气动分析

气动分析（精选十篇）

气动分析篇1

单作用气缸具有结构简单、成本低、节省空间且出力大等诸多优点, 在自动化生产线中已经得到了广泛的应用[1]。例如, 工业用电阻式点焊机采用单作用气缸的气动力控制系统进行电极的加载[2], 其焊接质量取决于焊接电流、加压时间、电极加载力这三大要素。多年来, 研究人员对气动伺服阀控马达的特性、对称气动伺服阀控双作用气缸的特性等作了深入的基础研究[1,2,3,4,5,6,7,8,9]。同一气腔的排气时间通常超过充气时间的2倍, 这就导致采用常规方法难以实现单作用气缸的高速控制与节能[6]。文献[2,4,6]研究了一种新型非对称气动伺服阀, 该阀下游节流口面积为上游节流口面积的2倍, 将其用于焊机电极的高速气动控制, 使气动压力控制系统的下降过程和上升过程具有相同的时间。

本文通过实验取得伺服阀的流量增益、流量-压力系数和压力增益系数, 对具有非对称气动伺服阀和单作用气缸的气动力控制系统进行建模和分析。最后, 结合点焊机闭式气动力控制系统进行验证。

1 非对称气动伺服阀控缸的气动压力控制系统

电阻式点焊机的气动控制过程可分为两个阶段, 一是实现气缸快速无碰撞地夹紧工件, 减少由焊头的磨损和烧损引起的气缸行程变化, 为此, 文献[6]研制了一种特殊气缸及其气动系统, 可实现焊头和工件的位置与力的复合控制;二是夹紧工件后实现气缸的快速加压与控制[8]。本文主要研究在位置与力复合控制系统中如何实现快速加压与控制。图1为该非对称气动伺服阀控单作用气缸的气动压力控制系统部分的示意图。图1中, ui为输入电信号, uf为压力反馈信号, ps为供气压力, pe为排气压力, pL为负载压力, V为体积, m为负载质量, KC为弹簧刚度, Ksw为负载的等效弹簧刚度。气动压力控制系统采用新型非对称三通气动伺服阀来控制单作用气缸气腔内的压力, 从而控制焊机电极 (单作用气缸活塞) 和焊接板之间加载力的大小。由于电极通过大电流 (5～20kA) , 故为了简化电极和力传感器的安装, 通过压力反馈系统间接实现电极的加载。工作状态下电极位移极小, 可将被焊接板的负载力简化为弹性负载。非对称气动伺服阀内藏有阀芯位移传感器。压力传感器为共和电业制造的PGM-10KC, 共振频率为40kHz, 压力信号由带宽为5kHz的应变计DPM-602A放大。

气动伺服阀处于图1所示的左位时, 气体经上游供气节流口向气缸供气;气动伺服阀处于右位时, 气缸经伺服阀下游排气节流口向外界排气。当充气节流口面积和放气节流口面积相同时, 同一气腔的排气时间通常超过充气时间的2倍[5]。为了满足气容-气阻回路的高速排气及其高速控制的需要, 这里采用非对称气动伺服阀, 其上下游节流口的面积是不相等的, 即在相同阀位移时, 下游排气节流口的面积Sd是上游供气节流口面积Su的2倍 (Sd=2Su) 。因此, 非对称气动伺服阀可以使排气过程与充气过程的时间相同, 实现电极的高速气动控制。考虑到气体的可压缩性, 气缸的气腔体积越小, 气动力控制系统的固有频率越高, 加载力响应越快。因此, 电阻式点焊机气动加压系统单作用气缸的气腔体积尽可能设计得较小。

2 非对称气动伺服阀的特性实验

非对称气动伺服阀[2,6]为双级气动伺服阀, 第一级即先导级, 包括永磁式力马达和推拉式喷嘴挡板机构, 第二级包括圆柱滑阀、力反馈弹簧和主阀芯位移传感器。滑阀主阀芯通过机械力反馈弹簧与力马达相连。图2所示为气动伺服阀的流量特性。主阀芯直径为8mm, 行程为-350～350μm。供气压力为0.7MPa时, 供气侧可控名义流量为145L/min。对称气动伺服阀 (Sd=Su) 下游排气口的可控流量为120L/min;非对称气动伺服阀 (Sd=2Su) 下游排气口的可控流量达240L/min。非对称气动伺服阀和对称气动伺服阀的计算结果和实验结果一致。在阀位移相同时, 非对称气动伺服阀下游节流口将气体排放到大气的最大排气面积大约为上游节流口从进气口向容腔供气的供气面积的2倍。通过该曲线还可以得到伺服阀的流量增益系数kq。

图3所示为非对称气动伺服阀压力增益特性的实验结果。由该曲线可以得到伺服阀的压力增益系数kp。图4所示为供气压力0.7MPa时非对称气动伺服阀输入信号和输出阀位移的频率特性实验结果, 该伺服阀的固有频率ωv (ωv=2π f) 为1256rad/s, 阻尼系数ζv为0.58。

3 理论分析

3.1 数学模型

为了推导气动系统的传递函数, 作以下假设:

(1) 压力为绝对压力。供气压力ps为常数 (ps=0.7MPa) , 气缸零位压力pL0=0.5MPa。

(2) 伺服阀节流窗口为矩形窗口。阀工作在中间位置附近, 且经过节流孔的气体为绝热气体, 气体比热比和节流孔的流量系数为常数。

(3) 活塞的位移很小。气缸内的气体变化过程为等温变化过程。

根据流量和运动学的基本方程及阀零位工作点附近的线性化方程, 可以得到各部件的数学表达式。

放大器和伺服阀的传递函数为

i=Ka (ui-uf) (1)

$\frac{x (s)}{i (s)} = \frac{Κ_{v} ω_{v}^{2}}{s^{2} + 2 ξ_{v} ω_{v} s + ω_{v}^{2}}$ (2)

式中, i为输入电流;Ka为伺服放大器的放大系数;x为阀芯位移, 向气缸供气时位移为正;Kv为伺服阀阀系数;KaKv=2×10-4m/V。

当主阀芯位移为正 (x>0) 时, 气源向气缸供气, 非对称气动伺服阀的上游控制节流口面积和通过的质量流量分别为

S=bpx

qm=qmu

式中, S为节流口开口面积;bp为上游节流口面积梯度;qmu为通过上游节流口的质量流量。

当主阀芯位移为负 (x≤0) 时, 气缸向外界排气, 非对称气动伺服阀的下游控制节流口面积和通过的质量流量分别为

S=-2bpx

qm=-qmd

式中, 2bp为下游节流口面积梯度;qmd为通过下游节流口的质量流量。

伺服阀控制节流孔的质量流量是负载压力和阀位移的函数。在某一工作点附近工作时, 通过控制节流孔的流量非线性式可以线性化, 即

Δqm=kqΔx-kcΔpL (3)

式中, kq为非对称伺服阀流量增益系数, kq=18.6kg/ (s·m) ;kc为非对称伺服阀流量-压力系数, kc=1.5×10-10kg/ (s·Pa) ;pL为负载压力。

压力增益kp为

$k_{p} = \frac{\partial p}{\partial x} |_{0}$ (5)

kq和kp的值可由式 (4) 和式 (5) , 以及图2和图3所示的流量-阀位移特性实验曲线和压力-阀位移特性实验曲线得出, kp=1.2×1011Pa/m。考虑到节流口宽度远大于阀芯和阀套之间的间隙值, 即bp≫rc, 阀芯和阀体之间实际存在矩形节流孔的泄漏量为[10]

$q_{m c} = \frac{π b_{p} r_{c}^{2}}{32 μ} Δ p$

式中, rc为阀芯和阀套之间的间隙值;μ为空气的黏度, μ=1.8×10-7Pa·s。

零位流量-压力系数kc的理论值为

$k_{c} = - \frac{\partial q_{m}}{\partial p_{L}} |_{0} = \frac{π b_{p} r_{c}^{2}}{32 μ}$

气缸气腔内气体的流量连续性方程为

$q_{m} = \frac{V}{n R Τ} \frac{d p_{L}}{d t} + \frac{A p_{L}}{R Τ} \frac{d y}{d t}$

$Δ q_{m} = \frac{1}{n R Τ} (\frac{d p_{L}}{d t} |_{0} Δ V + V_{0} \frac{d Δ p_{L}}{d t} +$

$n A \frac{d y}{d t} |_{0} Δ p_{L} + n A p_{L 0} \frac{d Δ y}{Δ t})$

式中, V为气缸内腔体积, V=5.00cm3;n为气体多变指数, 等温变化时n=1.0;R为气体常数, R=287N·m/ (kg·K) ;T为气体绝对温度, T=293K;A为活塞有效面积;y为活塞位移, 定义弹簧被压缩方向为正;t为时间;ρ0为气体密度。

考虑到阀零位时的初始条件为

$\frac{d p_{L}}{d t} |_{0} = 0$

$\frac{d y}{d t} |_{0} = 0$

并假设 $c_{0} = \frac{V_{0}}{n R Τ}, a_{0} = \frac{A p_{L 0}}{R Τ}, ρ_{0} = \frac{p_{L 0}}{R Τ}$ , 则气缸流量连续性方程为

$Δ q_{m} = c_{0} \frac{d Δ p_{L}}{d t} + a_{0} \frac{d Δ y}{d t}$ (6)

气缸活塞复位弹簧和被焊接钢板等效弹簧Ksw并联构成等效弹性负载, 其质量弹簧系统的运动学方程和线性化方程分别为

$\begin{array}{l} p_{L} A = m \ddot{y} + b \dot{y} + k y + p_{L 0} A + f_{d} + f_{c} sgn (\dot{y}) \\ A Δ p_{L} = m Δ \ddot{y} + b Δ \dot{y} + k Δ y + Δ f_{d} + Δ f_{c} sgn (\dot{y}) \end{array}} (7)$

