礦用車輛車架疲勞試驗(yàn)臺(tái)加載系統(tǒng)設(shè)計(jì)

　， ，

(1.華中科技大學(xué) 船舶與海洋工程學(xué)院， 湖北 武漢　430074； 2.三一礦機(jī)有限公司， 江蘇 昆山　215300)

引言

車架是礦用車輛的關(guān)鍵承載部件，在礦車工作過程中受到的作用力主要是來自車廂載荷的重力、懸缸向上的支撐力、車架前部部件的重力(包括發(fā)動(dòng)機(jī)、前支撐、冷卻系統(tǒng)、平臺(tái)、駕駛室等部件)，以及在卸料時(shí)舉升缸對(duì)車架舉升座的作用力。其強(qiáng)度、剛度、動(dòng)態(tài)特性、疲勞性能對(duì)礦用車輛運(yùn)行時(shí)安全性有很大影響，因此對(duì)礦用車輛車架進(jìn)行疲勞試驗(yàn)意義重大[1]。針對(duì)某單位礦用車輛在使用過程中出現(xiàn)個(gè)別車架和前后橋部件開裂問題，本研究設(shè)計(jì)了力加載疲勞試驗(yàn)臺(tái)，用于研究車架疲勞性能。通過該試驗(yàn)臺(tái)，可以模擬礦山現(xiàn)場工況，對(duì)車架及前后橋部件(包括后橋殼、A型架、A型臂、轉(zhuǎn)向臂等)施加疲勞交變載荷、測試車架及相關(guān)部件疲勞壽命，以進(jìn)一步優(yōu)化結(jié)構(gòu)、提升產(chǎn)品質(zhì)量。

1　方案設(shè)計(jì)

根據(jù)礦用車輛車架受力特點(diǎn)，本系統(tǒng)方案采用倒扣車架模式，并在車架上安裝后橋總成、A型架、A型臂、轉(zhuǎn)向臂，前后懸缸由剛性連接工裝代替。車架縱梁固定在試驗(yàn)臺(tái)支撐座上。通過四個(gè)液壓缸對(duì)前后橋輪胎安裝位加載，模擬車輛施工過程車架總成受力情況。

試驗(yàn)臺(tái)控制系統(tǒng)采用典型的閥控缸力加載系統(tǒng)。由于對(duì)稱伺服閥加工相對(duì)簡單,而非對(duì)稱缸具有結(jié)構(gòu)簡單、占用空間少、承載能力較大等優(yōu)點(diǎn)[2]。因此在閥控液壓缸伺服系統(tǒng)中通常采用對(duì)稱閥控制非對(duì)稱缸方式。但是這種控制方式的液壓缸，在換向時(shí)容易產(chǎn)生較大的壓力突變,振動(dòng)和噪聲，系統(tǒng)內(nèi)部壓力也有可能高出供油壓力，產(chǎn)生回油現(xiàn)象。采用非對(duì)稱閥控制非對(duì)稱缸形式,不僅能消除或者大大緩解壓力突變,而且還能提高系統(tǒng)承載能力。綜上考慮，本系統(tǒng)采用非對(duì)稱閥控制非對(duì)稱缸方案。

2　加載系統(tǒng)特性分析計(jì)算

在設(shè)計(jì)階段對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)靜態(tài)特性分析，可確定液壓控制系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)并預(yù)測系統(tǒng)性能，大大縮短液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)周期，避免因重復(fù)試驗(yàn)及加工所帶來的昂貴費(fèi)用，并及早認(rèn)識(shí)系統(tǒng)在動(dòng)靜態(tài)特性方面所存在的問題并加以消除。

2.1　靜態(tài)特性分析

1) 基本模型

典型非對(duì)稱閥控制非對(duì)稱缸原理如圖1所示。

圖1　非對(duì)稱閥控非對(duì)稱缸原理圖

對(duì)于非對(duì)稱閥有：

W2/W1=n

(1)

式中：W1為閥口1、2面積梯度；W2為閥口3、4面積梯度；n為常數(shù),n<1。

對(duì)于液壓缸有：

A2/A1=m

(2)

式中：A1、A2為無桿腔和有桿腔有效作用面積，m2；m為常數(shù)。當(dāng)m<1 時(shí),液壓缸為非對(duì)稱缸;當(dāng)m=1時(shí),液壓缸為對(duì)稱缸。

當(dāng)液壓缸的負(fù)載F不變是因液壓缸運(yùn)動(dòng)換向而產(chǎn)生的壓力突變值為[3]：

其中,ps為液壓源供油壓力，Pa；

可見當(dāng)負(fù)載F不變時(shí), 液壓缸兩腔的壓力突變值與負(fù)載無關(guān), 只與ps、n、m有關(guān), 易知當(dāng)n=m時(shí),Δp1=Δp2=0,可消除壓力突變現(xiàn)象。

本試驗(yàn)臺(tái)要求缸的作用力為拉力，液壓缸在穩(wěn)態(tài)時(shí)滿足力平衡方程和流量方程。

FL=p2A2-p1A1

(3)

Q1/A1=Q2/A2

(4)

