢(shì)。Wu等[8]為滿足液壓振動(dòng)試驗(yàn)系統(tǒng)的高頻率、高振幅要求，提出一種雙級(jí)激振閥，通過(guò)MATLAB/SIMULINK軟件數(shù)學(xué)建模及仿真，分析了一級(jí)閥芯直徑和二級(jí)閥口開度對(duì)激振閥流量和換向頻率的影響。阮健等[9-10]為了提高電液激振器的頻率和振幅，提出一種2D閥控液壓缸電液激振方法，通過(guò)數(shù)值仿真和試驗(yàn)測(cè)試證明了閥芯轉(zhuǎn)速及臺(tái)肩溝槽數(shù)是影響激振頻率的關(guān)鍵因素。王鶴等[11]通過(guò)構(gòu)建閥芯旋轉(zhuǎn)式電液激振系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型和激振試驗(yàn)臺(tái)，研究了典型閥口形狀對(duì)電液激振系統(tǒng)振動(dòng)波形的影響程度和主要趨勢(shì)。Ren等[12]基于2D轉(zhuǎn)閥設(shè)計(jì)了高頻電液激振系統(tǒng)，闡明了液壓共振的基本機(jī)理，對(duì)電液激振系統(tǒng)的壓力瞬態(tài)峰值及活塞的超程進(jìn)行預(yù)測(cè)，利用液壓共振實(shí)現(xiàn)了電液激振系統(tǒng)的節(jié)能激振。Wang等[13]為了提高振動(dòng)波形的幅值并實(shí)現(xiàn)垂直位移的準(zhǔn)確控制，提出一種雙轉(zhuǎn)閥同步流量控制的電液激振器，推導(dǎo)了振動(dòng)波形的控制方程并搭建試驗(yàn)臺(tái)，分析了激振器的振動(dòng)特性和垂直位移調(diào)節(jié)特性。李超等[14]以聲波鉆進(jìn)液壓振動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，利用AMESim軟件仿真分析了系統(tǒng)壓力、流量對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)特性的影響規(guī)律并討論影響振動(dòng)系統(tǒng)泄露量的主要因素。蒙臻等[15-16]利用雙伺服并聯(lián)技術(shù)開發(fā)了電液激振拉削系統(tǒng)，構(gòu)建了流量耦合線性模型和拉削負(fù)載力學(xué)特性模型，通過(guò)數(shù)值仿真和試驗(yàn)測(cè)定對(duì)雙閥激振系統(tǒng)的振動(dòng)特性、穩(wěn)定性及參數(shù)的敏感性進(jìn)行深入討論，拓展了電液激振方法在機(jī)械加工領(lǐng)域的應(yīng)用。李小彭等[17]基于五口旋轉(zhuǎn)閥的周期振動(dòng)激發(fā)規(guī)律，設(shè)計(jì)了液壓振動(dòng)式連續(xù)沉拔樁機(jī)，通過(guò)數(shù)值仿真和試驗(yàn)分析，研究了旋轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)參數(shù)和旋轉(zhuǎn)頻率對(duì)沉拔樁機(jī)性能的影響。

總體而言，閥控型液壓激振方法在近年來(lái)得到了廣泛的應(yīng)用，但由于設(shè)備成本昂貴，系統(tǒng)連接復(fù)雜，使得閥控型液壓激振方法的工程應(yīng)用受到一定局限[18]。為了豐富閥控型電液激振方法的多樣性，解決傳統(tǒng)閥控型電液激振系統(tǒng)因控制滑閥成本昂貴、系統(tǒng)連接、管路冗長(zhǎng)等因素對(duì)電液激振系統(tǒng)工程應(yīng)用的影響，較為便捷的實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)的調(diào)幅-調(diào)頻控制，本文設(shè)計(jì)一種于激發(fā)周期性振動(dòng)的旋轉(zhuǎn)式交變配流閥，提出交變配流閥直接控制液壓缸的閥控型電液激振方法。建立激振系統(tǒng)的AMESim仿真模型并搭建試驗(yàn)臺(tái)，研究了所提激振方法的振動(dòng)特性。證明了交變配流閥結(jié)構(gòu)的合理性和激振方法的有效性，為閥控型電液激振方法的實(shí)現(xiàn)提供一種新思路。

1 交變配流閥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及數(shù)學(xué)建模

1.1 交變配流閥結(jié)構(gòu)

