电动机转矩,功率,转速和负载之间的关系_百度文库
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电动机转矩,功率,转速和负载之间的关系
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你可能喜欢利用ANSYS进行船舶轴系的振动校核计算
作者：许庆新 沈荣瀛 臧述升
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摘 要：本文利用大型商用有限元计算软件ANSYS，进行轴系的振动校合计算。首先通过适当简化各种轴系元件，对船舶轴系部分进行几何建模，对轴系本体部分采用三维BEAM188梁单元模拟，对弹性支承的轴承部分采用COMBINE14弹簧单元模拟，对螺旋桨部分采用MASS21质量单元模拟。然后确定出轴系计算的边界条件，进行模态分析，就可以得到轴系振动的各阶固有频率和固有振型(包括横向振动、纵向振动和扭转振动)，以及模态参与因子。通过一个实际船舶轴系振动的计算，说明该方法的适用性。
关键词：船舶轴系、振动校合计算
船舶轴系是由推力轴、中间轴、艉轴、推力轴承、滑动轴承、联轴节、螺旋桨等组成的复杂系统，在船舶运行过程中，它会发生弯曲振动现象，对船舶正常运行产生不利影响。船舶轴系振动有三种类型：由旋转轴不平衡引起的横向振动，可以是垂直方向的，也可以是水平方向的，会造成艉管密封漏水或漏油，轴承座松动，甚至破裂;由螺旋桨推力不均匀引起的纵向振动，情况严重时可以造成推力轴承敲击，曲柄箱破裂，有传动时，还会损坏齿轮;此外，从主机通过轴系传递功率至螺旋桨造成轴段来回摆动，各轴段间的扭角不相同，从而产生扭转振动，破坏的结果是轴系断裂，有齿轮传动时，会造成齿轮敲击。因此，在船舶设计过程中，有必要对船舶轴系进行振动校合计算。
对于轴系这样的复杂结构，运用有限元方法进行振动计算具有明显的优越性。本文针对上海交通大学和某造船厂共同设计开发的46000吨集装箱船，应用ANSYS有限元软件6.0版本对其传动轴系进行振动校合计算，为进一步的设计提供参考。ANSYS是美国ANSYS公司开发的大型通用软件，它具有结构静力分析、结构动力分析、瞬态分析、模态分析、流体动力学分析、电磁场分析等多种功能。本文即是利用ANSYS软件的模态分析功能，完成对船舶轴系这一复杂结构的建模和有限元分析。实践证明，这种方法可以有效的提高工作效率，缩短分析周期，对工程实际是非常有效的。
2 轴系计算的有限元模型
进行校合计算的46000吨集装箱船，采用的是瓦西兰公司的32缸柴油组，发动机输出法兰通过齿轮箱变速后，和中间轴连接，中间轴和艉轴之间有联轴节。中间轴长3.68m，外径0.4m，无轴承支承。艉轴长5.3m，外径0.48m，前后分别有两个轴承，前轴承宽0.48m，后轴承宽1.08m，轴承刚度由轴承说明书给出。中间轴和艉轴中都布置有润滑系统。螺旋桨是变距螺旋桨，总重14500kg。根据实际需要，只需对船舶轴系的自由振动情况进行校合计算，不考虑受迫振动情况。所以在轴系的有限元建模中，只保留从齿轮箱输出法兰到螺旋桨部分的轴系。
根据轴系的实际结构，建模过程中进行了以下简化：
对轴系本体部分采用BEAM188梁单元模拟。BEAM188单元是三维梁单元，每个节点具有六个自由度：UX、UY、UZ、ROTX、ROTY、ROTZ，可以满足各种振动计算的要求。设置不同的梁截面，可以模拟不同直径的轴结构。考虑到润滑系统的布置，这里都设置为内径100外径不同的环形截面。
对弹性支承的轴承部分采用COMBINE14弹簧单元模拟。COMBINE14通常是一维线性弹簧单元，可以分别有三个方向的自由度UX、UY、UZ，只沿弹簧方向传递力。由于轴承有一定的宽度，可以有力矩作用，所以考虑在轴承部分的每个节点上都设置弹簧单元，来模拟力矩对轴承的影响。由于是一维弹簧单元，所以考虑在轴的水平和垂直方向分别设置两个弹簧，来分别模拟轴承部分在Y向和Z向的弹性。所以最后是在轴承部分的每个节点上有两个弹簧单元，弹簧单元一端直接连接在轴的节点上，一端设置为固定端。
在轴系和齿轮箱法兰的连接处，考虑存在弹性连接，所以在纵向上设置一个弹簧单元来模拟纵向的弹性连接，弹簧的刚度由经验数据给出。在水平和垂直方向上也设置两个弹簧，来模拟齿轮箱法兰对轴系的支承作用。
对联轴节部分，为了计算方便将其同样简化为梁单元，梁单元的内径不变，只是将梁单元的外径适当放大，来模拟这部分的强度。
对螺旋桨部分，将艉轴部分适当延长来模拟螺旋桨部分的长度，将螺旋桨的质量加上附水质量(变距桨按30%的螺旋桨干质量计算)简化为集中质量，集中质量直接加在螺旋桨的几何中心位置。
经过以上简化处理，可以建立轴系的有限元计算模型，见图1。轴系共有节点63个，其中方向节点27个，BEAM188梁单元27个，采用了5种不同的截面形状，COMBINE14弹簧单元15个，MASS21质量单元1个。
材料的弹性常数为：弹性模量E=2.1 x 1011 N/m2，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.8 x 103g/m3。
图1 船舶轴系的有限元计算模型3 轴系横向振动的计算
轴系横向弯曲振动计算中，假设轴承的刚度在各个方向上是相同的，轴系在水平和垂直方向上的振动是相同的，所以只计算垂直方向的振动。ANSYS模态分析中，BEAM188单元只保留UY、ROTZ自由度，其他自由度都去掉。模态分析后可以得出各阶固有频率，各节点的相对位移值、转角值，各单元的弯矩值、剪力值。如果在模态分析的结果上，作垂直方向上的谐响应分析，就可以得到各阶模态对应的模态参与因子。
横向振动的固有频率见表1。第一阶固有频率14.286Hz下的参数值见表2。前两阶的计算结果图示如下，见图2-9。表1 横向振动的固有频率
表2 横振频率f=12.83494 Hz时的参数值
4 轴系纵向振动的计算
轴系纵向振动计算中，BEAM188单元只保留UX自由度，其他自由度都去掉。和横向振动类似，进行模态分析，就可以得到各阶固有频率和模态参与因子，各节点的相对振幅，各单元的轴向力。
5 轴系扭转振动的计算
轴系扭转振动计算中，BEAM188单元只保留ROTX自由度，其他自由度都去掉。和横向振动类似，进行模态分析，就可以得到各阶固有频率，各节点的扭转角、扭角力矩。
6 计算结果的分析和小结
ANSYS软件为船舶轴系振动计算结果分析提供了强有力的后处理功能。一方面，可以用列表方式查询各阶频率下节点和单元的参数值，这对考察轴系在某一频率下的强度和安全性很有帮助。另一方面，可以用彩色云图的方式显示计算结果的分布情况，这对于船舶结构的进一步设计具有重要的指导意义。
