CN115638942A - 考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法 - Google Patents

考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法 Download PDF

Info

Publication number
CN115638942A
CN115638942A CN202211274240.1A CN202211274240A CN115638942A CN 115638942 A CN115638942 A CN 115638942A CN 202211274240 A CN202211274240 A CN 202211274240A CN 115638942 A CN115638942 A CN 115638942A
Authority
CN
China
Prior art keywords
vibration
exciter
vibration table
transfer function
eccentric load
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
CN202211274240.1A
Other languages
English (en)
Inventor
王巨科
刘爱文
李小军
陈苏
傅磊
焦弘贇
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
INSTITUTE OF GEOPHYSICS CHINA EARTHQUAKE ADMINISTRATION
Original Assignee
INSTITUTE OF GEOPHYSICS CHINA EARTHQUAKE ADMINISTRATION
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by INSTITUTE OF GEOPHYSICS CHINA EARTHQUAKE ADMINISTRATION filed Critical INSTITUTE OF GEOPHYSICS CHINA EARTHQUAKE ADMINISTRATION
Priority to CN202211274240.1A priority Critical patent/CN115638942A/zh
Publication of CN115638942A publication Critical patent/CN115638942A/zh
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Apparatuses For Generation Of Mechanical Vibrations (AREA)

Abstract

本发明涉及一种考虑激振器耦合作用的振动台‑偏心负载相互作用补偿方法，采用该补偿策略后，两激振器间的耦合作用被完全消除，两个激振器复现地震动记录的波形相关系数分别提高了14.75％和5.48％。本发明还建立了振动台和偏心荷载的传递函数矩阵，基于传递函数矩阵，对不同负载偏心程度(ER)条件下振动台控制‑结构(CSI)影响进行了深入研究，揭示了CSI的影响规律。受CSI影响，两激振器间的耦合作用至少放大了22倍。