式中, m为负载质量, m=17.5kg;b为黏性阻力系数, b=228N·s/m;k为活塞等效弹性负载系数, k=kc+Ksw;pL0为气缸的初始负载压力, pL0=0.5MPa;fd为外界干扰力, N;fc为静摩擦力, N。

由于焊接时电极中通过大电流, 故在电极处安装力传感器很困难。因此, 这里通过压力反馈系统间接实现电极的力控制。压力传感器安装在驱动气缸的缸体上, 通过负载压力反馈代替电极力反馈构成闭环压力控制系统。压力反馈信号为

uf=Kf (pL-pe) (8)

式中, Kf 为压力传感器增益, Kf=1.5×10-5V/Pa;pe为周围大气压力, pe=0.1013MPa。

3.2 开环压力控制系统的传递函数

式 (3) 、式 (6) 和式 (7) 的拉普拉斯变换式为

qm (s) =kqx (s) -kcpL (s) (9)

qm (s) =c0spL (s) +a0sy (s) (10)

ApL (s) = (ms2+bs+k) y (s) +F (s) (11)

F (s) =fd (s) +D (s)

$D (s) = L [Δ f_{c} sgn (\dot{y})]$

式中, F (s) 为外界干扰力和静摩擦力的拉普拉斯变换式之和。

由式 (9) , 式 (10) 和式 (11) 可绘出气动阀控缸的方框图 (图5) 。阀位移和外界干扰力到负载腔控制压力的传递函数为

$\begin{array}{l} p_{L} (s) = \\ \frac{(m s^{2} + b s + k) k_{q} x (s) + a_{0} s F (s)}{m c_{0} s^{3} + (m k_{c} + b c_{0}) s^{2} + (A a_{0} + b k_{c} + k c_{0}) s + k k_{c}} (12) \end{array}$

当负载为弹性负载 (k≠0) 时, 通常有

对于弹性负载, 传递函数式 (12) 可归纳为

$p_{L} (s) = \frac{\frac{k_{q}}{k_{c}} (\frac{s^{2}}{ω_{m}^{2}} + \frac{2 ζ_{m}}{ω_{m}} s + 1) x (s) + \frac{A ρ_{0}}{k k_{c}} s F (s)}{(\frac{w}{ω_{r}} + 1) (\frac{s^{2}}{ω_{0}^{2}} + \frac{2 ζ_{0}}{ω_{0}} s + 1)}$ (14)

$ω_{r} = 1 / (\frac{1}{ω_{1}} + \frac{1}{ω_{2}}) = \frac{k_{c}}{A^{2} ρ_{0}} / (\frac{1}{k} + \frac{1}{k_{e}})$ (15)

式中, ωm、ζm分别为质量-弹簧系统的固有频率和阻尼系数;ωr为负载弹簧和气动弹簧串联耦合时的刚度与阻尼系数之比;ω1为气体弹簧刚度与阻尼系数之比;ω2为负载弹簧刚度与阻尼系数之比;ke、ωe分别为气缸气腔内空气的等效弹簧刚度和固有频率;ω0、ζ0分别为负载弹簧和气动弹簧构成的质量-弹簧系统的固有频率和阻尼系数。

若k/ke≪1, 则有ωr<ω2<ω1和ωr≈ω2。若k/ke≫1, 则有ωr<ω1<ω2和ωr≈ω1。

由式 (1) , 式 (2) , 式 (8) 和式 (14) , 可得到闭环压力控制系统的方框图 (图6) 。由误差信号和干扰力信号到控制压力的传递函数为

$\begin{array}{l} p_{L} (s) = \\ \frac{\frac{k_{a} k_{v} k_{q}}{k_{c}} (\frac{s^{2}}{ω_{m}^{2}} + \frac{2 ζ_{m}}{ω_{m}} s + 1) / (\frac{s^{2}}{ω_{v}^{2}} + \frac{2 ζ_{v}}{ω_{v}} s + 1) E (s) + \frac{A ρ_{0}}{k k_{c}} s F (s)}{(\frac{s}{ω_{r}} + 1) (\frac{s^{2}}{ω_{0}^{2}} + \frac{2 ζ_{0}}{ω_{0}} s + 1)} \end{array}$

这里, 博德图上的穿越频率为

$ω_{c} = k_{a} k_{v} \frac{k_{q}}{k_{c}} k_{f} ω_{r} = \frac{k k_{a} k_{v} k_{f} k_{q}}{A^{2} ρ (1 + k / k_{e})}$ (17)

闭环系统的带宽与开环穿越频率ωc几乎相同。开环压力控制系统的典型博德图如图7所示。动态性能决定于Ksw、ωr、ωm和ω0。如式 (17) 所示, ωc由开环系统的增益和式 (15) 得到的ωr决定。

当没有弹性负载 (k=0) 时, 传递函数式 (12) 为

$\begin{array}{l} p_{L} (s) = \frac{(m s + b) k_{q} x (s) + a_{0} F (s)}{m c_{0} s^{2} + (m k_{c} + b c_{0}) s + (b k_{c} + A a_{0})} = \\ \frac{Κ_{t p} (ω_{n}^{2} / ω_{3}) (ω_{3} + s) x (s) + Κ_{L p} ω_{n}^{2} F (s)}{s^{2} + 2 ζ_{n} ω_{n} s + ω_{n}^{2}} = \\ \frac{p_{L}}{x} |_{F = 0} x + \frac{p_{L}}{F} |_{x = 0} F (18) \end{array}$

$Κ_{t p} = \frac{b k_{q}}{A a_{0} + b k_{c}} = \frac{b k_{q}}{A^{2} ρ_{0} + b k_{c}}$

$Κ_{l p} = \frac{a_{0}}{A a_{0} + b k_{c}} = \frac{ρ_{0} A}{A^{2} ρ_{0} + b k_{c}}$

$ω_{n} = \sqrt{\frac{k_{e}}{m} + \frac{b ω_{1}}{m}} = \sqrt{\frac{n p_{L 0} A^{2} + k_{c} b n R Τ}{V_{0} m}}$

$ζ_{n} = \frac{m ω_{1} + b}{2 \sqrt{(b ω_{1} + k_{e}) m}}$

ω3=b/m

式中, Ktp为总压力增益;Klp为总负载系数。

忽略非线性摩擦力时, 由式 (18) 可得控制压力的传递函数为

$\frac{p_{L} (s)}{x (s)} = \frac{Κ_{t p} (ω_{n}^{2} / ω_{3}) (ω_{3} + s)}{s^{2} + 2 ζ_{n} ω_{n} S + ω_{n}^{2}}$ (19)

3.3 稳态偏差

图8为图6所示的闭环压力控制系统的简化方框图。图8中, 系统的稳态误差为

$E (s) = \frac{1}{1 + G_{1} G_{2} Η} u (s) - \frac{G_{2} G_{3} Η}{1 + G_{1} G_{2} Η} F (s)$ (20)

运用终值定理, 由式 (19) 可得到阶跃输入信号ui/s时的稳态误差epL:

$e_{p L} = \lim_{t \to \infty} e (t) = \lim_{s \to \infty} s E (s) = \frac{u_{i}}{1 + k_{a} k_{v} k_{f} k_{q} / k_{c}}$ (21)

4 结果分析与实验

4.1 弹性负载系数的影响

当气动压力控制系统应用于点焊机时, 工件的弹性系数Ksw随焊接过程的温度等条件而变化。并且, 气动压力控制系统的动态特性随负载力而变化。弹性系数Ksw分别为0.6Ksw0、Ksw0和10Ksw0时, 式 (13) 的条件分别为8%≪1, 0.5‰≪1和0.23‰≪1, 计算得出的各频率值如表1所示。可见, 弹性系数增加时, 穿越频率ωc也增加。弹性系数减小时, ωr、ωm、ω0和ωc减小, 但是ωm和ω0之间的距离变得更大, 博德图移向左侧。式 (20) 所示的阶跃输入信号的稳态误差epL大约为6.86%。

4.2 初始条件的影响

气缸的初始容积和初始压力是影响压力控制系统的重要参数。式 (16) 和式 (17) 所示为气缸的初始容积和初始压力对频率ωe、ωr、ωc的影响。

4.3 闭环压力控制系统的频率特性实验

采用动态信号分析仪 (HP35670A) 和动态应变仪器 (Kyowa公司制造的DPM-713B, 频率范围为10kHz) 测试闭式压力控制系统的频率响应特性。实验结果如图9所示。闭环系统-3dB的带宽达到120Hz, 与开环系统的穿越频率ωc (747rad/s) 几乎相同。实验结果和理论分析结果一致。

5 结论

(1) 通过非对称气动伺服阀的特性实验, 得出气动伺服阀的流量增益、流量-压力系数和压力增益。

(2) 分析了非对称气动伺服阀控单作用气缸的数学模型及其影响因素。通常情况下, 气动压力控制系统的数学模型可简化为三阶传递函数形式, 初始条件和负载弹性系数直接影响系统的动态响应。

(3) 得出了结构参数与增益、系统频宽以及稳态误差之间的关系。闭环系统的频宽与开环系统的穿越频率基本相同。闭环气动压力控制系统的实验结果和理论结果一致。具有非对称气动伺服阀和单作用气缸的气动力控制系统数学模型的建立为气动系统分析提供了有效的工具。

摘要：分析了非对称气动伺服阀控单作用气缸的气动压力控制系统的数学模型。通过非对称伺服阀的实验, 得到了伺服阀的流量增益、流量-压力系数和压力增益系数, 建立了系统的数学模型 (包括三阶传递函数式) , 取得了结构参数与增益、系统带宽、稳态误差之间的关系。进行了闭环压力控制系统频率响应的实验, 实验结果与计算结果十分接近。

关键词：气动技术,非对称气动伺服阀,传递函数,单作用气缸,弹性负载

参考文献

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[8]誾耀保, 荒木獻次.抵抗スポット溶接機のための非対称サ一ボ弁と単動シリンダを用いた高速空気圧-力制御 (第2報非対称電空サ一ボ弁の実験解析と閉ル一プ圧力制御系のハ一ドウエア補償) [J].日本油空圧学会論文集 (フルイドパワ一システム) , 1999, 30 (2) :35-41.