从轴系的振动有限元分析过程可以知道，几何建模是整个分析的关键环节，建立的模型是否合适，是否和实际情况一致，特别是模型简化，必须符合实际情况，不应该改变整个结构的物理特性，否则就会造成比较大的误差。
在以上轴系振动计算中，进行了很多简化和假设，可能会影响计算结果。例如，假设轴承的刚度在各个方向是相同的，但实际上船舶上的滑动轴承的刚度在水平和垂直方向是不相同的，轴的中心环绕旋转中心的轨迹是椭圆而不是圆形;假设轴是简支在轴承支座上，轴承支座是绝对刚性的，但是如果轴的直径相当粗，轴和支座的刚度就可能是一个数量级，这样系统的总刚度就降低了;轴承间隙会降低固有频率;由于船的航速变化及吃水深度的不同，附水质量实际上也是一个变数;对艉轴轴承，特别是靠近螺旋桨的最后一道轴承，由于受到较大的螺旋桨悬臂的力矩，受力不均匀，所以是倾侧的，轴承和轴不可能均匀的全部接触，这也影响了固有频率计算的准确。因此，轴系元件的合理简化是轴系振动计算中最为困难的事。
本文尝试对轴系元件进行简化，并进行轴系振动的校合计算。通过和以往计算方法的比较，我们认为运用ANSYS进行船舶轴系振动计算，方法简单、方便、迅速，计算结果和分布趋势是合理的，误差也在工程允许的范围以内。运用ANSYS进行船舶轴系的振动校合计算在工程上是完全适用的。(end)
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佳工机电网·嘉工科技 Email:液压振动试验台
发布时间： 12:13:39
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液压振动试验台
1.&&&& 液压振动试验台的主要应用
液压振动试验台是电子液压振动台的简称。其激振力可达数十万牛顿以上，可得到大位移幅值，最大位移可到2米以上。结构尺寸小，结构牢固，可承受横向负载。适用于航空、船舶、汽车、地震等行业的各类产品试验。
2.&&&& 液压振动试验台的工作原理和结构特点
液压振动试验台是一种通过电液伺服阀这一能量转换和放大装置，将高压液体的能量转换成为执行机构作动筒的往复运动的振动台。电液伺服阀、作动筒与工作台面连在一起，构成电液式振动装置。
液压振动试验台借助于电液伺服阀，频率可以做的很低，而且推力可以很大，根据其控制方式，便可以实现往复振动。
液压振动试验台主要由台体支承机构、电液伺服阀、作动筒、工作台面、导向机构及油源控制系统组成。
液压振动试验台的支承系统没有弹性支承元件，振动时的平衡点靠控制系统施加给电液伺服阀的直流定中信号保证。所以，振动台的额定推力为振动台在额定载荷下产生额定加速度的推力，而设计推力应在额定推力的基础上考虑活动部分质量在重力加速度作用下的影响。
电液伺服阀是一能量转换装置，它将微弱的一定频率的信号变成大功率的液压能（流量、压力）输出给振动台题的作动筒，使作动筒与振动台面一起作相应的振动。由于高压系统中油的可压缩性不可忽略，所以要求电液伺服阀与作动筒之间的连接管路尽可能短，因此，在一般情况下，电液伺服阀通过阀板与作动筒直接连接。
电液伺服阀即是电液转换元件，也是功率放大元件，它将电气部分与液压部分连接起来，实现电液信号的转换和放大。它是液压振动试验台的核心。
电液伺服阀具有体积小、结构紧凑、功率放大系数高、直线性好、死区小、灵敏度高、动态性能好、响应速度快等优点，因此，在液压振动试验台中得到广泛的应用。
电液伺服阀的类型和结构很多，液压振动试验台常用的为力反馈两级伺服阀。它由电磁和液压两部分组成。
电液伺服阀的特性分为静态特性与动态特性。静态特性可根据测试所得到的负载流量特性、空载流量特性、压力特性等曲线和相应的参数加以评定。动态特性可以用频率响应或瞬态响应表示。
作动筒是电液伺服系统的执行机构，伺服阀输入的小信号通过功率放大器产生的液压能通过这一机构表现出来。作动筒与台面一起，构成了液压振动试验台的激振器。
导向机构的形式很多，目前常用的有铜套导向、非金属材料喷涂表面的金属套导向以及静压轴承导向。
液压振动试验台的油源系统为高压系统，主要由高压油泵、油泵电机、高精度滤油器、溢流阀、冷却器、油箱组成。
油源系统各液压元件的设置除了能保证伺服阀、作动筒的正常工作外，还设置了一些必要的保护环节，如：滤油器阻塞报警、压力过载保护、温度过载保护、冷却器缺水报警，如果油源系统与控制柜相距较远，还可设置远程调压。同时，系统的工作压力由压力表显示。
在高压油路系统中，液压油的温升是必须引起注意的问题。应采取相应的措施控制油的发热。油的温度一般不超过50℃。
设备工作原理：
液压振动试验台主要由作动筒，伺服阀，液压源及控制装置组成。如系统结构图1所示。
同类型液压振动试验台图片（仅供参考）
油源控制系统是高压油供给振动台体的控制部分，因为油源属于高压系统，所以必须有压力指示、压力远程调整、堵塞、超载、油量过高等报警装置。
电液伺服阀是能量转换装置。它将微弱的一定频率的信号变成大功率的液压能（流量、压力）输给振动台体的作动筒（即活塞油缸），使作动筒与振动台工作台面一起做相应振动。由于高压系统中油的可压缩性不可忽略，所以要求电液伺服阀与作动筒之间的连接管尽可能短，因此，在一般情况下，电液伺服阀通过阀板与作动筒直接连接。
液压振动试验台的支承系统设有弹性支承元件，其作振动时的平衡原点是靠控制系统施加给电液伺服阀的直流定中信号来保证。
如前所述，高压油路系统中，液压油的可压缩性是不可忽略的。从这个意义上来说，液压油亦是个弹簧（即油压弹簧），它与振动台活动系统的等效质量仍可等效为一弹簧&质量的单自由度系统，这个系统固有频率的计算可按下式进行：
式中：k&&液压油的弹性模量；
s&&作动筒的活塞面积；
v&&作动筒内有效体积的 与伺服阀的工作边到作动筒一端管道的体积之和；
&&振动台活动系统的等效质量,其中包括活动部分质量和试验载荷质量；
g&&重力加速度。
在弹性支承元件支承的单自由系统中其振动的坐标原点是以弹簧在质量的重力作用下发生静变形后的位置作为基准的。而液压振动试验台是以施加给电液伺服阀的定中信号而保持在平衡位置上的。所以，振动台的额定推力应为振动台在额定载荷下产生额定加速度的推力。而设计推力在上述的额定推力基础上考虑活动部分质量在重力加速度作用下的影响。液压振动试验台系统原理见图2。
图2 &液压振动试验台系统原理图