Description

考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法
技术领域
本发明属于振动测试技术领域，具体涉及一种用于考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法。
背景技术
电液振动台是工程抗震研究，汽车道路模拟，以及航天振动测试等领域的重要试验设备。振动台与偏心荷载间的控制结构相互作用(CSI)是导致振动台试验精度降低的重要原因。目前，负载偏心程度(ER)和激振器耦合作用对振动台与偏心负载间的CSI研究提出了挑战。当负载重心偏离振动台台面中心时，相互作用的影响会更加剧烈。相关技术中，振动台和偏心负载相互作用的机理研究在相互作用的补偿方面取得了长足发展。然而，在相互作用的影响研究方面却还处于起步阶段。负载的质量、转动惯量和偏心程度这些重要特性产生的影响尚不明确。此外，相互作用对激振器及其耦合作用的影响还有待于进一步研究，特别是现有技术急需一种不仅可以补偿振动台-偏心负载间的相互作用，而且可以补偿两个激振器间的耦合作用的补偿策略，振动台试验的精度将进一步提高。
发明内容
针对上述问题，本申请公开了一种考虑激振器耦合作用的实时补偿方法(策略)，并分别在频域和时域验证了该策略的有效性。另外，本申请还以双轴振动台和偏心负载为研究对象，建立了系统的传递函数矩阵，分析了CSI影响，并对CSI进行了补偿。基于传递函数矩阵，对不同负载偏心程度(ER)工况下CSI的影响进行了深入研究，因而探明了CSI对传递函数矩阵的影响规律。
具体地说，本发明一方面提供了一种考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，所述偏心负载偏心地布置在所述振动台的台面上，所述振动台在单水平向由液压驱动系统驱动的激振器1和激振器2推动，其特征在于，激振器1的控制误差信号和激振器2的控制误差信号按照式16计算：
Figure BDA0003896434070000021
其中，u1为激振器1的控制误差信号；u2分别为激振器2的控制误差信号；ux为控制信号；G3为是三参量发生器和前馈，G4是三参量反馈；Ga为传感器的传递函数；x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；Cxφ、C12、Cφx、C21分别为补偿传递函数。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，补偿传递函数Cxφ、C12、Cφx、C22按式19计算：
Figure BDA0003896434070000022
其中，G2按照公式8计算；Ap为活塞的有效承压面积；l为激振器到振动台台面中心的距离；Gqkq0是伺服阀的传递函数；IT为振动台的转动惯量；IE为振动台和负载的等效转动惯量；MT为振动台台面质量；ME为振动台与负载的等效质量；s为拉普拉斯算子；a为等效质量的偏心距离；
Figure BDA0003896434070000031
其中，V为等效油缸全容积；β为油的体积弹性模量；Ap为活塞的有效承压面积；Kc为伺服阀压力流量系数；CC为油缸泄露系数；s为拉普拉斯算子。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，激振器1和激振器2的传递函数为公式20所示：
Figure BDA0003896434070000032
其中，G2按照公式8计算；l为激振器到振动台台面中心的距离；a为等效质量的偏心距离；Jt为振动台的转动惯量；s为拉普拉斯算子；x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；G3为三参量输入装置的传递函数；Ap为活塞的有效承压面积；Gqkq0是伺服阀的传递函数；u01是振动台1的控制信号；u02是振动台2的控制信号。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，所述振动台包括伺服阀、液压缸、振动台台面、激振器。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，振动台和偏心负载的系统模型基于动态系统模型、液压驱动模型和TVC模型构建。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，动态系统模型如式2所示：
Figure BDA0003896434070000041
其中，ME和IE的计算如式1所示；s为拉普拉斯算子；x为等效质量的位移；φ为等效转动惯量的运动转角；AppL1和AppL2分别为两激振器的出力；a为等效质量的偏心距离；l为激振器到振动台台面中心的距离；Ap为液压缸的有效面积；pL1为负载压力；pL2为负载压力。
Figure BDA0003896434070000042
其中，IT+ITA和IL+ILA分别为振动台和偏心负载相对于x轴的转动惯量。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，液压驱动模型如式4所示：
