汽車試驗平臺液壓系統設計與研究

王永梅，王希貴

（1.黑龍江工程學院汽車工程系，黑龍江哈爾濱150036；2.中國船舶重工集團第703研究所，黑龍江哈爾濱150036）

1 前言

根據汽車試驗平臺的功能和技術要求，對試驗平臺進行總體方案設計。對汽車試驗平臺的機械本體結構進行具體設計和研究，并對試驗平臺結構中存在的難點問題進行深入研究，提出合理的解決方案。

2 汽車試驗平臺的液壓系統工況分析

采用液壓系統作為試驗平臺的動力源有如下優點：

（1）液壓系統以壓力油作為工作介質來傳遞運動、力(轉矩)或控制信號。液壓系統容易調速、適于遠距離和自動操作。

（2）結構簡潔，占用體積少，承載能力大，易于實現過載保護。

（3）驅動平穩，安全可靠，噪聲小，輸出剛度高。

（4）液壓控制系統具有響應速度快、高功率／重量比等優點。

根據上面確定的設計方案可知，液壓缸的作用是推動下工作臺面進行橫搖和縱搖以及推動上工作臺面進行偏航運動。由于被測試件重量大加之試驗平臺工作臺面自身重量使液壓缸承受負載很大，所以每個自由度采用兩個液壓缸進行驅動，對稱布置如圖1所示。這樣一側液壓缸產生推力，另一側液壓缸產生拉力，減輕了單個液壓缸的負載，從而降低了液壓缸的尺寸和流量。

由試驗平臺的工作性能要求可知，在試驗平臺穩定工作情況下液壓缸活塞位移循環圖如圖2所示，縱坐標L表示活塞位移，橫坐標t表示從活塞啟動到返回原位的時間。速度循環圖3所示，該圖清楚地表明液壓機的工作循環。

3 液壓缸的設計

3.1 初定液壓缸工作壓力

液壓缸工作壓力主要根據運動循環各階段中的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮以下因素：

（1）各類設備的不同特點和使用場合。

（2）考慮經濟和重量因素，壓力選得低，則組件尺寸大，重量重；壓力選得高一些，則組件尺寸小，重量輕，但對組件的制造精度和密封性能要求高。

按照機械類型選擇液壓缸的工作壓力如表1，試驗平臺應屬于工程機械的范疇，工作負載大，又由于在油路中存在壓力損失和效率等問題，故初選壓力為32MPa。

3.2 液壓缸主要尺寸的確定

由于試驗平臺的運動為正弦搖擺運動，每個液壓缸承受交替的推力和拉力，因此采用雙活塞桿液壓缸，實現等速往復運動。初選活塞直徑為160mm，活塞桿直徑100mm，則杠桿輸出的推力和拉力為401.78kN。

3.3 液壓缸的流量計算

液壓缸的最大流量：

式中：A——液壓缸的有效面積(m2)，

Vmax——液壓缸的最大速度(m/s)。

液壓缸的最小流量：

式中：Vmin——液壓缸的最小速度(m/s)，

A——液壓缸的有效面積(m2)。

3.4 液壓管道的設計

3.4.1 油管類型的選擇

液壓系統中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉彎和截面突變。

(1)鋼管：中高壓系統選用無縫鋼管，低壓系統選用焊接鋼管。鋼管價格低，性能好，使用廣泛。

(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。

(3)軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調速閥之間。

綜上所訴，試驗平臺液壓油管中壓力較大應選用無縫鋼管。

3.4.2 油管尺寸的確定

首先根據流經管道的最大流量和管內允許的流速確定管道的內徑，然后再根據管道承受的工作壓力及管道材料的強度來確定其壁厚。

(1)管道內徑d按下式計算：

式中：Q——通過管道的流量(m3/s)，

υ——管道中液流的允許流速(m/s)。

從減少傳遞過程能量的損失考慮，希望降低管道中的流速。對一定的流量而言，減小流速，勢必增加管道及其附件的尺寸及重量；增大流速，不僅增加壓力損失，還將影響組件及系統的正常工作。例如液壓泵的吸油管中流速過大會出現“氣蝕”現象，回油管道中壓力損失過大將增高執行組件的背壓，影響其工作性能；壓油管道中流速太大，還會使沖擊壓力增大。因此，需要限制管道中的流速。