伺服放大器将来自信号源的输入信号和来自伺服阀及作动筒的反馈传感器信号进行综合，产生一个偏差信号，并将其放大。这个信号输入给伺服阀的力矩马达时，产生一个与此信号大小成比例的力，此力作用在一级滑阀上并使滑阀产生与力成比例的位移。与一级滑阀输出位移成比例的液流作用在二级滑阀的两端，使二级滑阀的运动速度与力矩马达的输入电流成比例。设在二级滑阀端部活塞杆下端的位移传感器向伺服放大器提供位移反馈信号，组成闭环控制。液压源向伺服阀提供一定压力和流量的动力源。伺服阀按照输入信号变换流入作动筒的高压液流方向，使油缸活塞和台面上装载的夹具和试品，在其上、下两端压差的作用下作往复运动（即振动）。振动的频率和位移由控制信号的参数来决定。液压系统见液压原理图3。
图3& 液压原理图
3.&&&& 液压振动试验台主要设计计算思路
电液振动系统分为三大部分，由试验台体、电气控制、液压油源组成。
液压振动试验台的设计计算思路做下列说明。
1)&&&&& 根据振动频率与位移幅值计算振动速度与加速度。
2)&&&&& 计算作动筒雀字本都盎钊酥本丁８葑芡屏Γ杉扑阏穸枰难沽Σ睢
3)&&&&& 根据振动频位移幅值、振动速度及液压油作用面积，计算振动所需要的液压油流量。
4)&&&&& 根据液压油流量，适当加上作动筒的内部泄漏流量，最后确定振动所需要的液压油最大流量。
5)&&&&& 根据以上计算，选择高压油泵及油泵电机。
6)&&&&& 根据振动所需要的液压油最大流量，选择电液伺服阀。
7)&&&&& 作必要的台体各部分强度计算。
设备各部分的主要功能简介如下：
4.1动力泵站。泵站部分为液压系统的动力源，提供整个系统的动力和完成对传动介质的储存以及诸如清洁度控制、温度控制等功能。本系统采用油泵-电机组与油箱分列独立式结构，可避免油泵-电机组产生的振动影响到油箱。油泵-电机组安装有减震器，可在免地基条件下正常工作。油泵-电机组与油箱通过钢丝编织高压胶管连接。
4.2液压功能阀控制部分。控制部分通过对液压介质的控制实现所需达到的功能。本系统的通用液压功能阀采用集成叠加式结构，集中安装在油箱专用阀架上。电液伺服阀组则集成于离液压振动试验台体较近的安装板上。
4.3液压管路。管路为系统非常重要的部分，采用钢丝编织高压胶管与无缝钢管相结合的形式连接阀组和执行元件。由于本系统的最高油压可达26MPa，所以在油箱上的集成管路采用无缝钢管。油泵的泄油管采用尼龙管，这种管呈乳白色半透明，塑性大，易弯曲，安装方便，能观察管内液压油流动情况。
4.4设备功能执行元件。本设备的执行元件为伺服作动筒。作动筒是电液伺服系统的执行机构，伺服阀输入的小信号通过功率放大器产生的液压能通过这一机构表现出来。作动筒与台面一起，构成了液压振动试验台的激振器。由于高压系统中油的可压缩性不可忽略，所以要求电液伺服阀与作动筒之间的连接管路尽可能短，因此，电液伺服阀通过阀板与作动筒直接连接。伺服作动筒是电液伺服系统设计中关键性元件，一般很少能根据参数选择，绝大多数是根据工艺要求、计算结果、设备的结构尺寸等进行非标准设计，而设计出的液压缸结构及其动态特性又直接影响了系统的性能和正常使用，所以伺服作动筒的设计是控制系统中很重要的部分。
其结构示意图见图4。
图4& 作动筒结构示意图
&&&&&& 1&加速度计；2&工作台面；3&活塞杆；4&油缸；5&活塞；6&密封；
7&位移传感器；8&负载油口；9&作动筒回转支承；10&导向机构。
活塞与活塞杆在油缸中须运动自如且密封，活塞的行程应大于振动台最大位移幅值的两倍。由于在振动过程中，活塞的运动速度比较快，因此，应注意各个部分材料的选用及密封环节的耐磨性。聚四氟乙烯磨擦系数低，但其弹性、依从性较差；以耐油橡胶或聚胺酸脂耐磨橡胶制成的&O&型密封圈则有较好的弹性和密封性，但磨擦系数较大，两者结合，组成复合式密封，效果较好，见图5。对一些小型作动筒，活塞与缸体间可采用间隙密封或迷宫式密封，以减小摩擦力。
图5& 复合密封件示意图
及静压轴承导向，见图6。
（a）&&&&&&&&&&& （b）&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& （c）
图6& 导向机构类型结构示意图
（a） 铜套导向；（b）非金属材料喷涂表面的金属套导向；（c）静压轴承
铜套的材料一般为铝铁青铜，孔内开有直线形或螺旋形贮油槽，便于存油。
非金属材料喷涂的金属套一般为碳素刚或铸铁，非金属材料一般为带添加剂的聚四氟乙烯，这种套耐磨性好，可以不用润滑。
静压轴承是依靠液压系统供给压力油，经节流器，进入轴承的油腔，通过油的压力将轴浮在轴承中，保证了轴在任何情况下都与轴承处于完全的液体摩擦状态。其特点是：在各种相对运动状态下都具有较高的承载能力；摩擦阻力极低；刚度高；精度稳定性好；对轴承的材料要求不是很严格。
作动筒活塞面积的确定方法可按下式计算：
&&&&&&&&&&&& &&&&&&&&&&&&&&
式中：F设&&振动台的设计推力（N）
PS&&伺服阀的额定工作压力（Pa）
m&&振动台活动部分与最大载荷质量（Kg）
a&&振动台的额定加速度幅值（m/s2&）
g&&重力加速度（9.8 m/s2&）
s&&活塞面积（cm2）
作动筒的流量通常按下式计算：
&&&&&& &&&&&& &&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
式中：S&&活塞面积 &&（cm2）
V&&活塞速度 &（cm/s）
A&&振动台的最大位移幅值 （cm）
F交&&振动台的交越频率& （Hz）
伺服作动筒与传动用液压缸的区别。
液压传动用液压缸是一出力的元件，只要能克服负载力，满足一定的运动速度要求，启动停止平稳就是一台合格的液压缸；而电液伺服系统用伺服作动筒是控制系统中的执行元件，系统工作的优劣，完全通过它体现出来。对伺服作动筒的要求：
1）、强度校核。液压缸的设计计算，一般均按经典的强度公式计算出厚度和直径等尺寸，然后圆整或套用标准，因此最后结果往往超出计算值，偏于安全；但对缸的变形量必须校核。
2）、关于刚度。应有足够的连接刚度，即活塞杆的细长比要很小，否则执行元件的固有频率会下降很多，缸的底座不能只满足能支承缸的受力，还应有足够刚度的基础。
3）、尽量减小液压缸的摩擦力。摩擦力是非线性负载，不但力的方向与运动相反，而且动、静摩擦力不同。当伺服阀调节伺服作动筒作频繁往复而微量运动时，如果摩擦力过大，由静止到运动，摩擦力突然减小，此时尽管伺服阀阀芯未动，但伺服作动筒仍会发生一次跳动（爬行）而偏离平衡位置。系统反向调节伺服作动筒位置时，也会出现同样情况，由此产生极限振荡。这对于具有弹性负载的系统稳定性将造成严重影响，甚至无法正常工作。所以为了获得稳定的控制系统，应尽量减小液压缸的静摩擦力和动摩擦力的差值，并使之最小。可采取以下措施：
a、选用摩擦系数低的密封件与导向套。密封件采用专业厂商生产的组合密封件，以保证良好的导向性。
