涂福泉　胡良智

摘要：針對(duì)原有軋機(jī)伺服液壓缸高頻動(dòng)態(tài)響應(yīng)測(cè)試系統(tǒng)的不足，提出一種基于應(yīng)變計(jì)的新型測(cè)試方法。運(yùn)用ANSYS有限元軟件得到機(jī)架表面適用于實(shí)驗(yàn)的應(yīng)變測(cè)點(diǎn)，并利用現(xiàn)有軋機(jī)伺服液壓缸實(shí)驗(yàn)設(shè)備，制定合理的實(shí)驗(yàn)方法和流程，進(jìn)行液壓缸測(cè)試實(shí)驗(yàn)。結(jié)果表明：應(yīng)變一位移曲線和載荷一位移曲線均呈很好的線性關(guān)系，重復(fù)性好，可以滿足現(xiàn)有軋機(jī)伺服液壓缸高頻動(dòng)態(tài)響應(yīng)測(cè)試系統(tǒng)的要求。

關(guān)鍵詞：伺服液壓缸；應(yīng)變計(jì)；應(yīng)變測(cè)點(diǎn)；高頻動(dòng)態(tài)響應(yīng)測(cè)試

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1674-5124（2015）01-0013-03

0引言

軋機(jī)伺服液壓缸是軋機(jī)液壓AGC系統(tǒng)中的關(guān)鍵元件，具有軋制力大、行程短、頻率響應(yīng)高、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、測(cè)試難度大等特點(diǎn)。當(dāng)前國(guó)內(nèi)對(duì)軋機(jī)伺服液壓缸性能的測(cè)試主要采用普通液壓缸測(cè)試方法，但僅能滿足于液壓缸的靜態(tài)性能測(cè)試，無(wú)法滿足其動(dòng)態(tài)性能的測(cè)試，特別是高頻軋機(jī)用大型伺服液壓缸的動(dòng)態(tài)性能測(cè)試；因此，深入開(kāi)展高頻液壓缸動(dòng)態(tài)性能測(cè)試技術(shù)研究對(duì)提高我國(guó)軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試技術(shù)有重大意義。

目前軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試系統(tǒng)要求試驗(yàn)0.01～20Hz的伺服液壓缸動(dòng)態(tài)性能，但是現(xiàn)有的實(shí)驗(yàn)僅能完成0.01～10Hz的伺服液壓缸動(dòng)態(tài)性能試驗(yàn)；因此，改進(jìn)試驗(yàn)方法成為學(xué)者們研究的重點(diǎn)內(nèi)容。文獻(xiàn)指出應(yīng)變計(jì)具有測(cè)量精度高、滯后小、抗干擾能力強(qiáng)等特點(diǎn)，已經(jīng)在冶金、航天、機(jī)械等許多領(lǐng)域廣泛應(yīng)用?；诖?，本文提出采用電阻應(yīng)變計(jì)替換傳統(tǒng)的伺服液壓缸測(cè)試系統(tǒng)中位移傳感器的新方法。

1基于應(yīng)變計(jì)的測(cè)試方法原理

現(xiàn)有的軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試系統(tǒng)主要存在以下兩個(gè)不足：1）通過(guò)磁力表架吸附在液壓缸活塞桿上的位移傳感器因?yàn)樗欧簤焊赘哳l振動(dòng)變得不牢靠，從而使得位移傳感器輸出信號(hào)嚴(yán)重失真；2）伺服液壓缸振幅為微米級(jí)，加之強(qiáng)烈的干擾信號(hào)，現(xiàn)有的位移傳感器難以跟蹤獲得有效的位移信號(hào)，因此實(shí)際試驗(yàn)時(shí)，需要模擬伺服液壓缸高頻振動(dòng)的狀況，使其振幅為毫米級(jí)，在毫米級(jí)振幅下測(cè)試時(shí)需要功率很大的油源和大流量的電液伺服閥才能滿足試驗(yàn)條件，這極大地增加了測(cè)試系統(tǒng)的成本，又使得模擬加載與伺服液壓缸實(shí)際工況偏差較大。

