本發(fā)明涉及一種用于多軸車輛轉向性能測試臺的液壓加載系統(tǒng)及控制方法,適用于模擬多軸車輛轉向性能測試臺架在多種路況下的加載。

背景技術：

目前，多軸轉向技術是車輛行業(yè)中的一個關鍵技術，大型輪式車輛廣泛應用于基礎設施建設（如大噸位全地面起重機，大型運梁車和礦用自卸車等民用裝備）及軍事重工領域（如大型導彈運輸車、重型電子發(fā)射車和牽引運載車等運輸特種車輛）。高性能多軸轉向可顯著提升大型輪式車輛的低速行駛機動靈活性和高速行駛操縱穩(wěn)定性，這已成為衡量現代大型重載車輛發(fā)展水平的關鍵技術。

在多軸轉向技術研究中，整車實驗更貼近真實效果。然而，由于整車實驗系統(tǒng)龐大、實驗環(huán)境復雜（受季節(jié)更替、車輛作用、路面維修等因素的影響），實際使用時難以提供長期、穩(wěn)定的實驗條件。因此，依靠精簡可靠的室內測試臺架部分模擬整車實驗技術成為多軸轉向測試技術的發(fā)展方向之一。然而，目前大部分測試臺架多采用簡單的機械加載方式，因此只能簡單的模擬車輛原地靜載實驗，而對于較為復雜的工況則無法模擬，如原地壓力交變載荷實驗，原地振幅交變載荷模擬實驗，原地偏載實驗等。

針對轉向系統(tǒng)的測試臺架而言，其關鍵部位在于其加載系統(tǒng)，加載系統(tǒng)的模擬多樣性決定了測試臺架的可操作性及實用性。目前現有專利中，針對應用于車輛轉向測試臺架的加載系統(tǒng)主要有機械加載方式和液壓加載方式：(1)機械加載方式：使用加載螺栓連接車橋和模擬路面組件，通過旋轉加載螺栓，進而為臺架施加預緊力，從而實現臺架的加載。此加載方式簡化了系統(tǒng)結構，提高了實驗臺架的可操作性并且減少了能耗?；蛘咄ㄟ^齒輪齒條配合裝置，采用直線電機為齒條提供直線運動，進而偽裝在轉向盤轉軸上的齒輪提供轉矩，從而模擬車輛轉向過程中輪胎與路面的摩擦力。此方式一定程度上有助于提高加載系統(tǒng)的可操作性?；蛘咧苯油ㄟ^配重的方式為實驗臺施加載荷。(2)液壓加載方式：其中有用液壓千斤頂為模擬路面組件施加自下而上的正壓力從而實現臺架的加載。液壓千斤頂施加載荷后能較長時間保持壓力，降低了臺架的能耗?；驅㈣旒芄潭ㄔ诘孛嫔希賹⒐ぞ哂透坠潭ㄔ阼旒苌?，進而通過工具油缸為車橋施加垂向壓力，從而實現實驗臺架加載功能。此加載方式結構簡單，且容易實現（現有的專利有助于提高車輛轉向性能測試臺架的可操作性和模擬真實性，但對比發(fā)現仍存在一些不足之處，主要表現在：

1）傳統(tǒng)測試臺架加載部分只能簡單的模擬車輛原地靜載實驗。針對上下振動時產生的載荷波動工況無法有效模擬，其次，對于左右路面高度不一致時所引起的偏載工況也無法有效的實現模擬，這導致測試臺架模擬工況較為單一，實用性較低。

2）傳統(tǒng)測試臺架加載部分在實驗過程無法保證加載力保持恒定，導致實驗精度受限。因臺架的車橋固定且車輪和車橋之間存在外傾角，則車輪在轉向時輪胎和路面的垂向相對位置會發(fā)生變化。因此，傳統(tǒng)液壓千斤頂和螺栓等加載方式勢必引起載荷的變化，導致載荷實驗精度不高。

3）傳統(tǒng)測試臺架加載部分在加載操作方面存在不便性。傳統(tǒng)臺架實驗過程大多需手動操作為輪胎施加載荷，而實驗過程載荷容易發(fā)生變化，為此又需進一步手動操作調整使其載荷滿足要求。因此，傳統(tǒng)臺架調試較為繁瑣，很大程度上降低了實驗的效率和準確性。