Figure BDA0003896434070000043
其中，QL表示负载流量；Gqkq0是伺服阀的传递函数；u是控制误差信号；KC是稳态工作点附近的流量压力参数；pL是负载压力；AP是液压缸的有效面积；M是活塞和负载的总质量；xp是活塞位移，V是两个液压缸的总容量；β是有效体积模量；Ctc为液压缸总泄漏系数。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，TVC模型的控制误差信号如式5所示：
u＝G3u0-G4GaxT (5)
其中，u是控制误差信号；u0是控制信号；G3是三参量发生器和前馈；G4为是三参量反馈；xT是振动台的位移；Ga是传感器的传递函数；Ga的表达式为：
Figure BDA0003896434070000051
其中，na传感器频率；Da为传感器阻尼比。
进一步的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，振动台和偏心负载系统的传递函数如式12所示：
Figure BDA0003896434070000052
其中，x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；G3是三参量发生器和前馈，G5、G6、G7如式10所示；u01是振动台1的控制信号；u01是振动台2的控制信号；Gqkq0是伺服阀的传递函数；AP是液压缸的有效面积；
Figure BDA0003896434070000053
优选的是：将式12转化为传递函数矩阵的形式如式13所示：
Figure BDA0003896434070000054
其中，H11和H22是受CSI影响的两个激振器的传递函数；H12和H21是两个激振器之间耦合的传递函数。
本发明的另一方面涉及一种考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿系统，所述系统包括至少一个处理器以及存储器，其存储有指令，当通过至少一个处理器来执行该指令时，实施前述的方法的步骤。
本发明的有益效果在于：本发明建立了振动台和偏心荷载的传递函数矩阵，并基于传递函数矩阵，对不同ER条件下CSI影响进行了深入研究，分析揭示了CSI的影响，以激振器间的耦合作用至少放大了22倍。此外，本发明还公开了一种考虑激振器耦合作用的实时CSI补偿策略。采用该策略后，两激振器间的耦合作用被完全消除，两个激振器复现地震动记录的相关系数分别提高了14.75％和5.48％。
附图说明
图1.振动台和偏心负载系统简图；
图2.振动台和偏心负载系统的三个子模型示意图；
图3.动态系统模型示意图；
图4.液压驱动系统模型示意图；
图5.TVC模型示意图；
图6.不同偏心负载工况下相互作用对传递函数矩阵的影响示意图；
图7.控制策略方框图；
图8.系统性能在频域的改善示意图；
图9.波形复现精度示意图；
图10.同步和跟踪控制误差示意图；
图11.振动台与偏心负载系统简图。
具体实施方式
以下实施例进一步说明本发明的内容，但不应理解为对本发明的限制。在不背离本发明精神和实质的情况下，对本发明方法、步骤或条件所作的修改或替换，均属于本发明的范围。
电液振动台是地震工程试验、航空航天振动试验、车辆道路模拟等领域重要的实验设备。在振动台试验中，CSI是振动台与负载之间的动态耦合作用。CSI不仅影响振动台的控制精度，而且给负载响应带来误差。相关技术证明，振动台和偏心负载间的CSI在某些工况下会大幅增加。在振动台与负载CSI机理领域，相关技术对CSI效应和CSI补偿策略进行了大量研究。
CSI影响分析是为了研究不同系统特性下CSI的影响趋势和程度。在现有的CSI影响分析中，相关技术以振动台和中心对称负载为研究对象，建立了振动台和负载系统模型。CSI影响分析主要从两个方面进行：振动台特性和负载特性。从振动台特性方面，相关技术分析了控制参数(比例积分微分参数和三变量控制(TVC)参数)、时滞、伺服阀偏置、铰链刚度、液压缸质量、台面变形，以及两个振动台间耦合作用对振动台和负载系统的影响。从负载特性方面，相关技术分析了质量、阻尼比、频率、刚度和柔度、阻尼的物理构造方式、刚度的物理构造方式以及结构振型特性对振动台和负载系统的影响。
为了补偿CSI，相关技术提出了一系列离线和实时补偿控制策略。通过采用多次离线迭代，Twitchell和Fletcher减轻了CSI的影响。然而，多次离线迭代可能会对负载造成不可恢复的损伤，这些损伤可能会影响测试结果。许多相关技术表明，实时补偿控制策略是补偿CSI的有效方法。相关技术提出了计算CSI的不同方法，进而补偿了相互作用。相关技术采用自适应逆控制策略辨识了CSI，在辨识基础上对CSI进行了补偿。相关技术在模态控制策略基础上提出了补偿CSI的策略。此外，还提出了许多补偿CSI的策略，例如加速度轨迹跟踪控制方法、姿态同步跟踪控制策略、差动运动同步跟踪控制策略。
总之，相关技术开展了一系列研究来探讨CSI机理。然而，负载偏心程度(ER)是以往CSI研究中尚未涉及的重要系统特性，CSI对激振器间耦合的影响仍需深入研究。此外，相关技术的补偿策略的有效性和实用性受到了激振器间耦合作用的严重阻碍。
