用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统及控制方法与流程
本发明涉及一种用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统及控制方法,适用于模拟多轴车辆转向性能测试台架在多种路况下的加载。
背景技术：
目前，多轴转向技术是车辆行业中的一个关键技术，大型轮式车辆广泛应用于基础设施建设（如大吨位全地面起重机，大型运梁车和矿用自卸车等民用装备）及军事重工领域（如大型导弹运输车、重型电子发射车和牵引运载车等运输特种车辆）。高性能多轴转向可显著提升大型轮式车辆的低速行驶机动灵活性和高速行驶操纵稳定性，这已成为衡量现代大型重载车辆发展水平的关键技术。
在多轴转向技术研究中，整车实验更贴近真实效果。然而，由于整车实验系统庞大、实验环境复杂（受季节更替、车辆作用、路面维修等因素的影响），实际使用时难以提供长期、稳定的实验条件。因此，依靠精简可靠的室内测试台架部分模拟整车实验技术成为多轴转向测试技术的发展方向之一。然而，目前大部分测试台架多采用简单的机械加载方式，因此只能简单的模拟车辆原地静载实验，而对于较为复杂的工况则无法模拟，如原地压力交变载荷实验，原地振幅交变载荷模拟实验，原地偏载实验等。
针对转向系统的测试台架而言，其关键部位在于其加载系统，加载系统的模拟多样性决定了测试台架的可操作性及实用性。目前现有专利中，针对应用于车辆转向测试台架的加载系统主要有机械加载方式和液压加载方式：(1)机械加载方式：使用加载螺栓连接车桥和模拟路面组件，通过旋转加载螺栓，进而为台架施加预紧力，从而实现台架的加载。此加载方式简化了系统结构，提高了实验台架的可操作性并且减少了能耗。或者通过齿轮齿条配合装置，采用直线电机为齿条提供直线运动，进而伪装在转向盘转轴上的齿轮提供转矩，从而模拟车辆转向过程中轮胎与路面的摩擦力。此方式一定程度上有助于提高加载系统的可操作性。或者直接通过配重的方式为实验台施加载荷。(2)液压加载方式：其中有用液压千斤顶为模拟路面组件施加自下而上的正压力从而实现台架的加载。液压千斤顶施加载荷后能较长时间保持压力，降低了台架的能耗。或将桁架固定在地面上，再将工具油缸固定在桁架上，进而通过工具油缸为车桥施加垂向压力，从而实现实验台架加载功能。此加载方式结构简单，且容易实现（现有的专利有助于提高车辆转向性能测试台架的可操作性和模拟真实性，但对比发现仍存在一些不足之处，主要表现在：
1）传统测试台架加载部分只能简单的模拟车辆原地静载实验。针对上下振动时产生的载荷波动工况无法有效模拟，其次，对于左右路面高度不一致时所引起的偏载工况也无法有效的实现模拟，这导致测试台架模拟工况较为单一，实用性较低。
2）传统测试台架加载部分在实验过程无法保证加载力保持恒定，导致实验精度受限。因台架的车桥固定且车轮和车桥之间存在外倾角，则车轮在转向时轮胎和路面的垂向相对位置会发生变化。因此，传统液压千斤顶和螺栓等加载方式势必引起载荷的变化，导致载荷实验精度不高。
3）传统测试台架加载部分在加载操作方面存在不便性。传统台架实验过程大多需手动操作为轮胎施加载荷，而实验过程载荷容易发生变化，为此又需进一步手动操作调整使其载荷满足要求。因此，传统台架调试较为繁琐，很大程度上降低了实验的效率和准确性。
技术实现要素：
本发明的目的是针对以上不足之处，提供了一种用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统及控制方法。
本发明解决技术问题所采用的方案是，一种用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统，包括高压油源（1.2）、油箱（1.1）、第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）、第一电磁球阀（3.1）、第二电磁球阀（3.2）、第一伺服加载缸（7.1）、第二伺服加载缸（7.2）；其中第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第一电磁球阀（3.1）、第一伺服加载缸（7.1）组成第一加载子系统，第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）、第二电磁球阀（3.2）、第二伺服加载缸（7.2）组成第二加载子系统；