技術實現要素：

本發(fā)明的目的是針對以上不足之處，提供了一種用于多軸車輛轉向性能測試臺的液壓加載系統(tǒng)及控制方法。

本發(fā)明解決技術問題所采用的方案是，一種用于多軸車輛轉向性能測試臺的液壓加載系統(tǒng)，包括高壓油源（1.2）、油箱（1.1）、第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）、第一電磁球閥（3.1）、第二電磁球閥（3.2）、第一伺服加載缸（7.1）、第二伺服加載缸（7.2）；其中第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第一電磁球閥（3.1）、第一伺服加載缸（7.1）組成第一加載子系統(tǒng)，第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）、第二電磁球閥（3.2）、第二伺服加載缸（7.2）組成第二加載子系統(tǒng)；

所述第一加載子系統(tǒng)中，第二伺服比例閥（2.2）的p口連接到高壓油源（1.2）、第二伺服比例閥（2.2）的a口連接到第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔、第二伺服比例閥（2.2）的b口連接到第一伺服加載缸（7.1）的無桿腔；第一伺服比例閥（2.1）的p口和第二伺服比例閥（2.2）的p口連通并接于高壓油源（1.2）、第一伺服比例閥（2.1）的a口封閉、第一伺服比例閥（2.1）的b口和第二伺服比例閥（2.2）的b口連通并接于第一伺服加載缸（7.1）的無桿腔；第一電磁球閥（3.1）進口與第一伺服加載缸（7.1）有桿腔連接并與第二伺服比例閥（2.2）的a口連通；所述的第一伺服比例閥（2.1）的t口、第二伺服比例閥（2.2）的t口和第一電磁球閥（3.1）的出口連通并和油箱（1.1）連接；

所述第二加載子系統(tǒng)中，第三伺服比例閥（2.3）的p口連接高壓油源（1.2）并與第二伺服比例閥（2.2）的p口連通、第三伺服比例閥（2.3）的a口連接到第二伺服加載缸（7.2）的無桿腔、第三伺服比例閥（2.3）的b口連接到第二伺服加載缸（7.2）的有桿腔；第四伺服比例閥（2.4）的p口和第三伺服比例閥（2.3）的p口連通并接于高壓油源（1.2）、第四伺服比例閥（2.4）的a口封閉、第四伺服比例閥（2.4）的b口和第三伺服比例閥（2.3）的b口連通并接于第二伺服加載缸（7.2）的無桿腔；第二電磁球閥（3.2）進口與第二伺服加載缸（7.2）有桿腔連接并與第三伺服比例閥（2.3）的b口連通；所述的第三伺服比例閥（2.3）的t口、第四伺服比例閥（2.4）的t口和第二電磁球閥（3.2）的出口連通并和油箱（1.1）連接。

進一步的，還包括第一液控單向閥（5.1）、第二液控單向閥（5.2）、第三液控單向閥（5.3）和第四液控單向閥（5.4），其分別串接在第一伺服加載缸（7.1）有桿腔和第二伺服比例閥（2.2）a口之間、第一伺服加載缸（7.1）無桿腔和第二伺服比例閥（2.2）b口之間、第二伺服加載缸（7.2）無桿腔和第三伺服比例閥（2.3）a口之間、第二伺服加載缸（7.2）有桿腔和第三伺服比例閥（2.3）b口之間；

所述的第一液控單向閥（5.1）和第二液控單向閥（5.2）的先導油均由第一電磁換向閥（4.1）控制；所述的第三液控單向閥（5.3）和第四液控單向閥（5.4）的先導油均由第二電磁換向閥（4.2）控制，所述的第一電磁換向閥（4.1）和第二電磁換向閥（4.2）為兩位三通閥。

進一步的，還包括第一溢流閥（6.1）、第二溢流閥（6.2）、第三溢流閥（6.3）、第四溢流閥（6.4），所述的第一溢流閥（6.1）安裝在第一伺服加載缸（7.1）無桿腔出口、第二溢流閥（6.2）安裝在第一伺服加載缸（7.1）有桿腔出口、第三溢流閥（6.3）安裝在第二伺服加載缸（7.2）無桿腔出口、第四溢流閥（6.4）安裝在第二伺服加載缸（7.2）有桿腔出口。

進一步的，第一伺服加載缸（7.1）和第二伺服加載缸（7.2）的工作行程不小于150mm。

一種用于多軸車輛轉向性能測試臺的液壓加載系統(tǒng)的控制方法，包括以下步驟：

步驟一：動態(tài)壓力調節(jié)循環(huán)開始時刻，控制系統(tǒng)處于待機狀態(tài)，此時伺服加載缸處于最低位待機；

步驟二：人為選擇不同的實驗模塊，判斷是否選擇單側振幅交變的位置控制實驗，若是，則進入步驟三，若否，判斷是否進行雙側振幅交變的位置控制；若是，同時執(zhí)行步驟三和步驟五，若否，判斷是否進行單側壓力加載實驗，單側壓力加載包括壓力靜載和壓力交變載荷；若是，進入步驟七，若否，進入雙側壓力加載實驗，同時執(zhí)行步驟七和步驟九；