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降雨对飞机气动特性的影响分析篇2

降雨对飞机气动特性的影响分析

计算了飞机在大雨中飞行时飞机表面增加的雨水重量、雨水施加给飞机的冲力及气动性能损失.计算结果表明,飞机在大雨中飞行时飞机表面增加的雨水重量不超过飞机重量的1.8%;降雨率大于500mm/h时,雨水施加给飞机的.水平冲力对飞机的影响较大;无论降雨率多大,降雨都会造成严重的气动性能损失.

作者：觉谋凯曹义华张瑞民作者单位：北京航空航天大学刊名：航空科学技术英文刊名：AERONAUTICAL SCIENCE AND TECHNOLOGY年，卷(期)：“”(6)分类号：V2关键词：降雨飞机性能雨水重量雨水冲力气动性能损失

液压与气动实验教学改革与实践分析篇3

【关键词】改革液压与气动实验教学职业学校

【中图分类号】G64【文献标识码】A 【文章编号】2095-3089（2016）24-0050-01

随着机械类专业人才在市场中需求量的不断升温，作为该专业课程的基础，液压与气动技术的教学也逐渐被各职业学校所重视。为了更好地对该专业的学生进行培养，使他们成为液压与气动专业的优秀人才，国内职业学校都按照该技术实践性较强的特点，增加了实验课程的教学比例，但在实际的教学开展中，液压与气动技术的实验教学还是受到了一些因素的阻碍，对该专业学生的技术学习造成了一定的影响。

一、液压与气动技术实验教学的现状

（一）教学内容与市场要求存在差异

虽然职业学校一直都以培养出市场需求人才为己任，但仍然有部分学校在开展液压气动技术的实验教学时没有进行相应的市场调查，没有按照目前机械类单位的用人标准去制定教学方案，还是沿用传统的教学模式来进行实验教学，这样的教学不仅人才培养针对性不足，而且也与企业的实际人才需要不符，并不利于液压与气动技术专业的人才培养。[1]

（二）实践操作与理论教学比例不平衡

根据实地走访表明，部分职业学校在开展液压与气动实验教学时，还是采用的课堂教学的模式，总体而言，课堂还是以理论教学为主，让学生实际动手操作进行实验的时间相对减少，学生在进行专业技术实验时，也只是按照老师的步骤，逐一模仿进行，缺乏一定的思考，学生并不会主动将知识点与实验操作联系在一起，对他们的液压与气动技术的培养形成了直接的影响，这一点也是该教学实验开展质量受到影响的主要原因之一。[2]

（三）对实验操作安全教育有所忽视

液压与气动这门技术存在一定的危险性，高温、机械与高压等因素都存在着极大的安全隐患，如果学生操作不当，就很有可能造成学生受伤。各实验教学老师虽然也认识到了这一点，但在实际教学时还是以实验过程教学为主，对于安全教育只是在实验注意事项中一笔带过，埋下了危险因素。[3]

二、液压与气动实验教学优化途径

（一）强化实验安全教学

各实验老师必须要认识到实验安全教育的重要性，在实验教学中留出专门的时间来对学生开展安全教育。使学生能够了解实验活动中存在的危险点以及事故出现后的应对方案，这时才能继续进行实验教学。同时要告知学生如何有效规避实验中的风险，如果进行正确的实验操作，掌握设备安全运转的方式。例如当机械在进行运转时，绝对不能直接接触液压软管部位；液压油缸中的危险性较高，身体任何部位都不可进入到其中；在对螺丝以及管道接头进行施工时，必须要在机械处于停止状态时开展；一旦设备出现漏油状况，学生必须在最短时间内停止机械运行，并及时对设备的漏油点进行详细的检查等等。正确开展安全教育工作，不仅能够为学生创造出一个安全、有利的实践操作环境，同时也能使学生养成良好的实践操作习惯，这对于学生日后的工作是十分有利的。[2]

（二）创建信息化实验教学模式

为了顺应时代的变化，各职业学校在开展液压与气动实验时，应按照教学的要求将信息技术引入到其中，建立专门的信息化实验教学平台，按照不同实验的开展需要将设备的内部结构、使用方式以及操作注意事项等资料都以电子版的形式或者视频的形式上传到平台之中，方便学生随时进行查看，并在网上通过在线交流以及留言的方式，使学生能够及时与老师及同学之间对实验内容以及实验开展方式进行探讨，使该专业学生能够以网络为依托对液压与气动技术的实验进行有效的学习，从而将信息技术的功能完全挖掘出来作用于该项实验的教学之中，为学生专业技术的实践能力强化提供保障。[3]

（三）倡导启发式教学

不仅要使用信息技术对实验教学进行优化，同时还要对教学模式进行改革，要在实验教学中将学生的学习主体作用充分发挥出来，引导学生自己去对疑问进行解答，让学生逐步从被动听讲与模仿的学习形式，转变为自主套索、自主研究的实验学习新结构。同时值得老师注意的是，启发式教学模式并不等同于直接甩手式的教育方法，只是要适当减少老师在课堂中的主导性，使学生养成自主学习的习惯，还是要在教学中给予学生相应的指导，通过启发性的教学方式帮助学生完成相关的实验，进而完善学生的液压与气动技术的知识结构，有效增强学生的实践动手能力。[1]

（四）制定配套的实验考核方案

除上述实验改革之外，同时还要对配套的实验查核方案进行创新，要按照液压与气动实验的特点，设置至少两个实验相关的测试内容，在测试评定时要以学生在实验过程中的整体表现作为参考，每次对5个学生同时进行测试，并根据学生的回答情况进行相应的分数评定，同时将评定结果加入到该技术教学的总成绩之内。一般进行该实验的考核时，会设置如下几个问题来对学生进行考核：（1）对学生液压回路的安装顺序进行考核；（2）对学生液压系统的操作安全性以及规范性进行考查；（3）对液压系统的各项操作环节以及相应问题进行提问；（4）对液压与气动系统出现的问题是否能够做出相应的判断进行考查。在考核问题制定之后，老师要根据市场的需求，对考核问题进行等级的划分，并设定相应的分数与答题时间，使整体考核高效、有序的进行。[2]

三、结束语

国内各职业学校必须要正视以往液压与气动实验教学中存在的问题，并分析出目前该实验教学需要改进之处，从而有针对性的对液压与气动实验教学进行优化，帮助学生自主完成实验的全过程，从中不断对学生的实践动手能力进行强化，进而不断提高学生的液压与气动技术的水平，为他们日后就业奠定良好的基础。

参考文献：

[1]李晶，王保建，李小虎，郭文静，郭艳婕. 液压与气动技术实验教学改革与实践[J]. 实验室科学，2016，01：92-95.

[2]韩天格.液压与气动实验教学改革与实践[J].科技展望，2015，31：179.

基于试飞数据的气动特性分析校核篇4

在飞机研制初级阶段, 理论计算和仿真是了解飞机飞行品质特性的重要方法, 其使用的气动特性数据来源主要是采用全机和部件缩比模型进行风洞试验和理论方法计算, 由于风洞试验得出的气动特性数据与真实飞机存在差异, 而且飞行品质特性的计算和仿真方法往往忽略了一些因素, 存在局限性, 因此导致理论计算的飞行品质特性与飞机试飞的结果往往存在较大差异, 需要根据试飞数据对气动特性数据进行校核, 得到相对真实的气动参数。由于条件限制, 目前尚无有效的方法对试飞数据进行全面的分析, 将气动参数辨识出来, 本文采用较简单快速的方法根据飞机的试飞数据对纵向配平和操纵中的一些基本气动参数进行了分析校核。由于缺乏完整的分析方法, 本文的分析结果还需大量的试飞数据和计算结果检验验证。

1 纵向配平中的零升力矩修正

1.1 全机的零升力矩组成

零升力矩是全机升力为零和升降舵偏角为零时作用在飞机上的力矩, 一般规定抬头力矩为正值。无动力零升力矩产生的主要原因主要是机身上下不对称、垂直尾翼的阻力和机翼前后气流上洗和下洗对翼身组合体及水平尾翼的力矩作用。

全机零升力矩系数为机翼、机身和平尾产生的零升力矩系数之和。

1.1.1 机翼产生的零升力矩

由于零升力矩是以全机升力为零时来度量的, 对于具有正弯度剖面的机翼, 产生的零升力矩系数为负, 即产生低头力矩。放襟翼后, 襟翼增加了机翼的正弯度, 因此零升力矩系数减小, 即低头力矩增大。

1.1.2 机身产生的零升力矩

飞机机翼是正弯度翼型且具有4°的安装角, 因此当全机升力为零时, 机翼一般是负迎角或很小的正迎角。气流流经机翼时, 在机翼前方产生上洗, 机翼后方产生下洗, 从而使前机身受到向上的力、后机身受到向下的力产生抬头力矩, 加上垂直尾翼的阻力形成的抬头力矩, 构成了机身的零升力矩。

1.1.3 平尾产生的零升力矩

气流流经机翼后产生下洗, 改变了平尾的迎角, 平尾的零升迎角可表示为机翼零升迎角与平尾处的下洗角之差。

正弯度的机翼, 其零升迎角为负值, 机翼产生的下洗角为正值, 因此根据平尾的零升力矩系数表达式可知, 平尾产生的零升力矩为正, 即抬头力矩。

1.2 着陆过程中零升力矩的修正

1.2.1 着陆过程中零升力矩的变化

飞机着陆时放襟翼后, 机翼弯度增加, 机翼产生的低头力矩增加, 既零升力矩减小, 同时放襟翼也增加了机翼后气流的下洗作用, 使后机身产生的抬头力矩增加;放襟翼后, 机翼零升迎角减小 (负值增大) , 下洗角增加, 使平尾产生的抬头力矩进一步增大。综合来看, 放襟翼后抬头力矩的增加量大于低头力矩的增加量, 因此放襟翼后零升力矩是增加的。

随着高度的下降, 地面效应逐渐明显, 在非常接近地面时, 地面效应显著减小了机翼后气流的下洗作用, 下洗作用减弱, 后机身受到向下的力减小, 产生的抬头力矩减小, 垂直尾翼的阻力基本不变, 因此机身产生的零升力矩是减小的。

同时, 地面效应使机翼后气流的下洗作用减弱, 平尾处下洗角明显减小, 由于地面效应对全机零升迎角的改变很小, 因此平尾的零升迎角是减小的。但是地面效应也增大了平尾的升力线斜率, 由平尾产生的零升力矩系数表达式可知, 平尾的升力线斜率增加, 而零升迎角减小, 很难得出在地面效应影响下平尾的零升力矩系数的变化趋势。

由分析可知, 虽然在地面效应的影响下, 机身产生的零升力矩是减小的, 但平尾产生的零升力矩变化趋势无法估算, 因此全机零升力矩的变化无法估算, 而风洞试验得到的数据又存在误差, 有必要根据试飞数据对零升力矩进行修正。

1.2.2 算例

飞机在特定状态下着陆时升降舵偏角为-17°, 理论计算的着陆升降舵偏角为-10.8°, 与实际结果有较大差异。影响升降舵偏角的主要因素有升降舵效率、纵向静稳定性以及全机的零升力矩, 理论计算的升降舵偏角小于实际偏角可能是使用的零升力矩系数偏大和升降舵效率偏大造成的。

由于全机的纵向力矩特性曲线在失速迎角以内基本是线性变化, 风洞试验能较准确得出全机纵向静稳定性, 而对于升降舵效率和全机零升力矩特性的实验结果确定则比较困难。因为升降舵是活动舵面, 舵面缝隙会使流经升降舵的气流发生串流现象, 减小升降舵效率, 而风洞试验使用的缩比模型对缝隙的模拟是很困难的;前面分析可知, 在地面效应影响下, 全机的零升力矩很难估算, 而且由于缩比模型的限制, 带地面效应的风洞试验是很难进行的, 试验结果也存在较大误差。

按实际飞行状态计算的情况对带地面效应的升降舵效率和零升力矩系数进行修正, 经过修正计算, 将升降舵效率和零升力矩系数各降低15%基本能使理论计算和实际飞行情况一致。在实际飞行中, 影响升降舵配平偏角的参数有很多, 其它参数的不准确也会影响到升降舵效率和零升力矩系数的修正结果, 但是计算结果也能体现升降舵效率和零升力矩系数与实际情况的差异, 由于风洞试验的不确定性, 按照实际飞行结果对零升力矩系数等参数进行修正是可行的。

2 升降舵铰链力矩修正

2.1 操纵系统启动力的分析

根据飞机地面滑行时纵向操纵系统检查结果, 舵面开始偏转时的驾驶杆力为65N, 由于在地面低速滑行时舵面上的气动力可以忽略不计, 可认为纵向操纵系统地面启动力最小为65N。GJB 185—1986中8.2.1节要求:只要在地面测量与飞行中观察的结果在性质上一致, 则地面上测量的启动力一般就足够代替真实的飞行测量值。据此, 可以认为在飞行中纵向操纵系统的启动力为65N。

2.2 升降舵铰链力矩修正

纵向操纵力计算表达式为:

飞机空中飞行, 速度485km/h时升降舵偏角为-3°, 驾驶杆力为-340N, 升降舵调整片偏角基本为0°, 可不考虑其对铰链力矩的影响;机体迎角减去平尾下洗角后, 平尾迎角基本为零, 其产生的铰链力矩忽略不计。根据操纵力计算公式, 升降舵的铰链力矩对舵偏角的导数平均值为-0.10533 (1/rad) (Ma=0.48) 。

风洞试验的升降舵铰链力矩导数经插值得出Ma=0.48对应的升降舵铰链力矩导数为-0.1026 (1/rad) , 经试飞数据计算的铰链力矩导数增量为2.66%, 按增加量对不同马赫数的铰链力矩导数进行修正。

2.3 纵向操纵力计算

根据飞机实际起飞着陆的升降舵偏角采用修正后的铰链力矩导数计算的操纵力 (含启动力) 见表1。

由计算结果可知, 采用修正后的铰链力矩导数计 (下转第21页) (上接第11页) 算的操纵力与实际试飞值吻合的较好, 说明对操纵系统的启动力的确定和升降舵铰链力矩的修正是符合实际情况的。

3 小结

气动分析篇5

气动谐振管加热过程气体参数的测量与分析

实验研究了圆柱形、圆锥形和锥柱形三种结构形式的气动谐振加热管,采用高温高频压力传感器和灵敏度较高的`温度传感器直接测量了谐振管加热过程中谐振腔底气体的压力和温度的时间历程.实验结果确认了谐振管加热的主要机理是激波振荡累积加热机制,而且表明谐振温升与管内气体压力振荡幅值有关,而谐振管压力振荡幅值与驱动气体压力有关;结构形式不同的谐振管,加热特性显著不同.实验结果有助于液体火箭发动机谐振管点火器的实际设计,而且可以用来检验数值模拟的正确性.

作者：安联梁国柱童晓艳作者单位：北京航空航天大学,宇航学院,北京,100083刊名：航空动力学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF AEROSPACE POWER年，卷(期)：18(3)分类号：O354 V434关键词：航空、航天推进系统谐振腔激波加热液体火箭发动机

气动分析篇6

关键词：直叶片垂直轴风力机；叶尖速比；数值模拟；涡量图；俯仰频率

中图分类号： TP 392文献标志码： A

垂直轴风力机的叶轮绕着垂直的转轴旋转，相比水平轴其优点是可以接受任何方向的风，无需对风装置，结构相对简单，成本低[1].由于垂直轴风力机气体流动是典型的非定常流动，相比水平轴风力机更加复杂，所以对其采用的理论模型，例如单流管模型、多流管模型、双多流管模型等[2]，都存在着许多局限与不足.

随着计算流体力学CFD的发展，数值模拟技术日趋成熟.该方法具有信息量大、成本低、重复性好、模型易于修改等优点，已能快速准确地模拟垂直轴风力机风轮的外部流场.本文采用Fluent软件和滑移网格技术对直叶片垂直轴风力机进行数值模拟，研究叶尖速比相同、转速不同时垂直轴风力机流场特性，并探讨影响风力机翼型流场的主要因素.

1建模与数值计算

1.1简化与建模

对直叶片垂直轴风力机而言，由于z轴方向的截面翼型处处相等，且不考虑风轮中连杆、转轴等组件对叶轮周围的流场影响，因此建立的2D简化模型如图1所示.

1.2计算区域网格划分

计算区域如图2所示.整个计算区域为圆形，分为3个部分，其中：Z1、Z3均为静止部分；Z2为旋转部分.对叶片周围的网格进行必要的加密处理，旋转部分和叶片局部网格划分如图3所示.对Z1、Z2区域采用结构型网格，Z3区域采用四边形为主的非结构网格，Z2区域是滑移网格的运动区域，翼型周围采取椭圆形法画结构型网格，并对叶片表面进行边界层加密，加密网格共20层，按照1∶1.1的比例进行递增.经过验证得到坐标的无因次距离y+满足1≤y

1.3计算条件设定

计算的边界条件为：左侧半圆弧边界采用速度入口边界，方向取x轴为正方向；右侧圆弧边界出口采用压力出口边界，压力值采用默认值；将旋转部分Z2与静止部分Z1、Z3的交界面设定为滑移网格交界面[4].

对叶轮流场进行瞬态计算，湍流模型选取k-ω SST模型，采用Simple算法求解，动量项、湍动能耗散率以及湍动能项均采用二阶迎风差分格式离散.设定计算时间步数为3 000步，单次迭代50步.

2数值模拟结果与分析

2.1模拟目标分析

垂直轴风力机旋转过程中，其叶片速度三角形如图4所示，其中：V∞为当地来流速度； VL、Vm分别为叶片旋转的线速度与叶片的相对速度，VL=ωR，ω为旋转角速度，R为叶片半径；θ为翼型所处方位角.

式中：α为翼型与相对来流间的攻角.

由式（1）即可得到叶轮旋转过程中攻角α随方位角θ的变化曲线，如图5所示.可见攻角随着叶轮转动呈周期性变化，即叶尖速比一定时攻角变化规律一定.当λ=4时，-14.4°

可见，叶片在某方位角下的相对速度与VL、V∞以及所在位置攻角α有关.

本文在来流速度V∞=10 m·s-1和叶尖速比λ=4的条件下，模拟计算了半径分别为1 m和2 m的风力机叶轮瞬态流动情况.

2.2数值计算结果与分析

量值差别过大，图6（a）、（b）分别采用了不同的标尺范围，其中图6（a）标尺范围为0～30，图6（b）标尺范围为0～10.从图中可明显看出，r=2 m时的涡量大小和分布密度都小于r=1 m时的情况.这是由于在半径较小时，叶轮以更高的角速度完成一个周期，导致周围更小范围内流场的变化更剧烈.

旋转半径不同时需考虑离心力对翼型表面附面层的影响.图7与图8分别给出了不同半径时方位角分别为90°和330°处叶片压力分布，图中代表内表面压力的虚线的分布角速度较大时，内侧压力有比较明显的增大现象.

另外，由于两种半径时的角速度相差一倍，且攻角变化范围相同，r=1 m和r=2 m两种情况可以看做是叶片在攻角-14.4°≤α≤14.4°，以相差一倍的频率进行俯仰振荡.相关研究[5]表明，随着频率的增大，最大升、阻力系数曲线趋势相同，最大值基本没有变化而升、阻力系数所包含的的面积变大.这一特性可以从图9给出的r=1 m和r=2 m时升、阻力系数随α的变化曲线中看出，且文献[5]表明，随着频率上升这一差别会更加明显，可以推断：叶尖速比保持不变而转速差别更大时，垂直轴风力机的流场会有更加明显的差别.

2.3流场中尾迹涡对翼型气动性能影响

为了进一步说明流动中尾迹涡对翼型气动性能的影响，对比几组翼型压力分布曲线，分别是叶片开始进入尾迹涡带、完全处于涡带中以及运动出涡带.通过对比两种半径情况下的翼型压力分布能够比较形象地分析涡流对翼型气动性能的影响.

可看出：进出涡带的过程中叶片压力分布没有明显变化，说明单条涡带对叶片压力分布影响不明显.图12为流场涡量与翼型局部涡量对比图.由图12（a）、（b）对比可知，叶片表面的附着涡量在104以上，而紧邻叶片尾部的尾迹涡量在103左右，流场中的脱落涡涡量更是在102以内，这可能是由于单条尾迹涡对叶片表面压力分布影响不明显造成的.

由此可知，在叶尖速比相同、转速不同的垂直轴风力机高速旋转时，流场中尾迹涡对叶片表面压力分布的影响不是局部的，而是整体的.

3结论

根据数值模拟结果可以发现，叶尖速比相同情况下相同叶片类型的垂直轴风力机叶轮叶片表面压力分布规律大致相同，但是存在的有限偏差也是不能忽视的.差异主要来自于3个方面：① 尾迹涡的大小与分布密度；② 俯仰频率的不同对升、阻力系数的影响；③ 半径不同导致叶片附面层的离心力不同，从而造成叶片表面压力分布的不同.

参考文献：

[1]张国铭.论建造兆瓦级垂直轴式风力发电机组的合理性[J].水利电力施工机械，1995，17（4）：32-36.

[2]MAZHARUL I，DAVID S K T，AMIR F.Aerodynamic models for Darrieustype straightbladed vertical axis wind turbines[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews，2008（12）：1087-1109.

[3]于冲，王旭，董福安，等.y+值对翼型气动参数计算精度的影响研究[J].空军工程大学学报：自然科学版，2012，13（3）：25-29.

[4]潘宏林.垂直轴风力机设计与非定常流动分析[D].上海：上海理工大学，2010.

[5]姚迪，陈康民，戴韧，等.低雷诺数振荡翼型非定常气动性能研究[J].可再生能源，2009，27（5）：15-18.

摘要：在不考虑连杆、转轴及叶尖损失的简化模型基础上，利用Fluent软件采用雷诺平均Navier-Stokes方程与k-ω SST湍流模型对直叶片垂直轴风力机进行了数值模拟.对比了相同叶尖速比λ=4，叶轮半径r分别为1 m和2 m的垂直轴风力机的气动性能.结果表明，在来流风速V∞和叶尖速比λ相同的情况下，不同半径的垂直轴风力机具有十分相似的翼型表面压力分布，对应位置处的升、阻力系数相差不大.

关键词：直叶片垂直轴风力机；叶尖速比；数值模拟；涡量图；俯仰频率

中图分类号： TP 392文献标志码： A

1建模与数值计算

1.1简化与建模

1.2计算区域网格划分

1.3计算条件设定

2数值模拟结果与分析

2.1模拟目标分析

垂直轴风力机旋转过程中，其叶片速度三角形如图4所示，其中：V∞为当地来流速度； VL、Vm分别为叶片旋转的线速度与叶片的相对速度，VL=ωR，ω为旋转角速度，R为叶片半径；θ为翼型所处方位角.

式中：α为翼型与相对来流间的攻角.

可见，叶片在某方位角下的相对速度与VL、V∞以及所在位置攻角α有关.

本文在来流速度V∞=10 m·s-1和叶尖速比λ=4的条件下，模拟计算了半径分别为1 m和2 m的风力机叶轮瞬态流动情况.

2.2数值计算结果与分析

2.3流场中尾迹涡对翼型气动性能影响

由此可知，在叶尖速比相同、转速不同的垂直轴风力机高速旋转时，流场中尾迹涡对叶片表面压力分布的影响不是局部的，而是整体的.

3结论

参考文献：

[1]张国铭.论建造兆瓦级垂直轴式风力发电机组的合理性[J].水利电力施工机械，1995，17（4）：32-36.

[2]MAZHARUL I，DAVID S K T，AMIR F.Aerodynamic models for Darrieustype straightbladed vertical axis wind turbines[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews，2008（12）：1087-1109.

[3]于冲，王旭，董福安，等.y+值对翼型气动参数计算精度的影响研究[J].空军工程大学学报：自然科学版，2012，13（3）：25-29.

[4]潘宏林.垂直轴风力机设计与非定常流动分析[D].上海：上海理工大学，2010.

[5]姚迪，陈康民，戴韧，等.低雷诺数振荡翼型非定常气动性能研究[J].可再生能源，2009，27（5）：15-18.

关键词：直叶片垂直轴风力机；叶尖速比；数值模拟；涡量图；俯仰频率

中图分类号： TP 392文献标志码： A

1建模与数值计算

1.1简化与建模

1.2计算区域网格划分

1.3计算条件设定

2数值模拟结果与分析

2.1模拟目标分析

式中：α为翼型与相对来流间的攻角.

可见，叶片在某方位角下的相对速度与VL、V∞以及所在位置攻角α有关.

本文在来流速度V∞=10 m·s-1和叶尖速比λ=4的条件下，模拟计算了半径分别为1 m和2 m的风力机叶轮瞬态流动情况.

2.2数值计算结果与分析

2.3流场中尾迹涡对翼型气动性能影响

由此可知，在叶尖速比相同、转速不同的垂直轴风力机高速旋转时，流场中尾迹涡对叶片表面压力分布的影响不是局部的，而是整体的.

3结论

参考文献：

[1]张国铭.论建造兆瓦级垂直轴式风力发电机组的合理性[J].水利电力施工机械，1995，17（4）：32-36.

[2]MAZHARUL I，DAVID S K T，AMIR F.Aerodynamic models for Darrieustype straightbladed vertical axis wind turbines[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews，2008（12）：1087-1109.

[3]于冲，王旭，董福安，等.y+值对翼型气动参数计算精度的影响研究[J].空军工程大学学报：自然科学版，2012，13（3）：25-29.

[4]潘宏林.垂直轴风力机设计与非定常流动分析[D].上海：上海理工大学，2010.

气动产品国产化要点分析篇7

欧美是发达国家, 它的工业体系也相对成熟;而中国则相对落后, 自然他们的市场需求也是不同的。若产品过于高端和先进, 由于技术系统的匹配以及价格原因, 国内市场的需求会非常少。若投资的产品过于低端和初级, 那市场上同类型同质量的产品就非常多, 在激烈的竞争下就没什么利润。最后剩下的中端产品就是主要投资方向, 对于这些产品, 外企的产品有一定的质量和技术优势。这样的产品可以做为“金牛”产品去发展, 以此保证企业的基本利润。最好的产品是什么呢?它是市场刚开始有需求, 又是未来5~10年需求激增的产品。对于这样的产品, 企业要争取提前抢占市场和客户, 它是未来企业的利润主要增长点。

2 技术沟通要透彻

气动产品国产化过程中, 最重要的转移内容是“技术”, 它包括所有的产品图纸、工艺要求、生产设备资料、质量控制文件以及相关经验知识。对于形成文件的资料相对比较容易转移, 但是经验知识方面就很难转移, 也极少有企业能够将员工的经验形成文件保存下来。另外, 由于中西方文化差异巨大, 日常行为规范、做事原则及生活习惯上都有所不同, 这就给日常的沟通带来阻力或者误解。所以需要双方进行全方面的沟通是至关重要重要的。技术上的沟通主要有以下几个方面。

图纸方面:首先是语言问题, 特别是非英文系的德语、法语等, 通常翻译公司的翻译的会很不到位, 工程师容易产生误解, 从而形成很大的技术风险, 所以最好让国外公司翻译成为英文或者重新出英文图纸。另外, 因为制图习惯的不同, 通常国外图纸上只有尺寸及公差信息, 额外的技术要求不在图纸上, 而是被制作成单独的技术文件。这样就会存在一张图纸对应多张技术文件的情况。往往国外工厂收集图纸时很容易漏掉这些技术文件, 事后发现时再重新补发, 增加了技术交流时间。若反复发生收集技术信息的工作, 就会拖延整个项目的进程。即使做好上面几点, 更深层次的技术交流也非常必要。

生产设备方面:外企通常只进行装配和测试, 所以建立合适的装配和测试生产设备就是国产化中最核心的工作。发达国家因人力成本高等原因, 倾向采用自动化程度高的设备, POKA-YOKE思想会融在设备上。而国产化的一个重要目标就是降低成本, 加之国内劳动力成本低, 国产化也就倾向于手动或者半自动的设备。由于人参与的活动比较多, 那么失误与出错的机率就比较高。这样在生产设备的设计理念上国内、外就存在很大的差异。所以国外的专家很难接受国内的半自动和手工线, 他们认为工艺风险太多。这样在保证生产装配质量方面就会形成很多矛盾点, 而国产化的生产线方案要经过国外专家的批准, 所以双方需要深入沟通, 努力达成共识。

