(海裝武漢局， 湖北 武漢 430064)

引言

高速沖擊模擬試驗(yàn)是研究材料疲勞特性或極限參數(shù)的重要試驗(yàn)手段，主要利用慣性撞擊的基本原理，利用物體之間慣性碰撞產(chǎn)生沖擊，從而在碰撞物體之間產(chǎn)生動能和重力勢能或者其他形式能量瞬間傳遞和轉(zhuǎn)化[1]。常用的高速沖擊模擬方法有重力沖擊、液壓沖擊和爆炸沖擊等[2]。重力沖擊是將物體的勢能轉(zhuǎn)化為沖擊動能，該方法容易實(shí)現(xiàn)，控制方式簡單，裝機(jī)功率小，但是能量利用率低，可控性差，速度難以精確控制[3]；常見的爆炸沖擊包括化學(xué)物爆炸沖擊和高壓氣體釋放爆炸沖擊2種形式，它可以提供最大瞬態(tài)沖擊能，結(jié)構(gòu)簡單，但因沖擊能難以準(zhǔn)確控制，操作過程危險而應(yīng)用較少[4]。

液壓沖擊是利用液壓能形成強(qiáng)大的沖擊能，一般是選用閥控缸系統(tǒng)作為能量轉(zhuǎn)換器，速度能無極調(diào)節(jié)，程控性好，試驗(yàn)操作安全方便，但是對控制系統(tǒng)的要求也比較高。在許多沖擊模擬應(yīng)用中，例如汽車零部件沖擊試驗(yàn)、彈體撞擊試驗(yàn)，對沖擊點(diǎn)與速度的可控性和試驗(yàn)過程的安全性與便捷性都提出了越來越高的要求，因此液壓沖擊是比較理想的沖擊試驗(yàn)方式。

本研究設(shè)計了一套液壓式高速沖擊模擬系統(tǒng)，采用高壓蓄能器供油，通過伺服閥控缸系統(tǒng)將液壓能轉(zhuǎn)換為沖擊能，模擬彈體沖擊速度和加速度的動態(tài)變化過程，并且具有沖擊角度調(diào)整功能。

1 液壓沖擊原理

液壓沖擊的工作原理是將具有一定壓力和流量的液壓能通過閥控缸系統(tǒng)轉(zhuǎn)換為具有一定速度和沖擊力的機(jī)械動能[5]，原理圖如圖1所示。它由伺服閥控缸系統(tǒng)、換向閥控缸系統(tǒng)、套筒及支座等組成。伺服閥控缸系統(tǒng)安裝在套筒內(nèi)，用于產(chǎn)生沖擊動能；換向閥控缸系統(tǒng)安裝在套筒和支座之間，用于調(diào)整套筒的俯仰角，從而改變沖擊角度。這2套閥控缸系統(tǒng)可以共用1套油源。

圖1 液壓沖擊機(jī)構(gòu)工作原理圖

伺服閥控缸系統(tǒng)是實(shí)現(xiàn)液壓能到?jīng)_擊動能轉(zhuǎn)換的核心動力單元，它包括伺服閥、沖擊缸和沖擊頭3部分。其中伺服閥為大通徑流量型控制閥，通過調(diào)節(jié)液壓油的流量和流向來控制沖擊缸的運(yùn)動速度和方向；沖擊缸為單出桿非對稱缸，采用間歇密封形式和節(jié)流緩沖結(jié)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)高速沖擊運(yùn)動和末端緩沖減速運(yùn)動；沖擊頭與沖擊缸的活塞桿末端連接，作用在被試件上，產(chǎn)生沖擊動能。

沖擊缸的結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示，它不僅能實(shí)現(xiàn)高速沖擊運(yùn)動，而且具有優(yōu)異的末端緩沖性能，能夠在極短的行程和時間內(nèi)吸收巨大的沖擊動能。為了最大限度減小運(yùn)動摩擦力，沖擊缸的活塞桿和缸筒之間沒有密封圈，而是采取間隙密封[6]。活塞桿上靠近活塞的一端設(shè)計有一定長度的緩沖臺階，它配合節(jié)流緩沖口來實(shí)現(xiàn)末端機(jī)械緩沖效果，通過改變節(jié)流緩沖口內(nèi)節(jié)流孔通徑，可靈活調(diào)整期望的緩沖效果[7]。沖擊缸內(nèi)置磁致伸縮式位移傳感器，提供活塞桿位移反饋信號。

沖擊缸實(shí)現(xiàn)高速沖擊過程如下：高壓油通過無桿腔油口進(jìn)入無桿腔，推動活塞桿高速伸出；在緩沖臺階到達(dá)節(jié)流緩沖口位置之前，節(jié)流緩沖口不起作用，有桿腔內(nèi)油液通過有桿腔油口流出；當(dāng)緩沖臺階到達(dá)節(jié)流緩沖口位置之后，節(jié)流緩沖口發(fā)揮作用，緩沖行程區(qū)域內(nèi)油液通過節(jié)流緩沖口流出。

圖2 沖擊缸結(jié)構(gòu)原理圖

大流量伺服閥和沖擊缸構(gòu)成了典型的伺服閥控缸系統(tǒng)，它具有速度開環(huán)控制和位置閉環(huán)控制2種控制模式。速度開環(huán)控制用于實(shí)現(xiàn)高速沖擊運(yùn)動，通過控制伺服閥電流信號來調(diào)節(jié)沖擊缸的運(yùn)動速度；位置閉環(huán)控制用于實(shí)現(xiàn)慢速的伸出或縮回運(yùn)動，用于精確調(diào)整起始沖擊位置。

換向閥控缸系統(tǒng)包括電磁換向閥、單向節(jié)流閥、液控單向閥和液壓缸4部分，用于調(diào)整套筒的俯仰角度。電磁換向閥為三位四通H機(jī)能，用于控制液壓缸伸出或縮回，液壓缸直接驅(qū)動套筒改變俯仰角度；單向節(jié)流閥有2套，分別用來調(diào)節(jié)液壓缸伸出和縮回的速度；液控單向閥用于閉鎖液壓缸的兩腔油液，當(dāng)電磁換向閥處于中位時，液控單向閥控制油壓為零，液壓缸處于鎖定狀態(tài)，從而使套筒在沖擊運(yùn)動中的俯仰角度保持不變。

2 沖擊模型分析

伺服閥控缸系統(tǒng)的動態(tài)特性直接決定了試驗(yàn)系統(tǒng)的高速沖擊性能，在沖擊過程中，其絕大部分供油來自蓄能器，因此系統(tǒng)的工作壓力是動態(tài)變化的，這與常規(guī)的伺服閥控缸系統(tǒng)供油壓力保持恒定是有區(qū)別的[8]。為了分析系統(tǒng)中各元件參數(shù)對于沖擊性能的影響，從而實(shí)現(xiàn)參數(shù)優(yōu)化，應(yīng)首先建立高速沖擊模型，即建立基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)動態(tài)模型?；谛钅芷鞴┯偷乃欧y控缸系統(tǒng)原理圖如圖3所示。

圖3 基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)原理圖

系統(tǒng)中使用的伺服閥的工作頻率較高，因此可以簡化一個比例環(huán)節(jié)[9]，即：

xv=Ksu

(1)

式中，Ks—— 伺服閥信號增益

u—— 伺服閥控制信號

xv—— 閥芯位移

在沖擊過程中，高壓油通過伺服閥進(jìn)入沖擊缸的無桿腔，設(shè)無桿腔的流量為Q1，壓力為p1，伺服閥相應(yīng)節(jié)流口的流量線性化方程為：

Q1=Kvxv+Kc(ps-p1)

(2)

式中,Kv和Kc分別為閥口的流量增益和壓力流量增益，ps為供油壓力。沖擊缸有桿腔的油液通過伺服閥流回油箱，有桿腔的流量為Q2，壓力為p2，設(shè)系統(tǒng)回油壓力為0，則伺服閥相應(yīng)節(jié)流口的流量線性化方程為：

Q2=Kvxv+Kcp2

(3)

設(shè)沖擊缸的無桿腔和有桿腔有效面積分別為A1和A2，若忽略油液壓縮量，僅考慮沖擊缸的內(nèi)泄漏量QL，則活塞桿的運(yùn)動速度v可表示為：

(4)

沖擊缸的內(nèi)泄漏量是從高壓的無桿腔泄漏到低壓有桿腔的油液，設(shè)其正比例于兩腔壓力差，即：

QL=Ct(p1-p2)

(5)

式中,Ct為內(nèi)泄漏系數(shù)。

根據(jù)式(1)～式(4)可以推導(dǎo)得到?jīng)_擊缸兩腔壓差的表達(dá)式為：

(6)

式中，Ksv=KsKv為伺服閥總流量增益。由于沖擊缸為間隙密封，可僅考慮慣性負(fù)載和阻尼負(fù)載，其受力平衡方程可表示為：

(7)

式中，M為包含活塞桿和沖擊頭在內(nèi)的運(yùn)動部件總質(zhì)量;B為阻尼系數(shù)。

將式(1)～式(7)聯(lián)立起來，可以得到：

(8)

上式為沖擊速度的動態(tài)方程，它描繪了沖擊速度v與供油壓力ps和伺服閥控制量u之間的關(guān)系。根據(jù)式(8)可以得到穩(wěn)態(tài)沖擊速度的表達(dá)式為：

vs=[(A1Kc-(A1-A2)Ct)Kcps+

(9)

由式(9)可以看出沖擊速度為一階慣性環(huán)節(jié)，其時間常數(shù)Tv可表示為：

(10)

設(shè)蓄能器中的氣體在沖擊過程中迅速膨脹，沖擊過程滿足絕熱方程，即：

(11)

式中,V0和p0分別為蓄能器的有效容積和預(yù)充氣壓力；Vs0和ps0分別為蓄能器沖液后的氣體體積和氣壓；Vs和ps分別為沖擊過程中蓄能器的氣體容積和氣壓；r為氣體的比熱容；Ca為絕熱常量。對式(11)進(jìn)行線性化后可得:

(12)

(13)

設(shè)沖擊行程為Lm，將式(13)和式(1)～式(7)聯(lián)立，并經(jīng)過拉氏變換后可得：

(14)

(15)

上式為供油壓力的動態(tài)方程，它描繪供油壓力ps與沖擊速度v和伺服閥信號u之間的關(guān)系，等式右邊的負(fù)號表明，供油壓力ps隨著沖擊速度v和伺服閥信號u的增大而降低。Ka為壓力-速度衰減系數(shù)，它表征了壓力相對于沖擊速度的衰減速率。

根據(jù)沖擊速度和供油壓力的動態(tài)方程，即式(7)和式(15)，可以繪制出以伺服閥控制量為輸入和以沖擊速度為輸出的系統(tǒng)方框圖，如圖4所示，它描繪了基于蓄能器供油的伺服閥控缸沖擊系統(tǒng)的動態(tài)模型。

圖4 基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方框圖

從圖4可以看出，基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)與傳動的伺服閥控缸系統(tǒng)在模型結(jié)構(gòu)上存在較大的差異：它包含了1個前饋環(huán)節(jié)和1個反饋環(huán)節(jié)，開環(huán)為一階慣性環(huán)節(jié)。

3 沖擊特性分析

從圖4所示的基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)動態(tài)模型可以看出，沖擊速度v由伺服閥控制信號u和供油壓力ps共同確定，而供油壓力ps受沖擊速度v的反饋?zhàn)饔煤退欧y控制信號u的前饋?zhàn)饔?，是一個動態(tài)變化的狀態(tài)參數(shù)。因此，與供油壓力恒定的伺服閥控缸系統(tǒng)相比，基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)的動態(tài)特性更加復(fù)雜，它不僅取決于伺服閥和沖擊缸的參數(shù)，而且與蓄能器的參數(shù)密切相關(guān)。

3.1 伺服閥控缸系統(tǒng)參數(shù)的影響分析

伺服閥控缸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和負(fù)載參數(shù)直接影響沖擊性能，這包括無桿腔面積A1、沖擊行程Lm、慣性負(fù)載M、伺服閥的流量增益Kv和壓力流量增益Kc，此外，由于沖擊缸采用間隙密封，缸筒的內(nèi)泄漏以及阻尼力的影響也有必要進(jìn)行分析。

首先討論內(nèi)泄漏量Ct對沖擊特性的影響。忽略阻尼系數(shù)和有桿腔面積的影響，式(8)可以簡化為：

(16)

根據(jù)式(16)可知，隨著泄漏系數(shù)的增大，穩(wěn)態(tài)沖擊速度減小，考慮到Ct≤Kc，Ct對于穩(wěn)態(tài)速度的影響非常有限；根據(jù)式(10)可知，隨著泄漏系數(shù)的增大，沖擊速度的時間常數(shù)Tv增大，沖擊速度的響應(yīng)變慢?？傮w來說，內(nèi)泄漏量遠(yuǎn)小于進(jìn)入無桿腔的流量，幾乎不會對沖擊過程造成顯著影響，因此其作用可以忽略。

根據(jù)式(9)和式(10)，阻尼系數(shù)B在理論上影響著沖擊速度的時間常數(shù)和穩(wěn)態(tài)速度。隨著阻尼系數(shù)B的提高，沖擊速度的時間常數(shù)增大，動態(tài)響應(yīng)變慢，而穩(wěn)態(tài)速度則有所降低。

根據(jù)式(8)和式(15)，沖擊缸的無桿腔面積A1直接影響了沖擊速度和供油壓力的動態(tài)過程。對沖擊速度而言，隨著的無桿腔面積A1增加，沖擊速度的時間常數(shù)減小，響應(yīng)加快，而穩(wěn)態(tài)速度減小；對供油壓力而言，隨著的無桿腔面積A1增加，壓力遞減的變化率增大，即壓力下降速率增大。

根據(jù)式(15)，沖擊行程Lm直接影響著供油壓力的變化率，從而間接影響沖擊速度的動態(tài)過程。具體來說，隨著沖擊行程Lm的增大，供油壓力的下降速率增大，而沖擊速度也隨之降低。

根據(jù)式(9)和式(10)，慣性負(fù)載M在理論上不影響沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值，但是影響其時間常數(shù)，它們稱線性比例關(guān)系。隨著慣性負(fù)載M的增大，沖擊速度的時間常數(shù)比例增大，動態(tài)響應(yīng)過程變慢。

伺服閥的流量增益Kv和壓力流量增益Kc也將直接影響沖擊速度的動態(tài)響應(yīng)和穩(wěn)態(tài)值。具體來說，隨著流量增益Kv和壓力流量增益Kc的增大，沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值增大，但是壓力流量增益Kc的增大將使沖擊速度的時間常數(shù)增大，響應(yīng)過程變慢。

3.2 蓄能器參數(shù)的影響分析

蓄能器的基本參數(shù)主要包括有效容積V0、預(yù)充氣壓力p0和預(yù)沖液壓力ps0，它們共同決定了壓力-速度衰減系數(shù)Ka，從而影響了沖擊過程中供油壓力的下降速率。為了最大限度的提高沖擊速度，期望供油壓力相對于沖擊速度的敏感度越低越好，即壓力-速度衰減系數(shù)Ka盡可能小。

為了更加清晰的表征蓄能器有效容積V0、預(yù)充氣壓力p0和預(yù)沖液壓力ps0與壓力-速度衰減系數(shù)Ka的關(guān)系，需要對式(10)描繪Ka的進(jìn)行形式上的變換。根據(jù)式(13)和式(10)可以得到：

(17)

式(17)表明，增大V0和p0，都能夠有效減小Ka，由于p0的指數(shù)要小于V0的指數(shù)，理論上p0的影響效果要明顯強(qiáng)于V0。ps0決定了供油壓力變化的起始值，提高ps0能夠直接有效的提高沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值，增大ps0后，Ka隨之增大，供油壓力下降速率增大，沖擊速度進(jìn)入穩(wěn)態(tài)后的衰減速率也增大。

4 實(shí)驗(yàn)研究

液壓沖擊原理樣機(jī)的主體包含1個套筒和2套閥控缸系統(tǒng)。其中伺服閥控缸系統(tǒng)內(nèi)置在套筒內(nèi)，用于模擬質(zhì)量體高速運(yùn)動的沖擊力，其主要元件參數(shù)如表1所示。

表1 液壓沖擊機(jī)構(gòu)的主要元件參數(shù)

4.1 仿真實(shí)驗(yàn)

考慮到整個液壓沖擊原理樣機(jī)在安裝設(shè)置好之后，改變元件的參數(shù)不便，因此采用在AMESim軟件中搭建仿真實(shí)驗(yàn)平臺，進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)來驗(yàn)證伺服閥控缸參數(shù)和蓄能器參數(shù)的改變對高速沖擊過程的影響。

分別設(shè)置慣性負(fù)載分別為10， 20, 30 kg,進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖5、圖6所示。從圖中可以看出，慣性負(fù)載并不影響沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值，但是影響動態(tài)響應(yīng)過程，隨著慣性負(fù)載增大，沖擊速度的動態(tài)響應(yīng)變慢；慣性負(fù)載的變化基本上不影響供油壓力的變化過程。

改變伺服閥的電流，設(shè)置輸入電流分別為30, 35, 40 mA，進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖7、圖8所示，可以看出，伺服閥電流與沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值和供油壓力的衰減速率基本上成正比例關(guān)系，伺服閥控制信號越大，沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值越大，供油壓力的衰減越快。因此，伺服閥電流能夠精確調(diào)節(jié)沖擊速度變化。

圖5 不同慣性負(fù)載沖擊試驗(yàn)沖擊速度曲線

圖6 不同慣性負(fù)載沖擊試驗(yàn)供油壓力曲線

圖7 不同伺服閥電流沖擊試驗(yàn)沖擊速度曲線圖

圖8 不同伺服閥電流沖擊試驗(yàn)供油壓力曲線圖

設(shè)置蓄能器的有效容積分別為10， 15， 20 L，進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖9、圖10所示，可以看出，蓄能器有效容積對供油壓力的衰減速率有較大的影響，有效容積越大，供油壓力的衰減越慢，沖擊速度到達(dá)穩(wěn)態(tài)后的下降速率也越慢。

圖9 蓄能器不同有效容積沖擊試驗(yàn)沖擊速度曲線

圖10 蓄能器不同有效容積沖擊試驗(yàn)供油壓力曲線

設(shè)置蓄能器的預(yù)充氣壓力分別為4， 8， 12 MPa進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖11、圖12所示?？梢钥闯觯钅芷黝A(yù)沖氣壓力增大后，供油壓力和穩(wěn)態(tài)沖擊速度的衰減速率均隨之減小，但穩(wěn)態(tài)沖擊速度的變化并不顯著，對供油壓力的衰減速率影響較大。

設(shè)置供油壓力分別為12， 14， 16 MPa進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖13、圖14所示，可以看出，初始供油壓力增大后，沖擊速度的穩(wěn)態(tài)值基本上等比例增大，因此，提高蓄能器沖液壓力是提高沖擊速度的有效方式之一。初始供油壓力的增大也會使供油壓力的衰減率減小，從而使穩(wěn)態(tài)速度的衰減率減小。

圖12 蓄能器不同充氣壓力沖擊試驗(yàn)供油壓力曲線

圖13 不同供油壓力沖擊試驗(yàn)沖擊速度曲線

圖14 不同供油壓力沖擊試驗(yàn)沖擊速度曲線

設(shè)置節(jié)流口的開口大小分別為1.25， 1， 0.75 mm進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖15、圖16所示，從圖中可以看出，節(jié)流口開口越小，緩沖減速時間越長，殘余速度越小，但開口過小，則可能產(chǎn)生震蕩。節(jié)流口的開口大小對供油壓力的變化基本沒有影響。

圖15 不同節(jié)流口開口大小沖擊試驗(yàn)沖擊速度曲線

圖16 不同節(jié)流口開口大小沖擊試驗(yàn)沖擊壓力曲線

由以上試驗(yàn)結(jié)果可以看出，液壓沖擊過程很大程度上受到伺服閥電流和蓄能器工作參數(shù)的影響；加速段主要由慣性負(fù)載決定，慣性負(fù)載越小，加速時間越短；平穩(wěn)段主要由伺服閥電流和供油壓力決定，速度值與閥電流基本成線性關(guān)系；減速段特性由節(jié)流口決定，并存在速度振蕩，節(jié)流口越小，緩沖減速時間越長，殘余速度越小。

4.2 實(shí)物樣機(jī)試驗(yàn)

液壓高速沖擊實(shí)物樣機(jī)如圖17所示，其慣性負(fù)載為10 kg，蓄能器有效容積為15 L，預(yù)充氣壓力為8 MPa，初始供油壓力為16 MPa。伺服閥的控制信號設(shè)置為40 mA，即全部打開伺服閥，沖擊速度、位移和供油壓力的試驗(yàn)曲線如圖18所示。可以看出，沖擊過程實(shí)質(zhì)為速度控制過程，可劃分為加速段、平穩(wěn)段和減速段。加速段持續(xù)了約18 ms，沖擊速度迅速提高，最高達(dá)到了12.3 m/s；在平穩(wěn)段，隨著供油壓力逐步降低，沖擊速度也隨之緩慢降低，在沖擊行程末端，速度降低為11.9 m/s；進(jìn)入減速段后，受到節(jié)流緩沖口影響，速度迅速降低，此時節(jié)流口開口大小設(shè)置并不是很小，因此基本不存在震蕩，最終的殘余速度為6 m/s。在整個沖擊階段，供油壓力成線性規(guī)律從16 MPa降低為14 MPa，下降速率約為28.6 MPa/s。

圖17 液壓高速沖擊實(shí)物樣機(jī)

圖18 沖擊試驗(yàn)曲線圖

5 結(jié)論

液壓高速沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)采用高壓蓄能器供油，它通過伺服閥控缸系統(tǒng)將液壓能轉(zhuǎn)換為沖擊能，能夠模擬沖擊速度與加速度的動態(tài)變化過程，并且具有沖擊角度調(diào)整功能。通過分析液壓沖擊機(jī)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型可知，沖擊速度主要由伺服閥電流和供油壓力共同確定，而供油壓力受沖擊速度的反饋?zhàn)饔煤退欧y電流的前饋?zhàn)饔茫且粋€動態(tài)變化的狀態(tài)參數(shù)。因此，基于蓄能器供油的伺服閥控缸系統(tǒng)的動態(tài)特性更加復(fù)雜，它不僅取決于伺服閥和沖擊缸的參數(shù)，而且與蓄能器的參數(shù)密切相關(guān)。

基于原理樣機(jī)的試驗(yàn)結(jié)果表明：液壓沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)是合理可行的，實(shí)現(xiàn)了最高12 m/s的高速沖擊過程；液壓沖擊過程很大程度上受到伺服閥電流和蓄能器工作參數(shù)的影響，這也進(jìn)一步驗(yàn)證了理論分析的正確性。