步驟三：進行第一加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制；

步驟四：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟三，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟五：進行第二加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制；

步驟六：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟五，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟七：進行第一加載子系統(tǒng)壓力控制；

步驟八：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟七，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟九：進行第二加載子系統(tǒng)壓力控制；

步驟十：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟九，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟十一：第一伺服加載缸（7.1）和第二伺服加載缸（7.2）回位，結束運行。

進一步的，所述第一加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制，包括以下步驟：

步驟3.1：控制系統(tǒng)將交變位移信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第二伺服比例閥（2.2）進行控制，進而控制伺服加載缸的位置；

步驟3.2：位移傳感器實時采集伺服加載缸的位移信號并傳送到控制器；

步驟3.3：控制器計算采集信號和給定信號的位移差值；

步驟3.4：控制器比較位移差值與位置控制所需達到的精度的大小，若則跳轉至步驟3.1，否則跳轉至步驟3.5；

步驟3.5：判斷是否退出振幅交變載荷控制，若否，跳轉至步驟3.1，若是，退出單側振幅交變的位置控制；

所述第二加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制，包括以下步驟：

步驟5.1：控制系統(tǒng)將交變位移信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第三伺服比例閥（2.3）進行控制，進而控制伺服加載缸的位置。

步驟5.2：位移傳感器實時采集伺服加載缸的位移信號并傳送到控制器；

步驟5.3：控制器計算采集信號和給定信號的位移差值；

步驟5.4：控制器比較位移差值與位置控制所需達到的精度的大小，若則跳轉至步驟5.1，否則跳轉至步驟5.5；

步驟5.5：判斷是否退出振幅交變載荷控制，若否，跳轉至步驟5.1，若是，退出單側振幅交變的位置控制。

進一步的，所述第一加載子系壓力控制，包括以下步驟：

步驟7.1：控制第一電磁球閥（3.1）處于左位，使第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔與油箱連通，控制系統(tǒng)將目標壓力信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第一伺服比例閥（2.1）進行控制，進而控制壓力。

步驟7.2：壓力傳感器實時采集伺服加載缸的壓力信號并傳送到控制器；

步驟7.3：控制器計算采集信號和給定信號的壓力差值p；

步驟7.4：控制器比較壓力差值p與壓力控制所需達到的精度p的大小，若pp則跳轉至步驟7.1，否則跳轉至步驟7.5；

步驟7.5：判斷是否退出單側壓力控制，若否，跳轉至步驟7.1，若是，退出單側壓力控制；

所述第二加載子系壓力控制，包括以下步驟：

步驟9.1：控制第二電磁球閥（3.2）處于右位，使第二伺服加載缸（7.2）的有桿腔與油箱連通，控制系統(tǒng)將目標壓力信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第四伺服比例閥（2.4）進行控制，進而控制壓力。

步驟9.2：壓力傳感器實時采集伺服加載缸的壓力信號并傳送到控制器；

步驟9.3：控制器計算采集信號和給定信號的壓力差值p；

步驟9.4：控制器比較壓力差值p與壓力控制所需達到的精度p的大小，若pp則跳轉至步驟9.1，否則跳轉至步驟9.5；

步驟9.5：判斷是否退出單側壓力控制，若否，跳轉至步驟9.1，若是，退出單側壓力控制。

進一步的，位置控制和壓力控制分別采用了位置前饋和壓力前饋的控制方式；

位置前饋：

首先位移信號發(fā)生器根據初始位置、目標位置、工作曲線類型生成伺服加載缸期望的位移曲線；其次位置前饋計算模型根據車輪轉角信號計算出相應的前饋控制量；最后控制器結合位置控制信號和前饋信號通過控制閥，進而控制缸，并采用pid控制的位置反饋環(huán)。其中前饋模型的計算過程是：因外傾角存在導致轉向時車輪與路面相對位置發(fā)生變化，因此首先計算相對位置變化量和車輪轉角的關系式，進而計算轉角和閥芯位移的關系式，最后產生前饋信號。

