張 博，姚 烈

（上海汽車股份有限公司乘用車分公司技術(shù)中心，上海 201804）

0 引 言

垂向振動(dòng)對(duì)于大多數(shù)車身內(nèi)外飾零部件來說是車輛行駛在道路上的主要振動(dòng)能量來源，垂向振動(dòng)臺(tái)就是模擬道路垂向振動(dòng)輸入的試驗(yàn)設(shè)備，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、易于控制等優(yōu)點(diǎn)，得到了廣泛應(yīng)用。

目前，應(yīng)用較多的垂向振動(dòng)臺(tái)為電磁振動(dòng)臺(tái)。電磁振動(dòng)臺(tái)振動(dòng)頻帶較寬，一般為5～1000Hz，有的甚至更高，出力較小，且控制器方式簡(jiǎn)單，只能設(shè)置功率譜做隨機(jī)振動(dòng)，無法進(jìn)行迭代實(shí)時(shí)路譜試驗(yàn)。另一種應(yīng)用較普遍的振動(dòng)臺(tái)原理是液壓，多為多自由度控制，控制復(fù)雜可進(jìn)行道路模擬試驗(yàn)，振動(dòng)臺(tái)振動(dòng)頻帶較低（0.5～50Hz），出力較高。隨著靜液壓軸承作動(dòng)缸的出現(xiàn)，液壓作動(dòng)缸的頻帶可以高達(dá)200Hz甚至500Hz，如果以靜壓軸承作動(dòng)缸為振動(dòng)源集成為單軸垂向振動(dòng)臺(tái)，既可以兼顧低頻振動(dòng)又可以進(jìn)行迭代實(shí)時(shí)路譜道路模擬試驗(yàn)，對(duì)零部件的試驗(yàn)認(rèn)證有很大的幫助。針對(duì)此，本文設(shè)計(jì)了一個(gè)單軸垂向振動(dòng)臺(tái)。

圖1 單軸振動(dòng)臺(tái)

圖2 控制原理圖

圖3 驗(yàn)收關(guān)鍵信號(hào)反饋圖

1 系統(tǒng)構(gòu)成及原理

單軸垂向振動(dòng)臺(tái)結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示，其控制原理[1-3]如圖2所示。

2 項(xiàng)目驗(yàn)收問題

試驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)收做道路模擬試驗(yàn)比較順利，做2.5g（5～20Hz）掃頻試驗(yàn)時(shí)，發(fā)現(xiàn)實(shí)際調(diào)試中臺(tái)面加速度反饋信號(hào)不能接受，如圖3所示。

可以看出，臺(tái)面加速度在波峰和波谷中有巨大的波動(dòng)，且不平滑。前期分析的故障可能和伺服閥的非線性、氣彈簧系數(shù)以及作動(dòng)缸內(nèi)的庫倫摩擦力有關(guān)。

3 系統(tǒng)工作機(jī)理及仿真模型的建立

振動(dòng)源雙桿活塞式液壓缸，結(jié)構(gòu)如圖4所示?；钊麅蓚?cè)都裝有活塞桿，由于兩腔的有效面積相等，故活塞往返的作用力和運(yùn)動(dòng)速度相等，其運(yùn)動(dòng)數(shù)學(xué)關(guān)系[4]如下式所示：

式中作動(dòng)缸出力為左右腔室的壓差乘以有效面積A，P1為左側(cè)腔室壓力，P2為右側(cè)腔室壓力，有效面積A為活塞面積減柱塞面積。

假設(shè)液壓油不可壓縮，柱塞的運(yùn)動(dòng)速度就是流入作動(dòng)缸的總流量除以有效面積，如式（2）所示。那么對(duì)柱塞速度微分就得到了柱塞的加速度。由于作動(dòng)缸的柱塞和振動(dòng)臺(tái)面是剛性連接，柱塞的加速度就是振動(dòng)臺(tái)面的加速度，如下式所示：

圖4 液壓振動(dòng)工作原理圖

圖5 仿真模型原理圖

伺服閥的控制電流與流量成正比，速度的微分為加速度，阻塞面積一定，可以找到伺服閥控制電流與臺(tái)面加速度的數(shù)學(xué)關(guān)系[5-6]，從而達(dá)到有效控制的目的，進(jìn)而可以構(gòu)建模型構(gòu)架圖[7-8]，如圖5所示。