所述第一加载子系统中，第二伺服比例阀（2.2）的p口连接到高压油源（1.2）、第二伺服比例阀（2.2）的a口连接到第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔、第二伺服比例阀（2.2）的b口连接到第一伺服加载缸（7.1）的无杆腔；第一伺服比例阀（2.1）的p口和第二伺服比例阀（2.2）的p口连通并接于高压油源（1.2）、第一伺服比例阀（2.1）的a口封闭、第一伺服比例阀（2.1）的b口和第二伺服比例阀（2.2）的b口连通并接于第一伺服加载缸（7.1）的无杆腔；第一电磁球阀（3.1）进口与第一伺服加载缸（7.1）有杆腔连接并与第二伺服比例阀（2.2）的a口连通；所述的第一伺服比例阀（2.1）的t口、第二伺服比例阀（2.2）的t口和第一电磁球阀（3.1）的出口连通并和油箱（1.1）连接；
所述第二加载子系统中，第三伺服比例阀（2.3）的p口连接高压油源（1.2）并与第二伺服比例阀（2.2）的p口连通、第三伺服比例阀（2.3）的a口连接到第二伺服加载缸（7.2）的无杆腔、第三伺服比例阀（2.3）的b口连接到第二伺服加载缸（7.2）的有杆腔；第四伺服比例阀（2.4）的p口和第三伺服比例阀（2.3）的p口连通并接于高压油源（1.2）、第四伺服比例阀（2.4）的a口封闭、第四伺服比例阀（2.4）的b口和第三伺服比例阀（2.3）的b口连通并接于第二伺服加载缸（7.2）的无杆腔；第二电磁球阀（3.2）进口与第二伺服加载缸（7.2）有杆腔连接并与第三伺服比例阀（2.3）的b口连通；所述的第三伺服比例阀（2.3）的t口、第四伺服比例阀（2.4）的t口和第二电磁球阀（3.2）的出口连通并和油箱（1.1）连接。
进一步的，还包括第一液控单向阀（5.1）、第二液控单向阀（5.2）、第三液控单向阀（5.3）和第四液控单向阀（5.4），其分别串接在第一伺服加载缸（7.1）有杆腔和第二伺服比例阀（2.2）a口之间、第一伺服加载缸（7.1）无杆腔和第二伺服比例阀（2.2）b口之间、第二伺服加载缸（7.2）无杆腔和第三伺服比例阀（2.3）a口之间、第二伺服加载缸（7.2）有杆腔和第三伺服比例阀（2.3）b口之间；
所述的第一液控单向阀（5.1）和第二液控单向阀（5.2）的先导油均由第一电磁换向阀（4.1）控制；所述的第三液控单向阀（5.3）和第四液控单向阀（5.4）的先导油均由第二电磁换向阀（4.2）控制，所述的第一电磁换向阀（4.1）和第二电磁换向阀（4.2）为两位三通阀。
进一步的，还包括第一溢流阀（6.1）、第二溢流阀（6.2）、第三溢流阀（6.3）、第四溢流阀（6.4），所述的第一溢流阀（6.1）安装在第一伺服加载缸（7.1）无杆腔出口、第二溢流阀（6.2）安装在第一伺服加载缸（7.1）有杆腔出口、第三溢流阀（6.3）安装在第二伺服加载缸（7.2）无杆腔出口、第四溢流阀（6.4）安装在第二伺服加载缸（7.2）有杆腔出口。
进一步的，第一伺服加载缸（7.1）和第二伺服加载缸（7.2）的工作行程不小于150mm。
一种用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统的控制方法，包括以下步骤：
步骤一：动态压力调节循环开始时刻，控制系统处于待机状态，此时伺服加载缸处于最低位待机；
步骤二：人为选择不同的实验模块，判断是否选择单侧振幅交变的位置控制实验，若是，则进入步骤三，若否，判断是否进行双侧振幅交变的位置控制；若是，同时执行步骤三和步骤五，若否，判断是否进行单侧压力加载实验，单侧压力加载包括压力静载和压力交变载荷；若是，进入步骤七，若否，进入双侧压力加载实验，同时执行步骤七和步骤九；
