涂福泉　胡良智

摘要：針對原有軋機伺服液壓缸高頻動態(tài)響應(yīng)測試系統(tǒng)的不足，提出一種基于應(yīng)變計的新型測試方法。運用ANSYS有限元軟件得到機架表面適用于實驗的應(yīng)變測點，并利用現(xiàn)有軋機伺服液壓缸實驗設(shè)備，制定合理的實驗方法和流程，進行液壓缸測試實驗。結(jié)果表明：應(yīng)變一位移曲線和載荷一位移曲線均呈很好的線性關(guān)系，重復(fù)性好，可以滿足現(xiàn)有軋機伺服液壓缸高頻動態(tài)響應(yīng)測試系統(tǒng)的要求。

關(guān)鍵詞：伺服液壓缸；應(yīng)變計；應(yīng)變測點；高頻動態(tài)響應(yīng)測試

文獻標志碼：A 文章編號：1674-5124（2015）01-0013-03

0引言

軋機伺服液壓缸是軋機液壓AGC系統(tǒng)中的關(guān)鍵元件，具有軋制力大、行程短、頻率響應(yīng)高、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、測試難度大等特點。當(dāng)前國內(nèi)對軋機伺服液壓缸性能的測試主要采用普通液壓缸測試方法，但僅能滿足于液壓缸的靜態(tài)性能測試，無法滿足其動態(tài)性能的測試，特別是高頻軋機用大型伺服液壓缸的動態(tài)性能測試；因此，深入開展高頻液壓缸動態(tài)性能測試技術(shù)研究對提高我國軋機伺服液壓缸測試技術(shù)有重大意義。

目前軋機伺服液壓缸測試系統(tǒng)要求試驗0.01～20Hz的伺服液壓缸動態(tài)性能，但是現(xiàn)有的實驗僅能完成0.01～10Hz的伺服液壓缸動態(tài)性能試驗；因此，改進試驗方法成為學(xué)者們研究的重點內(nèi)容。文獻指出應(yīng)變計具有測量精度高、滯后小、抗干擾能力強等特點，已經(jīng)在冶金、航天、機械等許多領(lǐng)域廣泛應(yīng)用?；诖?，本文提出采用電阻應(yīng)變計替換傳統(tǒng)的伺服液壓缸測試系統(tǒng)中位移傳感器的新方法。

1基于應(yīng)變計的測試方法原理

現(xiàn)有的軋機伺服液壓缸測試系統(tǒng)主要存在以下兩個不足：1）通過磁力表架吸附在液壓缸活塞桿上的位移傳感器因為伺服液壓缸高頻振動變得不牢靠，從而使得位移傳感器輸出信號嚴重失真；2）伺服液壓缸振幅為微米級，加之強烈的干擾信號，現(xiàn)有的位移傳感器難以跟蹤獲得有效的位移信號，因此實際試驗時，需要模擬伺服液壓缸高頻振動的狀況，使其振幅為毫米級，在毫米級振幅下測試時需要功率很大的油源和大流量的電液伺服閥才能滿足試驗條件，這極大地增加了測試系統(tǒng)的成本，又使得模擬加載與伺服液壓缸實際工況偏差較大。

因此，制約試驗頻響提高的主要原因是位移傳感器的靈敏度和干擾信號的強度。本文研究的軋機伺服液壓缸測試系統(tǒng)使用的是進口高準確度位移傳感器，繼續(xù)提高傳感器靈敏度和抗干擾能力的空間不大。而測試過程中的干擾信號是由伺服液壓缸自身高頻振動而產(chǎn)生的，也沒有辦法消除。所以，要想在不改變實驗系統(tǒng)主要設(shè)備的情況下使該系統(tǒng)能試驗油缸更高的響應(yīng)頻率，可以放棄位移傳感器，改用其他方式（比如應(yīng)變計）來測量油缸活塞桿位移。

軋機伺服液壓缸測試系統(tǒng)的基本構(gòu)成是閉式加載機架和伺服液壓缸。在模擬加載過程中，閉式機架在彈性形變范圍內(nèi)隨伺服液壓缸活塞桿位移發(fā)生形變。這種形變是相對固定的，而機架的形變又和其應(yīng)變是唯一對應(yīng)關(guān)系，所以可通過測量機架的應(yīng)變間接測量伺服液壓缸活塞桿位移。

2位移測點確定方法

實驗室采用的是分片式閉式機架，由于分片機架的形變和應(yīng)力變化存在非線性，選用主機架作為研究對象。閉式機架的形變較復(fù)雜，本文采用ANSYS對機架進行有限元分析，找出機架應(yīng)變與機架形變的關(guān)系，如圖1、圖2所示。

由圖1可以看出，主機架應(yīng)變較大的地方出現(xiàn)在上、下梁中部和立柱靠近上、下梁的內(nèi)外側(cè)。由圖2可以看出，機架變形最大的是上、下梁中間?？梢哉J為，機架形變最大的上梁與下梁中間節(jié)點的位移差與伺服液壓缸活塞桿位移相同，將其作為位移測點。由分片式機架系統(tǒng)的組成可知，主機架厚度方向的外表面均與片機架接觸，其應(yīng)變無法測量；主機架上橫梁上、下面均和墊塊接觸，其應(yīng)變也無法測量。因此，選取應(yīng)變明顯、應(yīng)變片粘貼方便，位于立柱靠近上梁的內(nèi)外側(cè)表面中點作為應(yīng)變測點。位移測點和應(yīng)變測點的位置分布如圖3所示。

