汽車懸架彈性元件動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)設(shè)計與仿真*

沈仙法，馮 利，陳曉穎

（三江學(xué)院機(jī)械與電氣工程學(xué)院，南京 210012）

0 引言

汽車懸架彈性元件中的鋼板彈簧、橡膠懸置件和減振器在運(yùn)動時，由于受道路和氣候等因素影響，經(jīng)常會發(fā)生疲勞破壞，嚴(yán)重影響了汽車的使用性能。液壓動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺能準(zhǔn)確測試這類彈性元件的疲勞強(qiáng)度等力學(xué)性能，但因動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的核心技術(shù)長期被歐美等發(fā)達(dá)國家控制，我國在此相關(guān)技術(shù)領(lǐng)域差距較大，國內(nèi)大部分廠家只能生產(chǎn)比較簡單的靜態(tài)測試疲勞試驗(yàn)臺，很少有廠家能夠生產(chǎn)動態(tài)測試疲勞試驗(yàn)臺[1-2]。為此，很多學(xué)者對此進(jìn)行了研究，張兵等[3]針對液壓式汽車減震器測試平臺進(jìn)行了設(shè)計，得出了汽車減震器性能測試平臺具有良好的穩(wěn)態(tài)和動態(tài)性能。卜勻等[4]采用Matlab軟件對軋制伺服油缸試驗(yàn)臺液壓控制系統(tǒng)模型進(jìn)行頻域和時域的仿真研究，并針對控制系統(tǒng)中各種參數(shù)的影響提出了改進(jìn)方案。曹立波等[5]針對大型軋制伺服液壓缸試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)伺服液壓缸的靜動態(tài)特性進(jìn)行了分析。李偉波[6]提出了電液伺服閥低溫試驗(yàn)臺的設(shè)計難點(diǎn)和方案。楊惠忠等[7]開發(fā)了一種汽車減振器液壓伺服式試驗(yàn)臺。利用Compact RIO平臺和Labview軟件，劉震濤[8]分析了Compact RIO控制器機(jī)體的液壓疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)了發(fā)動機(jī)機(jī)體疲勞破損的在線識別。

綜上所述，各類測試臺的研究并沒有針對汽車懸架彈性元件，因此，本文將針對汽車懸架彈性元件的動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺進(jìn)行設(shè)計，并利用AMESim軟件完成液壓系統(tǒng)的設(shè)計與仿真試驗(yàn)，從而為實(shí)現(xiàn)液壓動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的國產(chǎn)化和批量化生產(chǎn)提供有益幫助。

1 動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺總體設(shè)計

汽車懸架彈性元件動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺由兩組對稱的測試臺組成。每組試驗(yàn)臺的主要結(jié)構(gòu)組成如圖1所示。試驗(yàn)臺是通過計算機(jī)控制電液伺服閥驅(qū)動伺服液壓缸，實(shí)現(xiàn)對位移、負(fù)載、變形量等變量的自動控制，并完成零件的測試和實(shí)驗(yàn)過程中的參數(shù)設(shè)定、過程控制以及數(shù)據(jù)的采集、處理、分析、存儲和顯示。

圖1 動態(tài)試驗(yàn)臺總體結(jié)構(gòu)

1.1 主要技術(shù)參數(shù)

動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 試驗(yàn)臺的技術(shù)指標(biāo)

1.2 試驗(yàn)臺工作原理

液壓泵站將油輸送到伺服閥，控制器中的給定信號與傳感器的反饋信號的差值通過放大器放大，并輸入伺服閥，控制伺服閥閥芯的開度，實(shí)現(xiàn)油壓、流量的變化。高壓油交替輸入伺服液壓缸，驅(qū)動活塞桿運(yùn)動，對試件進(jìn)行疲勞試驗(yàn)。同時，在液壓缸的伸出端安裝傳感器，各傳感器測得的數(shù)據(jù)，通過控制器傳送至計算機(jī)中進(jìn)行顯示與儲存。具體原理如圖2所示。

圖2 試驗(yàn)臺工作原理

1.3 試驗(yàn)流程

動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的試驗(yàn)過程如下：首先啟動伺服試驗(yàn)臺，安裝測試件且將其固定在試驗(yàn)臺，然后在計算機(jī)中輸入扭矩、頻率等測試參數(shù)，再開始測試。測試時，測試數(shù)據(jù)實(shí)時在計算機(jī)中顯示。測試結(jié)束時，存儲測試數(shù)據(jù)并關(guān)閉測試機(jī)。測試過程如圖3所示。