設(shè)計(jì)的交變配流閥結(jié)構(gòu)原理，如圖1所示,主要由旋轉(zhuǎn)軸、閥芯、閥體、軸承及格萊圈等核心零件組成。

圖1 交變配流閥結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of alternating valve

由交變配流閥結(jié)構(gòu)可知：在Y-Z平面內(nèi)，閥體前后兩側(cè)對(duì)稱分布4個(gè)油口，其中兩個(gè)油口通過(guò)管路與油泵相連，實(shí)現(xiàn)高壓油液向閥體的內(nèi)部輸入；另兩個(gè)油口與油箱相連，使得低壓油液通過(guò)閥體的內(nèi)部返回油箱；在X-Z平面內(nèi)，閥體兩側(cè)對(duì)稱分布的兩個(gè)油口Ⅰ，Ⅱ，油口Ⅰ與液壓缸低壓腔連通，油口Ⅱ與液壓缸高壓腔連通。閥芯臺(tái)肩的兩端交替開設(shè)有26個(gè)油槽，其中是13個(gè)油槽位于外接油泵的高壓區(qū)，另外13個(gè)油槽位于外接油箱的低壓區(qū)。

交變配流閥依靠閥芯、閥體的相對(duì)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)控制油液的流動(dòng)方向，閥芯每轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)油槽角度即完成一次供油和回油。兩個(gè)過(guò)程在時(shí)間上是同步進(jìn)行的，即在一側(cè)供油的同時(shí)，另一側(cè)完成回油，但兩個(gè)過(guò)程所處的油槽分別位于閥芯油槽兩側(cè)且被閥芯基體隔開，兩個(gè)過(guò)程互不影響，因此在結(jié)構(gòu)上是獨(dú)立、等效的。工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)旋轉(zhuǎn)軸不斷轉(zhuǎn)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)閥芯油槽交替與液壓缸接通，依靠高、低壓油液的周期性激勵(lì)使液壓缸活塞桿產(chǎn)生振動(dòng)。

1.2 交變配流閥數(shù)學(xué)建模

當(dāng)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)閥芯勻速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，閥芯油槽和閥體油口的配流過(guò)程可視為油槽橫截面以一定速度穿越油口截面，當(dāng)閥體油口長(zhǎng)為xr，油槽轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的弧長(zhǎng)為yr時(shí)，二者產(chǎn)生的包絡(luò)面積即為配流面積Ar，如圖2所示。

圖2 配流面積示意圖Fig.2 Diagram of distribution area

設(shè)閥芯臺(tái)肩上單個(gè)油槽的圓心角為α，同側(cè)相鄰兩個(gè)油槽的圓心角為4α，異側(cè)相鄰兩個(gè)油槽的圓心角則為2α。當(dāng)閥芯的角位移θ由0增加至α，油口Ⅰ的配流面積逐漸增加至最大值；當(dāng)角位移θ由α增加至2α，油口Ⅰ的配流面積逐漸減小至0，此過(guò)程油口Ⅱ處于關(guān)閉狀態(tài)；當(dāng)角位移θ由2α增加至3α，油口Ⅱ的配流面積逐漸增加至最大值，當(dāng)角位移θ由3α增加至4α，油口Ⅱ的配流面積逐漸減小至0，此過(guò)程油口Ⅰ處于關(guān)閉狀態(tài)，由此可以得到一個(gè)工作周期內(nèi)，交變配流閥的配流面積可表達(dá)為

(1)

(2)

式中：Ar1，Ar2分別為Ⅰ，Ⅱ油口的配流面積；R為閥芯半徑。

由于交變配流閥屬于轉(zhuǎn)閥，其旋轉(zhuǎn)角位移θ和旋轉(zhuǎn)角速度ω及電機(jī)轉(zhuǎn)速n的關(guān)系為

θ=ωt=2πnt

(3)

交變配流閥控制液壓缸的等效液壓回路，如圖3所示。設(shè)油源輸入壓力為Ps，回油壓力為P0，負(fù)載壓力為PL，負(fù)載流量為qL。

圖3 交變配流閥控缸等效液壓回路Fig.3 Equivalent hydraulic circuit of AC valve control cylinder

根據(jù)Ⅰ，Ⅱ油口的配流面積及式(3)，可得到交變配流閥兩個(gè)油口的流量方程為

(4)

(5)

