高铁轨道动力测试激振装置液压系统设计与仿真.pdf

2 0 1 2年 1 1 月 第 4 0卷 第2 1 期 机床与液压 MACHI NE TOOL＆ HYDRAUL I CS NO V．2 0 1 2 Vo 1 ． 4 0 No ． 2 1 DOI 1 0 ． 3 9 6 9 ／ j ． i s s n ． 1 0 0 13 8 8 1 ． 2 0 1 2 ． 2 1 ． 0 2 6 高铁轨道动力测试激振装置液压 系统设计与仿真 万园，曾良才，李为，陈新元 ，郑飞龙 ，陈昶龙 武汉科技大学机械 自动化 学院，湖北武汉 4 3 0 0 8 1 摘要现有高铁轨道动力测试系统激振装置采用的阀控缸或泵控马达液压激振方式 ，很难同时满足高振动频率 、高激 振力和高振幅的要求。针对这些问题，提出一种双环面液压缸，并设计了相应的电液伺服激振系统。根据试验系统参数， 建立液压系统的数学模型。运用 MA T L A B ／ S i m u l i n k对系统进行理论分析和数字仿真，利用 P I D T u n e r 工具调整 P I D控制器 参数。结果表明，所设计的液压激振系统满足设计要求。 关键词高铁轨道；激振装置；力伺服控制 中图分类号T H1 3 7 ；T P 2 7 3 ；T P 3 9 1 ． 9 文献标识码A 文章编号1 0 0 1 3 8 8 1 2 0 1 2 2 l一 0 9 4 5 De s i g n a n d S i mu l a t i o n f o r Hy d r a u l i c S y s t e m o f E x c i t a t i o n D e v i c e o f Hi g h - s p e e d Ra i l Tr a c k Dy n a mi c Te s t Sy s t e m W AN Yu a n，ZENG L i a n g c a i ，LI W e i ，CHEN Xi n y u a n，ZHENG F e i l o n g，CHEN Cha n g l o n g C o l l e g e o f Ma c h i n e r y＆ A u t o m a t i o n ， Wu h a n U n i v e r s i t y o f S c i e n c e a n d T e c h n o l o g y ， Wu h a n H u b e i 4 3 0 0 8 1 ，C h i n a Ab s t r a c t T h e e x i s t i n g h y d r a u l i c e x c i t a t i o n mo d e o f v alv e c o n t r o l l e d c y l i n d e r o r p u mp c o n t r o l l e d mo t o r u s e d i n t h e e x c i t a t i o n d e v i c e o f h i g h s p e e d r a i l t r a c k d y n a mi c t e s t s y s t e m ， i s d i ffi c u l t t o me e t t h e h i g h v i b r a t i o n f r e q u e n c y ，h i g h e x c i t a t i o n f o r c e a n d h i g h a mp l i t u d e r e q u i r e me n t s ．Ai mi n g a t t h e s e p r o b l e ms ， a b i c y c l i c s i d e h y d r a u l i c c y l i n d e r wa s p u t f o r w a r d， a n d t h e c o r r e s p o n d i n g e l e c t r o - h y d r a u l i c s e r o e x c i t a t i o n s y s t e m wa s d e s i g n e d ．A c c o r d i n g t o t h e t e s t s y s t e m p a r am e t e r s ．t h e ma t h e ma t i c a l mo d e l o f t h e h y d r a u l i c s y s t e m wa s e s t a b l i s h e d ．