圖3 試驗(yàn)臺試驗(yàn)流程

2 試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)方案設(shè)計

液壓系統(tǒng)是動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的關(guān)鍵組件。液壓系統(tǒng)中伺服液壓缸輸出位移與作用力由系統(tǒng)的工作壓力與流量決定。

2.1 控制元件的選擇

動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的液壓系統(tǒng)中，比例閥與伺服閥都可以用于其控制系統(tǒng)，但比例閥在工作過程中會出現(xiàn)零位死區(qū)，其控制精度、頻率響應(yīng)與伺服閥相比較低。若將固有頻率考慮在內(nèi)，則其輸出頻率將不能滿足系統(tǒng)設(shè)計要求，因此，設(shè)計中控制元件主要采用電液伺服閥。

2.2 執(zhí)行元件的選擇

伺服液壓缸專為自動控制系統(tǒng)的應(yīng)用而設(shè)計，突出了動態(tài)性能。根據(jù)系統(tǒng)對液壓缸的要求，設(shè)計選用液壓伺服缸作為其執(zhí)行元件。

2.3 液壓系統(tǒng)工作原理

動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)的工作原理如圖4所示。由圖可知，液壓系統(tǒng)主要由兩個對稱的子系統(tǒng)組成，這樣就可以同時對試件兩個不同方向進(jìn)行加載。以其中一個子系統(tǒng)為例，其工作原理為：啟動試驗(yàn)臺，液壓泵由電機(jī)啟動向系統(tǒng)輸送油液，增壓過的油液有兩條通道，一條是進(jìn)入蓄能器，起輔助液壓源，快速補(bǔ)充油液和緩沖作用。另一條是進(jìn)入加載系統(tǒng)，當(dāng)一個二位二通電磁換向閥開關(guān)打開，則系統(tǒng)對試件進(jìn)行一個方向力的加載，若兩個二位二通電磁換向閥同時打開，則液壓系統(tǒng)同時對試件進(jìn)行2個方向力的加載[9]。

圖4 液壓系統(tǒng)原理

當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到28 MPa時，壓力傳感器發(fā)送信號至電磁溢流閥，使得電磁溢流閥通電，此時，系統(tǒng)卸荷，壓力下降，油液由蓄能器提供作為補(bǔ)充。當(dāng)系統(tǒng)壓力下降至25 MPa時，壓力傳感器發(fā)送信號至電磁溢流閥，電磁溢流閥斷電，系統(tǒng)內(nèi)油液繼續(xù)由液壓泵提供，系統(tǒng)壓力上升。

當(dāng)系統(tǒng)中油液溫度達(dá)到甚至超過65℃時，溫度傳感器發(fā)送信號至冷卻系統(tǒng)，冷卻系統(tǒng)電機(jī)啟動，帶動冷卻器開始工作，冷卻系統(tǒng)中油液，控制油液溫度。當(dāng)系統(tǒng)中油液溫度下降至35℃時，溫度傳感器發(fā)出信號，冷卻系統(tǒng)電機(jī)關(guān)閉。

如需同時對兩個試件進(jìn)行軸向與徑向加載，可同時啟動兩個液壓泵用電機(jī)，通過調(diào)節(jié)二位二通電磁換向閥的位置和截止閥通斷，實(shí)現(xiàn)控制系統(tǒng)對試件的壓力加載。

3 液壓系統(tǒng)主要元件計算與選型

（1）液壓伺服缸

人工智能借助于高度發(fā)達(dá)的網(wǎng)絡(luò)傳輸技術(shù)實(shí)施智能化信息推送，使知識信息獲取便捷快速，由此產(chǎn)生出日趨常態(tài)化、無所不在的碎片化知識獲取方式。第十四次全國國民閱讀調(diào)查結(jié)果顯示：2016年我國成年國民數(shù)字化閱讀方式(網(wǎng)絡(luò)在線閱讀、手機(jī)閱讀、電子閱讀器閱讀、iPad閱讀等)的接觸率為68.2%，較2015年的64.0%上升了4.2個百分點(diǎn)；從人們對不同媒介接觸時長來看，成年國民人均每天手機(jī)閱讀接觸時間最長。我國成年國民人均每天手機(jī)接觸時長為74.40分鐘，比2015年的62.21分鐘增加了12.19分鐘 。[11]可見，在移動互聯(lián)網(wǎng)日臻智能化的今天，高度個性化的知識學(xué)習(xí)方式已經(jīng)在全社會悄然普及。