步骤三：进行第一加载子系统振幅交变的位置控制；
步骤四：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤三，若是，则跳转至步骤十一；
步骤五：进行第二加载子系统振幅交变的位置控制；
步骤六：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤五，若是，则跳转至步骤十一；
步骤七：进行第一加载子系统压力控制；
步骤八：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤七，若是，则跳转至步骤十一；
步骤九：进行第二加载子系统压力控制；
步骤十：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤九，若是，则跳转至步骤十一；
步骤十一：第一伺服加载缸（7.1）和第二伺服加载缸（7.2）回位，结束运行。
进一步的，所述第一加载子系统振幅交变的位置控制，包括以下步骤：
步骤3.1：控制系统将交变位移信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第二伺服比例阀（2.2）进行控制，进而控制伺服加载缸的位置；
步骤3.2：位移传感器实时采集伺服加载缸的位移信号并传送到控制器；
步骤3.3：控制器计算采集信号和给定信号的位移差值
步骤3.4：控制器比较位移差值
步骤3.5：判断是否退出振幅交变载荷控制，若否，跳转至步骤3.1，若是，退出单侧振幅交变的位置控制；
所述第二加载子系统振幅交变的位置控制，包括以下步骤：
步骤5.1：控制系统将交变位移信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第三伺服比例阀（2.3）进行控制，进而控制伺服加载缸的位置。
步骤5.2：位移传感器实时采集伺服加载缸的位移信号并传送到控制器；
步骤5.3：控制器计算采集信号和给定信号的位移差值
步骤5.4：控制器比较位移差值
步骤5.5：判断是否退出振幅交变载荷控制，若否，跳转至步骤5.1，若是，退出单侧振幅交变的位置控制。
进一步的，所述第一加载子系压力控制，包括以下步骤：
步骤7.1：控制第一电磁球阀（3.1）处于左位，使第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔与油箱连通，控制系统将目标压力信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第一伺服比例阀（2.1）进行控制，进而控制压力。
步骤7.2：压力传感器实时采集伺服加载缸的压力信号并传送到控制器；
步骤7.3：控制器计算采集信号和给定信号的压力差值
步骤7.4：控制器比较压力差值
步骤7.5：判断是否退出单侧压力控制，若否，跳转至步骤7.1，若是，退出单侧压力控制；
所述第二加载子系压力控制，包括以下步骤：
步骤9.1：控制第二电磁球阀（3.2）处于右位，使第二伺服加载缸（7.2）的有杆腔与油箱连通，控制系统将目标压力信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第四伺服比例阀（2.4）进行控制，进而控制压力。
步骤9.2：压力传感器实时采集伺服加载缸的压力信号并传送到控制器；
步骤9.3：控制器计算采集信号和给定信号的压力差值
步骤9.4：控制器比较压力差值
步骤9.5：判断是否退出单侧压力控制，若否，跳转至步骤9.1，若是，退出单侧压力控制。
进一步的，位置控制和压力控制分别采用了位置前馈和压力前馈的控制方式；
位置前馈：