(2)推薦的管道允許流速如下：

1 )吸油管道：υ≤l～2m／s(一般常取lm／s以下)。

2 )壓油管道：υ≤3～6m／s(壓力高、管道短、油液粘度小取大值，局部收縮處可取10m／s)。

3 )回油管道：υ≤1.5～2.5m／s。

(3)管道壁厚σ按下式計算：

式中：p—管道內油液的最高工作壓力(MPa)；

d—管道內徑(mm)；

[σ]—管道材料的許用拉應力，其值[σ]＝[σb]／n；

[σb]—材料的抗拉強度；

n—安全系數，n＝4—8。鋼管p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。

安全系數考慮了管道徑向尺寸誤差與變形、管道內的壓力脈動、液壓沖擊、管道的材料質量以及工作壓力的周期變化等不安全因素。液壓系統的壓力沖擊或振動大者取大值。

根據式(3)、(4)計算出的油管內徑和壁厚，查手冊選取油管內徑d=100mm,壁厚δ=7mm的標準規格油管。

4 供油環的提出與設計

在驅動液壓缸相對地面靜止時，可以直接把油管與液壓缸連接，輕而易舉的把液壓油供給液壓缸。但是在試驗平臺設計方案中，實現偏航運動的兩個液壓缸與下工作臺面相連接，下工作臺面在縱搖和橫搖液壓缸的驅動下相對地面有搖擺運動，這給偏航液壓缸的供油帶來了困難。因此為了能夠向運動中的液壓缸供油，提出了供油環這一結構并進行設計。偏航液壓缸的運動是縱搖運動和橫搖運動的任意組合，顯然供油環的結構應該由兩部分組成，一部分要與地面靜態的液壓伺服閥相連，另一部分通過油管與液壓缸相連。但是要想設計一個機構能夠同時抵消橫搖和縱搖這兩個運動是很困難的。考慮到試驗平臺的結構形式，下工作臺面是通過十字軸與基座連接的，下工作臺面相對于與之連接的十字軸長軸端只有縱搖運動，而基座相對于與之連接的十字軸短軸端只有橫搖運動。故可以采用兩個供油環分別連接在十字軸的長軸端和短軸端來抵消橫搖、縱搖的這兩個運動。兩個供油環之間通過十字軸軸孔中穿過的液壓油管連接，這樣就解決了動態液壓缸的供油問題。結構如圖4所示，由內環和外環組成，內外環之間可以相對轉動，并采用橡膠圈密封。由于采用雙活塞桿液壓缸，液壓缸在工作的時候要求一側油管進油，另一側油管回油，無論是供油還是回油都要同時流經供油環，所以供油環采用兩腔式結構，中間用隔板隔開。內外環之間可以相對轉動，轉動幅度在－10°～＋10°左右。為了使轉動過程中油路暢通無阻，即內外環開口始終保持相通,內環開口直徑設計成比外環開口直徑大，這樣內環轉動時始終保證與外環相通，對液壓油不產生阻力。

5 試驗平臺支撐裝置的設計

由于試驗平臺所承受的負載重量較大，在工作過程中產生較大的傾覆力矩，這樣就對支座和底座的支撐剛度和連接強度提出了較高的要求，并且不利于試驗平臺運動的平穩性。鑒于此設計一負載慣性所產生的傾覆力矩，提高試驗平臺運動的穩定性，減少支座的剛度和強度要求。

如圖5所示為輔助支撐裝置的結構簡圖。設三自由度試驗平臺在工作過程中對底座產生的最大傾覆力矩為T，輔助支撐的支點到十字軸回轉中心的距離為L，彈簧剛度為k。由虎克定律可得：

式中：ΔX—彈簧壓縮量，mm。

由試驗平臺的動力學仿真可以得出，試驗平臺在工作過程中對基座產生的最大傾覆力矩T，彈簧的壓縮量ΔX可以由上臺面搖擺到最大角度時的幾何關系算得。這樣就可以確定彈簧剛度k。

6 結論

根據汽車試驗平臺的功能和技術要求，對汽車試驗平臺的滑油系統進行總體方案設計。對汽車試驗平臺的滑油系統的液壓缸進行具體設計和研究，并對試驗平臺結構中給油環和試驗平臺的支撐裝置進行深入研究，提出合理的設計方案。

[1]王俊寶,張少鋒,閻文軍.液壓技術特點及其在螺旋卸料離心機上的應用[J].過濾與分離，1994，（4）:30～32.

[2]Kaiuhinoetal.Large Scale.[M]3Dimensional and Degrees of Freedom Earthquake Simulater, MITSUBISHZHEAVY INDUSTRIES,June,1984: 2～7

[3]W.巴克.液壓阻力回路系統學[M].北京：機械工業出版社, 1980.

[4]林建亞,何存興.液壓組件[M].北京：機械工業出版社, 1988.260～270,314～320.

[5]章崇任.對液壓密封件的綜合研究[J].建筑機械,1995, (11):4～6.