M A T L A B ／ S i m u l i n k w a s u s e d t o m a k e t h e o r e t i c al a n aly s i s a n d d i g i t al s i mula t i o n ．T h e t o o l o f P I D T u n e r w a s u s e d t o a d j u s t t he PI D c o nt r o l l e r p a r am e t e r s ．Th e r e s u l t s s h o w t ha t t h e d e s i g n e d hy d r a u l i c e x c i t a t i o n s y s t e m me e t s t h e de s i gn r e q u i r e me n t s ． Ke y wo r d s Hi g h s p e e d r a i l t r a c k ；E x c i t a t i o n d e v i c e ；F o r c e s e Ⅳo c o n t r o l 轨道路基动力响应原位试验系统的关键设备为主 动受控激振装置 。 目前 ，国内外采用较为先进的阀控 缸 或泵 控马达 液压激 振方式 。泵控 马达激振 系统是 由 变量液压泵带动液压马达旋转，从根本上讲还是惯性 激振；而阀控油缸激振系统是通过换向阀控制油缸实 现激振 ，它在重载下能启振，振动频率能达到很高， 但负载适应能力差 、冲击大，很难同时满足较高振动 频率和较高振幅的要求。这两种方式都存在激振力等 参数不可控 ，不能产生能模拟路面各种工况的激 振力 波形等缺点，极大地制约了路基性能参数的有效提 取。作者采用电液伺服闭环激振系统解决这一问题， 为同时满足高振频和大出力要求 ，考虑将伺服油缸受 控腔设计为具有静压腔和动压腔的结构。静压腔输出 静压力，模拟列车静载；动压腔的压力由电液伺服阀 控制 ，构成一 闭环力 系统 ，输 出波形可调 的交变动态 力 ，模 拟列车动载。 收稿 日期 2 0 1 1 1 1 0 7 基金项目国家自然科学基金资助项目 5 1 0 2 7 0 0 2 作者简介万园 1 9 8 6 一 ，男，硕士研究生，主要研究方向为电液伺服系统与智能控制。Em a i l l o n g s i r 2 0 1 0 f o x m a i l ． c o m。 第2 1 期 万园 等高铁轨道动力测试激振装置液压系统设计与仿真 9 5 交流分量 为 1 0 0 k N； 2 激 振 器 主动 激振 频 率 1 ～ 4 0 H z 可调； 3 激振器主动激振位移在 1 H z 时 2 0 m m，在4 0 H z 时 0 ． 5 m m； 4 激振波形参 数能在线程控调整，设计了简单的液压伺服激振测控 系统如 图 1 所示 。根 据该测控 系统 框图设 计了液压系 统原理 ，如图 2 所示 。 8 l 一 恒 压变 量泵2 一卸 荷 溢流 网卜 安全 闽 4 一蓄 能 器5 一 压力 伺 服阀 备选方案用6 - - 流量伺服阀 7 ．三通比例减压阀 8 一 电磁换 向阀 9 一双环面液压缸 l O 一压力传感器l l 一位移传感器l 2 一载荷 传感 器l 3 一 可 调节 流 阀 图 2 液压激 振系统原理图 1 ． 1 测试及工作原理 该液压激振系统的核心为对双环面液压缸 9 内 置位移传感器的伺服控制。该激振伺服缸具有静 压和动压输出，静压由三通比例减压阀7控制 ，输出 不变的液压力作用于伺服激振缸的静压腔，用于模拟 轨道 路基静 载 荷 ；动压 由 电液 伺 服 阀 5 或 6 控 制 ，用于构成力和位置双参数耦合闭环系统，输出可 控波形，产生的交变液压力作用于伺服激振缸的动压 腔 ，模 拟列车过铁轨时对路基产生 的交变动载荷 ，以 满足轨道路基动力响应试验的要求。 伺服控制 的核心是对双环 面液压缸动压腔 的动压 控制 从油源输出的高压油经过蓄能器4 、滤油器 6 进入电液伺服 阀5 或 6 。同时电控系统给定的电 压信号与从载荷传感器或位移传感器输出的反馈信号 送到控制器相比较 ，比较的差值经伺服放大器放大并 转换为相应的电流信号后，送入电液伺服阀，控制阀 芯产生位移，从而控制伺服阀的输出压力和进入伺服 缸的流量大小 ，伺服缸将流量转化为位移输出。通过 对两路信号的转换与计算 ，可获得系统的稳态输出。 1 ． 2系统主要参数计算 采用类 比法 ，选择 系统供 油压力 为 2 1 M P a 。 