首先位移信号发生器根据初始位置、目标位置、工作曲线类型生成伺服加载缸期望的位移曲线；其次位置前馈计算模型根据车轮转角信号计算出相应的前馈控制量；最后控制器结合位置控制信号和前馈信号通过控制阀，进而控制缸，并采用pid控制的位置反馈环。其中前馈模型的计算过程是：因外倾角存在导致转向时车轮与路面相对位置发生变化，因此首先计算相对位置变化量和车轮转角的关系式，进而计算转角和阀芯位移的关系式，最后产生前馈信号。
压力前馈：
首先压力信号发生器根据初始压力、目标压力、工作曲线类型生成伺服加载缸期望的压力曲线；其次压力前馈计算模型根据车轮转角信号计算出相应的前馈控制量；最后控制器结合压力控制信号和前馈信号通过控制阀，进而控制缸，并采用pid控制的压力反馈环。其中前馈模型的计算过程是：因外倾角存在导致转向时车轮与路面相对位置发生变化，因此首先计算相对位置变化量和车轮转角的关系式，进而计算转角和压力的变化关系式，进而计算转角和阀芯位移的关系式，最后产生前馈信号。
进一步的，所述的控制器为可编程控制器或单片机，控制器的响应频率与加载液压系统中布置的第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）响应频率相适配，且第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）的频响应不小于50hz。
与现有技术相比，本发明具有以下有益效果：结构简单，设计合理，操作使用方便，简易、安全和曝光均匀。
1）采用电液伺服加载系统，与现有技术中的机械结构的加载方式相比，具有能够模拟车辆在多种路况下原地转向过程中，轮胎所受到的静载特性。通过控制伺服比例阀，进而为加载缸施加确定压力，实现为轮胎施加确定载荷，从而模拟车辆在路面承重实验；对加载缸施加不同激振频率、振幅的载荷信号或直接施加实车采集的路面谱信号，即可实现模拟轮胎在路面所受到的多种垂向载荷特性；通过独立控制测试台左右两侧的伺服加载缸，即可实现模拟车辆因在不同坡度上由于重心左右偏移导致车桥双侧轮胎受到的偏心载荷；从而显著提高了实验的多样性以及台架的实用性。
2）采用前馈控制的方式和高精度的伺服比例阀控制液压缸，与现有技术中使用液压千斤顶加载的方式相比，其有效提高了实验的精确性和稳定性。通过采用不同的压力信号控制高精度伺服阀，进而为加载缸施加不同的压力，从而精确的控制实验台架的载荷；因轮胎与主销之间存在外倾角，导致在原地转向过程中轮胎与加载缸的相对位置发生变化，进而引起加载缸的压力发生变化。此压力变化可以通过前馈控制改善，通过计算获得加载缸位移和轮胎转角的关系曲线，进而将此曲线前馈到控制信号，实现减少因外倾角引起的缸的位移变化，从而使压力在转向过程中保持稳定。高精度的伺服比例阀和前馈控制有效提高了加载系统的精确性和稳定性。
3）采用电液控制的方式，与现有技术中使用手动操作的机械加载方式相比，有效提高了台架的可操作性，安全性和实验效率。通过电液控制的方式简单有效的实现了加载的功能，从而显著提高了台架的可操作性和实验效率；当主系统发生故障突然失压时通过液控单向阀的自动关闭，进而防止伺服加载缸里的高压油回流，起自动保护主系统不受冲击的功能，从而有效提高了系统的安全性；当伺服加载缸的压力过载时可以通过溢流阀卸载，同时系统故障时溢流阀还可以作为备用的压力控制阀，显著提高了系统的安全性和可靠性。
附图说明
下面结合附图对本发明专利进一步说明。
附图1为本发明的加载模块及路面模拟模块结构图；
附图2为本发明专利的液压系统原理图；
附图3为位置前馈控制原理图；
附图4为压力前馈控制原理图；
附图5为控制方法流程简图；
附图6为控制方法总流程图。
图中：
1-伺服加载缸，2-导向柱，3-加载盘，4-路面模拟板，5-轮胎，1.1-油箱，1.2-高压油源，2.1-第一伺服比例阀，2.2-第二伺服比例阀，2.3-第三伺服比例阀，2.4-第四伺服比例阀，3.1-第一电磁球阀，3.2-第二电磁球阀，3.3-第三电磁球阀，3.4-第四电磁球阀，4.1-第一电磁换向阀，4.2-第二电磁换向阀，5.1-第一液控单向阀，5.2-第二液控单向阀，5.3-第三液控单向阀，5.4-第四液控单向阀，6.1-第一溢流阀，6.2-第二溢流阀，6.3-第三溢流阀，6.4-第四溢流阀，7.1-第一伺服加载缸，7.2-第二伺服加载缸。