式中：q1，q2分別為Ⅰ，Ⅱ油口的流量；Cd為流量系數(shù)；ρ為液壓油密度。

由于交變配流閥與液壓缸依靠全等的短粗管道連接，可忽略短管中液壓油的能量損失。假設(shè)液壓缸兩個(gè)工作油腔內(nèi)各點(diǎn)壓力均布且液壓缸密封性能良好并處于理想狀態(tài)[19]，則液壓缸內(nèi)的流量平衡方程為

(6)

(7)

式中：Ap為液壓缸活塞有效作用面積；y為液壓缸活塞位移；V1為液壓缸高壓腔體積；V2為液壓缸低壓腔體積；βe為油液體積彈性模量。

液壓缸高、低壓腔室體積存在如下關(guān)系

(8)

式中：V01為液壓缸高壓腔初始體積；Vt為液壓缸兩腔總體積。

2 交變配流閥控電液激振系統(tǒng)

2.1 系統(tǒng)組成及振動(dòng)機(jī)理

利用設(shè)計(jì)的交變配流閥控制油液進(jìn)/出液壓缸的兩個(gè)油腔，使液壓缸活塞桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)激振。該電液激振系統(tǒng)是一個(gè)典型閥控缸液壓系統(tǒng)，主要由油源、供油泵、蓄能器、電動(dòng)機(jī)、交變配流閥、液壓缸和其他輔助設(shè)備及數(shù)據(jù)采集設(shè)備等組成，其液壓回路及結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 交變配流閥控電液激振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Structure chart of alternating valve controlled electrohydraulic exciting system

在交變配流閥的控制下，電液激振系統(tǒng)的振動(dòng)發(fā)生機(jī)理可分為活塞桿沖程和活塞桿回程兩個(gè)階段，如圖5所示。當(dāng)電動(dòng)機(jī)通過(guò)聯(lián)軸器帶動(dòng)交變配流閥進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，交變配流閥閥芯臺(tái)肩一側(cè)的油槽將供油泵輸入的高壓油液通過(guò)管路輸入至液壓缸的下腔，由于液壓缸的下活塞腔充滿高壓油液，使得下腔室的總壓力高于上腔室內(nèi)壓力與活塞桿重力的總和，從而推動(dòng)液壓缸活塞桿上升；同時(shí)由于交變配流閥結(jié)構(gòu)的特殊性，在向液壓缸下腔輸送高壓油液的同時(shí)，液壓缸上腔的油液通過(guò)管路及閥芯另一側(cè)的油槽經(jīng)閥體油口返回油箱，這兩個(gè)過(guò)程同時(shí)進(jìn)行完成液壓缸活塞桿的沖程；交變配流閥持續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，閥芯兩側(cè)的油槽位置也隨著旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)發(fā)生變化，使得油液的流向發(fā)生改變，驅(qū)動(dòng)液壓缸活塞桿下降完成回程。上述兩個(gè)工作階段以一定的頻率交替變化，使液壓缸活塞桿周期性振動(dòng)。

圖5 電液激振系統(tǒng)振動(dòng)發(fā)生機(jī)理Fig.5 Vibration mechanism of electro-hydraulic excitation system

2.2 電液激振系統(tǒng)AMESim建模

根據(jù)交變配流閥控液壓缸電液激振系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及振動(dòng)發(fā)生機(jī)理，利用LMS Imagine.Lab AMESim平臺(tái)建立電液激振系統(tǒng)的仿真模型，如圖6所示。

圖6 電液激振系統(tǒng)AMESim模型Fig.6 AMESim model of electro-hydraulic excitation system

根據(jù)交變配流的結(jié)構(gòu)和工作原理可知，其配流功能與四通滑閥功能相似，區(qū)別僅在于油路切換的運(yùn)動(dòng)方式有所不同。因此，可利用AMESim中的液壓元件設(shè)計(jì)庫(kù)及交變配流閥的油槽寬度和配流面積變化規(guī)律對(duì)交變配流閥進(jìn)行動(dòng)態(tài)建模[20-22]。

由式(1)～式(2)交變配流閥配流面積模型，利用MATLAB軟件可得到一個(gè)工作周期內(nèi)交變配流閥仿真模型的激勵(lì)信號(hào)，如圖7所示。