式中：FL為液壓缸負(fù)載，N；p1為液壓缸無桿腔壓力，Pa；p2為液壓缸有桿腔壓力，Pa；Q1為液壓缸無桿腔流量，m3/s；Q2為液壓缸有桿腔流量，m3/s；

定義負(fù)載壓力pL=FL/A2則由式(2)、式(3)有：

(5)

2) 非對(duì)稱滑閥壓力-流量特性

定義與液壓缸有桿腔相連的閥口流量為負(fù)載流量QL即Q2。

當(dāng)xv>0時(shí)有液壓缸兩腔壓力流量方程如下：

(6)

(7)

式中:p0為回油壓力，Pa；Cd為滑閥流量系數(shù)；ρ為液壓油密度，kg/m3；xv為滑閥閥芯位移，m；y為活塞位移，m。

由式(2)、式(4)～式(7)有：

(8)

同理，當(dāng)xv<0時(shí)，

(9)

(10)

(11)

在系統(tǒng)油源壓力ps確定為32 MPa，為減小液壓缸面積計(jì)算時(shí)取負(fù)載壓力pL=ps，加載力為2 Hz正弦變化的情況下。通過前述分析計(jì)算得到液壓缸活塞直徑為250 mm，活塞桿直徑為180 mm，無桿腔作用面積為0.049 m2，有桿腔作用面積為0.024 m2，有桿腔與無桿腔作用面積比m=0.489，活塞桿行程為0.5 m。試驗(yàn)臺(tái)振幅要求1 cm，對(duì)應(yīng)的單個(gè)液壓缸流量為236 L/min。綜合考慮負(fù)載匹配和伺服閥需要選擇系列產(chǎn)品及n與m盡量接近的情況下， 基于某公司標(biāo)準(zhǔn)型號(hào)系列的

圖2　非對(duì)稱閥對(duì)非對(duì)稱缸力控制方框圖

YFW10伺服閥，定制非對(duì)稱伺服閥，其面積梯度比n=0.4386。

2.2　動(dòng)態(tài)特性分析

(1) 非對(duì)稱閥壓力-流量特性

對(duì)式(8)和式(11)泰勒展開，可得滑閥流量壓力特性的線性方程：

QL=kqxv-kcpL

(12)

式中：kq為滑閥流量系數(shù)，m2/s；kc為滑閥流量壓力系數(shù)，m5/(s·N)；

(2) 液壓缸流量連續(xù)性方程

液壓系統(tǒng)正常工作時(shí)，活塞大部分時(shí)間在穩(wěn)態(tài)工作點(diǎn)附近微動(dòng)，設(shè)V10、V20為穩(wěn)態(tài)工作點(diǎn)處無桿腔和有桿腔容積，Vt為此時(shí)液壓缸總?cè)莘e，當(dāng)V10=V20=Vt/2時(shí)，液壓彈簧剛度最小，系統(tǒng)穩(wěn)定性最差，因此假設(shè)此處為穩(wěn)態(tài)工作點(diǎn)。考慮液壓油可壓縮性和液壓缸外部泄漏以及試驗(yàn)臺(tái)加載力要求液壓缸無桿腔和有桿腔流量連續(xù)性方程如下：

(13)

(14)

式中:V1為液壓缸無桿腔容積，m3；V2為液壓缸有桿腔容積，m3；Ce為液壓缸外部泄漏系數(shù),m5/s/N；βe為液壓油體積彈性模量，N/m2；

(15)

(16)

式(17)拉氏變換得液壓缸流量連續(xù)性方程：

(18)

(3) 液壓缸力平衡方程

液壓缸力平衡方程有：

Fg=A2pL=Ms2Y+BsY+KY

(19)

式中：M為負(fù)載折合質(zhì)量；B為黏性摩擦系數(shù)N·s/m；K為負(fù)載的剛度，N/m；Fg為加載力N；

(4) 非對(duì)稱閥控非對(duì)稱缸力加載系統(tǒng)方框圖及傳遞函數(shù)

由(12)、式(18)、式(19)可畫出如圖2的統(tǒng)一的非對(duì)稱閥控非對(duì)稱缸力加載系統(tǒng)方框圖。

忽略BKce項(xiàng)，由上述方框圖及梅遜公式有：

(20)

系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù)表達(dá)式：

(21)

式中：Ka為伺服放大器增益，Ka=0.004A/V；Ksv為伺服閥流量增益，Ksv=0.1 m3/(s·A) ；Gsv(s)為伺服閥傳遞函數(shù)。

通過以上分析得到的控制系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型知該力加載系統(tǒng)與對(duì)稱閥控制對(duì)稱缸力控制系統(tǒng)形式相同。系統(tǒng)中液壓缸總?cè)莘eVt=0.016 m3，單個(gè)液壓缸負(fù)載折合質(zhì)量M=2500 kg,液壓油體積彈性模量βe=700 MPa負(fù)載彈性模量K=1.0×107N/m，綜合前述計(jì)算結(jié)果及以上參數(shù)式(20)具體形式如下。