根據(jù)試驗(yàn)臺的技術(shù)參數(shù)，液壓疲勞試驗(yàn)臺最大載荷為63 kN，查相關(guān)手冊可初選液壓缸的工作壓力為7 MPa[10]，由于液壓缸單向加載，故選用單桿式液壓缸。假設(shè)回油壓力值為0 MPa，由活塞受力計算公式F=p1A1ηm可得：

式中：F為最大載荷，63 kN；p1為無桿腔工作壓力，7 MPa；ηm為機(jī)械效率，取0.9；A1為活塞面積，m2；

由活塞面積公式，可得液壓缸內(nèi)徑為113 mm。再根據(jù)液壓缸工作壓力與液壓缸內(nèi)徑查手冊可計算出活塞桿直徑為79.1 mm。通過計算，求得了液壓缸內(nèi)徑D=125 mm，活塞桿直徑d=80 mm。根據(jù)計算結(jié)果，最終確定伺服液壓缸型號為HSGL01-125，參數(shù)為D=125 mm，活塞桿直徑d=90 mm，最大行程S=1 500 mm。

（2）伺服閥

根據(jù)試驗(yàn)臺的實(shí)際工作情況，液壓缸工作速度v設(shè)為0.1 m∕s。同時，因液壓缸工作中存在泄漏現(xiàn)象，故將伺服閥的流量增加20%，為72 L∕min。根據(jù)結(jié)果，最終確定伺服閥型號為DO79-10，額定流量為113 L∕min。

（3）液壓泵及電機(jī)

液壓系統(tǒng)中每個液壓泵均供油給兩個執(zhí)行元件，伺服閥最大流量為72 L∕min，若回路中油液的泄漏量以伺服閥輸入流量的10%計算，則液壓泵的輸出流量應(yīng)大于80 L∕min。取系統(tǒng)壓力為28 MPa，根據(jù)壓力、流量數(shù)值，查閱相關(guān)產(chǎn)品規(guī)格，確定液壓泵型號為A7V40軸向柱塞泵，理論排量Vp=40.1 mL∕r，額定轉(zhuǎn)速n=3 000 r∕min，最高壓力pmax=31.5 MPa，容積效率ηv=0.9，當(dāng)液壓泵在額定轉(zhuǎn)速時，其實(shí)際輸出流量為108.2 L∕min。當(dāng)液壓泵的總效率η=0.85，實(shí)際流量為108.2 L∕min時，則液壓泵電機(jī)的計算功率為50.49 kW。

根據(jù)計算所得數(shù)據(jù)，查閱標(biāo)準(zhǔn)和相關(guān)產(chǎn)品規(guī)格，確定液壓泵電動機(jī)型號為Y250M-2，額定功率為55 kW，額定轉(zhuǎn)速為3 000 r∕min。

通過計算液壓系統(tǒng)的散熱功率，求得試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)最大發(fā)熱量為59.724 kW，油箱最大發(fā)熱量為3.951 kW。由此可得出，油箱散熱無法滿足整個液壓系統(tǒng)的散熱要求，而在工作過程中，液壓管路的散熱量較小，故應(yīng)在液壓系統(tǒng)中加入水冷卻器。

油液進(jìn)入冷卻器時，取T1=65℃。油液流出冷卻器時，取T2=45℃。冷卻器中冷卻液入口溫度t1=20℃，出口溫度t2=30℃，可得Δtm=10℃。進(jìn)而求得冷卻器的所需的冷卻面積為5.31 m2。最終選擇冷卻器的型號為2LQFWA6F，冷卻面積為5.76 m2。

4 液壓系統(tǒng)仿真分析

4.1 仿真模型與參數(shù)

利用AMESIM軟件中的元件庫搭建液壓系統(tǒng)的仿真模型后，進(jìn)入?yún)?shù)設(shè)置模式，具體系統(tǒng)參數(shù)如表2所示。

表2 液壓元件參數(shù)

4.2 仿真結(jié)果與分析

在AMESim軟件中，對汽車懸架彈性元件的試件進(jìn)行加載時域仿真，設(shè)置加載波形為方波，頻率為5 Hz，脈沖比50%，最大值為1，最小值為-1，相位延遲0 s，設(shè)置仿真終止時間10 s，打印間隔0.05 s，運(yùn)行時域仿真，得到伺服液壓缸加載壓力和流量變化，如圖5~6所示。

從圖5可以看出，仿真初期，油液開始進(jìn)入液壓缸中，因?yàn)楦字械挠鸵狠^少，剛進(jìn)入液壓缸中的油液對缸壁產(chǎn)生了壓力沖擊，導(dǎo)致加載壓力一開始很高，隨著進(jìn)油與回油的持續(xù)進(jìn)行，在運(yùn)行0.8 s后，加載壓力開始穩(wěn)定，呈周期波形變化，周期為T=0.2 s，加載壓力最大值為1.5 MPa。

圖5 加載壓力時域變化曲線

從圖6可以看出，仿真初期，在承受載荷的一端，液壓缸腔內(nèi)回油較少，無載荷一端隨著油液的增多，壓力增大，使得承受載荷的一端流量劇增，隨著進(jìn)油與回油的進(jìn)行，流量變化趨勢開始穩(wěn)定，呈周期波形變化，周期為0.2 s，腔內(nèi)最大流量為0.38 L∕min。

圖6 流量時域變化曲線

5 動態(tài)特性影響因素分析

5.1 活塞桿直徑的影響

改變活塞桿的直徑，將活塞桿直徑分別設(shè)置為80 mm、90 mm和100 mm，對液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖7所示。由圖可知，當(dāng)活塞桿直徑為80 mm時，加載壓力的動態(tài)響應(yīng)達(dá)到穩(wěn)定時的時間約為1.8 s；當(dāng)活塞桿直徑為90 mm時，加載壓力達(dá)到穩(wěn)定時的時間約為1.1 s；當(dāng)活塞桿直徑為100 mm時，加載壓力達(dá)到穩(wěn)定時的時間約為0.4 s。在這3種狀況下，其穩(wěn)定后的最大值也不相同，故可以得出結(jié)論：活塞桿直徑對液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性有影響，而隨著活塞桿直徑的增大，系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)速度也越快，控制精度也越高。

圖7 直徑變化時加載壓力曲線

5.2 液壓缸泄漏系數(shù)的影響

加載波形為方波，伺服液壓缸的泄漏系數(shù)分別為0.05 L∕(min·MPa)和0.5 L∕(min·MPa)，仿真結(jié)果如圖8所示。由圖可知，液壓缸加載壓力動態(tài)響應(yīng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)的時間隨著液壓缸泄漏系數(shù)的增大而變長，而且其加載壓力的控制精度也越低。

圖8 泄漏系數(shù)變化加載壓力曲線

5.3 負(fù)載大小的影響

將加載質(zhì)量設(shè)置為100 kg、1 000 kg和2 000 kg，對伺服液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖9所示。由圖可知，3種負(fù)載狀態(tài)下，其加載壓力最大值相差不大。當(dāng)系統(tǒng)壓力負(fù)載越大時，而整個系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)變化很小，而且加載壓力控制的精度也越高。

圖9 負(fù)載變化時加載壓力曲線

6 結(jié)束語

（1）根據(jù)汽車懸架彈性元件動態(tài)疲勞試驗(yàn)臺的技術(shù)要求，明確了試驗(yàn)臺總體設(shè)計框架，提出了試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)的工作原理，確定了主要液壓元件型號和參數(shù)，然后在AMESim軟件中對液壓系統(tǒng)加載壓力和流量進(jìn)行了仿真分析，結(jié)果認(rèn)為，隨著系統(tǒng)進(jìn)油與回油的持續(xù)，系統(tǒng)壓力和流量呈現(xiàn)穩(wěn)定性周期變化，周期為0.2 s，加載壓力最大值為1.5 MPa，腔內(nèi)最大流量為0.38 L∕min。

（2）分析了活塞桿直徑為80 mm、90 mm和100 mm，泄漏系數(shù)為0.05 L∕(min·MPa)和0.5 L∕(min·MPa)，負(fù)載大小為100 kg、1 000 kg和2 000 kg時對液壓系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，結(jié)果表明，隨著活塞桿直徑的增大，系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)速度越快，控制精度越高；隨著液壓缸泄漏系數(shù)的增大，加載壓力動態(tài)響應(yīng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)越慢，加載壓力精度越低；隨著系統(tǒng)負(fù)載的增大，系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)變化小而加載壓力控制精度變高。