具体实施方式
下面结合附图和具体实施方式对本发明进一步说明。
如图1-6所示，一种用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统，包括高压油源（1.2）、油箱（1.1）、第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）、第一电磁球阀（3.1）、第二电磁球阀（3.2）、第一伺服加载缸（7.1）、第二伺服加载缸（7.2）；其中第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第一电磁球阀（3.1）、第一伺服加载缸（7.1）组成第一加载子系统，第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）、第二电磁球阀（3.2）、第二伺服加载缸（7.2）组成第二加载子系统；
所述第一加载子系统中，第二伺服比例阀（2.2）的p口连接到高压油源（1.2）、第二伺服比例阀（2.2）的a口连接到第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔、第二伺服比例阀（2.2）的b口连接到第一伺服加载缸（7.1）的无杆腔；第一伺服比例阀（2.1）的p口和第二伺服比例阀（2.2）的p口连通并接于高压油源（1.2）、第一伺服比例阀（2.1）的a口封闭、第一伺服比例阀（2.1）的b口和第二伺服比例阀（2.2）的b口连通并接于第一伺服加载缸（7.1）的无杆腔；第一电磁球阀（3.1）进口与第一伺服加载缸（7.1）有杆腔连接并与第二伺服比例阀（2.2）的a口连通；所述的第一伺服比例阀（2.1）的t口、第二伺服比例阀（2.2）的t口和第一电磁球阀（3.1）的出口连通并和油箱（1.1）连接；
所述第二加载子系统中，第三伺服比例阀（2.3）的p口连接高压油源（1.2）并与第二伺服比例阀（2.2）的p口连通、第三伺服比例阀（2.3）的a口连接到第二伺服加载缸（7.2）的无杆腔、第三伺服比例阀（2.3）的b口连接到第二伺服加载缸（7.2）的有杆腔；第四伺服比例阀（2.4）的p口和第三伺服比例阀（2.3）的p口连通并接于高压油源（1.2）、第四伺服比例阀（2.4）的a口封闭、第四伺服比例阀（2.4）的b口和第三伺服比例阀（2.3）的b口连通并接于第二伺服加载缸（7.2）的无杆腔；第二电磁球阀（3.2）进口与第二伺服加载缸（7.2）有杆腔连接并与第三伺服比例阀（2.3）的b口连通；所述的第三伺服比例阀（2.3）的t口、第四伺服比例阀（2.4）的t口和第二电磁球阀（3.2）的出口连通并和油箱（1.1）连接。
在本实施例中，还包括第一液控单向阀（5.1）、第二液控单向阀（5.2）、第三液控单向阀（5.3）和第四液控单向阀（5.4），其分别串接在第一伺服加载缸（7.1）有杆腔和第二伺服比例阀（2.2）a口之间、第一伺服加载缸（7.1）无杆腔和第二伺服比例阀（2.2）b口之间、第二伺服加载缸（7.2）无杆腔和第三伺服比例阀（2.3）a口之间、第二伺服加载缸（7.2）有杆腔和第三伺服比例阀（2.3）b口之间；
所述的第一液控单向阀（5.1）和第二液控单向阀（5.2）的先导油均由第一电磁换向阀（4.1）控制；所述的第三液控单向阀（5.3）和第四液控单向阀（5.4）的先导油均由第二电磁换向阀（4.2）控制，所述的第一电磁换向阀（4.1）和第二电磁换向阀（4.2）为两位三通阀。
在本实施例中，还包括第一溢流阀（6.1）、第二溢流阀（6.2）、第三溢流阀（6.3）、第四溢流阀（6.4），所述的第一溢流阀（6.1）安装在第一伺服加载缸（7.1）无杆腔出口、第二溢流阀（6.2）安装在第一伺服加载缸（7.1）有杆腔出口、第三溢流阀（6.3）安装在第二伺服加载缸（7.2）无杆腔出口、第四溢流阀（6.4）安装在第二伺服加载缸（7.2）有杆腔出口。
在本实施例中，第一伺服加载缸（7.1）和第二伺服加载缸（7.2）的工作行程不小于150mm。
一种用于多轴车辆转向性能测试台的液压加载系统的控制方法，包括以下步骤：
步骤一：动态压力调节循环开始时刻，控制系统处于待机状态，此时伺服加载缸处于最低位待机；
步骤二：人为选择不同的实验模块，判断是否选择单侧振幅交变的位置控制实验，若是，则进入步骤三，若否，判断是否进行双侧振幅交变的位置控制；若是，同时执行步骤三和步骤五，若否，判断是否进行单侧压力加载实验，单侧压力加载包括压力静载和压力交变载荷；若是，进入步骤七，若否，进入双侧压力加载实验，同时执行步骤七和步骤九；
步骤三：进行第一加载子系统振幅交变的位置控制；
步骤四：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤三，若是，则跳转至步骤十一；
步骤五：进行第二加载子系统振幅交变的位置控制；
步骤六：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤五，若是，则跳转至步骤十一；
步骤七：进行第一加载子系统压力控制；
步骤八：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤七，若是，则跳转至步骤十一；
步骤九：进行第二加载子系统压力控制；
步骤十：判断系统是否终止运行：若否，则跳转至步骤九，若是，则跳转至步骤十一；
步骤十一：第一伺服加载缸（7.1）和第二伺服加载缸（7.2）回位，结束运行。
进一步的，所述第一加载子系统振幅交变的位置控制，包括以下步骤：
步骤3.1：控制系统将交变位移信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第二伺服比例阀（2.2）进行控制，进而控制伺服加载缸的位置；
步骤3.2：位移传感器实时采集伺服加载缸的位移信号并传送到控制器；
步骤3.3：控制器计算采集信号和给定信号的位移差值
步骤3.4：控制器比较位移差值
步骤3.5：判断是否退出振幅交变载荷控制，若否，跳转至步骤3.1，若是，退出单侧振幅交变的位置控制；
所述第二加载子系统振幅交变的位置控制，包括以下步骤：
步骤5.1：控制系统将交变位移信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第三伺服比例阀（2.3）进行控制，进而控制伺服加载缸的位置。
步骤5.2：位移传感器实时采集伺服加载缸的位移信号并传送到控制器；
步骤5.3：控制器计算采集信号和给定信号的位移差值
步骤5.4：控制器比较位移差值
步骤5.5：判断是否退出振幅交变载荷控制，若否，跳转至步骤5.1，若是，退出单侧振幅交变的位置控制。
进一步的，所述第一加载子系压力控制，包括以下步骤：
步骤7.1：控制第一电磁球阀（3.1）处于左位，使第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔与油箱连通，控制系统将目标压力信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第一伺服比例阀（2.1）进行控制，进而控制压力。
步骤7.2：压力传感器实时采集伺服加载缸的压力信号并传送到控制器；
步骤7.3：控制器计算采集信号和给定信号的压力差值
步骤7.4：控制器比较压力差值
步骤7.5：判断是否退出单侧压力控制，若否，跳转至步骤7.1，若是，退出单侧压力控制；
所述第二加载子系压力控制，包括以下步骤：
步骤9.1：控制第二电磁球阀（3.2）处于右位，使第二伺服加载缸（7.2）的有杆腔与油箱连通，控制系统将目标压力信号输入至所述加载系统的控制器，并结合反馈信号对第四伺服比例阀（2.4）进行控制，进而控制压力。
步骤9.2：压力传感器实时采集伺服加载缸的压力信号并传送到控制器；
步骤9.3：控制器计算采集信号和给定信号的压力差值
步骤9.4：控制器比较压力差值
步骤9.5：判断是否退出单侧压力控制，若否，跳转至步骤9.1，若是，退出单侧压力控制。
在本实施例中，位置控制和压力控制分别采用了位置前馈和压力前馈的控制方式；
位置前馈：
首先位移信号发生器根据初始位置、目标位置、工作曲线类型生成伺服加载缸期望的位移曲线；其次位置前馈计算模型根据车轮转角信号计算出相应的前馈控制量；最后控制器结合位置控制信号和前馈信号通过控制阀，进而控制缸，并采用pid控制的位置反馈环。其中前馈模型的计算过程是：因外倾角存在导致转向时车轮与路面相对位置发生变化，因此首先计算相对位置变化量和车轮转角的关系式，进而计算转角和阀芯位移的关系式，最后产生前馈信号。
压力前馈：
首先压力信号发生器根据初始压力、目标压力、工作曲线类型生成伺服加载缸期望的压力曲线；其次压力前馈计算模型根据车轮转角信号计算出相应的前馈控制量；最后控制器结合压力控制信号和前馈信号通过控制阀，进而控制缸，并采用pid控制的压力反馈环。其中前馈模型的计算过程是：因外倾角存在导致转向时车轮与路面相对位置发生变化，因此首先计算相对位置变化量和车轮转角的关系式，进而计算转角和压力的变化关系式，进而计算转角和阀芯位移的关系式，最后产生前馈信号。
在本实施例中，所述的控制器为可编程控制器或单片机，控制器的响应频率与加载液压系统中布置的第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）响应频率相适配，且第一伺服比例阀（2.1）、第二伺服比例阀（2.2）、第三伺服比例阀（2.3）、第四伺服比例阀（2.4）的频响应不小于50hz。
如图1所示，导向柱与底座配合连接，位于加载盘前后两侧的两个导向柱与加载盘固连，加载盘左右对称设置两个，加载盘上装配路面模拟板，加载盘下方的伺服加载缸作用于加载盘，进而为轮胎提供载荷，伺服加载缸作用在加载盘上，加载盘上安装路面模拟板，路面模拟板可以更换，由于轮胎在路面模拟板上转动过程中会产生很大的扭转力矩，所以利用导向柱抵抗大部分外力，保障伺服加载缸不受较大扭矩。通过控制伺服加载缸实现实验台的加载功能，而本发明的加载液压系统就是用于控制伺服加载缸，实现台架最终的加载功能。
如图2所示，液压系统左右相似并相互独立，包括振幅交变的位置控制部分，压力加载实验（包括压力静载和压力交变载荷）部分和系统自动保护部分。因系统左右相似，因此以下描述以第一加载系统各个部分为例。
振幅交变的位置控制部分：第二伺服比例阀（2.2）的p口连接到高压油源（1.2）、第二伺服比例阀（2.2）的a口连接到第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔、第二伺服比例阀（2.2）的b口连接到第一伺服加载缸（7.1）的无杆腔；第二伺服比例阀（2.2）的t口和油箱（1.1）连接。
压力加载实验部分：第一伺服比例阀（2.1）的p口和第二伺服比例阀（2.2）的p口连通并接于高压油源（1.2）、第一伺服比例阀（2.1）的a口封闭、第一伺服比例阀（2.1）的b口和第二伺服比例阀（2.2）的b口连通并接于第一伺服加载缸（7.1）的无杆腔；第一电磁球阀（3.1）进口与第一伺服加载缸（7.1）有杆腔连接并与第二伺服比例阀（2.2）的a口连通；的第一伺服比例阀（2.1）的t口、第二伺服比例阀（2.2）的t口和第一电磁球阀（3.1）的出口连通并和油箱（1.1）连接；
液压系统自动保护部分：高压油源（1.2）连接第一电磁换向阀（4.1），第一电磁换向阀同时连接到液控单向阀（5.1）、（5.2），另外在主油路上装有蓄能器，在伺服加载缸的无杆腔和有杆腔分别装了溢流阀。
主油路上压力油出油口和回油口均装有压力油表和压力传感器，伺服加载缸（7.1）、（7.2）的有杆腔和无杆腔均装有压力油表和压力传感器。