b、活塞杆的有效导向长度应尽量长一些，以减少由于伺服作动筒轴向歪斜产生的附加摩擦力。
c、应保证缸体与活塞尺寸公差在允许范围内，其公差值也可参看密封件的要求。
4）、尽量提高伺服作动筒的固有频率。
4.5液压油。液压油是电液伺服系统中能量传递的工作介质，它必须满足电液伺服系统使用的物理性能和化学性能：
1）、粘温性。由于电液伺服系统使用地点和季节的不同，环境温度各异，会引起油的粘度变化，从而改变系统性能参数，因此要有合乎要求的粘温性。
2）、抗氧化性。防止油中的氧化物沉淀成沥青状的物质。
3）、抗剪切性。由于液压油是长期在节流缝隙高速流过，易于把油的长链油分子剪断而降低油的粘度。
4）、相应的添加剂，如抗氧化剂、抗剪切剂、消泡剂等。
本电液伺服系统中采用的是高精度抗磨液压油，它具有良好的粘温性，凝点低，低温性能和氧化安定性好，不易生成酸性物质和胶膜，油液高度清洁，主要应用于飞机的液压伺服系统和起落架、减震器、减摆器等，也应用于大型舰船的武器和通讯设备，如雷达、声纳、导弹发射架、火炮的液压系统中。
4.6油源冷却装置。液压系统工作时，因为液压泵、伺服作动筒的容积损失和机械损失，控制液压元件、伺服阀及管路的压力损失和液压油摩擦损失等消耗的能量，几乎全部转化为热量。这些热量除一部分散发到周围空间，大部分使液压油和液压元件的温度升高。如果温度过高，将严重影响液压系统的正常工作。比如将使液压泵滑动表面油膜破坏，导致磨损烧伤，产生气穴，减少流量。导致伺服作动筒活塞热胀，容易卡死，密封件材质老化，漏损增加。
本液压系统采取的措施是，合理的设计油箱，保证油箱有足够的容量和散热面积，但考虑到占地面积和成本原因，油箱又不能做的过于庞大，所以采取了强制冷却的方法，通过冷却器来控制油液温度，使用了水冷冷却器，使之适合系统的工作要求。
4.7电液伺服阀原理介绍。
电液伺服阀既是电液转换元件，也是功率放大元件，它将电气部分与液压部分连接起来，实现电液信号的转换和放大。电液伺服阀是本摇摆台的核心。
电压伺服阀具有体积小结构紧凑、功率放大系数高、直线形好、死区小、灵敏度高、动态性能好、响应速度快等优点。因此，在摇摆台中得到了广泛应用。
① 电液伺服阀的工作原理
电液伺服阀的类型和结构很多，液压振动试验台上常用的为力反馈，两级伺服阀。其工作原理见图7。
力反馈两级电液伺服阀由电磁和液压两部分组成。电磁部分是永磁式力矩马达，由永久磁铁、衔铁、控制线圈和弹簧组成。液压部分是结构对称的两级液压放大器，前置级是双喷嘴挡板阀，功率级是四通滑阀。滑阀通过反馈杆与衔铁挡板组件相连。
图7& 电液伺服阀原理图
1&永久磁铁；2&导磁体；3&衔铁；4&线圈；5&弹簧管；
6&反馈杆；7&喷嘴；8&滑阀；9&固定节流孔
力矩马达把输入的电信号（电流）转换为力矩输出。无信号电流时，衔铁由弹簧支承在上下导磁体的中间位置，永久磁铁在四个气隙中产生的极化磁通&p是相同的，此时力矩马达无力矩输出,挡板处于
两个喷嘴的中间位置，喷嘴挡板输出的控制P1=P2,滑阀在反馈杆小球的约束下亦处于中间位置，阀无液压信号输出。
若有信号电流输入时，控制线圈产生控制磁通&c，其大小和方向由信号电流决定。在气隙b、c中，磁通&c和&p方向相同相叠加，而在气隙a、d中，磁通&c和&p方向相反而相减。因此，气隙b、c的合磁通大于a、d的合磁通。于是，该磁力克服弹簧管一定的弹力而使衔铁做一逆时针角位移，同时使挡板向右偏移。喷嘴挡板的右间隙减小而左间隙增大，控制压力P2减小而P1增大。从而推动滑阀左移。同时，使反馈杆产生弹性变形，对衔铁挡板组件产生一个顺时针方向的力矩。当作用在衔铁挡板组件上的磁力矩、弹簧管反力矩、反馈杆反力矩等达到平衡时，滑阀停止运动，取得一个平衡位置，并有相应的流量输出。
若电流相反时，则衔铁、滑阀及反馈杆的方向相反。
滑阀位移、挡板位移、力矩马达输出力矩都依次与输入信号电流成比例变化，在负载压差一定时，阀的输出流量与信号电流成比例。所以，这也是一种流量控制电液伺服阀。这种阀与普通的电磁阀或磁比例阀不同，它的输入信号功率信号很小，一般只有几十毫瓦；能够对输出流量和压力进行连续的双向控制；具有极快的响应速度和很高的控制精度，利用它可构成快速高精度的闭环控制系统。
电液伺服阀是液压振动试验台的心脏，液压振动试验台的输出功率和频响在很大程度上取决于伺服阀的输出功率和频率特性。
伺服阀可分为单级、双级、多级，几种伺服阀的结构示意图见图
8、图9、图10和图11。
图8是双喷嘴-挡板式二级流量控制伺服阀，该阀由马达，双喷嘴-挡板液压前置放大器，四边滑阀功率输出级和力反馈机构组成。挡板位于两个喷嘴中间并受力矩马达控制来回摆动，控制喷嘴的喷出流量，从而控制与每个喷嘴的另一端相联通的功率输出级滑阀端部油腔的压力，使滑阀两端油腔内产生压力差，推动滑阀往复移动。这样，高压液体通过伺服阀的开口出进入执行机构（油缸与活塞），与此同时，低油压经过伺服阀的另一开口由管路回到油箱。
图8 &双喷嘴-挡板二级流量控制伺服阀
1&力马达；2&喷嘴；3&挡板；4&弹簧；
5&滑阀；6&滤油器；7&节流器。
双喷嘴-挡板伺服阀具有压力增益高、零偏小、所需驱动力小、功率放大系数大（输出与输入功率之比）、体积小、无低频限制等优点。但这种阀的力矩马达用于驱动大直径滑阀时，频率范围受到限制，而且，喷嘴-挡板间隙通常只有25-100&m,容易堵塞；并要求喷嘴相对挡板的结构尺寸和液压参数在稳态下必须严格对称，一旦因堵塞、腐蚀或其他外界因素引起不对称时，会使伺服阀出现零偏。故这种阀的抗污染能力差。
图9是两级滑阀式流量伺服控制阀。它由马达、一级（引导级）和二级（功率输出级）柱塞滑阀、差动变压器式位移传感器构成。这种伺服阀的一级滑阀和一个驱动力较大的（有的达100多N）力马达直接拖动，一级滑阀由弹簧定中心（为避免产生高Q共振，在一些伺服阀内采用了橡胶弹簧），功率输出级滑阀由位移传感器定中心。两级滑阀式流量控制伺服阀具有输出功率大、工作频率高、抗污染能量强，稳定性、可靠性较好，工作寿命长等优点。但它需要的拖动力大，压力和流量增益较喷嘴-挡板伺服阀低，体积、重量也较大。
图9 &二级滑阀式流量控制伺服阀
1&力马达；2&级滑阀；3&二级滑阀；4&传感器。
图10是双通道输出两级滑阀式流量控制伺服阀。它是一种专用于液压振动台的性能较好的电液伺服阀。从图中可以看到，在结构上，力马达和一级滑阀与图5中两级滑阀式流量控制阀完全相同，不同的只是在功率输出级采用了双通道输出。这样就在不增大一级滑阀流量输出的情况下，提高了功率级滑阀的输出流量。力马达的驱动力约为50～80N，这种阀较一级滑阀的行程比较大，为提高阀的频率范围创造了条件。与两级滑阀式流量控制伺服阀比较，这种伺服阀的功率级放大系数高、频率范围宽；但由于尺寸和重量增大，精度要求更高，加工装调比较困难。
