王 凱

（中國飛機強度研究所，陜西?西安?710065）

目前，航空、航天、船舶、高鐵、煤礦、石油等眾多行業(yè)為了測試產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)性能，往往需要做強度驗證試驗。強度試驗最核心的是加載相關技術(shù)，比如液壓、電動伺服加載技術(shù)；多通道協(xié)調(diào)加載控制技術(shù)；數(shù)據(jù)采集技術(shù)；數(shù)據(jù)處理技術(shù)等。液壓伺服加載技術(shù)通常采用伺服閥控制液壓油缸，進行載荷閉環(huán)控制[1]。

試驗要求動態(tài)性能較高時，往往采用雙出桿對稱油缸，其兩腔受力面積相等，進出流量相同，伺服閥壓降相同，控制性能表現(xiàn)較好，綜合性能優(yōu)于單出桿油缸。但是雙出桿油缸相比單出桿油缸長度大很多，且成本高。故對于速度、頻率要求不高的場合，用單出桿油缸即可完成[2]。

1 伺服加載系統(tǒng)

某輪胎試驗機中，加載形式為伺服油缸推動加載頭做輪胎加載。由于輪胎規(guī)格多，試驗機需要適應各種大小的輪胎，需要油缸具有較大行程，設計值為1500 mm，且試驗要求較高的加載速度，設計值為104 mm/s，故要求油缸具有較高的動態(tài)性能。優(yōu)先考慮雙出桿對稱油缸，由于油缸行程大、設備空間限制，無法采用雙出桿油缸。單出桿油缸相比雙出桿油缸控制性能略差，且單出桿油缸在液壓控制系統(tǒng)換向時，會產(chǎn)生壓力躍變，這會嚴重影響系統(tǒng)性能[3]。

單出桿油缸壓力躍變的基本原理是油缸兩腔面積不同，對應的流量不同，伺服閥換向時兩邊的流量突然變化，對應伺服閥的壓降突然變化，造成兩腔壓力躍變。此壓力躍變的現(xiàn)象，會引起液壓系統(tǒng)振動和噪聲，降低系統(tǒng)穩(wěn)定性。壓力突然升高或者降低，還可能導致氣蝕現(xiàn)象[4，5]。

為了解決設備空間限制和高加載速度這一矛盾，采用兩個伺服閥分別控制單出桿油缸的兩腔的方法來滿足該項目的要求。雙閥控雙腔的基本原理為，前腔伺服閥做恒壓控制，保持前腔壓力穩(wěn)定，通過控制后腔伺服閥的壓力來控制整個油缸的載荷。加載單元液壓原理如圖1所示。

兩腔采用兩個獨立的伺服閥，伺服閥單邊使用，為了防止伺服閥換向時的液壓沖擊，伺服閥B口設置緩沖蓄能器，并通過節(jié)流口回油。分為如下3個使用工況。

1.1 加載工況

先導控制閥（11）打開，控制兩個伺服閥A口的液控換向閥（4和5）打開，關閉快泄閥（8）?？刂葡到y(tǒng)切換為力控制模式，此時有桿腔伺服閥（10）控制有桿腔壓力為恒壓，無桿腔伺服閥控制無桿腔壓力，用油缸輸出力為目標進行閉環(huán)反饋，按照要求的載荷進行加載試驗。

1.2 位移工況

控制閥組與加載工況相同，只是控制系統(tǒng)切換為位移控制模式，有桿腔伺服閥控制有桿腔壓力為恒壓，無桿腔伺服閥控制無桿腔壓力，用油缸位移為目標進行閉環(huán)反饋，按照要求的位移進行控制。

1.3 應急工況

每次試驗前，會預先設置機輪托架的限位開關，用以防止加載工況時發(fā)生的輪胎壓縮量超過正常范圍而導致爆胎。因此，只要機輪托架觸碰此限位開關，先導控制閥斷開，前腔快退開關閥（7）打開，后腔快泄閥接通，油缸后腔連通回油，油缸快速回退。到達后端限位開關時，切換至位移控制模式，控制油缸緩慢停止?？焱诉^程中如果后腔壓力過高，則后腔安全閥①打開。

圖1 ??雙閥控雙腔液壓加載原理

此加載單元的設計難點在于前腔壓力如何設定以及前后腔伺服閥的選型計算。

2 工作狀態(tài)

前腔壓力值設定要適當，如果太高，則后腔所需壓力高，需要伺服閥后腔的壓差小，則后腔伺服閥選型大。如果太小，前腔連通回油時壓差小，則前腔伺服閥選型大。伺服閥選型計算如下[6]。