如图3所示，首先位移信号发生器根据初始位置、目标位置、工作曲线类型生成伺服加载缸期望的位移曲线；其次位置前馈计算模型根据车轮转角信号计算出相应的前馈控制量；最后控制器结合位置控制信号和前馈信号通过控制阀，进而控制缸，并采用pid控制的位置反馈环。其中前馈模型的计算过程是：因外倾角存在导致转向时车轮与路面相对位置发生变化，相当于给原有的位置控制加入了一个固定干扰，因此首先计算相对位置变化量和车轮转角的关系式，进而计算转角和阀芯位移的关系式，最后产生前馈信号，即可通过此前馈控制直接消除掉由外倾角等因素导致的位移波动，提高位移控制精度。
如图4所示，首先压力信号发生器根据初始压力、目标压力、工作曲线类型生成伺服加载缸期望的压力曲线；其次压力前馈计算模型根据车轮转角信号计算出相应的前馈控制量；最后控制器结合压力控制信号和前馈信号通过控制阀，进而控制缸，并采用pid控制的压力反馈环。其中前馈模型的计算过程是：因外倾角存在导致转向时车轮与路面相对位置发生变化，相当于给原有的压力控制加入了一个固有干扰，因此首先计算相对位置变化量和车轮转角的关系式，进而计算转角和压力的变化关系式，进而计算转角和阀芯位移的关系式，最后产生前馈信号，即可通过此前馈控制直接消除掉由外倾角等因素导致的压力波动，提高压力控制精度。
结合图2和图6，多轴车辆转向性能测试台的加载液压系统与控制方法相结合的工作原理如下：液压系统左右相似并相互独立，包括单侧位置交变载荷、双侧位置交变载荷、单侧压力加载、双侧压力加载以及偏载部分和系统自动保护部分。因双侧与单侧原理相似，下文不在赘述。
单侧位置交变载荷：高压油源（1.2）输出压力油到达第二伺服比例阀（2.2），伺服比例阀ab口分别到达伺服加载缸（7.1）无杆腔和有杆腔。当选择单侧位置交变载荷时，第一伺服比例阀（2.1）处于中位关闭状态，第一电磁球阀（3.1）处于右位关闭状态；当第二伺服比例阀（2.2）处于左位时，压力油经伺服比例阀b口到第一伺服加载缸（7.1）无杆腔，第一伺服加载缸（7.1）有杆腔经比例阀a口回油箱；当第二伺服比例阀（2.2）处于右位时，压力油经伺服比例阀a口到第一伺服加载缸（7.1）有杆腔，第一伺服加载缸（7.1）无杆腔经伺服比例阀b口回油箱。控制器通过不同激振频率、振幅的载荷信号并结合位置反馈信号即可实现模拟轮胎单侧位置交变载荷特性。
偏载部分：通过对试验台架左右两侧伺服加载缸独立控制，即可实现模拟车辆因在不同坡度上由于重心左右偏移导致车桥双侧轮胎受到的偏心载荷，模拟路面不平整造成车辆左右高度不一致的偏载工况。
单侧压力加载：控制器根据压力信号和压力反馈信号控制第一伺服比例阀（2.1），此时第一伺服比例阀（2.1）处于左位，压力油通过第一伺服比例阀（2.1）b口始终为第一伺服加载缸（7.1）无杆腔提供恒定的工作压力，同时控制器控制第一电磁球阀（3.1）处于左位使第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔与油箱连接，保证第一伺服加载缸（7.1）的有杆腔压力始终为零，从而精确的控制系统压力。
系统保护部分：压力油经过第一电磁换向阀（4.1）常开位将第一、第二液控单向阀（5.1）、（5.2）打开，保证主油路的正常工作；当液压缸受到冲击载荷时液控单向阀关闭，保护主系统不受损害并通过第一、第二溢流阀（6.1）、（6.2）溢流；当系统突然断电时，第一电磁换向阀（4.1）失电处于左位，此时液控单向阀通过第一电磁换向阀连接到油箱，液控单向阀处于关闭状态，防止压力油回流对液压主系统造成损害。溢流阀不仅可以保护系统还可以使伺服加载缸的无杆腔保持恒定的压力值，当系统的压力超过溢流阀的调定压力，溢流阀开始溢流，保持压力恒定，为实验的准确性提供保证。
上列较佳实施例，对本发明的目的、技术方案和优点进行了进一步详细说明，所应理解的是，以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。
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