此非對(duì)稱閥控非對(duì)稱缸力控制系統(tǒng)開環(huán)Bode圖如圖3。由Bode圖看出，該系統(tǒng)雖然穩(wěn)定，但穿越頻率幾乎為零，系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)間很長，不滿足系統(tǒng)快速性要求，需要對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行調(diào)節(jié)。

圖3　閥控缸力控制系統(tǒng)開環(huán)Bode圖

3　系統(tǒng)仿真

為提高系統(tǒng)快速性，可以采用提高系統(tǒng)開環(huán)增益的方法，因此給上述系統(tǒng)加入PI調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)。PI調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)中的比例環(huán)節(jié)在提高系統(tǒng)開環(huán)增益以提高系統(tǒng)快速性的同時(shí)也能減小系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)誤差。積分環(huán)節(jié)的加入使系統(tǒng)成為Ⅰ型系統(tǒng)，跟蹤信號(hào)能力增強(qiáng)，減小系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)誤差。利用用于液壓機(jī)械系統(tǒng)建模仿真及動(dòng)力學(xué)分析的AMESim軟件，對(duì)增加調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)后的力加載系統(tǒng)進(jìn)行仿真的模型如圖4所示。系統(tǒng)Bode圖及系統(tǒng)仿真輸出分別如圖5和圖6所示。從圖5中可見系統(tǒng)穿越頻率加大且幅值裕度為9.8 dB，相位裕度為260°，滿足通常系統(tǒng)對(duì)幅值裕度6～12 dB，相位裕度30°～60°的要求，圖6有仿真輸出值與期望輸出吻合。

圖4　非對(duì)稱閥對(duì)非對(duì)稱缸力控制系統(tǒng)仿真圖

圖5　試驗(yàn)臺(tái)力加載系統(tǒng)仿真開環(huán)Bode圖

圖6　試驗(yàn)臺(tái)力加載系統(tǒng)仿真結(jié)果

4　系統(tǒng)組成及工作介紹

4.1　系統(tǒng)組成

該疲勞試驗(yàn)臺(tái)是集機(jī)械、液壓、計(jì)算機(jī)控制、傳感器技術(shù)為一體的復(fù)雜系統(tǒng), 其主要由控制臺(tái)、 液壓系統(tǒng)、機(jī)械系統(tǒng)等組成。目前該試驗(yàn)臺(tái)已投入使用，如圖7所示。圖中未包括液壓站、控制加載控制臺(tái)及其他輔助組件。

4.2　液壓加載系統(tǒng)原理及工作過程介紹

試驗(yàn)臺(tái)的單個(gè)液壓缸加載系統(tǒng)原理如圖7所示。加載液壓缸油路可以分為兩路, 分別為伺服控制油路和旁通油路。兩油路的通斷互不影響, 相互獨(dú)立。

圖7　試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物圖

每個(gè)加載通道的供油路中，分別設(shè)置一個(gè)液控單向閥2，由操作人員和計(jì)算機(jī)控制。用于出現(xiàn)故障時(shí)，切斷壓力油，從而加大試驗(yàn)過程的安全性。通過控制換向閥1電磁鐵的得電和失電來控制液控單向閥的開和關(guān)從而控制伺服油路的通斷。通過給伺服閥相應(yīng)的控制信號(hào)(電流)來控制加載缸4的動(dòng)作。通過液控單向閥7和電磁換向閥8，還可以實(shí)現(xiàn)對(duì)加載液壓缸的手動(dòng)操作，用于設(shè)備的裝配及或伺服閥出現(xiàn)故障時(shí)液壓缸復(fù)位。壓力傳感器5用于采集液壓缸有桿腔和液壓缸無桿腔壓力并傳至工控機(jī)用于計(jì)算液壓缸加載力及參與對(duì)伺服閥3的控制。

1.換向閥　2、7.液控單向閥　3.伺服閥　4.加載液壓缸 5.壓力傳感器　6.溢流閥　8.電磁換向閥圖8　液壓加載系統(tǒng)原理圖

圖9所示為該疲勞試驗(yàn)臺(tái)工作界面，其顯示的是試驗(yàn)臺(tái)一個(gè)液壓缸的輸出力曲線與期望力曲線，該實(shí)際運(yùn)行曲線與圖5的仿真曲線吻合。

圖9　試驗(yàn)臺(tái)實(shí)際輸出

5　結(jié)論

本研究采用了非對(duì)稱閥控非對(duì)稱缸的方案對(duì)某單位礦用車輛車架疲勞試驗(yàn)臺(tái)液壓力加載系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。在系統(tǒng)靜動(dòng)態(tài)特性的分析計(jì)算并仿真的基礎(chǔ)上，根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)的實(shí)際需要設(shè)計(jì)了安全可靠的液壓系統(tǒng)。在加載控制系統(tǒng)中加入PI控制來提高系統(tǒng)響應(yīng)速度等性能。試驗(yàn)臺(tái)運(yùn)行情況表明，系統(tǒng)運(yùn)行可靠、穩(wěn)定、無壓力跳變現(xiàn)象，能夠很好的對(duì)礦用車輛車架進(jìn)行疲勞試驗(yàn)，達(dá)到了使用方的工作需要。

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