在力控制系统中，一般不按常规即最大功率传输 条件取P 2 ／ 3 p ，而是在阀流量允许 的情况下，使 P 接近P 。 ，这有利于提高工作点处的 值和减小液 压缸的面积 A 。 值⋯。但P 也不应过大，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。 根据力控制系统 的特性，使系统在供油压力的 8 0 ％ 状态下工作。即P 0 ． 8 p 1 6 ． 8 M P a ，取负载压力 为 P I ． 1 7 MP a 。 动压腔活塞有效面积 A 丽1 0 0 k N ． 8 81 0～ m2 取经验结构系数 d ／ D 0 ． 7 ，计算并圆整后选 择活塞 直径 D 。 1 2 5 m m，活塞 杆 直径 d 9 0 m i l l 。 核算实际有效面积得A 。 5 ． 9 1 1 0 m 。 同理得 d d 9 0 m m 0 ． 0 9 m 静压腔与动压 腔的活塞杆直径相同 ，D 1 6 0 m m，活塞实际有效 面积 A D 2 1 3 ． 7 41 0 m 。 1 ． 3 伺 服 阀选择 1 伺服液压缸行程 s 的确定 设计要求激振器主动激振位移在 1 H z 时为 2 0 m m，在 4 0 H z 时为 土0 ． 5 m m 。通常伺服缸行程为 2 倍振幅再长出61 2 m m ，这里取 s 5 0 m m。 2 液压缸活塞运动速度计算 认 为最大 负载力 和最大 负载速 度是 同时 出现 的， 并按液压缸作 正弦运 动近似考虑 ，液压缸活塞杆最 大速度 。 在 1 H z时 ，振 幅 ‰ 2 0 m m， 2 1 T r a d ／ s ， 0 4 O 竹1 2 5 ． 6 m m ／ s ；同理 4 0 H z 时，得到 1 2 5 ． 6 m m ／ s o故 1 2 5 ． 6 m m ／ s 。 3 伺服阀的最大负载流量 QL A 。 1 o 4 4 ． 5 4 L ／ m i n 考虑到泄漏等的影响，通常将负载流量 Q 放大 1 5 ％ ～ 3 0 ％ ，快速性要求较高的系统中取大值 ，这里 取 2 0 ％ 。则 Q L 1 ． 2 4 4 ． 5 4 L ／ m i n 5 3 ． 4 4 8 L ／ m i n 。 伺服阀实际阀压降为 △ p p 一△ p 1 一P LA p T 2 111 6 ． 9 20 ． 5 MPa2 ． 5 8 MP a 式中△ p 为液压站至伺服阀的管路总压降；a p 为 伺服阀回油管路压降； P 。 ． 为额定负载压力。 于是伺服阀在额定阀压降下的额定流量为 Q Q √ 5 3 ． 4 4 8 √ L ／ m in 8 8 ． 0 4 L／ mi n 式 中 卸 为伺 服阀全 周 口阀压降。 9 6 机床与液压 第4 0卷 查伺服 阀样本 ，选择 MO O G公 司 D 7 9 1系列 电反 馈三级伺服阀，其额定流量 q 1 0 0 L ／ m i n ，额定供 油压力 P 3 1 ． 5 M P a ，额定 电流 I n 1 0 m A。 1 ． 4力反馈传感器和积分放 大器 选择力传感器的量程 为 5～5 0 0 k N，激励 电压 1 5 V，满量程输出 5 V，刚度6 ． 5 1 0 N ／ m。假定 力传感器的刚度远大于负载刚度，可以忽略力传感器 的变形，认为液压缸活塞的位移就等于负载的位移。 积分放大器增益 待系统增益确定后再定。 2力伺服控制系统建模 文 中所设计 的电液伺服激振系统是一种主动式力 控制系统 ，系统中力传感器的检测量不包括负载的重 力 ，所以，该力控制系统为驱动力控制系统 。如图 3 所示 将双环 面伺服液压缸 静压腔的作用力 简化为 作用在活塞上静态干扰力 F 1 ． ，忽略力传感器的变形 ， 可将负载等效 “ 质量 一弹簧”系统。 图3 电液伺服激振系统力伺服控制回路 2 ． 1 阀控 液 压缸传 递 函数 由力控制系统 的基 本方程 得 到 以负载流量 Q 为输入、液压缸的输出力 F 为输出的阀控缸传递函 数为 一 叁 Q 毒 式中 O J 为 负载 的固有频率 ；O J 为惯 性环节 的转折 频率 ；∞ 。 为综合固有频率； 为综合阻尼比。 2 ． 2伺 服 阀传 递 函数 这里设计的电液伺服系统中，由于液压负载的固 有频率比较高，电液伺服阀的传递函数按二阶振荡环 节选用 G Ks v O - ‘ sv ∞ 8 式中 为伺服阀的流量增益； 。 为伺服阀固有频 率； 为伺服阀的等效阻尼比。 2 ． 3 伺服放大器和力传感器的传递函数 伺服放大器、传感器的响应频率远大于系统的响 应频率 ，可作为 比例环节处理 。 