， (.海裝重慶局， 重慶 4000; .重慶華渝電氣集團(tuán)有限公司， 重慶 4000)

引言

為了驗證減搖鰭的實(shí)際使用性能，需要在陸上建立加載試驗裝置，減搖鰭加載是對鰭軸施加一定規(guī)律的載荷。根據(jù)加載工作方式不同，可分為加載式加載系統(tǒng)(簡稱加載系統(tǒng))和阻力式加載系統(tǒng)(簡稱阻力系統(tǒng))。前者一般采用電液伺服閥控液壓缸的方式，利用改變流入(流出)加載腔的流量來控制加載腔的壓力，從而實(shí)現(xiàn)加載。后者一般采用各種壓力閥的阻力原理，調(diào)節(jié)加載腔中油液流動的阻力來實(shí)現(xiàn)加載。

而阻力加載系統(tǒng)有兩種方式：使用油泵加載稱為主動式加載(有源加載)；不使用油泵加載稱為被動式加載(無源加載)。

在減搖鰭陸上臺架試驗時，我們采用了無源阻力加載系統(tǒng)來實(shí)現(xiàn)負(fù)載的模擬，無源阻力加載系統(tǒng)利用了先導(dǎo)式溢流閥具有良好的恒定壓力特點(diǎn)，其調(diào)定的阻力壓力不會隨流量的變化而變化，不存在多余力的現(xiàn)象，是一種較理想的加載系統(tǒng)。另外本系統(tǒng)采用無加載油泵供油，具有耗能少、噪音低、發(fā)熱量較少等優(yōu)點(diǎn)。

1 系統(tǒng)工作原理

減搖鰭被動式無源加載系統(tǒng)的工作原理如圖1所示。該系統(tǒng)由加載搖臂、加載油缸、單向閥組、加載溢流閥和無源油箱組成。兩加載油缸的有桿腔與無桿腔交叉相通，從而形成了兩個容積相同的密閉容腔，保證了油缸的活塞桿交替往返的速度基本相同。鰭軸1被驅(qū)動轉(zhuǎn)動 (轉(zhuǎn)動行程一般為±34°)時， 加載搖臂2帶動加載油缸3的活塞桿運(yùn)動，相應(yīng)的加載腔向外排油，經(jīng)加載溢流閥節(jié)流后回油箱， 該腔的壓力受溢流閥5的控制，加載油缸的另一腔直接從油箱6吸油。

1.鰭軸 2.加載搖臂 3.加載油缸 4.單向閥 5.加載溢流閥 6.油箱

由于4個單向閥組成了橋式連接，加載油缸的任一油腔排油都要經(jīng)過加載溢流閥，另一腔都從油箱吸油。這種加載方式不需要加載供油泵，故而不能主動推動鰭軸轉(zhuǎn)動，但是節(jié)約了大量的能源。

2 數(shù)學(xué)模型

為了進(jìn)一步簡化模型，加載油缸的有效作用面積用AP表示：

(1)

式中，D—— 加載油缸的缸徑

d—— 加載油缸的桿徑

模型簡化如圖2所示。

圖2 系統(tǒng)模型簡圖

加載油缸提供的負(fù)載力FL始終與鰭軸轉(zhuǎn)動方向相反，穩(wěn)態(tài)條件下負(fù)載壓力恒定，負(fù)載力也保持恒定。

加載油缸的流量方程：

(2)

式中，AP—— 加載油缸有效作用面積

xP—— 加載油缸活塞位移

Vt—— 加載油腔到溢流閥的總體積

βe—— 液壓油的彈性模量

Ce—— 加載油缸總泄漏系數(shù)

p—— 加載腔壓力

不考慮結(jié)構(gòu)柔度，加載油缸活塞桿受力平衡方程：

(3)

式中，mP—— 加載油缸活塞總質(zhì)量

BP—— 加載油缸活塞運(yùn)動的黏性阻力系數(shù)

k—— 加載油缸活塞運(yùn)動的彈性阻力系數(shù)

忽略加載溢流閥先導(dǎo)閥部分，則加載溢流閥的主閥部分壓力-流量特性方程可表示為：

p=KpxV+KeqL

(4)

式中，Kp—— 加載溢流閥主閥閥口壓力增益系數(shù)

xV—— 加溢流閥主閥閥芯位移

Ke—— 加載溢流閥主閥閥口壓力-流量增益系數(shù)

將式(2)～(4)進(jìn)行拉氏變換可得：

(5)

FL=pAP+(MPs2+BPs+K)xP

(6)

p=KpxV+KeqL

(7)

聯(lián)立式(5)、式(7)，并考慮Ke、Ce<<1，可得：

(8)