圖7 交變配流閥激勵(lì)信號(hào)Fig.7 Excitation signal of AC valve

由圖7可知，隨著交變配流閥閥芯的旋轉(zhuǎn)，AMESim模型的軸向開口度先增加后減少且隨著運(yùn)動(dòng)方向并呈周期變化，軸向開口度最大值為5.7 mm，與交變配流閥閥芯油槽寬度一致，電動(dòng)機(jī)的恒定轉(zhuǎn)速通過(guò)角度轉(zhuǎn)換器轉(zhuǎn)變成AMESim模型的線速度并通過(guò)激勵(lì)信號(hào)及閥芯油槽長(zhǎng)度的增益調(diào)節(jié)即可實(shí)現(xiàn)交變配流閥對(duì)油液的配流控制。

電液激振系統(tǒng)AMESim仿真模型的主要參數(shù)，如表1所示。

表1 主要參數(shù)Tab.1 Main parameters

2.3 電液激振試驗(yàn)臺(tái)搭建

依托遼寧省大型工礦裝備重點(diǎn)試驗(yàn)室現(xiàn)有條件，試制交變配流閥及振動(dòng)液壓缸樣機(jī)并搭建電液激振試驗(yàn)臺(tái)對(duì)該激振方法的仿真研究進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。參照?qǐng)D3搭建電液激振試驗(yàn)臺(tái)及試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)，如圖8所示。

圖8 電液激振臺(tái)及試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)Fig.8 Electrohydraulic vibration test rig and experimental site

電液激振試驗(yàn)臺(tái)主要由交變配流閥、液壓缸、供油泵、壓力控制系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及上位機(jī)等幾部分組成。電液激振試驗(yàn)臺(tái)具體參數(shù)和設(shè)備型號(hào)，如表2所示。

表2 電液激振試驗(yàn)臺(tái)設(shè)備型號(hào)及參數(shù)Tab.2 Types and parameters of electro-hydraulic vibration test rig

試驗(yàn)時(shí)，通過(guò)三聯(lián)供油泵對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行預(yù)加壓并通過(guò)壓力控制系統(tǒng)的電磁溢流閥、電磁換向閥調(diào)整系統(tǒng)壓力直至蓄能器壓力穩(wěn)定。蓄能器壓力穩(wěn)定后，開啟交變配流閥電機(jī)即可展開激振試驗(yàn)。利用上位機(jī)改變供油泵流量、電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到電液激振系統(tǒng)調(diào)幅、調(diào)頻控制的目的。隨著交變配流閥的持續(xù)旋配流供液，使得液壓缸活塞桿以一定的規(guī)律進(jìn)行振動(dòng)，活塞桿處的位移傳感器和加速度傳感器對(duì)振動(dòng)特性進(jìn)行實(shí)時(shí)采集并傳輸至數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的可視化分析。

3 仿真與試驗(yàn)結(jié)果分析

利用構(gòu)建的電液激振系統(tǒng)AMESim仿真模型和試驗(yàn)臺(tái)開展電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性仿真與試驗(yàn)研究。仿真與試驗(yàn)的工況條件為：23 ℃室溫，液壓油牌號(hào)為L(zhǎng)-HM-46，采集系統(tǒng)的采樣頻率為512 Hz，系統(tǒng)供油壓力分別為14 MPa，15 MPa，電機(jī)轉(zhuǎn)速分別為500 r/min，1 000 r/min。為了降低測(cè)量誤差對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的影響，同一工況重復(fù)進(jìn)行3次試驗(yàn)測(cè)定，并以測(cè)量結(jié)果的均值作為樣本數(shù)據(jù)進(jìn)行結(jié)果分析。

3.1 供油壓力對(duì)激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響

圖9、圖10為電機(jī)轉(zhuǎn)速500 r/min，不同供油壓力條件下，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性仿真與實(shí)測(cè)曲線?？梢钥闯觯娨杭ふ裣到y(tǒng)的振動(dòng)特性與簡(jiǎn)諧振動(dòng)相仿，隨著交變配流閥的旋轉(zhuǎn)，激振系統(tǒng)的振動(dòng)位移、振動(dòng)加速度呈先上升后下降的趨勢(shì)。其中，AMESim仿真值要高于試驗(yàn)測(cè)量值，這是由于實(shí)際測(cè)量過(guò)程存在微量泄露及傳感器精度不足所造成的誤差，但仿真值與實(shí)測(cè)值整體趨勢(shì)一致。以振動(dòng)位移幅值為統(tǒng)計(jì)對(duì)象得到一個(gè)振動(dòng)周期內(nèi)仿真值與實(shí)測(cè)值的平均誤差為8.72%，仿真與試驗(yàn)可以相互驗(yàn)證。

