王野牧，李 奇，張 陽

(沈陽工業(yè)大學 機械工程學院，遼寧 沈陽 110870)

0 引言

在加快我國核電產(chǎn)業(yè)自主化建設過程中，核主泵的國產(chǎn)化是其中的關鍵環(huán)節(jié)之一。推力軸承作為核主泵軸向推力承載部件，其重要性不言而喻[1]。國內(nèi)軸承制造技術上的落后，很大程度上也是受限制于軸承行業(yè)缺乏相應的關鍵試驗技術及試驗設備。大推力軸承試驗臺是根據(jù)推力軸承的運行工況進行加載的模擬試驗裝置，可以檢驗推力軸承設計的合理性、可靠性，確保推力軸承在實際生產(chǎn)中安全穩(wěn)定運行。本文主要研究大推力軸承試驗臺液壓加載力控制系統(tǒng)，該試驗臺提供最大3 000 kN的軸向推力，加載精度為1%F.S.。

1 試驗臺液壓系統(tǒng)的組成及力控制系統(tǒng)原理

大推力軸承試驗臺液壓原理圖如圖1所示，主要包括加載系統(tǒng)、靜壓軸承系統(tǒng)以及回油系統(tǒng)。其中，加載力控制系統(tǒng)主要由工控機、比例伺服閥7、力傳感器8和加載器9組成。

2 基于AMESim的加載力控制系統(tǒng)模型建立

2.1 比例伺服閥模型建立

比例伺服閥作為加載力控制系統(tǒng)的核心元件，其動態(tài)性能直接影響著控制系統(tǒng)的穩(wěn)定性、快速性和準確性[2]。根據(jù)實際比例伺服閥，建立AMESim仿真模型[3]，如圖2所示。比例伺服閥模型參數(shù)如表1所示。

1-輸入信號；2-集成式放大器；3-二階震蕩環(huán)節(jié)；4-閥芯飽和位移；5-位移信號轉換；6-閥體

表1 比例伺服閥模型主要參數(shù)

比例伺服閥模型流量特性曲線、流量/壓差曲線、壓力增益曲線與響應時間曲線分別如圖3～圖6所示。

從圖3～圖6可以看出，比例伺服閥模型滿足意大利Atos公司DLHKZO-TES-040-L71/Ⅰ型號比例伺服閥主要技術指標，可以用于仿真計算。

圖3 流量特性曲線

圖4 流量—壓差曲線 圖5 壓力增益曲線 圖6 響應時間曲線

2.2 加載力控制系統(tǒng)模型建立

針對調(diào)整過程和加載過程，對軸向力分別進行開環(huán)控制和閉環(huán)控制[4]，控制系統(tǒng)框圖如圖7所示。圖7中，A部分表示加載力開環(huán)控制回路，力信號反饋不參與控制過程，用于控制加載油缸位移；B部分表示加載力閉環(huán)控制回路，控制加載精度。

圖7 開-閉環(huán)結合控制系統(tǒng)框圖

3 加載力控制系統(tǒng)特性分析

設置控制系統(tǒng)模型參數(shù)，并仿真計算。參數(shù)設置如下：

(1)仿真時間5 s,步長0.001 s。

(2)開環(huán)輸入信號17為25 N，閉環(huán)輸入信號16為3 000 kN，開-閉環(huán)切換閾值為25 N。

(3)對稱液壓缸活塞直徑為540 mm，雙出活塞桿直徑為320 mm。液壓缸行程6 mm，初始位移3 mm。液壓缸靜摩擦力為1 000 N，庫倫摩擦力為1 000 N，黏性阻尼系數(shù)為5 000 N/(m·s-1)。液壓缸總質(zhì)量為8 000 kg。

(4)加載方向向上，theta=90°；加載方向向下，theta=-90°。

(5)液壓缸與碰撞體的初始距離為4.5 mm，彈簧剛度為2×1010N/m。

(6)其他參數(shù)：電機轉速為1 500 r/min，泵的排量為18 mL/r，溢流閥開啟壓力為31.5 MPa。

加載力控制系統(tǒng)AMESim仿真模型如圖8所示。

1-電機;2-定量泵;3-溢流閥;4-加載油缸;5-力傳感器;6-彈簧阻尼;7-阻尼孔;8-比例伺服閥;9-位移轉換模塊;10-閥飽和特性;11-二階振蕩環(huán)節(jié);12-集成式電子放大器;13-PID控制器;14-信號轉換模塊;15，19，20，21-信號切換模塊;16，17，18-輸入信號;22，23-比例增益;24，25-積分增益;26-微分增益

為使控制系統(tǒng)不出現(xiàn)很大超調(diào)，穩(wěn)定無震蕩，經(jīng)過多次試驗最終確定PID控制器參數(shù)如下：載荷向上時，開環(huán)KP=3 333，閉環(huán)KP=0.54，閉環(huán)KI=0.74，KD=0；載荷向下時，開環(huán)KP=2 889，閉環(huán)KP=0.43，閉環(huán)KI=0.6，KD=0。

對系統(tǒng)進行特性仿真，仿真結果如圖9及圖10所示。由圖9和圖10可以看出：控制系統(tǒng)的超調(diào)量小，無震蕩；系統(tǒng)經(jīng)過3 s的調(diào)整期，再經(jīng)過0.234 s后，載荷向上達到3 004 186 N，加載精度為0.14%F.S.，載荷向下達到3 003 319 N，加載精度為0.11%F.S.，都滿足系統(tǒng)1%F.S.加載精度要求。

圖9 加載方向向上3 000 kN控制曲線

圖10 加載方向向下3 000 kN控制曲線 圖11 調(diào)整時間對控制系統(tǒng)性能的影響 圖12 動態(tài)阻尼孔對控制系統(tǒng)性能的影響

4 調(diào)整時間對控制系統(tǒng)性能的影響

為了研究其他調(diào)整時間對控制系統(tǒng)性能的影響，在加載力為100 kN，方向向上，調(diào)整時間分別為0.6 s、1 s、3 s、6 s條件下對系統(tǒng)進行仿真計算。仿真時間8 s，步長0.001 s，仿真結果如圖11所示。由圖11可以看出：調(diào)整時間為3 s、6 s時，加載系統(tǒng)無超調(diào)；調(diào)整時間為0.6 s、1 s時，加載系統(tǒng)會產(chǎn)生很大超調(diào)量。由此可見，調(diào)整時間越短，超調(diào)量越大。

5 動態(tài)阻尼孔直徑對系統(tǒng)性能的影響

為了研究動態(tài)阻尼孔直徑[5，6]對控制系統(tǒng)性能的影響，在加載力為3 000 kN，方向向上，阻尼孔直徑分別為0.1 mm、0.2 mm、0.3 mm、0.4 mm、0.5 mm、0.6 mm條件下對系統(tǒng)進行仿真計算。仿真時間4 s，步長0.001 s，仿真結果如圖12所示。由圖12可以看出：阻尼孔直徑越小，系統(tǒng)超調(diào)量越大，系統(tǒng)調(diào)整時間越小。

6 結論

利用 AMESim仿真軟件對大推力軸承試驗臺加載力控制系統(tǒng)進行建模仿真可以看出：通過采用開-閉環(huán)結合的控制策略，加載力控制系統(tǒng)的快速性、平穩(wěn)性和準確性滿足系統(tǒng)的技術要求。加載力控制系統(tǒng)在調(diào)整時間為3 s、阻尼孔直徑為0.5 mm時，可以具備較小的超調(diào)量。該軸承試驗臺的成功研制可以為改進軸承設計制造水平提供可靠依據(jù)。