先設定前腔的恒壓值P2，然后根據(jù)油缸輸出力計算公式得到后腔壓力值P1。

式（1）中，F(xiàn)為油缸輸出力；

P1為油缸1側(cè)壓力，Pa；

P2為油缸2側(cè)壓力，Pa；

A1為油缸1側(cè)作用面積，m2；

A2為油缸2側(cè)作用面積，m2。

然后分別計算伺服閥兩端的壓降。

式（2）、（3）中，ΔP1和ΔP2分別為伺服閥兩端的壓降，Ps為油源壓力，此處取21 MPa，PT為回油背壓值，此處取1 MPa。此公式為后腔進油，前腔出油時工況；反之油缸收回時，ΔP2=Ps-P2，ΔP1=P1-PT。

然后根據(jù)公式Q=vA計算油缸兩腔流量。

得到伺服閥兩端壓降后，即可根據(jù)伺服閥額定流量選型公式，計算伺服閥額定流量。

式（4）中：

QN——閥壓降ΔPN=3.5 MPa時，伺服閥的額定流量，L/min；

Q——作動器達到加載速度時所需要的實際流量，L/min；

ΔP——作動器達到額定加載力時伺服閥單邊對應的壓降，MPa；

ΔPN——伺服閥單邊額定壓降，此處按照一般選型樣本取3.5 MPa。

將此項目油缸的設計值代入以上公式，油缸輸出力F=600 kN，A1=37994 mm2，A2=12560 mm2，L=1500 mm，v=104 mm/s。取前腔的恒壓值P2為8 MPa。計算伺服閥選型時，需要考慮2種極端工作狀態(tài)。狀態(tài)一，油缸加載伸出，最大力和最大速度時，計算兩腔伺服閥額定流量，這也是通常計算伺服閥選型的方法。但由于此次油缸使用2個伺服閥單獨控制，還需考慮另一極端工作狀態(tài)，油缸收回卸載到最末端，零載荷和最大速度，此時后腔回油，后腔的伺服閥的壓降很低，會導致后腔伺服閥的額定流量較大。故需要同時計算2個工況，流量取大值進行伺服閥選型。

2.1 狀態(tài)一計算

油缸加載伸出，推力達到600 kN，速度為104 mm/s，此時后腔進油，前腔回油，計算兩腔伺服閥選型。

得兩腔伺服閥額定流量為：

2.2 狀態(tài)二計算

油缸卸載收回，卸載最末端，油缸輸出力為0，速度為104 mm/s，此時后腔回油，前腔進油，計算兩腔伺服閥選型。

兩腔流量不變。

得兩腔伺服閥額定流量為：

匯總以上結(jié)果，得到伺服閥流量計算表，如表1所示。

表1 ??伺服閥選型計算表

取表1中流量大值作為伺服閥選型依據(jù)。最終后腔伺服閥為MOOG D792系列，額定流量選型為400 L/min，前腔伺服閥為MOOG G761系列，額定流量選型為63 L/min。

最終設計加載單元如圖2所示。

圖 2??伺服加載單元

加載油缸如圖3所示。

圖3 ??加載油缸實物圖

3 試驗驗證

經(jīng)過現(xiàn)場調(diào)試，得到試驗結(jié)果。進行載荷試驗，最大力600 kN，加載速度為104 mm/s。試驗結(jié)果如圖4所示。虛線為指令曲線，實線為實際加載力曲線，可以看出，實際加載力跟隨性良好，基本和指令重合，滿足試驗要求。

圖 4??載荷試驗結(jié)果

觀察油缸兩腔的壓力，如圖5所示，虛線為前腔壓力，實線為后腔壓力，根據(jù)結(jié)果可看出，前腔壓力基本穩(wěn)定在8 MPa（1 MPa=10 bar），后腔壓力根據(jù)載荷指令而進行變化，最終使油缸輸出力達到試驗要求。

圖5 ??油缸兩腔壓力試驗結(jié)果

通過上述試驗可知，油缸加載平穩(wěn)，控制性能良好，說明雙閥控雙腔方案可行有效。

4 結(jié)????論

根據(jù)項目需要，為了解決伺服閥單出桿油缸換向時的壓力躍變現(xiàn)象，采用兩個伺服閥單獨控制油缸的前后兩腔，前腔恒壓控制，通過控制后腔伺服閥的壓力來控制整個油缸的載荷。并設計雙閥控雙腔液壓加載單元，以實現(xiàn)3種不同的工況。

根據(jù)油缸壓力計算公式和伺服閥選型公式，選擇合適的前腔壓力，綜合考慮加載和卸載2個極限狀態(tài)，分別計算前后2個腔伺服閥的額定流量，取大值進行伺服閥選型。

設計加工加載單元和油缸，并進行試驗驗證，試驗結(jié)果表明，該加載設計方案達到設計目的，滿足試驗要求。