圖9 不同供油壓力下電液激振系統(tǒng)振動(dòng)位移曲線Fig.9 Vibration displacement curve of electro-hydraulic excitation system under different oil supply pressure

圖10 不同供油壓力下電液激振系統(tǒng)振動(dòng)加速度曲線Fig.10 Vibration acceleration curves of electro-hydraulic excitation system under different oil supply pressure

根據(jù)不同供油壓力下電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的實(shí)測(cè)結(jié)果可知，在電機(jī)轉(zhuǎn)速為500 r/min的工況下，供油壓力14 MPa和供油壓力15 MPa振動(dòng)位移的幅值分別為0.639 mm和0.691 mm；振動(dòng)加速度幅值分別為254.463 m/s2和268.624 m/s2。隨著供油的提高，振動(dòng)位移、加速度的幅值分別提高了8.14%和5.57%。

3.2 電機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響

圖11、圖12為供油壓力15 MPa，不同電機(jī)轉(zhuǎn)速條件下，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性仿真與實(shí)測(cè)曲線?？梢钥闯?，隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的增加電液激振系統(tǒng)的振動(dòng)特性曲線呈幅值衰減、頻率增加趨，在電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性曲線的幅值處出現(xiàn)明顯的“尖點(diǎn)”且實(shí)測(cè)值的幅值波動(dòng)加劇，這是由于電機(jī)轉(zhuǎn)速增加使得交變配流閥換向速度加快，換向時(shí)產(chǎn)生一定程度的壓力波動(dòng)所致。

圖11 不同電機(jī)轉(zhuǎn)速下電液激振系統(tǒng)振動(dòng)位移曲線Fig.11 Vibration displacement curves of electro-hydraulic excitation system under different motor speed

根據(jù)不同電機(jī)轉(zhuǎn)速下電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的實(shí)測(cè)結(jié)果可知，在供油壓力為15 MPa的工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速500 r/min和電機(jī)轉(zhuǎn)速1 000 r/min振動(dòng)位移的幅值分別為0.685 mm和0.139 mm；振動(dòng)加速度幅值分別為264.948 m/s2和110.722 m/s2。隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，振動(dòng)位移、加速度的幅值分別降低了79.71%和 58.21%。

4 結(jié) 論

(1) 設(shè)計(jì)一種于激發(fā)周期性振動(dòng)的旋轉(zhuǎn)式交變配流閥，利用交變配流閥控制液壓缸形成閥控型電液激振系統(tǒng)，采用AMESim軟件仿真和試驗(yàn)測(cè)試研究了電液激振系統(tǒng)的振動(dòng)特性，AMESim軟件仿真和試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果平均誤差為8.72%，振動(dòng)特性曲線趨勢(shì)基本一致，AMESim軟件仿真模型正確、激振方法可行。

(2) 供油壓力升高，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)的振動(dòng)位移、振動(dòng)加速度均呈幅值增加趨勢(shì)，供油壓力增幅1 MPa，振動(dòng)位移、加速度幅值分別增加了8.14%和5.57%，改變供油壓力可實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的調(diào)幅控制。

(3) 電機(jī)轉(zhuǎn)速提高，交變配流閥控電液激振系統(tǒng)的振動(dòng)位移、振動(dòng)加速度呈幅值減小、頻率增加趨勢(shì)，電機(jī)轉(zhuǎn)速增幅500 r/min，振動(dòng)位移、加速度的幅值分別降低了79.71%和58.21%，改變電機(jī)轉(zhuǎn)速是實(shí)現(xiàn)電液激振系統(tǒng)振動(dòng)特性的調(diào)幅-調(diào)頻協(xié)同控制的有效方法。

(4) 為了提高交變配流電液激振系統(tǒng)的峰值，改善系統(tǒng)振動(dòng)特性輸出幅值的穩(wěn)定性，可適當(dāng)減小電機(jī)轉(zhuǎn)速，提高系統(tǒng)供油壓力。此外，根據(jù)本文仿真和試驗(yàn)研究推斷，影響系統(tǒng)振動(dòng)特性的因素還包含交變配流閥及液壓缸等部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)。