3控制系统仿真分析 3 ． 1 传递函数参数的确定 文中计算涉及的主要参数如表 1 所示。 表 1 阀控缸与伺服阀传递函数参数 有效体积弹性模量／ 3 e ／ MP a 移动部件总质量 m ． ／ k g 液 压油密度 p ／ k g m。 液体动力黏度 P a s 零开 口阀径向间隙 r c ／ m 阀芯直径 d ／ mm 伺服阀流量压力系数 K c ／ m s 。 。 P a 液压缸总泄漏系数 C 。 ／ m s ～ P a 路面支承负载弹簧刚度K ／ M P a m 圆形垫块的面积 S ／ m 9 0 0 40 0 8 7 0 2． 81 0一 51 0一 1 9 5． 231 0一。 0． 41 0一 。 2 3 0 0． 7 8 5 根据文献 [ 6 ] 为保证高速铁路高可靠、高安 全，建议路基面最小支承刚度按不小 于 2 0 0 MP a ／ m 进行控制 。力控制系统 的稳定性受负载刚度 的影 响很 大，负载刚度变小时，∞ 。 处得谐振峰值可能超出零 分贝线 ，以致 不 稳定 。在 相 同 的开 环增 益 下 ，K愈 小 ， 愈低 ，即响应速 度 愈低。因 此系 统稳 定性 和 响应均应按 K最小值来检验“ 。这里取路面支承负 载弹簧刚度为 K 2 3 0 M P a m～。 根据以上参数得系统的开环传递函数为 G s H s ， 2 、 0 0 【 意 “ s 志 十 3 ． 2 控制 系统仿真 在 MA T L A B中利用 S i m u l i n k仿真工具箱建立仿 真模型，如图4所示。对系统进行仿真得到单位阶跃 响应 曲线如 图 5所示 。 _ r 0W I ‘ 一 I 3 10 I 1 ．05 X 1 0’X 奴 J， I ‘ i G a tn g r a tIr 1 ‘3 6 等什 - 。 I f l l 1 。 l 0一 f t c h I 1 8 ．1 2 J 1 2 0 2 1 2 0 2 J F e e d b a c k Cyl i nde r 图4 系统 S i m u l i n k 模型 9 8 机床 与液压 第 4 0卷 遥 馨 图8 校正后系统单位阶跃响应曲线 O ．9 O ．1 8 O 蒌 -2 7 0 ．3 6 0 ．450 1 频／ r a d s ‘ 1 1 b 系统 闭环B o d e 图 图 9 校正后 系统 B o d e图 时 间， s a 1 0 Hz 正弦输入响应曲线 l 0 ． 6 0 ． 2 趔 馨 ． 0 ．2 ．0 ． 6 ．1 l 0 ． 6 0 ． 2 馨 ． 0 ．2 ．O ． 6 ．1 l 一 输 入 2 一输 出 时 间， s b 3 0 H z 正弦输入响应 曲线 l 一输入 2 一输出 0 0 ． 0 2 0 ． 0 4 0 ． 0 6 0 ． 0 8 0 ． 1 时 间， s c 4 0 Hz 正弦输入响应曲线 图 l 0 校正后系统正弦输入响应曲线 4 结束语 文中所采用的伺服缸与伺服阀的集成形式 ，以及 选择的控制策略，能够有效地模拟路面动载，保证高 频响应。由于文中是按最小的负载刚度来确定系统的 稳定性 ，随着负载刚度的提高，系统频宽提高，同时 系统的幅值和相位跟踪精度也会随着提高 ，而对经常 更换 负载刚度 的系统最好采用 自适应控 制策 。因 而，对力和位置双参数耦合闭环系统和负载刚度的自 适应控制需要做进一步研究。 参考文献 l 【 1 】王春行． 液压控制系统 [ M] ． 北京 机械工业 出版社 ， 2 001 ． 【 2 】张利平． 液压控制系统及设计[ M] ． 北京 化学工业出版 社 ， 2 0 0 6 ． 【 3 】陈新元 ， 陈奎生， 曾良才， 等． 电液伺服激振系统设计与 仿真[ J ] ． 机床与液压， 2 0 0 6 1 2 1 0 81 0 9 ． 【 4 】 成大先． 机械设计手册 单行本 液压控制[ M] ． 北京 机 械工业 出版社 ， 2 0 0 4 1 1 1 1 1 5 ． 【 5 】 衣正尧， 熊伟 ， 王海涛． 液压力检测试验台的模糊 P I D控 制系统设计 [ J ] ． 机床与液压， 2 0 0 8 ， 3 6 1 0 8 89 l ， 11 2． 【 6 】 魏永幸， 邱延峻． 高速铁路无砟轨道路基面支承刚度研 究 [ J ] ． 铁道工程学报 ， 2 0 1 0 7 1 81 9 ． 【 7 】 周起华， 徐本洲， 聂伯勋． 模糊 P I D复合控制在压注机电 液伺服控制系统中的应用 [ J ] ． 机床与液压， 2 0 0 6 5 1 0 2 1 0 4．