图10 &双通道输出二级滑阀式流量控制伺服阀
1&力马达；2&一级滑阀；3&二级滑阀；4&传感器
图11是电磁场阀激振器简图，它是利用电敏感流体的粘度随着
图11 电磁场阀激振器
1&多层金属极；2&轴；3&油缸壳体
电场强度而变化的性质制成的。交变的电压加在多层金属板上，产生交变电场，引起流经金属板间油液的粘度变化，从而使流量和阀的压力变化。电压为&1的两个间隔的电场阀与油缸的壳体固结，电压为&2的另两个间隔的电场阀与轴固结。交变的电压&1、&2使相邻的电场阀产生压力差，从而使轴振动。电场阀的结构简单，性能良好，振动频率可达1000HZ以上，但激振力小，负载能力弱。
② 电液伺服阀的特性
i）静态特性
电液伺服阀的静态特性，可根据测试所得到的负载流量特性、空载流量特性、压力特性和静耗流量特性等曲线和相应的参数加以评定。
负载流量特性（压力&流量特性）
伺服阀的负载流量特性曲线表示出稳定状态下输入电流、负载流量和负载压降三者之间的函数关系，见图12。
图12 压力&流量特性曲线
流量控制伺服阀的功率滑阀的位移与输入电流近似成比例关系，所以负载流量曲线的与功率滑阀的负载流量曲线的形状相似。
负载流量特性曲线主要用来确定伺服阀的类型和估计伺服阀的规格，以便与所要求的负载流量和负载压力相匹配。
空载流量特性：
空载流量曲线是输出流量与输入电流呈四环状的函数曲线，见图9。它是在给定的伺服阀压降和负载压降为零的条件下，使输入电流在正负额定电流值之间作一完整的循环。并在X&Y记录仪上描绘出来的曲线 。
由流量曲线可得出额定流量、流量增益、滞环、非线形度、不对称度、零偏等参数。
图13& 流量曲线、额定流量、零偏、滞环
阀的额定流量是在额定电流和规定的阀压降下测得，通常，阀压降取63 Pa，阀在供油压力下的空载流量可按下式计算：
式中：& Q0&&阀在供油压力下的空载流量（l / min）
&&&&&&& &QR&&阀压降在63&105Pa时的额定流量（l / min）
&&&&&&&& PS&&供油压力（Pa）
&&&&&&& &P0&&回油压力（Pa）
&&& &在流量曲线上对应于额定电流的输出流量即额定流量，其公差一般规定为&10%，额定流量表明了伺服阀的规格，可用来选择伺服阀。
&&& 流量曲线上某点或某段的斜率就是阀在该点或该段的流量增益。流量增益随输入电流的极性、负载压降大小及工作条件的变化而变化。
滞环表明伺服阀的流量曲线呈四环状。这是由于力矩马达磁路的磁滞现象和伺服阀中的游隙造成的。伺服阀的滞环现象规定为输入电流缓慢的在正负额定电流之间作一个循环时，产生相同输出的两个输入电流的最大差值与额定电流的百分比。
非线形度 表示流量曲线的不直线性。它是名义流量曲线与名义流量增益线的最大电流量偏差。以额定电流的百分比表示，非线性度一般小于7.5%。
不对称度表示两个极性的名义流量增益不一致性，用两者之差对其中较大的百分比表示，通常应不大于10%。
伺服阀由于组成元件的结构尺寸，电磁性能和装配等方面的影响。在输入电流为零时输出流量并不为零。为使其输出流量为零，必须加入一个输入电流。使阀处于零位所需要的输入电流值与额定电流的百分比，称为伺服阀零偏，通常小于3%。
压力特性：
压力特性曲线是输出流量为零（将两个负载口堵死）时，负载压降与输入电流呈四环状的函数曲线，见图14。在压力特性曲线上某点或某段的斜率即为压力增益。伺服阀的压力增益随输入电流而变化，并在一个很小的额定电流百分比范围内就达到饱和。伺服阀的压力增益高，伺服系统刚度大，克服外负载能力强，从而使系统的误差小。压力增益与阀的开口形式有关，零开口，伺服阀的压力增益最高。
图 14& 压力特性曲线
ii）动态特性
电液伺服阀的动态特性可以频率响应或瞬态响应表示。
频率响应：
电液伺服阀的频率响应是输入电流在某一频率范围内作等幅变频正弦变化时，空载流量与输入电流的复数比。频率响应用幅值比（dB）和相位滞后（度）与频率的关系表示。见图15。
幅值比是某一特定频率下的输出流量幅值与输入电流之比，除以一指定低频（输入电流基准频率）下的输出流量与同样输入电流幅值之比。相位滞后是在某一指定频率下所测得的输入电流与其相对应的输出流量变化之间的相位差。
图15 频率响应特性曲线
伺服阀的频率响应随着油温、供油压力 、输入电流幅值和其他一些工作条件而变化，输入电流幅值过大，频率响应在高频时由于力矩马达和中间级输出的限制，将出现饱和。输入电流幅值过小，由于伺服阀分辨率的影响，将使波形产生畸变。
伺服阀的频宽通常以幅值为-3dB（即输出流量为基准频率时输出流量的70.7%）时的频率区间作为幅频宽，以相位滞后90&时的频率区间作为相频宽。
颤振是伺服阀输入特性之一。为了提高系统的分辨率，在伺服阀的输入信号上叠加一个高频低幅值的电信号。颤振信号以颤振频率和颤振电流峰值来表示。
颤振使伺服阀处在一个高频低幅值的运动状态中。可以减小或消除伺服阀中由于摩擦所产生的游隙，同时还可防止阀的堵塞。但是颤振不能减小力矩马达磁路所产生的磁滞影响。颤振频率应大大超过预计的信号频率。而不应当与伺服阀执行元件和负载的共振频率相重合。颤振幅度应足够大以使其峰间值刚好填满游隙宽度，相当于主阀芯运动约2.5微米左右。
4.8液压油经过滤后装入油箱，再经过过滤通入电磁换向阀和电液伺服阀控制伺服作动筒做正弦振动。振动幅值和频率，可根据用户要求，在计算机控制系统中设置。工作台面的振动幅值由位移传感器测量，位移传感器与伺服功率放大器组成一闭环系统，以保证台面的振动幅值和频率准确。
4.9安装地基
液压振动试验台的安装基础不仅对周围的建筑结构，而且 对振动台本身的性能（振幅、速度、加速度、波形失真等）都有很大影响。与电动振动台相比，液压振动试验台的基础更为重要。这是因为支承电动台台体的耳轴被装在减振器（一般为空气弹簧）上，减振器的固有频率多在2～3Hz左右。对工作频率在5～3000Hz左右的电动振动台来说，这种减振器是有效的，因此它不一定要有专用基础。而液压振动试验台则不同，台面直接承受的负载比较大，结构本身也无减振结构。另外，液压振动试验台多在低频下工作（一般在～500Hz范围内），而且应用液压振动试验台的大部分试验是在低频（近0～30Hz左右）、大位移状态下工作，此时，固有频率在2～3Hz左右的减振器显然已经不适用。
所以液压振动试验台必须有大刚度的基础并坚固在支承在地基上。一般取基础重量为振动台激振力的10～20倍为宜。此时，若振动台与基础连接的刚度足够大，则基础对振动台振幅的影响不会超过5%，对加速度的影响也在0.1g以下。