(9)

結(jié)合式(6)，可得系統(tǒng)的方塊圖，如圖3所示。

圖3 系統(tǒng)方塊圖

由方塊圖，聯(lián)立式(6)、式(8)，消去中間變量p，可得：

(10)

(11)

(12)

當(dāng)加載溢流閥的主閥閥芯未開啟時，即xV=0時，系統(tǒng)由一個慣性環(huán)節(jié)和一個二階微分環(huán)節(jié)構(gòu)成。由式(11)可知，二階微分環(huán)節(jié)的固有頻率很小，此環(huán)節(jié)的開環(huán)增益也很小，對高頻信號有抑制作用，故而鰭軸轉(zhuǎn)動的周期較大時，系統(tǒng)隨動性能較好。

此系統(tǒng)采用的加載溢流閥為先導(dǎo)型溢流閥，由于先導(dǎo)型溢流閥的傳遞函數(shù)由先導(dǎo)閥部分和主閥部分組成，總傳遞函數(shù)相當(dāng)復(fù)雜，因此，此處只選取主閥部分做簡單的定性分析。主閥部分由1個慣性環(huán)節(jié)、1個二階振蕩環(huán)節(jié)和1個微分環(huán)節(jié)組成，其中，由于主閥的流量增益系數(shù)較大，因此微分環(huán)節(jié)的頻率相當(dāng)高，不在工作區(qū)域內(nèi)；二階振蕩環(huán)節(jié)的固有頻率不高，因此起主導(dǎo)作用的是一階慣性環(huán)節(jié)，其轉(zhuǎn)折頻率可表示為：

(13)

式中，V0—— 溢流閥前控制腔體積

Ks—— 溢流閥主閥閥芯彈簧剛度

因此選取較小的V0值，對溢流閥的響應(yīng)有極大的影響。

系統(tǒng)中加載油缸的吸油腔與排油腔是交替互換的，當(dāng)加載腔排油時，吸油腔從油箱吸油，其吸油能力與吸油腔的真空度和吸油單向閥的開啟壓力有關(guān)。真空度越大，單向閥的開啟壓力越低，吸油能力越好。所以為了保證吸油路的暢通，吸油單向閥的開啟壓力必須小于標(biāo)準(zhǔn)大氣壓力(約為0.1 MPa)，實(shí)際使用中采用開啟壓力為0.05 MPa的單向閥。

同時加載油缸客觀存在部分的內(nèi)、外泄漏量，吸油腔難以完全被油缸活塞抽成真空，即真空度較小，故鰭軸反向時，該腔變成了排油腔被壓縮，但活塞行程會壓縮少部分空氣，未直接接觸油液壓縮，所以加載溢流閥的進(jìn)口壓力會突然降低，這與減搖鰭無源阻力加載系統(tǒng)在實(shí)際調(diào)試應(yīng)用時的情況一致。

由式(10)可知，系統(tǒng)的固有特性可由一個慣性環(huán)節(jié)表示，系統(tǒng)轉(zhuǎn)折頻率由式(9)表示。該頻率對系統(tǒng)的響應(yīng)起主導(dǎo)作用，降低加載油缸與加載溢流閥之間的油液體積，增大液壓油液的彈性模量(一般取700 MPa)，減少空氣的混入，有助于提高系統(tǒng)的響應(yīng)頻率。

3 結(jié)論

通過以上的數(shù)學(xué)建模和理論推導(dǎo)，可得出如下結(jié)論：

(1) 所介紹的減搖鰭無源阻力加載系統(tǒng)為O型系統(tǒng)，不含有校正環(huán)節(jié)及反饋環(huán)節(jié)，是有差系統(tǒng)；

(2) 本加載系統(tǒng)的響應(yīng)能力不僅受本身系統(tǒng)限制，還取決于加載溢流閥的響應(yīng)能力；

(3) 縮短加載油缸與加載溢流閥之間的管路，有助于提高系統(tǒng)的響應(yīng)頻率；

(4) 本系統(tǒng)的油液中混進(jìn)的空氣，會極大地影響被壓縮油液的βe值，不利于吸油腔吸油，更不利于系統(tǒng)工作，因此，系統(tǒng)工作前必須先排除內(nèi)部的空氣；

(5) 本系統(tǒng)不含加載油源裝置，是良好的節(jié)能系統(tǒng)，而且本系統(tǒng)有效地實(shí)現(xiàn)了對減搖鰭裝置進(jìn)行模擬負(fù)載加載；

(6) 本系統(tǒng)可以等效地應(yīng)用于類似的行程不超過一周的往復(fù)運(yùn)動工作系統(tǒng)，例如船用舵機(jī)(±35°)等。

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