因此，制約試驗(yàn)頻響提高的主要原因是位移傳感器的靈敏度和干擾信號(hào)的強(qiáng)度。本文研究的軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試系統(tǒng)使用的是進(jìn)口高準(zhǔn)確度位移傳感器，繼續(xù)提高傳感器靈敏度和抗干擾能力的空間不大。而測(cè)試過(guò)程中的干擾信號(hào)是由伺服液壓缸自身高頻振動(dòng)而產(chǎn)生的，也沒(méi)有辦法消除。所以，要想在不改變實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要設(shè)備的情況下使該系統(tǒng)能試驗(yàn)油缸更高的響應(yīng)頻率，可以放棄位移傳感器，改用其他方式（比如應(yīng)變計(jì)）來(lái)測(cè)量油缸活塞桿位移。

軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試系統(tǒng)的基本構(gòu)成是閉式加載機(jī)架和伺服液壓缸。在模擬加載過(guò)程中，閉式機(jī)架在彈性形變范圍內(nèi)隨伺服液壓缸活塞桿位移發(fā)生形變。這種形變是相對(duì)固定的，而機(jī)架的形變又和其應(yīng)變是唯一對(duì)應(yīng)關(guān)系，所以可通過(guò)測(cè)量機(jī)架的應(yīng)變間接測(cè)量伺服液壓缸活塞桿位移。

2位移測(cè)點(diǎn)確定方法

實(shí)驗(yàn)室采用的是分片式閉式機(jī)架，由于分片機(jī)架的形變和應(yīng)力變化存在非線性，選用主機(jī)架作為研究對(duì)象。閉式機(jī)架的形變較復(fù)雜，本文采用ANSYS對(duì)機(jī)架進(jìn)行有限元分析，找出機(jī)架應(yīng)變與機(jī)架形變的關(guān)系，如圖1、圖2所示。

由圖1可以看出，主機(jī)架應(yīng)變較大的地方出現(xiàn)在上、下梁中部和立柱靠近上、下梁的內(nèi)外側(cè)。由圖2可以看出，機(jī)架變形最大的是上、下梁中間?？梢哉J(rèn)為，機(jī)架形變最大的上梁與下梁中間節(jié)點(diǎn)的位移差與伺服液壓缸活塞桿位移相同，將其作為位移測(cè)點(diǎn)。由分片式機(jī)架系統(tǒng)的組成可知，主機(jī)架厚度方向的外表面均與片機(jī)架接觸，其應(yīng)變無(wú)法測(cè)量；主機(jī)架上橫梁上、下面均和墊塊接觸，其應(yīng)變也無(wú)法測(cè)量。因此，選取應(yīng)變明顯、應(yīng)變片粘貼方便，位于立柱靠近上梁的內(nèi)外側(cè)表面中點(diǎn)作為應(yīng)變測(cè)點(diǎn)。位移測(cè)點(diǎn)和應(yīng)變測(cè)點(diǎn)的位置分布如圖3所示。

在線性加載力的條件下，仿真模型中位移測(cè)點(diǎn)處的位移與應(yīng)變測(cè)點(diǎn)處的應(yīng)變呈線性關(guān)系，如圖4所示。

在頻率固定為20Hz的正弦力作用下，主機(jī)架位移測(cè)點(diǎn)和應(yīng)變測(cè)點(diǎn)處位移與應(yīng)變的關(guān)系，無(wú)法在ANSYS中直接得出，只能夠分別求得位移與時(shí)間的關(guān)系曲線和應(yīng)變與時(shí)間的關(guān)系曲線。

3實(shí)驗(yàn)液壓系統(tǒng)與實(shí)驗(yàn)方案

實(shí)驗(yàn)設(shè)備主要由原軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試臺(tái)、伺服液壓缸、電阻應(yīng)變計(jì)和靜態(tài)電阻應(yīng)變儀4部分組成。

伺服液壓缸參數(shù)為：

伺服液壓缸徑：500mm，桿徑：400mm，行程：60mm，工作壓力（無(wú)桿腔）：21MPa。

靜態(tài)應(yīng)變儀參數(shù)為：

測(cè)量范圍：0～19999μs，分辨率：1μs/字，適用應(yīng)變片阻值：60～1000Ω。

實(shí)驗(yàn)僅使用了原伺服液壓缸測(cè)試系統(tǒng)的部分，其液壓系統(tǒng)原理圖如圖5所示。

實(shí)驗(yàn)用到的液壓系統(tǒng)主要由兩臺(tái)柱塞泵、兩個(gè)電磁溢流閥、一臺(tái)MOOG伺服閥和—個(gè)減壓閥構(gòu)成。由于實(shí)驗(yàn)條件限制，實(shí)驗(yàn)沒(méi)有完成伺服液壓缸輸入正弦加載力條件下機(jī)架應(yīng)變與液壓缸活塞桿位移關(guān)系的測(cè)定。只完成了線性輸入條件下，機(jī)架測(cè)點(diǎn)處應(yīng)變與液壓缸活塞桿位移關(guān)系的測(cè)定。實(shí)驗(yàn)采用靜態(tài)逐級(jí)加壓的方式調(diào)節(jié)伺服液壓缸的加載力，從而控制伺服液壓缸活塞桿位移，實(shí)驗(yàn)流程如下：