基础传递给临近建筑物的振动量和以下三个因素有关：
① 基础&土壤系统的共振；
② 土壤本身的共振；
③ 建筑物自身的共振。
这三种共振频率往往比较接近，例如：基础&&土壤系统固有频率约为10～15Hz之间。多数工业与民用建筑物的共振频率约在8～25Hz之间。以上频率均在液压振动试验台的工作频率范围内，如果基础和土壤之间没有隔离，振动台的振动还会通过基础传给邻近的建筑结构，故基础与建筑物地基的距离不得小于1.5m以上，还应在基础的周围开设沟槽、槽内充填隔振物。
如上所述，液压振动试验台通常应该有一个很好的基础和注意基础与建筑物间的隔振，但特别要强调的是，基础和液压振动试验台安装基座之间的连接要有很好的刚性。这是因为当作动器的活塞在油压作用下向上激振被试对象时，同样的激振力通过油缸体也会向下激励振动台的台体。这个激励作用必须通过安装基座传递给基础这个大的反作用质量上，才能达到减小台体振动的作用。如果在油缸、台体、安装基座、基础之间某一个连接环节比较薄弱（刚度不够）、则很可能因谐振而出现&消振&现象。这种教训在国内已经不止一次发生过。
4.&&&& 试验台控制原理设计
系统的电气控制由一台计算机完成，由于电液伺服系统是一个典型的随动系统，可实现振动过程的动态监控，计算机控制系统采用集中控制模式如图16所示。
图16& 计算机控制系统框图
根据系统的功能电气控制采用计算机自动控制，通过编制软件产生幅度、周期可调的正弦波设置等，由计算机通过D/A8112PG板卡输出到伺服放大器推动伺服阀使台面按正弦波规律工作，数据采集通过位移传感器将反馈位移量送入伺服放大器与给定值进行比较调节，另一路送入计算机内A/DPC726板卡，计算机进行数据处理，显示以及打印等操作.软件包采用Microsoft Windows 作为操作系统平台， Microsoft Visual C++6.0作为开发工具，利用面向对象的思想开发而成。软件包的人机界面以数据和曲线实时显示窗口为主，同时显示输入参数设定值，系统状态，试验进度等内容。硬件电路：伺服放大器可完成正弦波信号放大，调节，滤波等功能。
5.1软件部分的设计路线
液压振动试验台控制软件本着&可靠、高效、易用、美观&的设计原则，采用面向对象的设计方法设计而成。系统采用计算机自动控制，计算机软件采用WindowsXP 作为操作系统平台，以Microsoft Visual C++6.0作为开发工具，利用面向对象的思想开发而成。计算机通过I/O口进行数据通信，A/D口进行检测，D/A口进行控制，系统参数设置、运行状态、报警信息，都在计算机人机界面上进行。计算机控制摇摆系统的整个运行过程，并能够存储、生成试验报告及打印，对液压振动试验台整个试验参数进行动态监控和调整，实现计算机闭环控制及多路数据采集、多界面波形显示及工作状况显示。同时显示输入参数设定值，系统状态，试验进度等内容。
液压振动试验台控制软件还对设备的异常和错误状态进行监控，一旦出现这些情况，控制软件将自动执行断电操作，以保护机械台体和被测试设备。
控制软件包括还提供&超速&和&超限位&安全保护机制，如果控制软件在监测到系统运行速率超过某个速度上限超过位置限位，则执行&停止运行&和&断电&操作。
根据系统要求采用以微机为基础的控制系统,在微机中实现液压振动试验台的通信控制、数据传输、数据计算、曲线和数据的显示打印。整个软件系统的设计采用面向对象技术,对端口直接读写,缩短了开发周期。能准确地采集数据的瞬时值、有效值、相位角、频率等。实际应用表明,系统工作稳定,操作简单,能适应控制系统各种应用场所,可大大提高试验工作效率。
计算机自动控制分别控制振动试验幅值和周期，可根据试验规范要求，在计算机控制系统中任意设置。& 随着集成电路、高速Ａ/Ｄ采样、ＤＳＰ和计算机技术的飞速发展,各种用于控制系统设备也得到很快应用。这类控制系统为设备+计算机的硬件结构模式,所以应用范围越来越广泛。ＯＯＰ(面向对象程序设计)技术,是继结构化程序设计之后新的程序设计方法,是程序设计方法上的一次质的飞跃。它以对象为核心,对数据和方法进行封装和抽象,具有继承性、多态性和重用性,便于系统维护和功能扩展,能大大提高软件开发效率,缩短软件开发周期。利用ＯＯＰ技术开发控制系统,不仅能重用ＤＯＳ平台下的代码资源,而且使系统升级换代及适应多平台运行成为可能。为使系统能适应Ｗｉｎｄｏｗｓ系列的视窗平台,选用ＶｉｓｕａｌＣ++作为开发平台。微软公司的ＶｉｓｕａｌＣ++不仅实现了面向对象程序设计,而且能有效利用它的程序代码,具有强大的可视化工作平台,丰富的编程工具以及语言本身的连续性、可靠性的特点。它基于基本类库(ＭＦＣ)建立应用程序的思想,为编程者构筑了4类应用程序的轮廓:应用类、主框架类、文档类、视图类。通过这4类应用程序的协调配合来完成软件的各项功能。
系统构成大致由通信模块、实时监视模块、人机对话模块,函数产生模块、数据检测显示及打印模块、数据存储模块等6个主模块组成。系统建立若干类来完成这6个模块的功能。各模块之间紧密联系,通过建立相应类的对象,完成数据的显示、交换和调用。前后台通信是获取波形数据的唯一途径,通信质量的好坏,速度高低,直接影响整个系统的性能。通信有许多方式,除能利用网络、ＵＳＢ、红外设备外,在控制和测量领域,大多采用串口和并口2种方式。串口通信所需要的连线少,较并口易于编程和控制,但数据传输速度较慢,不便于大量数据块传输。对于串口/并口的通信编程,基本上有3种实现模式:
(1)利用通信控件实现。这种方式在许多可视图系统结构化编程开发平台中使用,如ＶＢ、ＶＦＰ　Ｄｅｌｐｈｉ等;
(2)利用通信驱动程序和一组ＷｉｎｄｏｗｓＡＰＩ函数实现。这在许多Ｗｉｎｄｏｗｓ应用程序中采用,是通信编程的常用方法。但要求编程者熟悉Ｗｉｎｄｏｗｓ消息驱动机制、通信ＡＰＩ函数及数据传送的过程,编程复杂,且不便于利用ＤＯＳ环境下的通信代码;
(3)直接对端口进行读写。这种方式虽然有悖于&Ｗｉｎｄｏｗｓ操作系统禁止应用程序直接同硬件打交道&的原则,但其编程简洁,能最大限度利用ＤＯＳ环境中的通信代码,所以也不失为一种缩短开发周期有效利用程序资源的方法。振动台控制系统要求具数据输出和采集功能并且零信号无输出，保证振动台不工作时在平衡位置，因此选用采集PC 8112PG卡，该卡是高速采样系统(最高100ｋＨｚ采样率),具有2Ｍ数据缓存区,每次数据传送量大, 输出卡选用PC726，所以系统采用了并口通信模式。在编程上,首先建立一个视窗框架，由Cview派生的CFormView类，在此基础上创建接收数据类INPUT及主视窗类ＲolingView,充分利用主视窗类里的函数打印函数OnPrint(),采样判断,发送数据,时间控制OnTimer()函数,并建立一个正弦控制函数(InportSin ()),由它实现振动试验。通过以上的组合,使得整个控制操作全部封装在一个类中,在应用时,只要建立一个对象,就能轻而易举地实现与设备的通信,如初始化、采集、输出控制、实时监视等。