模擬模型主要包括伺服閥模型、作動(dòng)缸模型和控制器。作動(dòng)缸模型還包括作動(dòng)缸動(dòng)態(tài)模型和作動(dòng)缸安裝底座的動(dòng)態(tài)模型，氣囊也是要考慮的，也包含非線性因素的伺服閥，伺服閥性能曲線在伺服閥性能試驗(yàn)機(jī)上獲得，該設(shè)備應(yīng)用的相同伺服閥性能曲線如圖6所示。X-Y軸沒有單位，這就需要在仿真模型中調(diào)節(jié)刻度。根據(jù)仿真模型，控制器為常規(guī)比例控制，事實(shí)上控制器的結(jié)構(gòu)只會(huì)對(duì)以上問題有微小的影響。

4 仿真試驗(yàn)及結(jié)果

針對(duì)可能引起該驗(yàn)收問題的原因，設(shè)計(jì)了4個(gè)仿真試驗(yàn)，利用模型檢測(cè)這些參數(shù)對(duì)最后試驗(yàn)結(jié)果的影響。

1）考慮伺服閥的非線性因素，分別輸入線性的和非線性的伺服閥曲線，觀察最后加速度反饋結(jié)果。

2）逐漸增加氣彈簧的系數(shù)，觀察最后加速度反饋結(jié)果。

3）逐漸增加氣彈簧的系數(shù)庫倫摩擦力，觀察最后加速度反饋結(jié)果。

4）逐漸增加彈簧載荷，觀察最后加速度反饋結(jié)果。

4.1 伺服閥非線性因素影響

當(dāng)不考慮伺服閥的非線性時(shí)，加速度的信號(hào)如圖7所示，信號(hào)很完美。但是，由于圖6中伺服閥的非線性，雖然控制參數(shù)鎖定了，但是伺服閥流量變成非線性。當(dāng)非線性發(fā)生在零點(diǎn)附近時(shí)，作動(dòng)缸的兩個(gè)腔室的壓力會(huì)下降，從而影響伺服閥的控制流量導(dǎo)致波動(dòng)，從而加速度會(huì)隨著流量的波動(dòng)而波動(dòng)，如圖8所示。這說明伺服閥的非線性確實(shí)是加速度反饋不穩(wěn)的一個(gè)原因。

4.2 氣彈簧參數(shù)影響

在仿真模型中，將氣彈簧的系數(shù)由實(shí)際的2e8逐漸增加到2e10，加速度反饋如圖9所示，對(duì)比圖3的加速度輸出，表明加速度和彈簧系數(shù)關(guān)系不大。

4.3 庫倫摩擦力影響

圖6 三級(jí)伺服閥特性曲線

圖7 排除伺服閥的非線性因素

當(dāng)庫倫摩擦力在50～200N范圍內(nèi)變化時(shí)，臺(tái)面加速度如圖10所示，與圖8變化相比，發(fā)現(xiàn)庫倫摩擦力對(duì)臺(tái)面加速度有微小影響，有必要降低庫倫摩擦力以促進(jìn)加速度反饋信號(hào)質(zhì)量；但事實(shí)上試驗(yàn)用的作動(dòng)缸是靜壓軸承作動(dòng)缸，實(shí)際摩擦力不會(huì)超過5N，這樣庫倫摩擦力對(duì)加速度的輸出影響就可以忽略不計(jì)。

圖9 考慮彈簧力影響因素

圖10 考慮庫倫摩擦力影響因素

4.4 彈簧載荷影響

當(dāng)作動(dòng)缸的球頭和臺(tái)面的連接比較松的時(shí)候，這個(gè)作用力就象一個(gè)作用于臺(tái)面的彈簧力，在仿真模型中改變彈簧力系數(shù)，變化范圍0～107N/m，最后加速度反饋如圖圖11所示，與圖8相比較，加速度反饋很相似但實(shí)際彈簧力系數(shù)不可能這么大，實(shí)際接近0，所以彈簧載荷的影響可以忽略不計(jì)。

圖11 考慮彈簧載荷影響因素

5 結(jié)束語

最后針對(duì)數(shù)學(xué)模型推測(cè)的因素依次進(jìn)行試驗(yàn)認(rèn)證：1）調(diào)換線性度好的伺服閥；2）關(guān)閉開啟氣彈簧；3）測(cè)量空載庫倫力；4）調(diào)節(jié)彈簧載荷等方法，收集臺(tái)面加速度反饋。最后得出結(jié)論：伺服閥非線性因素是影響作動(dòng)缸輸出（位移、速度、加速度）質(zhì)量的主要原因，因此更換線性度好的伺服閥，可以解決振動(dòng)質(zhì)量的問題。

另外，由于線性度好的伺服閥流量一般比較小，適合做振動(dòng)異響試驗(yàn)；而有非線性特性的伺服閥流量一般比較大，適合做道路模擬試驗(yàn)。所以，在不同試驗(yàn)時(shí)，伺服閥需要切換以滿足不同類型的試驗(yàn)以確保試驗(yàn)質(zhì)量。

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