1）油泵1工作，調(diào)定三通比例減壓閥4，背壓約為1MPa，使伺服液壓缸有桿腔壓力保持恒定低壓。

2）電磁溢流閥2得電，手動(dòng)調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力升至約2MPa的實(shí)驗(yàn)初始?jí)毫Α?/p>

3）伺服閥3得到信號(hào)，壓力油進(jìn)入伺服缸4無(wú)桿腔，活塞桿伸出，直至頂緊機(jī)架及壓塊。

4）記錄無(wú)桿腔壓力、有桿腔壓力、活塞桿位移、應(yīng)變儀讀數(shù)4項(xiàng)數(shù)據(jù)。

5）調(diào)節(jié)電磁溢流閥2壓力逐級(jí)升高，每次約升高0.5MPa，然后記錄4項(xiàng)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。

6）系統(tǒng)壓力達(dá)到伺服缸4的工作壓力，停止升壓，記錄數(shù)據(jù)。

7）系統(tǒng)降壓到大約5MPa，給定伺服閥3反向信號(hào)，活塞桿縮回。

8）伺服缸5活塞桿與機(jī)架脫離接觸，系統(tǒng)卸荷，油泵1停止工作。

9）重復(fù)實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)方案的可重復(fù)性。4實(shí)驗(yàn)結(jié)果與對(duì)比

綜合分析實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，可以看出，實(shí)驗(yàn)結(jié)果的重復(fù)性很好，說(shuō)明本文提出的這種測(cè)試方法可以長(zhǎng)期有效地進(jìn)行，具有可靠的穩(wěn)定性。選取符合統(tǒng)計(jì)規(guī)律的一組實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，得到ANSYS仿真的應(yīng)變一位移曲線與實(shí)驗(yàn)得到的應(yīng)變一位移曲線對(duì)比，如圖6所示。

由圖7可以看出，實(shí)際分片式機(jī)架高度方向的總形變與伺服液壓缸提供的加載力呈很好的線性比例關(guān)系，這和有限元分析中施加的加載力與位移測(cè)點(diǎn)處高度方向形變量的關(guān)系吻合。另外，重復(fù)實(shí)驗(yàn)得到的這種線性關(guān)系還充分說(shuō)明機(jī)架在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中仍然處于彈性形變階段，機(jī)架應(yīng)力集中的位置仍在材料的許用應(yīng)力范圍內(nèi)。

當(dāng)然，圖6、圖7中的實(shí)驗(yàn)曲線與仿真曲線存在一定的偏差，主要原因在于機(jī)架的有限元模型與機(jī)架實(shí)際結(jié)構(gòu)相比有所簡(jiǎn)化，存在差異。從圖中可以明顯看出，兩組實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)曲線在初始階段線性化較低，其主要原因是在油液壓力較低的情況下，伺服液壓缸活塞桿、壓塊、墊塊、機(jī)架4個(gè)構(gòu)件沒(méi)有壓緊，存在一定間隙。所以在采用本文提出的方法進(jìn)行伺服液壓缸測(cè)試時(shí)，應(yīng)該避開(kāi)這個(gè)線性化程度低的伺服液壓缸位移區(qū)間。

5結(jié)束語(yǔ)

本文選定合適的應(yīng)變測(cè)試設(shè)備，在伺服液壓缸對(duì)機(jī)架進(jìn)行加載的過(guò)程中測(cè)定機(jī)架上所選應(yīng)變測(cè)點(diǎn)處的應(yīng)變。完成了伺服液壓缸輸入線性加載力時(shí)機(jī)架應(yīng)變測(cè)點(diǎn)處應(yīng)變與伺服液壓缸活塞桿位移關(guān)系的測(cè)定。實(shí)驗(yàn)結(jié)果證明：基于應(yīng)變計(jì)的軋機(jī)伺服液壓缸測(cè)試方法合理，為開(kāi)發(fā)新型軋機(jī)伺服液壓缸動(dòng)態(tài)性能測(cè)試技術(shù)奠定了基礎(chǔ)。