下面具体介绍本发明的实施方式。
1.系统建模
振动台和偏心负载系统的示意图如图1所示。从图1可以看出，系统主要由控制计算机、伺服阀、液压缸、振动台台面、激振器1和激振器2和负载等组成。振动台的性能指标如表1所示。中心对称负载偏心地布置在振动台台面上，这种布置方式可以在很大程度上模拟振动台台面上负载偏心结构的工况。如图1所示，系统在水平方向由激振器1和激振器2驱动。因此，本发明一些实施例建立的系统模型是一个多输入多输出模型，且两个激振器相互耦合。
表1.振动台基本参数
Figure BDA0003896434070000081
一些实施例中，依据图2所示的模块化方法进行了系统建模。从图2可以看出系统可以分为三个主要子模型，包括动态系统模型、液压驱动模型和TVC模型。它们分别是系统的运动机构部分、液压驱动部分和控制部分。这三个部分的工作原理框图如图11所示。为建立传递函数矩阵模型，图11综合考虑了系统的组成和物理特性。参数值如表2所示。
表2.振动台参数.
Figure BDA0003896434070000091
根据图11，一些实施例的具体建模过程如下。
1.1动态系统建模
将振动台和偏心负载看作一个整体，进而将动态模型进行相应等效，其示意图如图3所示。图3(a)给出了动态系统模型的等效模型，图3(b)对等效模型进行了分析。其中，MT为振动台台面质量；ML为负载质量；ME为振动台与负载的等效质量；AppL1(F1)和AppL2(F2)分别为两激振器的出力；x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；x为等效质量的位移；IT为振动台的转动惯量；IL为负载转动惯量；IE为振动台和负载的等效转动惯量；φ为等效转动惯量的运动转角；a为等效质量的偏心距离；l为激振器到振动台台面中心的距离。
根据平行轴定理，等效模型可以表示为：
Figure BDA0003896434070000101
其中，IT+ITA和IL+ILA分别为振动台和偏心负载相对于图3(b)中x轴的转动惯量。
基于方程(1)，采用牛顿第二定律建立了振动台和偏心荷载的动力学模型，得到的动态模型为：
Figure BDA0003896434070000102
以下是惯性矩的计算实施例，其以平台中心为坐标原点，采用质心公式计算质心位置，振动台质心和偏心荷载为
Figure BDA0003896434070000103
其中，a为等效质量重心至振动台重心的距离；A为负载重心至振动平台重心的距离。
基于平行轴定理和公式1可得，IT,ITA,IL,和ILA的表达式为
Figure BDA0003896434070000111
其中，m和n分别为振动台的长度和宽度；c和k分别是负载的长度和宽。
依据方程(1)、(21)和(22)，表3列出了不同载荷条件下的惯性矩。
表3.不同工况下的系统惯性矩
Figure BDA0003896434070000112
2.2.液压驱动模型建模
系统的液压驱动系统如图4所示。从图4可以看出，液压驱动系统主要由伺服阀和液压缸组成。液压驱动系统可以用一系列连续性方程来表示。
假定伺服阀为二阶振荡模型，则伺服阀模型为：
Figure BDA0003896434070000113
其中，wv为伺服阀频率；ξv为伺服阀阻尼比。
参考文献(Wang JK,Li XJ,Li FF,et al.Effect and compensation of theinteraction between a unidirectional twin-axis shaking table and the testedstructure.J Vib Shock 2021；40(10):140-149.[In Chinese])，通过拉普拉斯变换处理，可以得到液压驱动模型的三连续方程。连续方程如(4)所示：
Figure BDA0003896434070000121
其中，QL表示负载流量；Gqkq0是伺服阀的传递函数；u是控制误差信号；KC是稳态工作点附近的流量压力参数；pL是负载压力；AP是液压缸的有效面积；M是活塞和负载的总质量；xp是活塞位移；V是两个液压缸的总容量；β是有效体积模量；Ctc为液压缸总泄漏系数。
2.3.三参量系统建模
三参量反馈、前馈和发生器是TVC模型的三个核心部分。TVC模型的框图如图5所示。
根据文献(Wang JK,Li XJ,Li FF,et al.Analysis of the interactioneffects between double shaking tables and test structure.J Vib Control 2021；27(11-12):1407-1419.)中详细的TVC系统建模过程，可知控制误差信号为
u＝G3u0-G4GaxT (5)
其中，u是控制误差信号；u0是控制信号；G3是三参量发生器和前馈；G4是三参量反馈；xT是振动台的位移；Ga是传感器的传递函数，Ga的表达式为：
Figure BDA0003896434070000131
其中，na传感器频率；Da为传感器阻尼比。
2.4.传递函数矩阵建模