壓力前饋：

首先壓力信號發(fā)生器根據初始壓力、目標壓力、工作曲線類型生成伺服加載缸期望的壓力曲線；其次壓力前饋計算模型根據車輪轉角信號計算出相應的前饋控制量；最后控制器結合壓力控制信號和前饋信號通過控制閥，進而控制缸，并采用pid控制的壓力反饋環(huán)。其中前饋模型的計算過程是：因外傾角存在導致轉向時車輪與路面相對位置發(fā)生變化，因此首先計算相對位置變化量和車輪轉角的關系式，進而計算轉角和壓力的變化關系式，進而計算轉角和閥芯位移的關系式，最后產生前饋信號。

進一步的，所述的控制器為可編程控制器或單片機，控制器的響應頻率與加載液壓系統(tǒng)中布置的第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）響應頻率相適配，且第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）的頻響應不小于50hz。

與現有技術相比，本發(fā)明具有以下有益效果：結構簡單，設計合理，操作使用方便，簡易、安全和曝光均勻。

1）采用電液伺服加載系統(tǒng)，與現有技術中的機械結構的加載方式相比，具有能夠模擬車輛在多種路況下原地轉向過程中，輪胎所受到的靜載特性。通過控制伺服比例閥，進而為加載缸施加確定壓力，實現為輪胎施加確定載荷，從而模擬車輛在路面承重實驗；對加載缸施加不同激振頻率、振幅的載荷信號或直接施加實車采集的路面譜信號，即可實現模擬輪胎在路面所受到的多種垂向載荷特性；通過獨立控制測試臺左右兩側的伺服加載缸，即可實現模擬車輛因在不同坡度上由于重心左右偏移導致車橋雙側輪胎受到的偏心載荷；從而顯著提高了實驗的多樣性以及臺架的實用性。

2）采用前饋控制的方式和高精度的伺服比例閥控制液壓缸，與現有技術中使用液壓千斤頂加載的方式相比，其有效提高了實驗的精確性和穩(wěn)定性。通過采用不同的壓力信號控制高精度伺服閥，進而為加載缸施加不同的壓力，從而精確的控制實驗臺架的載荷；因輪胎與主銷之間存在外傾角，導致在原地轉向過程中輪胎與加載缸的相對位置發(fā)生變化，進而引起加載缸的壓力發(fā)生變化。此壓力變化可以通過前饋控制改善，通過計算獲得加載缸位移和輪胎轉角的關系曲線，進而將此曲線前饋到控制信號，實現減少因外傾角引起的缸的位移變化，從而使壓力在轉向過程中保持穩(wěn)定。高精度的伺服比例閥和前饋控制有效提高了加載系統(tǒng)的精確性和穩(wěn)定性。

3）采用電液控制的方式，與現有技術中使用手動操作的機械加載方式相比，有效提高了臺架的可操作性，安全性和實驗效率。通過電液控制的方式簡單有效的實現了加載的功能，從而顯著提高了臺架的可操作性和實驗效率；當主系統(tǒng)發(fā)生故障突然失壓時通過液控單向閥的自動關閉，進而防止伺服加載缸里的高壓油回流，起自動保護主系統(tǒng)不受沖擊的功能，從而有效提高了系統(tǒng)的安全性；當伺服加載缸的壓力過載時可以通過溢流閥卸載，同時系統(tǒng)故障時溢流閥還可以作為備用的壓力控制閥，顯著提高了系統(tǒng)的安全性和可靠性。

附圖說明

下面結合附圖對本發(fā)明專利進一步說明。

附圖1為本發(fā)明的加載模塊及路面模擬模塊結構圖；

附圖2為本發(fā)明專利的液壓系統(tǒng)原理圖；

附圖3為位置前饋控制原理圖；

附圖4為壓力前饋控制原理圖；

附圖5為控制方法流程簡圖；

附圖6為控制方法總流程圖。

圖中：

1-伺服加載缸，2-導向柱，3-加載盤，4-路面模擬板，5-輪胎，1.1-油箱，1.2-高壓油源，2.1-第一伺服比例閥，2.2-第二伺服比例閥，2.3-第三伺服比例閥，2.4-第四伺服比例閥，3.1-第一電磁球閥，3.2-第二電磁球閥，3.3-第三電磁球閥，3.4-第四電磁球閥，4.1-第一電磁換向閥，4.2-第二電磁換向閥，5.1-第一液控單向閥，5.2-第二液控單向閥，5.3-第三液控單向閥，5.4-第四液控單向閥，6.1-第一溢流閥，6.2-第二溢流閥，6.3-第三溢流閥，6.4-第四溢流閥，7.1-第一伺服加載缸，7.2-第二伺服加載缸。

