小載荷軸承試驗臺液壓加載系統(tǒng)的設(shè)計

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(河南科技大學 機電工程學院， 河南 洛陽　471003 )

引言

軸承試驗臺廣泛應用于航空、航天及民用軸承的設(shè)計與研發(fā)領(lǐng)域，用于模擬設(shè)計軸承的不同使用工況，考核軸承的性能及其可靠性。目前，國內(nèi)外軸承試驗臺，常采用液壓系統(tǒng)加載，但是，由于液壓系統(tǒng)中液壓缸容易產(chǎn)生泄漏及液壓閥本身存在零位泄漏和死區(qū)，液壓加載不宜實現(xiàn)小載荷的加載，現(xiàn)有的液壓加載方式多用于中大型軸承的加載實驗中，對于小載荷軸承的液壓加載系統(tǒng)設(shè)計并不多見，本研究提出了采用兩個阻尼進行降壓分流的液壓加載方法，能夠?qū)崿F(xiàn)小載荷的加載試驗。

1　試驗臺液壓加載系統(tǒng)的設(shè)計

1.1　液壓系統(tǒng)方案設(shè)計

系統(tǒng)的加載力要求為100～2000 N，常溫下工作時長為12 h。

液壓加載系統(tǒng)的執(zhí)行元件采用液壓缸，通過控制液壓缸無桿腔的壓力來實現(xiàn)對軸承的加載，液壓缸活塞桿與加載軸承之間安裝力傳感器，可以實現(xiàn)加載力的實時檢測。

可控元件采用比例溢流閥，通過自動調(diào)節(jié)溢流閥電壓來控制系統(tǒng)壓力，由于溢流閥本身存在的零位泄漏和死區(qū)，控制壓力不能達到一個很小的壓力。因此設(shè)計一種采用阻尼的加載方式使系統(tǒng)壓力達到最小加載壓力，實現(xiàn)系統(tǒng)的小載荷加載，此系統(tǒng)加載壓力范圍為0.2～4 MPa。

系統(tǒng)的動作循環(huán)為：前進→加載→保壓→快退→卸荷，采用三位四通電磁方向閥控制主要動作的切換。保壓過程通過采用液控單向閥實現(xiàn)。系統(tǒng)主要是在額定壓力下工作，當系統(tǒng)實現(xiàn)保壓之后，泵即可卸荷，并且加載過程中，主要實現(xiàn)壓力的變化，因此采用定量泵即可實現(xiàn)油源要求。

該系統(tǒng)采用兩個回路，分別為經(jīng)阻尼降壓的回路與比例溢流閥直接控制加載壓力的回路，分兩個回路可以減少能量損耗，該液壓加載系統(tǒng)工作原理如圖1所示。

1.油箱　2.吸油過濾器　3.泵　4.出口過濾器　5.比例溢流閥 6.三位四通電磁換向閥　7.二位三通電磁換向閥　8.阻尼孔1 9.阻尼孔2　10.二位二通電磁換向閥　11.液控單向閥 12.壓力傳感器　13.液壓缸　14.兩位四通電磁換向閥 15.壓力表　16.電機圖1　液壓系統(tǒng)原理圖

1.2　液壓系統(tǒng)中阻尼的設(shè)計

該系統(tǒng)主要采用阻尼孔的分流降壓作用，實現(xiàn)小載荷的加載。液壓孔口分為薄壁小孔、短孔和細長孔，薄壁小孔對溫度變化不敏感，性能最好，但其加工比較困難；由于液流流經(jīng)細長孔的流量和孔前壓差Δp成正比，與液體黏度μ成反比，因此細長孔性能受液體溫度影響較大，不宜用于該系統(tǒng)中。該系統(tǒng)阻尼采用液壓短孔，短孔雖然對溫度變化影響不大，且其加工相對比較容易。為了便于各阻尼的設(shè)計計算，對系統(tǒng)圖進行了部分簡化，如圖2所示。

初步設(shè)定阻尼1的直徑d1。

加載時，液壓缸不再移動，因此流過阻尼2的全部流量經(jīng)阻尼1回油箱，則:

q1=q2

(1)

阻尼孔流量公式為：

(2)

圖2　系統(tǒng)單一回路簡化圖

隨著流經(jīng)阻尼的流量發(fā)生變化，阻尼進出口的壓力差也隨之發(fā)生變化。

(3)

式中：p1為缸前的最小加載力；p2為比例溢流閥最小調(diào)定壓力；d2為阻尼2的直徑。

由于液壓閥本身存在零位泄漏和死區(qū)，壓力控制閥的實際最小壓力不為0，其實際最小壓力為p2，系統(tǒng)執(zhí)行元件所需的最小壓力為p1，代入公式3可得到另一個阻尼直徑d2。

短孔長徑比公式為：

(4)

由此公式可以得出各個阻尼的長度。

2　液壓加載系統(tǒng)工作原理

液壓加載系統(tǒng)主要包含兩個回路，通過方向閥7的切換使系統(tǒng)分為微小載荷回路和小載荷回路，當加載力小于400 N時，系統(tǒng)通過微小載荷加載回路實現(xiàn)加載，當加載壓力大于400 N時，系統(tǒng)通過小載荷加載回路實現(xiàn)加載。