数据文件的处理从设备和人机对话获得的采样数据和设置数据,系统通过创建接收数据类INPUT来记录、管理、存储它们。创建接收数据类INPUT记录的内容,可根据需要实现按指定文件格式输出文件数据。因为设备采集数据由模拟信号(电压、电流)和开关信号数据组成,所以系统建立2个类:模拟数据类和开关数据类来管理模拟信号和开关信号,2者均为ＣＯｂｊｅｃｔ的派生类,能实行数据的序列化,便于存取操作。2个类中包括信号的名称、量程、位置、单位由人机交互获得的信息存入设置成员变量,系统依据设置信息和通信对象从设备获得的采集信息,有选择地为模拟对象和开关对象指针开辟需要的内存空间,一旦实现采集操作,那么就给这些对象赋予有意义的值。
多数据采集、波形显示与打印数据，振动台系统显示界面多数据多窗口而建立,但以窗口单文档的风格显示,不仅保证图形曲线显示简洁,而且保证它们在窗口内最大区域显示。由采集获得的数据,存在相应的成员变量中。除了Ｗｉｎｄｏｗｓ本身的框架元素、主菜单、工具栏外,其余由5部分构成:设定参数区、运行参数区、曲线信息显示区、系统状态显示区,报警信息区，波形主界面。(1)设定参数区,显示幅度和周期、可以修改幅度和周期。(2) 曲线信息显示区,对采样数据进行图形表示,是波形分析系统的主画面区域。通过该区域,用户既能直接观察某一波形不同时刻的变化过程,又能比较同一时刻不同波形间的差异。(3) 运行参数区,对采样模拟数据进行数值表示,是系统的辅助画面区域。该区域由2列数据构成,首列是各路通道名称区,第2列显示幅度和周期。 (4) 系统状态显示区,系统运行状态，油压控制和油温控制。 (5) 报警信息区，显示滤油器堵塞状态，位移状态。上述显示的各种曲线和数据表格,均可在Ｗｉｎｄｏｗｓ支持的任何打印机下以任意方式输出。在打印输出前用户能预览波形,设置多种打印风格。
此外,为拓宽系统应用领域,系统还具有以下功能:自动备份功能,防止运行过程出现偶然发事故导致数据丢失;各种方式的保护措施。
由于控制系统采用了ＯＯＰ技术,不仅有效地利用了ＤＯＳ的代码资源,缩短了开发周期,而且建立的通信类,数据类都具有良好的可重用性,便于新模块的开发和程序的升级。
5.2控制系统中的硬件
为实现振动台系统精度要求，采用模拟自闭环控制系统。
液压振动试验台是一个典型的随动系统，随动系统的精度要求愈高，则要求系统在测量及控制精度愈高。测量装置是将系统输入与输出之间的误差随时测量出来，并换算成误差电压信号，用以控制系统的运动，使系统输出总是精确地跟随输入。
5.3控制硬件
液压振动试验台控制系统是一个电气&液压随动系统，伺服放大器是由运算放大器组成四级放大系统，差动式输出。为了保证系统稳定性将采取以下措施：
A．增大系统的开环放大倍数K
B．系统的无差度阶数&接近1或2。
系统硬件框图
系统采用闭环控制系统，可提高系统的控制精度。
5.&&&& 液压振动试验台安全性设计
6.1本设备使用380VAC和220VAC电源，漏电可能会造成意外损失，因此电气系统选用符合国家安全标准的电气元件、电气柜，在强电系统的有关环节接入保险丝并使地线妥善接地等措施，来确保人员和设备的安全。
6.2系统软件设计有一定的容错能力，对于超出范围的指令，系统将不予执行，并给出提示信息，进行预防性保护；另外测控系统软件随时监控目前系统运行状态，对超速和失控等系统异常状况进行保护并给出报警信息；
6.3系统硬件设计有紧急制动开关和紧急系统断电开关，对系统出现自身无法恢复的错误，可通过操作人员拍下相应开关停止系统运行。
6.4系统设计有自检功能，自检不合格时请按使用说明书排除故障，如故障不能排除，应停止使用，立即报修。
6.&&&& 电磁兼容性设计
在电磁兼容设计中，主要因素有三个：干扰源、受干扰的感受体及干扰传导途径。以下分别对液压振动试验台的机电部分的电磁兼容设计进行分析。
7.1 机械台体
在机械台体中，主要的干扰源是驱动运动的电机，方案中连接的电缆除采用屏蔽电缆减少电缆发射干扰外，还在驱动器与电机之间加电抗器滤波。降低了近场干扰；对位移传感器电缆也是采用屏蔽电缆处理。
7.2 电气系统
电气系统主要包含了D/A卡、I/O卡、线形电源、等部件，这些部件都是成品，在生产厂家都做过电磁兼容性方面的试验。
接地不佳不仅无法减小电磁噪声干扰，而且会形成另一个电磁噪声干扰源。良好的接地目标在于：第一，尽量降低多个电路共同使用的接地阻抗所产生的噪声电压；第二，避免产生不必要的地环路，以免感应到外来磁场噪声或者生成不同接地点而有电位差存在。
在系统布线中主要分电源地线、信号线两种，主要设计原则为：用地线把数字区与模拟区隔离，数字地与模拟地分离，最后在一点接于电源地；电源线、地线尽量的粗；信号线的过孔尽量少；关键的线尽量短并尽量粗，并在两边加上保护地；布线时尽量减少回路环的面积，以降低感应噪声；噪声敏感线不与高速线、大电流线平行；高频电容的布线、连线靠近电源端并尽量粗短等。
7.&&&& 系统可靠性评估
其中可靠性主要衡量指标为平均无故障工作时间MTBF，其取值要综合考虑设备的使用要求、技术水平、研制成本、研制周期、环境条件等诸多因素。根据系统使用条件，系统属于 环境条件类设备。
8.1 可靠性指标预计方法
8.1.1 可靠性与失效率
系统可靠性预计以系统的故障率（又称失效率）统计值为基础。系统平均无故障工作时间与系统故障率的关系为：
式中： &系统可靠性系统的失效率。
系统中包括机械零部件和电气、电子元器件等各种基本单元，构成一个满足设计要求的可靠性分系统。其中任何一个基本单元的失效都将影响系统技术功能、性能的实行，因此系统由各个基本单元串联而成，系统的故障率为：
&& i＝1，&，M
式中： &第i种基本单元的应用故障率；
&第i种基本单元数量；
&基本单元种类数。
在系统的工程设计中，基本单元包括元件、器件、零件、部件，主要有以下几类：
a) 电子元件，如电阻、电容、二极管、三极管、集成电路芯片、接插件等；
b) 电子部件，如电源模块、晶体振荡器等；
c) 机械零部件，如轴承、翻砂壳体等；
8.1.2 故障率设计预计
系统的故障率设计预计采用基本单元分类计数的方法，因此基本单元的故障率是进行系统可靠性预计的基本参数。
基本单元的故障率的设计预计可根据实际情况采取以下三种方法：在有关的设计手册中查表、按照技术参数进行计算、根据经验估计。
8.1.3 可靠性指标的分配
可靠性指标分配主要原则如下:
a) 对系统的关键部位，分配的可靠性指标要高些；
b) 对比较复杂的分系统（单元），分配的可靠性指标可低些；
c) 对便于维修的单元，分配的可靠性指标可低一点；
d) 对于电路设计比较成熟的那些分系统，可靠性指标可分配得高一些；
e) 分配结果应使系统的可靠度满足规定的指标。
8.2 机械台体可靠性设计
8.2.1 机械疲劳强度可靠性设计
在对机械台体的疲劳强度可靠性设计中，我们依据&最薄弱模型&建立起来的三参数威布尔分布，其概率密度函数为：
N,Na>N0;m>0
当寿命为 时的破坏概率或分布函数为：
因此可计算出零件的可靠度为：
式中：N&寿命随机变量；
m&形状参数；
Na&尺度参数或称特征寿命；
N0&位置参数或称最小保证寿命。
则系统的平均无故障工作时间为：
8.2.2 机械静强度可靠性设计
机械台体在载荷波动很小的情况下，可按静强度问题处理，其静强度可靠性设计步骤如下：
1)按照系统分配的可靠性指标，选定可靠度R。
2)计算零件发生强度破坏的概率：F=1-R。
3)由F值查表取Z值后，得： =-Z。
4)用近似计算式计算方法，确定零件强度的分布参数。
对于塑性材料：
对于脆性材料：
式中： &零件的强度分布的数学期望；
&零件的强度分布的标准差；
&按拉伸得到的机械特性转为弯曲或扭转特性的转化系数；
&考虑零件锻（轧）或铸的制造质量影响系数；
&材料的屈服极限；
&材料的强度极限。
5)在进行应力分析后，列出应力表达式。
6)计算工作应力，如截面积尺寸A是要求的未知量，则工作应力可表达为A的函数。
7)将应力、强度、 值代入联结方程：
可求得截面积参数的均值。
式中： &零件在计算截面上的工作应力的数学期望； &零件在计算截面上的工作应力的标准差。
8.2.3 提高抗疲劳能力的措施
A）在结构上尽量减缓应力集中现象；
B）提高各表面光洁度；
C）增强表层强度。
8.3 测控系统可靠性设计
8.3.1 简化设计
1)采用微控制器实现测量控制运算，充分发挥软件的功能完成计数、变换、补偿、数据处理、控制函数运算等功能，从而大大减少硬件数量及相互之间的连接。
2)要注意防止片面追求高性能指标，应对系统的性能和可靠性进行综合考虑。
3)采用新技术要注意继承性，有关结构、电路等必须经过试验过关才能正式使用。
4)尽可能采用集成度高的电路芯片，减少焊点和外联接线路，降低系统故障率。
5)尽可能采用数字电路取代模拟电路，因为数字电路的稳定性、可靠性比模拟电路好。
6)采用模块化设计。
整个测控系统采用模块化结构形式，并按照功能分系统组合。每个模块都具有一种相对独立的功能，均采用我所及相关领域的成熟技术，模块与模块之间采用数字信号连接，结构紧凑，可靠性高，并具有较强的扩展能力，便于性能更新及维修。
采用数字式控制方式，集成度高，可靠性好，可通过控制计算机进行全过程的自动化测试，计算机操作界面设计成汉字窗口式友好界面，操作简单方便。系统具有完善的安全保护功能和容错设计及良好的可靠性，可对系统的超速、超限、紧急断电和系统不可预见的异常状态进行保护，以确保台体和被测件的安全。
8.3.2 降额设计
降额设计就是使电子元器件与机械零部件工作时承受的工作应力适当低于规定的额定值。有关标准的降额等级在-55℃～+70℃的温度范围内分为三个等级：Ⅰ级降额（50%）、Ⅱ级降额（60%）、Ⅲ级降额（70%）。
根据设备的工作原理、使用性质、环境条件及我们以往的的经验，选择70%的Ⅲ级降额标准。个别关键或易损器件，如开关、接插件、功率管等选择50%的Ⅰ级降额标准。
8.3.3 元器件与零部件的控制
1)最大限度地实现零、组、部件的标准化、系列化和通用化，控制非标零、组、部件的比率。尽可能减少标准件的规格、品种数。
2)尽可能采用经过考验的可靠性有保证的零、组、部件。
3)对机械零部件进行必要的时效处理，对参数尚未稳定的模拟器件，如功率三极管等，进行老化筛选。
8.3.4 热设计
热设计就是在设计中充分考虑设备的散热条件，采取强迫风冷的方式，加速对流散热。在设备启动后，其中的功率器件能良好地散热，并且使其表面温度保持在满足特性的范围以内。其中的温度敏感元件，特别是模拟器件，能迅速达到热平衡并且使其表面温度持续稳定在高于环境温度5℃&2℃的数值上。
8.&&&& 液压振动试验台测试性设计
9.1 自检测设计
系统具有自检功能，主要是系统运行前对整个系统的功能和部分精度进行自检测，并能快速定位出大致的故障源。本系统实现的自检测功能主要有：
1）、功能检测：先直接给驱动系统一个信号，系统运行在位置开环状态下，系统读出位移度值。若位移值连续变化，即系统运行正常。若位移值不变化时，需要观测设备是否在振动，若设备振动转动则是测量系统故障，若设备不动则是驱动系统故障。
2）、精度检测：对系统的位移跟踪精度、速率精度和平稳度进行检测，若系统精度值在允许范围内，则认为系统工作正常，若系统精度值超出范围，则认为系统工作不正常，需要重新对系统进行精度调试。
9.2自保护设计
为保护器件的安全和提高系统的整机可靠性，系统实现了全方位的自我保护，系统保护主要分为三级：
软件级保护：控制软件提供&超速&和&超限位&安全保护机制，如果控制软件在监测到设备运行速率超过某个速度上限或角位置超过位置限位，则执行&停止运行&和&断电&操作。
电气级保护：驱动系统实现的安全保护有：电压欠压保护、电压过压保护、电流限流保护、电机漏电保护、超温保护、超载保护（报警）、控制误差超差保护、上下限位到限保护、系统泵能泄放保护等
机械级保护：为了防止系统的故障对系统器件的损伤，机械系统内含有机械限位防止其他重要器件的损伤。
9.&&&& 可维护性分析
液压振动试验台控制系统按功能可分为三个模块，这三个模块均以架装形式分别安装在控制机柜中，通过连线将三个模块有机连接起来，而在每个模块内又有多个功能小模块组成，便于安装和维护。
设计的自检软件可进行快速的故障诊断和定位，故障定位可达模块级或板卡级，大大缩小了故障查找的范围。
机械系统和电控系统尽量采用四面开放式结构，零部件布置合理，便于拆装，在台体设计中选用通用性好、拆装方便的标准件或外购件，尽可能提高系统的互换性和通用性，同时维修用的配件和资料配套完整。
10. 设备对安装基础的要求
本设备置于平整坚硬的专用地基上，专用底座图由供方提供；
11. 安装条件和工作环境&&&&&&&
电源及消耗功率：三相 380VAC，50HZ，不小于90kVA ;
工作环境：
&&&&&&&&&&&&&&& 环境温度：＋5℃～＋40℃
&&&&&&&&&&&&&&& 相对湿度：&85%；
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