具體實施方式

下面結合附圖和具體實施方式對本發(fā)明進一步說明。

如圖1-6所示，一種用于多軸車輛轉向性能測試臺的液壓加載系統(tǒng)，包括高壓油源（1.2）、油箱（1.1）、第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）、第一電磁球閥（3.1）、第二電磁球閥（3.2）、第一伺服加載缸（7.1）、第二伺服加載缸（7.2）；其中第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第一電磁球閥（3.1）、第一伺服加載缸（7.1）組成第一加載子系統(tǒng)，第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）、第二電磁球閥（3.2）、第二伺服加載缸（7.2）組成第二加載子系統(tǒng)；

所述第一加載子系統(tǒng)中，第二伺服比例閥（2.2）的p口連接到高壓油源（1.2）、第二伺服比例閥（2.2）的a口連接到第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔、第二伺服比例閥（2.2）的b口連接到第一伺服加載缸（7.1）的無桿腔；第一伺服比例閥（2.1）的p口和第二伺服比例閥（2.2）的p口連通并接于高壓油源（1.2）、第一伺服比例閥（2.1）的a口封閉、第一伺服比例閥（2.1）的b口和第二伺服比例閥（2.2）的b口連通并接于第一伺服加載缸（7.1）的無桿腔；第一電磁球閥（3.1）進口與第一伺服加載缸（7.1）有桿腔連接并與第二伺服比例閥（2.2）的a口連通；所述的第一伺服比例閥（2.1）的t口、第二伺服比例閥（2.2）的t口和第一電磁球閥（3.1）的出口連通并和油箱（1.1）連接；

所述第二加載子系統(tǒng)中，第三伺服比例閥（2.3）的p口連接高壓油源（1.2）并與第二伺服比例閥（2.2）的p口連通、第三伺服比例閥（2.3）的a口連接到第二伺服加載缸（7.2）的無桿腔、第三伺服比例閥（2.3）的b口連接到第二伺服加載缸（7.2）的有桿腔；第四伺服比例閥（2.4）的p口和第三伺服比例閥（2.3）的p口連通并接于高壓油源（1.2）、第四伺服比例閥（2.4）的a口封閉、第四伺服比例閥（2.4）的b口和第三伺服比例閥（2.3）的b口連通并接于第二伺服加載缸（7.2）的無桿腔；第二電磁球閥（3.2）進口與第二伺服加載缸（7.2）有桿腔連接并與第三伺服比例閥（2.3）的b口連通；所述的第三伺服比例閥（2.3）的t口、第四伺服比例閥（2.4）的t口和第二電磁球閥（3.2）的出口連通并和油箱（1.1）連接。

在本實施例中，還包括第一液控單向閥（5.1）、第二液控單向閥（5.2）、第三液控單向閥（5.3）和第四液控單向閥（5.4），其分別串接在第一伺服加載缸（7.1）有桿腔和第二伺服比例閥（2.2）a口之間、第一伺服加載缸（7.1）無桿腔和第二伺服比例閥（2.2）b口之間、第二伺服加載缸（7.2）無桿腔和第三伺服比例閥（2.3）a口之間、第二伺服加載缸（7.2）有桿腔和第三伺服比例閥（2.3）b口之間；

所述的第一液控單向閥（5.1）和第二液控單向閥（5.2）的先導油均由第一電磁換向閥（4.1）控制；所述的第三液控單向閥（5.3）和第四液控單向閥（5.4）的先導油均由第二電磁換向閥（4.2）控制，所述的第一電磁換向閥（4.1）和第二電磁換向閥（4.2）為兩位三通閥。

在本實施例中，還包括第一溢流閥（6.1）、第二溢流閥（6.2）、第三溢流閥（6.3）、第四溢流閥（6.4），所述的第一溢流閥（6.1）安裝在第一伺服加載缸（7.1）無桿腔出口、第二溢流閥（6.2）安裝在第一伺服加載缸（7.1）有桿腔出口、第三溢流閥（6.3）安裝在第二伺服加載缸（7.2）無桿腔出口、第四溢流閥（6.4）安裝在第二伺服加載缸（7.2）有桿腔出口。

在本實施例中，第一伺服加載缸（7.1）和第二伺服加載缸（7.2）的工作行程不小于150mm。

一種用于多軸車輛轉向性能測試臺的液壓加載系統(tǒng)的控制方法，包括以下步驟：

步驟一：動態(tài)壓力調節(jié)循環(huán)開始時刻，控制系統(tǒng)處于待機狀態(tài)，此時伺服加載缸處于最低位待機；

步驟二：人為選擇不同的實驗模塊，判斷是否選擇單側振幅交變的位置控制實驗，若是，則進入步驟三，若否，判斷是否進行雙側振幅交變的位置控制；若是，同時執(zhí)行步驟三和步驟五，若否，判斷是否進行單側壓力加載實驗，單側壓力加載包括壓力靜載和壓力交變載荷；若是，進入步驟七，若否，進入雙側壓力加載實驗，同時執(zhí)行步驟七和步驟九；

步驟三：進行第一加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制；

步驟四：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟三，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟五：進行第二加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制；

步驟六：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟五，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟七：進行第一加載子系統(tǒng)壓力控制；

步驟八：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟七，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟九：進行第二加載子系統(tǒng)壓力控制；

步驟十：判斷系統(tǒng)是否終止運行：若否，則跳轉至步驟九，若是，則跳轉至步驟十一；

步驟十一：第一伺服加載缸（7.1）和第二伺服加載缸（7.2）回位，結束運行。

進一步的，所述第一加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制，包括以下步驟：

步驟3.1：控制系統(tǒng)將交變位移信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第二伺服比例閥（2.2）進行控制，進而控制伺服加載缸的位置；

步驟3.2：位移傳感器實時采集伺服加載缸的位移信號并傳送到控制器；

步驟3.3：控制器計算采集信號和給定信號的位移差值；

步驟3.4：控制器比較位移差值與位置控制所需達到的精度的大小，若則跳轉至步驟3.1，否則跳轉至步驟3.5；

步驟3.5：判斷是否退出振幅交變載荷控制，若否，跳轉至步驟3.1，若是，退出單側振幅交變的位置控制；

所述第二加載子系統(tǒng)振幅交變的位置控制，包括以下步驟：

步驟5.1：控制系統(tǒng)將交變位移信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第三伺服比例閥（2.3）進行控制，進而控制伺服加載缸的位置。

步驟5.2：位移傳感器實時采集伺服加載缸的位移信號并傳送到控制器；

步驟5.3：控制器計算采集信號和給定信號的位移差值；

步驟5.4：控制器比較位移差值與位置控制所需達到的精度的大小，若則跳轉至步驟5.1，否則跳轉至步驟5.5；

步驟5.5：判斷是否退出振幅交變載荷控制，若否，跳轉至步驟5.1，若是，退出單側振幅交變的位置控制。

進一步的，所述第一加載子系壓力控制，包括以下步驟：

步驟7.1：控制第一電磁球閥（3.1）處于左位，使第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔與油箱連通，控制系統(tǒng)將目標壓力信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第一伺服比例閥（2.1）進行控制，進而控制壓力。

步驟7.2：壓力傳感器實時采集伺服加載缸的壓力信號并傳送到控制器；

步驟7.3：控制器計算采集信號和給定信號的壓力差值p；

步驟7.4：控制器比較壓力差值p與壓力控制所需達到的精度p的大小，若pp則跳轉至步驟7.1，否則跳轉至步驟7.5；

步驟7.5：判斷是否退出單側壓力控制，若否，跳轉至步驟7.1，若是，退出單側壓力控制；

所述第二加載子系壓力控制，包括以下步驟：

步驟9.1：控制第二電磁球閥（3.2）處于右位，使第二伺服加載缸（7.2）的有桿腔與油箱連通，控制系統(tǒng)將目標壓力信號輸入至所述加載系統(tǒng)的控制器，并結合反饋信號對第四伺服比例閥（2.4）進行控制，進而控制壓力。

步驟9.2：壓力傳感器實時采集伺服加載缸的壓力信號并傳送到控制器；

步驟9.3：控制器計算采集信號和給定信號的壓力差值p；

步驟9.4：控制器比較壓力差值p與壓力控制所需達到的精度p的大小，若pp則跳轉至步驟9.1，否則跳轉至步驟9.5；

步驟9.5：判斷是否退出單側壓力控制，若否，跳轉至步驟9.1，若是，退出單側壓力控制。

在本實施例中，位置控制和壓力控制分別采用了位置前饋和壓力前饋的控制方式；

位置前饋：

首先位移信號發(fā)生器根據初始位置、目標位置、工作曲線類型生成伺服加載缸期望的位移曲線；其次位置前饋計算模型根據車輪轉角信號計算出相應的前饋控制量；最后控制器結合位置控制信號和前饋信號通過控制閥，進而控制缸，并采用pid控制的位置反饋環(huán)。其中前饋模型的計算過程是：因外傾角存在導致轉向時車輪與路面相對位置發(fā)生變化，因此首先計算相對位置變化量和車輪轉角的關系式，進而計算轉角和閥芯位移的關系式，最后產生前饋信號。