基于以上三个子模型建立了传递函数矩阵。在建模过程中，假设致动器1和2的参数彼此一致。那么传递函数可以推导为
Figure BDA0003896434070000132
其中，u1和u2是两个激振器的控制误差信号；Gqkq0是伺服阀的传递函数，G2的表达式为：
Figure BDA0003896434070000133
将方程(5)代入方程(7)，可得到系统模型的传递函数如下所示：
Figure BDA0003896434070000134
假定：
Figure BDA0003896434070000135
可得：
Figure BDA0003896434070000141
最后，振动台和偏心负载系统的传递函数为：
Figure BDA0003896434070000142
将方程12转化为传递函数矩阵的形式，可得：
Figure BDA0003896434070000143
其中，H11和H22是受CSI影响的两个激振器的传递函数；H12和H21是两个致动器之间耦合的传递函数。H11,H12,H12和H22的表达式为：
Figure BDA0003896434070000144
假定u01＝u02＝u，则两激振器的传递函数为：
Figure BDA0003896434070000145
其中，A1是激振器1的传递函数；A2是激振器2的传递函数。
相互作用影响分析
基于所建立的传递函数矩阵，一些实施例对负载偏心程度ER的作用进行了试验，并揭示了CSI的影响。整个试验是在不同的ER工况下进行的。根据表4中所示的负载特性设计了研究工况。在表4中，ER表示为ER＝a/l，l值为1.2m。参见表3，给出了不同ER条件下的惯性矩。
表4.不同负载偏心程度下的试验工况
Figure BDA0003896434070000151
为了比较和分析CSI对传递函数矩阵的影响，将振动台空台工况定义为参考工况。在分析中，传递函数矩阵的幅频特性是一个关键指标。如果指数值在0.71绝对值(abs)至1.41abs的范围内，则振动台将在其有效频率范围(-3.00dB至+3.00dB)内工作。
图6给出了不同ER工况下CSI的影响。如图6(a)所示，当ER＝0.6时，在16.70Hz处H11值为1.36abs；当ER＝0.4时，在16.20Hz处H11值为1.50abs；当ER＝0.6时，在16.00Hz处H11值为1.65abs；当ER＝0.6时，在11.40Hz处H11值为1.41abs。同时，当ER＝0.2时，在40.90Hz处H22值为0.71abs；当ER＝0.4时，在45.30Hz处H22值为0.71abs；而在ER＝0.6时，在48.20Hz处H22值为0.71ab。根据以上数据进行分析，可以得出在油注共振频率及其周围频带范围内，CSI对H11的影响随着ER的增大而增大，CSI对H22的影响随ER的增大而减小。同时，H11油注共振峰的频率随ER增大而减小，H11油注共振峰的幅值随ER变大而增大。此外，H22的有效频带在一定程度上有所增加，但并不会超过空载工况下的有效频带(53.70Hz)。
从图6(b)可以看出，在20.00Hz处，当ER＝0.2时H12和H21值为0.22abs，当ER＝0.4时H12和H21值为0.33abs，而当ER＝0.6时H12和H21值为-0.40abs。这些数据表明，两个激振器间的耦合作用随着ER的增加而增加，且耦合作用至少放大了22倍。
本发明实施例可以得出以下结论：即负载偏心程度ER将会对油注频率共振峰及其周围频带的传递函数矩阵产生影响。
2.考虑激振器相互作用的实时补偿策略
根据前述的CSI影响分析和以往CSI补偿策略的不足，以下一些实施例涉及一种考虑激振器间耦合作用的实时CSI补偿方法(策略)。
2.1补偿策略
补偿策略的控制框图如图7所示。控制策略包括两部分，第一部分(C1)用于补偿激振器和负载间的相互作用，第二部分(C2)用于补偿两个激振器间的耦合作用。
根据图7，假设uφ＝0，则两个执行器的控制误差信号为
Figure BDA0003896434070000161
假定
ux＝u01＝u02 (17)
将方程(16)和(17)代入方程(9)，可得：
Figure BDA0003896434070000171
则Cxφ,Cφx,C12,和C21的表达式为：
Figure BDA0003896434070000172
最后，采用实施例的补偿策略后，系统的传递函数为：
Figure BDA0003896434070000173
分析方程(20)可知：CSI影响和两激振器耦合作用被完全消除。为了验证该策略的有效性，分别在频域和时域进行了综合研究。在验证过程中，选择表2中的工况2作为负载工况。
2.2频域验证
图8给出了采用实施例的补偿策略后，系统在频域中的改善情况。从图8(a)可以看出，由于CSI影响H11在16.20Hz处的取值为1.50abs，H22在45.30Hz处的取值为0.71abs。观察图8(b)可知，在20.00Hz时，参考工况下H12和H21的值为0.01abs，在CSI的影响下为0.33abs。图8(c)显示出在16.50Hz时A1的取值为1.71abs，在32.60Hz时A2的取值为0.71abs。由图8(d)可以得到，在15.70Hz时A1值为1.47abs。H12和H21的取值由0.01abs变为0.33abs，这意味着两激振器间的耦合作用被放大了33倍。根据以上数据，可知由于相互作用的影响，振动台的工作频带急剧下降，两个激振器间的耦合作用大大增加。