在線性加載力的條件下，仿真模型中位移測點處的位移與應(yīng)變測點處的應(yīng)變呈線性關(guān)系，如圖4所示。

在頻率固定為20Hz的正弦力作用下，主機架位移測點和應(yīng)變測點處位移與應(yīng)變的關(guān)系，無法在ANSYS中直接得出，只能夠分別求得位移與時間的關(guān)系曲線和應(yīng)變與時間的關(guān)系曲線。

3實驗液壓系統(tǒng)與實驗方案

實驗設(shè)備主要由原軋機伺服液壓缸測試臺、伺服液壓缸、電阻應(yīng)變計和靜態(tài)電阻應(yīng)變儀4部分組成。

伺服液壓缸參數(shù)為：

伺服液壓缸徑：500mm，桿徑：400mm，行程：60mm，工作壓力（無桿腔）：21MPa。

靜態(tài)應(yīng)變儀參數(shù)為：

測量范圍：0～19999μs，分辨率：1μs/字，適用應(yīng)變片阻值：60～1000Ω。

實驗僅使用了原伺服液壓缸測試系統(tǒng)的部分，其液壓系統(tǒng)原理圖如圖5所示。

實驗用到的液壓系統(tǒng)主要由兩臺柱塞泵、兩個電磁溢流閥、一臺MOOG伺服閥和—個減壓閥構(gòu)成。由于實驗條件限制，實驗沒有完成伺服液壓缸輸入正弦加載力條件下機架應(yīng)變與液壓缸活塞桿位移關(guān)系的測定。只完成了線性輸入條件下，機架測點處應(yīng)變與液壓缸活塞桿位移關(guān)系的測定。實驗采用靜態(tài)逐級加壓的方式調(diào)節(jié)伺服液壓缸的加載力，從而控制伺服液壓缸活塞桿位移，實驗流程如下：

1）油泵1工作，調(diào)定三通比例減壓閥4，背壓約為1MPa，使伺服液壓缸有桿腔壓力保持恒定低壓。

2）電磁溢流閥2得電，手動調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力升至約2MPa的實驗初始壓力。

3）伺服閥3得到信號，壓力油進入伺服缸4無桿腔，活塞桿伸出，直至頂緊機架及壓塊。

4）記錄無桿腔壓力、有桿腔壓力、活塞桿位移、應(yīng)變儀讀數(shù)4項數(shù)據(jù)。

5）調(diào)節(jié)電磁溢流閥2壓力逐級升高，每次約升高0.5MPa，然后記錄4項實驗數(shù)據(jù)。

6）系統(tǒng)壓力達到伺服缸4的工作壓力，停止升壓，記錄數(shù)據(jù)。

7）系統(tǒng)降壓到大約5MPa，給定伺服閥3反向信號，活塞桿縮回。

8）伺服缸5活塞桿與機架脫離接觸，系統(tǒng)卸荷，油泵1停止工作。

9）重復(fù)實驗，驗證實驗方案的可重復(fù)性。4實驗結(jié)果與對比

綜合分析實驗數(shù)據(jù)，可以看出，實驗結(jié)果的重復(fù)性很好，說明本文提出的這種測試方法可以長期有效地進行，具有可靠的穩(wěn)定性。選取符合統(tǒng)計規(guī)律的一組實驗數(shù)據(jù)，得到ANSYS仿真的應(yīng)變一位移曲線與實驗得到的應(yīng)變一位移曲線對比，如圖6所示。

由圖7可以看出，實際分片式機架高度方向的總形變與伺服液壓缸提供的加載力呈很好的線性比例關(guān)系，這和有限元分析中施加的加載力與位移測點處高度方向形變量的關(guān)系吻合。另外，重復(fù)實驗得到的這種線性關(guān)系還充分說明機架在實驗過程中仍然處于彈性形變階段，機架應(yīng)力集中的位置仍在材料的許用應(yīng)力范圍內(nèi)。

當(dāng)然，圖6、圖7中的實驗曲線與仿真曲線存在一定的偏差，主要原因在于機架的有限元模型與機架實際結(jié)構(gòu)相比有所簡化，存在差異。從圖中可以明顯看出，兩組實驗數(shù)據(jù)曲線在初始階段線性化較低，其主要原因是在油液壓力較低的情況下，伺服液壓缸活塞桿、壓塊、墊塊、機架4個構(gòu)件沒有壓緊，存在一定間隙。所以在采用本文提出的方法進行伺服液壓缸測試時，應(yīng)該避開這個線性化程度低的伺服液壓缸位移區(qū)間。

5結(jié)束語

本文選定合適的應(yīng)變測試設(shè)備，在伺服液壓缸對機架進行加載的過程中測定機架上所選應(yīng)變測點處的應(yīng)變。完成了伺服液壓缸輸入線性加載力時機架應(yīng)變測點處應(yīng)變與伺服液壓缸活塞桿位移關(guān)系的測定。實驗結(jié)果證明：基于應(yīng)變計的軋機伺服液壓缸測試方法合理，為開發(fā)新型軋機伺服液壓缸動態(tài)性能測試技術(shù)奠定了基礎(chǔ)。