壓力前饋：

首先壓力信號發(fā)生器根據初始壓力、目標壓力、工作曲線類型生成伺服加載缸期望的壓力曲線；其次壓力前饋計算模型根據車輪轉角信號計算出相應的前饋控制量；最后控制器結合壓力控制信號和前饋信號通過控制閥，進而控制缸，并采用pid控制的壓力反饋環(huán)。其中前饋模型的計算過程是：因外傾角存在導致轉向時車輪與路面相對位置發(fā)生變化，因此首先計算相對位置變化量和車輪轉角的關系式，進而計算轉角和壓力的變化關系式，進而計算轉角和閥芯位移的關系式，最后產生前饋信號。

在本實施例中，所述的控制器為可編程控制器或單片機，控制器的響應頻率與加載液壓系統(tǒng)中布置的第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）響應頻率相適配，且第一伺服比例閥（2.1）、第二伺服比例閥（2.2）、第三伺服比例閥（2.3）、第四伺服比例閥（2.4）的頻響應不小于50hz。

如圖1所示，導向柱與底座配合連接，位于加載盤前后兩側的兩個導向柱與加載盤固連，加載盤左右對稱設置兩個，加載盤上裝配路面模擬板，加載盤下方的伺服加載缸作用于加載盤，進而為輪胎提供載荷，伺服加載缸作用在加載盤上，加載盤上安裝路面模擬板，路面模擬板可以更換，由于輪胎在路面模擬板上轉動過程中會產生很大的扭轉力矩，所以利用導向柱抵抗大部分外力，保障伺服加載缸不受較大扭矩。通過控制伺服加載缸實現實驗臺的加載功能，而本發(fā)明的加載液壓系統(tǒng)就是用于控制伺服加載缸，實現臺架最終的加載功能。

如圖2所示，液壓系統(tǒng)左右相似并相互獨立，包括振幅交變的位置控制部分，壓力加載實驗（包括壓力靜載和壓力交變載荷）部分和系統(tǒng)自動保護部分。因系統(tǒng)左右相似，因此以下描述以第一加載系統(tǒng)各個部分為例。

振幅交變的位置控制部分：第二伺服比例閥（2.2）的p口連接到高壓油源（1.2）、第二伺服比例閥（2.2）的a口連接到第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔、第二伺服比例閥（2.2）的b口連接到第一伺服加載缸（7.1）的無桿腔；第二伺服比例閥（2.2）的t口和油箱（1.1）連接。

壓力加載實驗部分：第一伺服比例閥（2.1）的p口和第二伺服比例閥（2.2）的p口連通并接于高壓油源（1.2）、第一伺服比例閥（2.1）的a口封閉、第一伺服比例閥（2.1）的b口和第二伺服比例閥（2.2）的b口連通并接于第一伺服加載缸（7.1）的無桿腔；第一電磁球閥（3.1）進口與第一伺服加載缸（7.1）有桿腔連接并與第二伺服比例閥（2.2）的a口連通；的第一伺服比例閥（2.1）的t口、第二伺服比例閥（2.2）的t口和第一電磁球閥（3.1）的出口連通并和油箱（1.1）連接；

液壓系統(tǒng)自動保護部分：高壓油源（1.2）連接第一電磁換向閥（4.1），第一電磁換向閥同時連接到液控單向閥（5.1）、（5.2），另外在主油路上裝有蓄能器，在伺服加載缸的無桿腔和有桿腔分別裝了溢流閥。

主油路上壓力油出油口和回油口均裝有壓力油表和壓力傳感器，伺服加載缸（7.1）、（7.2）的有桿腔和無桿腔均裝有壓力油表和壓力傳感器。

如圖3所示，首先位移信號發(fā)生器根據初始位置、目標位置、工作曲線類型生成伺服加載缸期望的位移曲線；其次位置前饋計算模型根據車輪轉角信號計算出相應的前饋控制量；最后控制器結合位置控制信號和前饋信號通過控制閥，進而控制缸，并采用pid控制的位置反饋環(huán)。其中前饋模型的計算過程是：因外傾角存在導致轉向時車輪與路面相對位置發(fā)生變化，相當于給原有的位置控制加入了一個固定干擾，因此首先計算相對位置變化量和車輪轉角的關系式，進而計算轉角和閥芯位移的關系式，最后產生前饋信號，即可通過此前饋控制直接消除掉由外傾角等因素導致的位移波動，提高位移控制精度。

如圖4所示，首先壓力信號發(fā)生器根據初始壓力、目標壓力、工作曲線類型生成伺服加載缸期望的壓力曲線；其次壓力前饋計算模型根據車輪轉角信號計算出相應的前饋控制量；最后控制器結合壓力控制信號和前饋信號通過控制閥，進而控制缸，并采用pid控制的壓力反饋環(huán)。其中前饋模型的計算過程是：因外傾角存在導致轉向時車輪與路面相對位置發(fā)生變化，相當于給原有的壓力控制加入了一個固有干擾，因此首先計算相對位置變化量和車輪轉角的關系式，進而計算轉角和壓力的變化關系式，進而計算轉角和閥芯位移的關系式，最后產生前饋信號，即可通過此前饋控制直接消除掉由外傾角等因素導致的壓力波動，提高壓力控制精度。

結合圖2和圖6，多軸車輛轉向性能測試臺的加載液壓系統(tǒng)與控制方法相結合的工作原理如下：液壓系統(tǒng)左右相似并相互獨立，包括單側位置交變載荷、雙側位置交變載荷、單側壓力加載、雙側壓力加載以及偏載部分和系統(tǒng)自動保護部分。因雙側與單側原理相似，下文不在贅述。

單側位置交變載荷：高壓油源（1.2）輸出壓力油到達第二伺服比例閥（2.2），伺服比例閥ab口分別到達伺服加載缸（7.1）無桿腔和有桿腔。當選擇單側位置交變載荷時，第一伺服比例閥（2.1）處于中位關閉狀態(tài)，第一電磁球閥（3.1）處于右位關閉狀態(tài)；當第二伺服比例閥（2.2）處于左位時，壓力油經伺服比例閥b口到第一伺服加載缸（7.1）無桿腔，第一伺服加載缸（7.1）有桿腔經比例閥a口回油箱；當第二伺服比例閥（2.2）處于右位時，壓力油經伺服比例閥a口到第一伺服加載缸（7.1）有桿腔，第一伺服加載缸（7.1）無桿腔經伺服比例閥b口回油箱?？刂破魍ㄟ^不同激振頻率、振幅的載荷信號并結合位置反饋信號即可實現模擬輪胎單側位置交變載荷特性。

偏載部分：通過對試驗臺架左右兩側伺服加載缸獨立控制，即可實現模擬車輛因在不同坡度上由于重心左右偏移導致車橋雙側輪胎受到的偏心載荷，模擬路面不平整造成車輛左右高度不一致的偏載工況。

單側壓力加載：控制器根據壓力信號和壓力反饋信號控制第一伺服比例閥（2.1），此時第一伺服比例閥（2.1）處于左位，壓力油通過第一伺服比例閥（2.1）b口始終為第一伺服加載缸（7.1）無桿腔提供恒定的工作壓力，同時控制器控制第一電磁球閥（3.1）處于左位使第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔與油箱連接，保證第一伺服加載缸（7.1）的有桿腔壓力始終為零，從而精確的控制系統(tǒng)壓力。

系統(tǒng)保護部分：壓力油經過第一電磁換向閥（4.1）常開位將第一、第二液控單向閥（5.1）、（5.2）打開，保證主油路的正常工作；當液壓缸受到沖擊載荷時液控單向閥關閉，保護主系統(tǒng)不受損害并通過第一、第二溢流閥（6.1）、（6.2）溢流；當系統(tǒng)突然斷電時，第一電磁換向閥（4.1）失電處于左位，此時液控單向閥通過第一電磁換向閥連接到油箱，液控單向閥處于關閉狀態(tài)，防止壓力油回流對液壓主系統(tǒng)造成損害。溢流閥不僅可以保護系統(tǒng)還可以使伺服加載缸的無桿腔保持恒定的壓力值，當系統(tǒng)的壓力超過溢流閥的調定壓力，溢流閥開始溢流，保持壓力恒定，為實驗的準確性提供保證。

上列較佳實施例，對本發(fā)明的目的、技術方案和優(yōu)點進行了進一步詳細說明，所應理解的是，以上所述僅為本發(fā)明的較佳實施例而已，并不用以限制本發(fā)明，凡在本發(fā)明的精神和原則之內，所作的任何修改、等同替換、改進等，均應包含在本發(fā)明的保護范圍之內。