观察图8(a)可知，采用实施例的补偿策略后，CH11和CH22的值等于参考工况下的取值。图8(b)显示两个激振器间的耦合作用减小为0.00abs。由图8(c)可以看出，在53.60Hz时CA1和CA2的值为0.71abs，在53.70Hz时参考工况下的取值同样也为0.71abs。从图8(d)可以看出，在53.00Hz时，CST值为0.80abs，在50.00Hz时，参考工况下的取值为0.83abs。这些数据表明，实施例的补偿策略消除了两激振器间的耦合作用，同时相互作用也得到了有效地补偿。
2.3时域验证
采用3倍压缩的El-centro地震动记录作为激励信号输入到系统中，采用地震动记录复现的精度、同步控制和跟踪控制的误差来评估实施例策略的有效性。
图9给出了地震动记录的复现及其评价指标。为了便于观察和比较，对的6.2s-6.3s时段范围的复现情况进行了放大。从图9(a)可以看出，在6.28秒时，A1和A2的复制结果分别为143.6cm/s2和107.4cm/s2，参考工况下的结果为76.99cm/s2，C-A1、A2、ST的复现值均为75.14cm/s2。这些数据证明，实施例的补偿策略在6.28s这一时间点可以有效地补偿振动台与偏心负载间的相互作用。
为了进一步证实所提策略的有效性，对地震动记录的复现精度进行了分析。图9(b)显示了补偿前后的复现评估指标。从图9(b)可以看出，补偿前激振器1和2的波形相关系数分别为75.05％和84.32％。补偿后，执行器1和2同步运动，复现波形的相关系数为89.80％。补偿后激振器1和2的最大波形复现误差为82.28dm，补偿前分别为142.48dm和102.95dm。补偿后激振器1和2波形复现误差的RMS值为32.35dm，补偿前为79.72dm和45.20dm。分析以上数据可以得出补偿后两个激振器的波形相关系数分别增加14.75％和5.48％，误差最大值分别减少42.25％和20.08％，误差RMS值分别减少59.42％和28.43％。此外，参考工况与补偿工况之间的指标差异不超过±2％的范围，这一范围是可接受的(这些差异源于三参量控制参数，只要对三参量控制参数进行微调即可)。地面运动记录复现精度的提高表明，实施例的补偿策略是有效的。
同步控制误差和跟踪控制误差如图10所示。观察图10(a)可知在6.28s处，两个激振器间的同步控制误差为33.65cm/s2。采用了实施例的补偿策略后，两个激振器间的同步控制器误差为0.00cm/s2。由图10(b)可知在6.28s处，两个激振器的跟踪控制误差分别为-149.9cm/s2和-113.7cm/s2；采用补偿策略后，两个激振器的跟踪控制误差为83.29cm/s2。上述结果表明在6.28s处跟踪误差至少降低了26.74％。由图10可以判断出实施例的控制策略可以显著减小同步误差和跟踪误差。
通过时域和频域验证，可知实施例的策略不仅能在提升系统的波形复现精度，而且能够有效改善系统的同步和跟踪控制性能。上述验证证明了该策略可以提高振动台试验的精度。
综上所述，本发明实施例建立传递函数矩阵来研究振动台与偏心负载之间的CSI。基于传递函数矩阵，对不同ER工况下的性能进行了深入研究，并得到了CSI的影响趋势和程度。此外，还公开了考虑激振器间耦合作用的实时控制策略。因此，本发明至少获得了如下的技术效果：
1.负载偏心程度(ER)对油注频率共振峰及其周围频带的传递函数矩阵有影响。
2.CSI对H11和H22的影响程度不同。CSI对H21的影响随ER的增加而增加，对H22的作用随ER的增大而减小。
3.CSI导致两个激振器间的耦合作用显著增加，两个激振器间的耦合作用至少放大了22倍。同时，两个激振器之间的耦合作用随着ER的增加而增加。
4.实施例的控制策略能够补偿振动台与偏心负载间的相互作用和两激振器间的耦合作用，可以有效提升振动台试验精度。
本说明书中描述的主题的实施方式和功能性操作可以在以下中实施：数字电子电路，有形实施的计算机软件或者固件，计算机硬件，包括本说明书中公开的结构及其结构等同体，或者上述中的一者以上的组合。本说明书中描述的主题的实施方式可以被实施为一个或多个计算机程序，即可以被实施为一个或多个有形非暂时性程序载体上编码的计算机程序指令的一个或多个模块，用以被数据处理设备执行或者控制数据处理设备的操作。
作为替代或者附加，程序指令可以被编码在人工生成的传播信号上，例如，机器生成的电信号、光信号或者电磁信号，上述信号被生成为编码信息以传递到用数据处理设备执行的适当的接收器设备。计算机存储介质可以是机器可读存储装置、机器可读的存储基片、随机或者串行存取存储器装置或者上述装置中的一种或多种的组合。
虽然，上文中已经用一般性说明、具体实施方式及试验，对本发明作了详尽的描述，但在本发明基础上，可以对其作一些修改或改进，这对本领域技术人员而言是显而易见的。因此，在不偏离本发明精神的基础上所做的这些修改或改进，均属于本发明要求保护的范围。