微小載荷回路主要是采用兩個阻尼和比例溢流閥來實現(xiàn)微小載荷加載。調(diào)節(jié)比例溢流閥壓力，該壓力經(jīng)阻尼8降壓，降壓后的壓力即為液壓缸無桿腔壓力，此時該壓力達到較小值，加載時多余流量經(jīng)阻尼9回油箱。啟動時，方向閥10通電，此時進油路為：泵3→出油過濾器4→方向閥6左位→方向閥7右位→阻尼孔8→液控單向閥11→液壓缸左腔，調(diào)節(jié)比例溢流閥，克服液壓缸摩擦力，液壓缸伸出，液壓缸活塞桿接觸加載軸承，缸停止前進，調(diào)大溢流閥壓力，使系統(tǒng)得到適當?shù)募虞d力，然后液控單向閥11關(guān)閉，液壓缸恒壓加載。

小載荷回路通過直接調(diào)節(jié)溢流閥壓力來控制系統(tǒng)加載壓力，溢流閥壓力即為液壓缸無桿腔壓力，實時監(jiān)控調(diào)節(jié)溢流閥壓力，實現(xiàn)系統(tǒng)的自動加載。主油路：泵3→出油過濾器4→方向閥6左位→方向閥7左位→液控單向閥11→液壓缸左腔→方向閥6右位→油箱。

3　基于AMESim軟件的液壓加載系統(tǒng)的仿真

為了縮短研究周期、降低研究成本及風險，本研究對液壓加載系統(tǒng)性能進行仿真實驗，開展了液壓加載系統(tǒng)性能仿真研究，液壓系統(tǒng)的仿真為系統(tǒng)工作性能的提高提供了的理論依據(jù)。

該仿真主要是對小載荷回路的壓力變化性能以及整個系統(tǒng)加載性能的仿真。給定比例溢流閥信號使比例溢流閥壓力由小到大變化，研究液壓缸無桿腔壓力變化趨勢以及加載力的變化情況。

加載系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。模型對系統(tǒng)原理圖進行了簡化，去掉了液壓鎖及控制液壓鎖的方向閥，采用AMESim軟件液壓庫中的現(xiàn)有的比例閥代替普通電磁方向閥，這種簡化對系統(tǒng)的工作性能仿真并無影響。

圖3　加載系統(tǒng)仿真模型

按設(shè)計要求液壓缸無桿腔最小加載壓力p1為0.2 MPa，經(jīng)實驗，該系統(tǒng)采用的比例溢流閥的實際最小調(diào)定壓力p2為0.5 MPa，最大調(diào)定壓力為4.5 MPa。 所采用的液壓缸無桿腔直徑為25 mm。假定d1為1.5 mm，經(jīng)計算d2為1.3 mm，在此條件下進行仿真，并給出了相應的仿真曲線。

圖4中，液壓缸無桿腔壓力隨著比例溢流閥壓力線性變化而線性變化。在該圖中取兩個點：p1為2.02 bar，p2為5.41 bar；p1為16.24 bar，p2為45 bar。由此可以看出該回路可以實現(xiàn)0.2 MPa的微小壓力加載，滿足系統(tǒng)的最低加載要求。

圖4　液壓缸無桿腔跟隨壓力變化

圖5為液壓缸無桿腔壓力與比例溢流閥的理論計算曲線和AMESim仿真曲線。由圖可知，加載壓力的理論計算值與仿真值存在一定偏差，理論值偏小。但本系統(tǒng)的這一壓力偏差在0.02 bar左右，對系統(tǒng)的加載性能影響不大，驗證了所設(shè)計阻尼尺寸的合理性。

圖5　加載壓力-溢流閥壓力變化曲線

分別對兩個回路的加載能力進行仿真，如圖6、圖7所示。圖6為小載荷回路的加載力-比例溢流閥壓力變化曲線，此回路加載力范圍為250～2200 N；圖7為微小載荷回路的加載力-比例溢流閥壓力變化曲線，

圖6　小載荷回路加載力-系統(tǒng)壓力變化曲線

圖7　微小載荷回路加載力-系統(tǒng)壓力變化曲線

此回路加載力范圍為100～750 N。兩個回路都可以實現(xiàn)400～750 N的加載，但為了減小損耗，當加載力在400～750 N之間時，采用小載荷回路進行加載，此時比例溢流閥直接調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力，壓力值相對較小。

綜上，當加載力范圍為100～400 N時，采用微小載荷回路進行加載，當加載力在400～2000 N時，采用小載荷回路進行加載，該系統(tǒng)滿足了軸承試驗臺加載力要求。

4　結(jié)論

本研究設(shè)計的小載荷軸承試驗機的液壓加載系統(tǒng)，應用阻尼的降壓分流作用及比例溢流閥的自動調(diào)節(jié)作用，實現(xiàn)了軸承試驗的小載荷加載，有利于解決液壓系統(tǒng)不宜用于小載荷加載的難題，同時也為小型軸承的研發(fā)試驗提供了有效的加載方式。

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