测试方面:气动产品通常要求在出厂前进行100%的测试, 这样测试台就成为一个关键设备。找一家综合实力强的供应商是很重要的!常规气动产品通常要测试功能和泄漏, 个别产品还会测试响应时间等特殊数据。泄漏值的测试要求比较高, 通常采用两种方法:小批量产品可以设计简单的测试台, 再使用高精度的流量计进行测试;大批量产品需要使用专业的泄漏测试仪器, 并设计专用的测试台。流量计和泄漏仪器一定要选择国外专业厂家的产品, 这样才能保证测试数据的准确性和整个测试系统的重复稳定性。测试台通常也是国产化生产线中最贵重的设备, 需要投入较多的精力去制作。

样品试验方面:在新生产线上生产出的产品, 要对样品进行试验和验证, 如高、低温下功能测试, 寿命测试等。一般一新工厂还是没有相关测试设备的, 最好的方式是将样品发到国外工厂试验室进行相关测试。一方面他们对产品比较熟悉, 可以全方面的检查和测试, 若出现问题, 他们会很快找到问题的关键点。另一方面, 对于同类型的产品使用相同的设备测试得出的结果相对可靠, 也具有一定的可比性。项目进程中要特别注意寿命测试的周期, 一个常规电磁阀的寿命约300万次, 寿命测试需要两个多月, 而有的阀寿命为几千万次, 完全测完就要1年以上的时间, 所以在项目进度中要合理安排和处理寿命测试时间。

3 强化国内零部件采购

欧美国家产品的质量普遍比我们高是众所周知的, 基中一个重要原因是他们的零件质量好, 自然装配后的成品质量也就好很多。在产品国产化过程中如何做出与国外相同质量的零件也是非常重要的。通常气动行业是找外部供应商来提供零件, 所以找到合适的供应商是关键所在。近些年我国的加工制作水平有了很大的提高, 一个重要原因是企业采购了大量的数控加工设备。即便如此, 我们也要认识到, 我们的加工制作能力还是落后于发达国家的。

材料方面:国外图纸上标注的是国外标准的材料牌号, 常规的金属材料可以转换成为国产的类似材料, 没有对应材料的, 就只能进口或者寻找替代材料了。在这个过程中对于特殊要求的零件, 要认真对待。比如同样是不锈钢304的材料, 在客户端同样的使用环境和状态下, 国外的零件就不生锈, 而国产的零件应付生锈。这样的潜在问题最终会转换成客户投诉。还有电磁阀中的阀芯材料是比较特殊的, 建议使用国外进口的材料, 否则就会影响整个产品的性能和寿命。

精度方面:气动产品一般没有特别繁杂的零件, 以目前国内的加工水平通常能够达到图纸的精度要求。但在工艺细节方面我们往往处理的不好, 如深孔交叉产生的毛刺清理就是个难点。这些细节问题往往会在成品上引起很大的失效后果, 所以要严格控制供应商的质量控制方法, 保证零件质量。

特殊工艺方面:工艺的特殊性就是零件性能特殊性的体现, 需要我们慎重对待。如铝表面的阳极氧化, 普通的要求容易做到, 但是如果有超常规的硬度等要求, 国内供应商就做不到。这样的特殊要求往往与产品的寿命及性能有关, 是必须要做到的。还有如滑动轴的表面处理上, 不是越光洁越好, 要达到一定的程度并能储存住润滑油才是最好的。这些都属于细节技术方面的要求, 而这些细节却决定了产品的成败。

摘要：在传统制造领域, 为了降低制造成本和缩短交货期, 外企纷纷在中国投资建厂, 希望自己的新产品能够快速响应市场需求。在这个投资中就有产品国产化的步骤, 是将原有产品在中国本地化加工生产的过程。近些年中国的加工制造水平有了很大的提高, 相应的技术人才也有了一定的积累, 这为国产化项目的进行做好了铺垫。但是我们也要注意到, 我国的整个工业水平与发达国家相比还是落后很多, 也就给国产化过程带来了一定的风险。传统的气动产品主要有气缸、电磁阀、气动三联件等, 它们的原理和结构并不繁杂, 相对来说容易被生产, 但要做出达到国际水准的产品是很不容易的。如一个滑阀结构的常规电磁阀, 国外产品的使用寿命大都在300万次以上, 而国内同类型产品的使用寿命只有10～30万次。根据本人在外企多年的工作经验, 下面就气动产品国产化项目中的几个要点进行分析和阐述。

大跨悬索桥梁气动稳定性分析篇8

一、风荷载内力计算模型

一般来说, 风速在空间的分布如下式:

式中:U0桥址处距离地面10m处的基本风速;μ风速空间分布系数;L桥梁总跨度;L1风速分布宽度;z距桥梁端点的距离;e风速分布不对称系数, 0<e<1;e取0时表示风速在桥梁跨度方向分布是对称的;y距离地面的高度;α为依赖于地面粗糙度一个指数系数。

由于风载的动力特性, 桥梁会在风荷载的作用下在其平衡位置振动, 作用在一个面单元上的动内力可按下式计算:

式中:为面单元动内力向量;分别为面单元动力反应的位移和速度向量;分别为面单元的动力刚度和阻尼矩阵, 如下式:

式中为单元上分速空间分布系数;L为单元长度;K为约化频率, , ω为动力反应的角频率; (i=1, 2, ……, 6) 面单元相关的实验测量值, 这些值为依赖于约化频率K和静力风载作用角的函数。

悬索单元的内力可由下式计算:

式中:悬索单元的动力内力向量, 悬索动力反应的速度向量;悬索的动力阻尼矩阵由下式计算:

式中:K为索单元的约化频率, 为索单元的动力系数, 如下:

式中:为悬索内力系数。

二、润扬大桥简介

本文以润扬大桥为实例进行建模并做相应的计算分析, 该桥目前为中国最长的跨江悬索桥梁, 桥梁主跨1490m, 两个引桥跨度为470m, 见图1所示。该桥悬索的垂跨比为1/10, 间距为34.3米, 桥面板厚度为3.0m, 流线型钢箱型主梁长度35.9m, 门型桥塔高达209m。在该桥的三维有限元模型中, 用三维梁单元模拟桥面板和主塔, 三维杆单元模拟拉锁和吊杆, 刚性杆单元模拟桥面板和吊杆之间的连接。

三、动力稳定性分析

桥梁三维非线性动力分析模型考虑了静力风载值对结构的作用, 本文在此基础之上, 改进了其计算方法, 考虑了风速空间非均匀分布和悬索气动内力等因素, 编制了相应的计算程序。

在下述分析中, 初始风向角度设为0度, 考虑静力风载作用, 风速空间非均匀性分布等因素, 利用改进后的计算程序分析了风载作用下润扬大桥有限元模型的动力特性, 结构阻尼比设为0.5%。

1.风载静力作用的影响

大跨度和超大跨度悬索桥由于自身结构刚度太小在静力风载作用下会产生较大的变形, 大变形影响结构刚度的同时也改变了风向作用角, 因而导致风载动力内力随有效风向角的变化而变化。为了考察静力风载对于桥梁动力稳定性的影响, 不同工况下的风速值见表1所示。

与线性分析结果相比较非线性分析的临界风速增加了4.5m/s, 增加率达7.3%。静力风载作用下临界风速的提高, 一方面来说是由于静力风载负风向角的作用, 风洞试验表明-3度风向作用角下桥梁的动力稳定性比0度作用下的更高, 因此负的风向作用角有助于提高桥梁的动力稳定性。另一方面来说, 在风载静力作用下桥梁结构的动力特性发生了改变, 在风载静力作用下, 作用在桥面板上力的方向是向下的, 因而悬索的内力值有很大的提高, 这提高了桥梁整体结构的刚度及相应的自振频率, 同时, 随着风速的增加, 结构的振型会发生很大的改变, 不同振型间的相似性会有所提高, 这增加其不同振型间的耦合作用。由于结构自振频率的提高以及多振型耦合作用的有利作用, 桥梁结构的气动稳定性相应提高。

2.风速空间非均匀分布性的影响

在上述的分析中, 不同地点的风速认为是一样的, 但从一个区域的风速实测结果来看, 风速在空间的分布不是均匀的。对于大跨度和超大跨度桥梁来说, 塔架的高度一般很大, 作用在悬索、吊杆上的风载与作用在桥面板上的有显著的不同, 因此要考虑风载空间分布的非均匀性, 为了考察风载空间分布的非均匀性对桥梁气动稳定性的影响, 进行了7种不同情况的计算分析, 结果见表2所示。

在风载对称作用的情况下 (e=0) , 随着风载分布宽度的增加, 临界风速下降并趋于均布风载作用下的零界风载值, 风载分布长度达到3L时, 临界风速基本稳定, 这是由于风载分布长度的提高, 风速沿桥梁轴线的分布趋于按照式 (1) 的计算值, 因此其对桥梁气动稳定性的影响也趋于稳定, 在同样的分布宽度下, 临界风速的大小随分布不均匀性的增加而下降。

3.悬索气动内力的影响

在上述的气动稳定性分析中, 没有考虑悬索的内力这个参数。为了考察悬索内力对于结构气动稳定性的影响, 本文对考虑和不考虑悬索内力两种工况进行了计算分析, 得到的临界风速结果见表3所示。

从表3中的结果可以看出悬索内力对于结构的临界风速没有影响, 在悬索内力作用下结构的自振频率和振型与没有内力作用下基本一致也可以说明这一点, 因此在大跨度悬索桥动力分析中可以忽略悬索内力大小的影响。

四、结语

空调室外机气动噪声的数值分析篇9

空调的噪声已成为衡量空调品质的一个重要指标, 研制和开发高风量、低噪声的空调产品, 既能降低运行能耗, 又能达到控制噪声的目的。为此必须研究空调噪声的辐射机理, 并建立准确可靠的噪声预估方法, 从而在设计阶段就能预测噪声的大小, 帮助改进设计, 降低噪声。空调室外机噪声源包括压缩机和风机, 一般来说, 压缩机产生的噪声主要是结构噪声, 而风机产生的噪声主要是气动噪声, 本文仅针对空调室外机的气动噪声展开研究。

我们知道, 气动声学非齐次波动方程右端声源项是流体运动方程中的全部非线性项的组合, 要获得用于气动噪声计算的声源项, 就必须知道声源区非定常流场的具体信息。因此, 在对气动噪声进行预测之前, 应采用CFD技术精确模拟声源附近的瞬态流场[1];然后, 通过分析求解气动声学的控制方程来模拟噪声的大小。

1非定常流动数值模拟

本文研究对象为家用分体空调室外机, 其制冷功率为3 200W, 能效等级为5级。主要结构包括压缩机、冷凝器、电机、轴流风叶、格栅、壳体和导流圈等。图1为空调室外机的轴流风叶。

为了便于数值模拟空调室外机内部的流动, 不考虑电机、压缩机、冷凝器和出口格栅对流动的影响;为了保证流动数值计算的可靠性, 在原实物模型的基础上, 对室外机的进、出口进行了延伸;同时, 为了加快计算收敛的速度, 采用了多面体网格。室外机模型的网格如图2所示, 网格总数为297 770个, 其中叶轮区域125 591个, 机壳区域99 129个, 进口39 098个, 出口33 952个。相对于四面体网格系统, 多面体网格技术能够大大降低网格的数目, 从而节省计算资源。

采用RNG k-ε湍流模型进行非定常流动的模拟, 流动控制方程采用基于压力的隐式耦合方法求解;动静干涉采用滑移网格技术处理;在给定边界条件时, 进口给定全压为0 Pa, 出口给定静压为0 Pa;对控制方程进行离散时, 扩散项均采用二阶中心格式离散, 时间项均采用二阶隐式格式离散, 对流项均采用具有三阶精度的MUSCL格式离散;壁面采用无滑移条件;叶轮转速为850 r/min。

为了能在一个较宽的频率范围内分析噪声的频率特性, 所选时间步长要足够小, 故选定叶片每旋转1°所需要的时间作为一个时间步长, 即

$Δ t = \frac{60}{360 n} = \frac{60}{850 \times 360} \approx 1.96 \times 10^{- 4} (s) (1)$

采用上述模型和对应的边界条件, 首先进行定常流场计算, 其计算收敛的结果作为非定常流场的初场, 然后进行非定常流场的计算。

定常计算的收敛标准如下:将控制体内所有计算量前后两次迭代的差值作为判断计算收敛的标准, 当各项差值均不大于1×10 -5时, 认为计算收敛。

非定常计算的收敛标准如下:对每一时层的迭代达到上述定常收敛标准, 则认为该时层的计算收敛;然后将本时层的收敛结果作为下一时层的初始值, 进行下一时层的迭代, 如此反复直至非定常计算的结果呈现周期性, 则认为非定常计算结果收敛。

为解决计算资源紧张及节省流动计算时间, 流动数值模拟采用了并行算法。在CPU为4 GHz、内存为3.5G的服务器上连续计算约12天流动趋于收敛, 此时叶轮旋转15圈。定义一个无量纲的时间

$Ν t = Μ o d (\frac{t}{Δ t}, 360) (2)$

确保当Nt相同时叶片与壳体的相对位置是一致的。

Cory[2]和Neise[3,4,5]等指出, 离散噪声在通风机的气动噪声中占据着支配地位, 它主要是由固体表面的压力脉动产生的, 因此对固体壁面处的脉动压力进行分析是很有必要的。图3为室外机壳体、导流圈和叶片吸力面处静压 (默认单位为Pa) 在三个不同时刻的分布图。由于叶片的尾迹与壳体、导流圈之间的相互作用比较强烈, 使得壳体、导流圈处存在明显的静压脉动, 高压区总是在叶片尾迹扫过的壁面处。另一方面, 由于室外机的风量随时间几乎不变, 因此叶片表面静压随时间的脉动很弱。

文献[9]将固体表面静压变化率的时均值定义为偶极子声源强度 $\bar{Ρ}$ s, 即

$\bar{Ρ}_{s} = \sqrt{\frac{1}{Ν} \sum_{1}^{Ν} (\frac{\partial Ρ}{\partial t})^{2}} (3)$

然后根据声源强度的大小来判定主要声源的位置, 认为声源强度大的部位就是主要声源所在位置。图4即为室外机偶极子声源强度的分布云图, 可以清楚地看到, 导流圈处的声源强度远大于壳体和叶片表面声源强度。如果上述声源识别方法成立, 那么室外机的噪声应该主要由导流圈处声源产生。

2 室外机气动噪声的预测

脉动压力源产生的声场可根据Lowson方程[6]进行分析[7,8]

$p (x) = [\frac{x_{i} - y_{i}}{4 π r^{2} c_{0} (1 - Μ_{r})^{2}} {\frac{\partial F_{i}}{\partial t} + \frac{F_{i}}{1 - Μ_{r}} \frac{\partial Μ_{r}}{\partial t}}] (4)$

式中:Fi为脉动力, xi和yi分别为观察点x和源点y的坐标, c0为声速, r为观察点和源点间的距离

$r = | x - y | (5)$

Mr为声源在声传播方向的运动马赫数, $\frac{\partial Μ_{r}}{\partial t}$ 是r方向上的加速度分量, 方括号表示积分时方括号内的量是相应延迟时间τ时的值

$τ = t - \frac{r}{c_{0}} (6)$

应用式 (4) 对叶片、壳体和导流圈表面脉动压力产生的声压进行计算, 结果如图5所示。从图中可以看出, 各部位声源产生的声压随时间周期性变化, 同时还含有一定的随机成分, 因此该空调室外机的噪声不仅具有离散特性, 还具有宽频特性。

通过快速傅里叶变换 (Fast-Fourier Transform, FFT) 可以得到噪声的声压级频谱, 声压级定义为

$S Ρ L = 10 \lg (\frac{p}{p_{r e f}})^{2} (7)$

式 (7) 中, 参考压力pref=2×10-5 Pa。图6为室外机噪声频谱的预测结果, 从中可以清楚地看到。室外机噪声数值频谱和试验频谱的最高峰值均出现在40 Hz处, 该频率为叶片通过频率 (Blade Passing Frequency, BPF) ;同时, 还可以看出频谱的数值计算结果与试验存在一定的差距。

将各频率下的声压级计权之后就得到总声压级, 其结果见表1。计算结果表明, 导流圈处声源对声场的贡献较小, 而壳体表面声源对声场贡献最大。这与采用上节中声源识别的结果不一致。为了弄清楚哪个结果是正确的, 就必须分析导流圈上静压的脉动情况。在导流圈上取A-A截面, 在A-A面上均匀布置12个点CP01—CP12, 如图7所示。

图8为室外机导流圈上CP01—CP12各点静压随时间的脉动历程, 由于叶片尾迹对导流圈壁面的周期性冲击作用, 这12个点的静压变化存在着两个很明显的共同特性: (1) 各点静压随时间呈现周期性变化, 在叶轮旋转一周的过程中, 3个叶片尾迹周期性冲击各点, 因此各点的静压有3个小的周期性变化; (2) 各点静压都是在叶片尾迹扫过该点时达到最大值, 因此各点静压随时间脉动的相位各不相同。这就使得这些高强度的声源产生的声压会相互抵消, 导致整个导流圈上的声源对声场的贡献大大减弱。也就是说, 采用式 (3) 进行声源识别时, 应该补充一个前提条件, 即同一声源区域各点的静压脉动相位要一致。

3 噪声数值分析方法的应用

为验证噪声数值定分析方法的工程有效性, 对室外机采用锯齿风叶 (如图9所示) 的降噪效果进行研究。为了便于风叶结构改变前后噪声数值计算结果的比较及节省非定常流场的计算时间, 结构修改后流场的计算在网格划分、湍流模型、非定常时间步长的选取以及收敛的标准等各方面尽量与修改前的流动计算保持一致。

室外机风叶结构的改变影响了内部的非定常流动, 也势必影响其气动性能。表2为室外机风量的数值计算结果与试验的对比, 可以看出, 风量的数值模拟结果在定性上与试验保持一致, 但在定量上存在一定的差距。

根据上节中的分析, 室外机的壳体是主要的声源区, 因此对比壳体处的声源强度是有意义的。如图10所示, 在靠近压缩机的壳体壁面上声源强度最大;采用锯齿叶片后, 壳体处的声源强度明显下降。声压级预测结果及与试验的对比见表3, 数值预测结果显示锯齿叶片具有降噪效果, 这与试验结果在定性上相吻合, 但在定量上还存在一定差距。

综合以上分析可以知道, 采用本文的数值方法能够从定性上预测出室外机的噪声特性以及噪声相对大小。

4 结论

本文利用数值分析方法对分体空调室外机的气动噪声进行了研究, 预测了室外机各部位声源对声场的贡献。通过对固体壁面静压脉动的分析, 修正了以静压变化率的时均值为识别参数的声源识别方法。同时, 对数值分析方法在工程应用中的可靠性进行了验证。主要结论有:

(1) 室外机气动噪声源主要位于靠近压缩机的壳体壁面, 采用锯齿叶片能有效减弱声源强度、降低室外机的气动噪声;

(2) 同一声源区域静压脉动的相位一致是采用静压变化率的时均值为识别参数进行声源识别的前提条件;

(3) 本文的噪声数值分析方法能从定性上预测出室外机的噪声特性以及噪声相对大小, 具有较好的工程应用价值。

摘要：采用雷诺平均数值模拟方法对空调室外机内部的三维黏性非定常流动进行了计算, 获取了用于噪声分析的气动声源。在此基础上, 依据Lowson方程对脉动压力产生的气动声场进行了仿真, 预测了空调室外机各部位气动声源对声场的贡献, 并对锯齿轴流风叶的降噪效果进行了分析。为了识别偶极子声源, 对固体壁面处的静压脉动进行了分析。结果表明:静压脉动的相位一致是采用偶极子声源强度进行声源识别的前提条件。室外机噪声数值预测结果与试验在定性上吻合较好, 说明噪声数值分析方法具有良好的工程应用价值。

关键词：非定常流动,空调,气动噪声,数值分析

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[5] Neise W. Review of fan noise generation mechanisms and control methods. In: Fan Noise-An International INCE Symposium, CETIM, Senlis, France, 1992;45—56

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气动分析篇10

1 回路振荡检测

振荡检测方法包括四类:检测功率谱峰值法, 类似IAE的时域标准方法, 基于自相关函数方法, 小波图法。本文用程序设计了规律性误差绝对值积分法 (IAE) [4]、IAE上下限和过零点规律性法、高阶过零点估计ARMA模型极点法[5]三种方法。

2 阀粘滞特性诊断辨识原理

2.1 控制阀粘滞参数辨识

粘滞辨识方法是基于模型的振荡原因诊断和定量分析方法。EARMAX模型辨识方法用于辨识遭受非稳态外部扰动干扰的线性时不变系统[3], 其辨识出真实粘滞模型参数的一个基本假设是Hammerstein模型的非线性部分和线性部分可以解耦。若辨识的粘滞参数接近于0, 则认为控制阀中没有粘滞存在;若辨识出来的偏差项 (代表附加的非稳态外部扰动) 存在振荡现象, 则认为振荡的根本原因是振荡性的外部扰动。类似于PID的控制器传递函数也同样可使用PV-OP数据辨识出来, 用辨识出来的PID控制器传递函数和线性过程传递函数可以进行闭环仿真以产生OP-PV数据, 若仿真产生的OP和PV数据是振荡的, 则认为是由于控制器整定处于欠阻尼状态导致控制回路振荡。

含有粘滞特性的控制阀和过程对象等效为Hammerstein模型时, 其受到附加外部非稳态扰动的线性时不变过程可以采用EARMAX结构表示为:

其中:

这里e (t) 为白噪声, τ为过程延时, an, bn, cn分别是自回归、外源性、移动平均部分的阶次。该过程的估计可用下式给出:

其中在t时刻的参数向量估计为:

回归向量为:

可利用递归方法迭代求解出EARMAX模型参数。在实际中, 模型的真实阶次未知, 需要进行估计, 模型的阶次可以用最小化测试统计量ξNM进行选择。

ξNM由下列公式给出:

这里是输入序列{u (t) }和模型更新误差{ε (t) }的白化残差序列{ζ (t) }在不同延迟[0 M]的互相关函数值;R N是输入的协方差矩阵。

为将此辨识算法应用到控制回路阀门粘滞参数诊断中, 需要将反映控制阀的Hammerstein模型分为两部分:阀门的两参数经验模型和EARMAX模型。由于基于梯度的优化算法在粘滞Hammerstein模型辨识方面并不适用, 这里采用基于网格优化算法[3]实现粘滞参数辨识。具体做法是, 将粘滞模型参数S和J分成网格, 对每一点根据经验粘滞模型得出阀门输出数据MV, 将MV作为输入已有的过程输出数据PV作为输出, 应用前述EARMAX模型辨识算法辨识模型参数, 选取令测试统计量最小的网格点作为最佳粘滞参数。

利用控制器输出OP和过程输出PV数据便可以辨识出PID控制器的参数。离散PID控制器输出为

由上两式可得

再利用最小二乘法即可求解出控制器参数。

在反馈控制回路中导致振荡的三个常见原因是控制器整定不当、振荡性的外部扰动和控制阀粘滞。工业生产过程中出现的振荡问题可能是其中某一种原因导致的, 或者几种因素同时存在。通过这里的粘滞辨识方法可以诊断出振荡是哪一种或者哪几种因素导致的, 可能的判断结果有:存在粘滞, 存在外部扰动, 存在控制器整定不当, 粘滞和外部扰动同时存在, 粘滞和控制器整定不当同时存在, 外部扰动和控制器整定不当同时存在, 粘滞、外部扰动和控制器整定不当同时存在。

2.2 面积峰值法

面积峰值法是一种基于形状分析的粘滞检测方法, 它通过计算振荡的控制误差信号PV-SP在每一个过零点之间曲线峰值前后的面积比值, 再利用统计学方法计算出粘滞存在可能性的大小 (0%-100%) 。面积峰值法判断粘滞指标R定义[1]为相邻过零点之间曲线峰值面积A1和峰值后面积A2的比值当粘滞存在时, 而当是其他因素导致的振荡, 则。

对于一组振荡误差信号数据, 经过上述计算可得到一系列指标值R, 若仅通过取均值作为这组数据的粘滞判断指标, 会因个别计算指标值偏差较大, 使得指标R均值难以代表这组数据整体情况, 从而影响对这组数据粘滞的判断。文献[1]通过对一系列R值进行统计假设检验 (单边t检验) , 从而考虑到了一系列R值的总体分布情况, 不会因为个别异常数据影响粘滞判断, 并可计算得出存在粘滞概率的大小。3.3继电器波形 (Relay) 匹配法

继电器波形匹配法[3]的基本原理是, 将振荡波形与几种常见因素导致的振荡波形进行模式匹配, 根据辨别振荡模式判断振荡的根本原因。分析每一个振荡受控变量PV的半周期数据, 将其与继电器波形、三角波行和正弦波形进行模式匹配, 比较它们的匹配误差, 若最小误差是与继电器波或者三角波匹配误差, 则说明存在粘滞, 若最小误差是与正弦波匹配误差, 则说明存在扰动。

为了给匹配接近程度进行度量, 需要定义粘滞指标SI如下:

其中, 为所有半周期PV与正弦波近似误差平方的均值, 为所有半周期PV与三角波和继电器波近似误差平方的均值取较小者。考虑到实际数据可能会受到噪声或者不规则扰动影响, 这里定义一个不确定区域±SI0:若SI<-SI0, 则认为是扰动导致振荡;若SI>+SI0, 则认为是阀粘滞导致振荡;当|SI|<=+SI0, 则无法不确定振荡原因。这里取SI0=0.21。SI也可以分别表示正半周期指标SI+和负半周期指标SI-, 以此判定非对称粘滞的情况。

3控制阀粘滞诊断界面简介

MATLAB GUI是基于MATLAB的图形化用户界面编程工具, 利用MATLAB GUI可以方便的构建控制阀粘滞综合诊断平台 (见图1) 。该平台包括数据导入栏、粘滞检测方法选择栏、以及用于诊断过程状态显示的八个图形窗口。数据导入栏包括数据预处理设置、数据段选择设置和输入数据相关信息, 数据段选择设置用于对输入数据中感兴趣部分数据进行单独提取分析, 可随时调整数据范围, 便于部分数据诊断;输入数据的相关信息给出了采样率、样本总数、及数据自带的说明信息。在粘滞检测方法选择栏中, 可以选择面积峰值法、继电器波形匹配法等典型方法, 下方为粘滞诊断结果显示部分。八个图形窗口中, 左侧为输入数据相关变量曲线, 右上侧为继电器波形匹配法与三种波形模式匹配的结果, 右下侧为面积峰值法所有半周期指标R值的分布情况。当需要导入数据进行诊断时, 按下“载入数据”按钮选择mat格式数据, 可选中“数据窗口”并设置数据段范围, 按下“调整数据”按钮, 得到想要的部分数据。在选择某一种粘滞诊断方法, 按下“粘滞检测”即可得到该方法的诊断结果。

4 仿真验证

为验证面积峰值法和继电器波形匹配法方法有效性, 本文以一阶惯性环节为线性对象, 进行控制粘滞辨识的仿真。首先需要生成两组仿真数据, 一阶惯性时滞环节传递函数为Gp (s) =3exp (-10s) / (10s+1) , PI控制器传递函数为Gc (s) =0.2 (1+1/10s) , 粘滞模型均采用Kano模型, 粘滞参数分别为S=6%, J=2%, 和S=8%, J=3%, 噪声标准差均为0.01。

应用面积峰值法 (Area-peak) 和继电器波形匹配法 (Relay) 对仿真数据进行测试, 测试结果如表1所示。对比观察半周期指标R值的分布图 (见图2) 可以看出, 利用统计学t检验方法可较完整地反应测试数据所有半周期指标R值的分布情况, 排除个别异常数值对整体粘滞判断的影响, 比根据指标均值判断粘滞鲁棒性更强。而观察两组仿真数据与三种波形模式的拟合接近情况 (见图3) , 可以看出, 继电器波形匹配法可以较好处理噪声干扰对波形形状的影响。

5 总结

工业控制回路振荡检测及粘滞诊断在工业自动化生产中有着重要意义。振荡检测可以帮助操作维护人员及时发现回路出现的问题, 避免更严重后果的发生;粘滞诊断则为维护人员采取适当的维护检修措施提供了重要的依据。本文利用了几种常见的振荡检测方法原理完成对仿真数据及工业数据的振荡检测, 同时采用面积峰值法和继电器波形匹配法完成对阀粘滞特性诊断分析, 在此基础上设计了部分振荡检测、粘滞诊断的功能。用仿真实验初步验证基于形状诊断方法的有效性。

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