Claims (10)

1.一种考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，所述偏心负载偏心地布置在所述振动台的台面上，所述振动台在单水平向由液压驱动系统驱动的激振器1和激振器2推动，其特征在于，激振器1的控制误差信号和激振器2的控制误差信号按照式16计算：
Figure FDA0003896434060000011
其中，u1为激振器1的控制误差信号；u2为激振器2的控制误差信号；ux为控制信号；G3为是三参量(TVC)发生器和前馈，G4是三参量反馈；Ga为传感器的传递函数；x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；Cxφ、C12、Cφx、C21分别为补偿传递函数。
2.如权利要求1所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，补偿传递函数Cxφ、C12、Cφx、C22按式19计算：
Figure FDA0003896434060000012
其中，G2按照公式8计算；Ap为活塞的有效承压面积；l为激振器到振动台台面中心的距离；Gqkq0是伺服阀的传递函数；IT为振动台的转动惯量；IE为振动台和负载的等效转动惯量；MT为振动台台面质量；ME为振动台与负载的等效质量；s为拉普拉斯算子；a为等效质量的偏心距离；
Figure FDA0003896434060000021
其中，V为等效油缸全容积；β为油的体积弹性模量；Ap为活塞的有效承压面积；Kc为伺服阀压力流量系数；CC为油缸泄露系数；s为拉普拉斯算子。
3.如权利要求2所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，激振器1和激振器2的传递函数为公式20所示：
Figure FDA0003896434060000022
其中，G2按照公式8计算；l为激振器到振动台台面中心的距离；a为等效质量的偏心距离；Jt为振动台的转动惯量；s为拉普拉斯算子；x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；G3为三参量输入装置的传递函数；Ap为活塞的有效承压面积；Gqkq0为伺服阀的传递函数；u01是振动台1的控制信号；u02是振动台2的控制信号。
4.如权利要求1-3任一项所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，所述振动台包括伺服阀、液压缸、振动台台面、激振器。
5.如权利要求1-4任一项所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，振动台和偏心负载的系统模型基于动态系统模型、液压驱动模型和TVC模型构建。
6.如权利要求5所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，动态系统模型如式2所示：
Figure FDA0003896434060000031
其中，ME和IE的计算如式1所示；s为拉普拉斯算子；x为等效质量的位移；φ为等效转动惯量的运动转角；AppL1和AppL2分别为两激振器的出力；a为等效质量的偏心距离；l为激振器到振动台台面中心的距离；Ap为液压缸的有效面积；pL1为负载压力；pL2为负载压力；
Figure FDA0003896434060000032
其中，IT+ITA和IL+ILA分别为振动台和偏心负载相对于x轴的转动惯量。
7.如权利要求5所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，液压驱动模型如式4所示：
Figure FDA0003896434060000033
其中，QL表示负载流量；Gqkq0是伺服阀的传递函数；u是控制误差信号；KC是稳态工作点附近的流量压力参数；pL是负载压力；AP是液压缸的有效面积；M是活塞和负载的总质量；xp是活塞位移；V是两个液压缸的总容量；β是有效体积模量；Ctc为液压缸总泄漏系数。
8.如权利要求5所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，TVC模型的控制误差信号如式5所示：
u＝G3u0-G4GaxT (5)
其中，u是控制误差信号；u0是控制信号；G3是三参量发生器和前馈；G4为是三参量反馈；xT是振动台的位移；Ga是传感器的传递函数；Ga的解析表达式为：
Figure FDA0003896434060000041
其中，na传感器频率；Da为传感器阻尼比。
9.如权利要求1-8任一项所述的考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法，其中，振动台和偏心负载系统的传递函数如式12所示：
Figure FDA0003896434060000042
其中，x1为激振器1的位移；x2为激振器2的位移；G3是三参量发生器和前馈，G5、G6、G7如式10所示；u01是振动台1的控制信号；u01是振动台2的控制信号；Gqkq0是伺服阀的传递函数；AP是液压缸的有效面积；
Figure FDA0003896434060000043
优选的是：将式12转化为传递函数矩阵的形式如式13所示：
Figure FDA0003896434060000044
其中，H11和H22是受CSI影响的两个激振器的传递函数；H12和H21是两个致动器之间耦合的传递函数。
10.一种考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿系统，其特征在于，所述系统包括至少一个处理器以及存储器，其存储有指令，当通过至少一个处理器来执行该指令时，实施按照权利要求1-9任一项所述的方法的步骤。
CN202211274240.1A 2022-10-18 2022-10-18 考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法 Pending CN115638942A (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202211274240.1A CN115638942A (zh) 2022-10-18 2022-10-18 考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202211274240.1A CN115638942A (zh) 2022-10-18 2022-10-18 考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法

Publications (1)

Publication Number Publication Date
CN115638942A true CN115638942A (zh) 2023-01-24

Family

ID=84944746

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN202211274240.1A Pending CN115638942A (zh) 2022-10-18 2022-10-18 考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法

Country Status (1)

Country Link
CN (1) CN115638942A (zh)

Similar Documents

Publication Publication Date Title
Caruso et al. Active vibration control of an elastic plate using multiple piezoelectric sensors and actuators
Wang et al. Real-time dynamic hybrid testing for soil–structure interaction analysis
Nakata Acceleration trajectory tracking control for earthquake simulators
Yamada et al. Optimum tuning of series and parallel LR circuits for passive vibration suppression using piezoelectric elements
Jung et al. Performance evaluation of a real‐time pseudodynamic test system
Kolovsky Nonlinear dynamics of active and passive systems of vibration protection
Nakata Effective force testing using a robust loop shaping controller
Pinte et al. A piezo-based bearing for the active structural acoustic control of rotating machinery
Tjepkema et al. Sensor fusion for active vibration isolation in precision equipment
CN101813552A (zh) 用于补偿试件台面相互作用的地震模拟振动台控制方法
JP2017219380A (ja) 試験装置
Ozcelik et al. Comprehensive mechanics‐based virtual model of NHERI@ UCSD shake table—Uniaxial configuration and bare table condition
Tang et al. Investigation on acceleration performance improvement of electro-hydraulic shake tables using parametric feedforward compensator and functional link adaptive controller
Zhang et al. Eso-based vibration control for all-clamped plate using an electrodynamic inertial actuator
Li et al. Effects of interaction between dual shaking tables and specimen and force feedback compensation control
CN115638942A (zh) 考虑激振器耦合作用的振动台-偏心负载相互作用补偿方法
Kim et al. Robust broadband vibration control of a flexible structure using an electrical dynamic absorber
Li et al. Robust control of a vibrating plate using μ-synthesis approach
Bartel et al. Development and testing of active vibration control systems with piezoelectric actuators
Li et al. Differential Movement Synchronous Tracking Control Strategy of Double‐Shaking Table System Loading with Specimen
Gani et al. Active vibration control of a beam with piezoelectric patches: real-time implementation with xPC target
CN208969454U (zh) 一种多参量监控地震的模拟仿真系统
Tian et al. Shaking‐table substructure test using a MDOF boundary‐coordinating device
Li et al. Digital twins for the underwater shake table array facility
Peng et al. Development of a double-layer shaking table for large-displacement high-frequency excitation

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination