图 1 液压系统基本结构示意
分享：30 MN液压式力标准机液压系统设计
世界首台30 MN液压放大式力标准机的测量范围为：压向0.25~30 MN，拉向0.25~15 MN；测量不确定度优于3×10−4（置信系数k=2）。
液压力标准机基于帕斯卡原理工作，该原理的基本条件包括液压缸无泄漏、活塞与缸体间无摩擦等。因此，解决液压缸泄漏与活塞摩擦问题十分关键。笔者在总结国内外相关经验的基础上，以无阻尼静压系统为总体设计思路开展优化设计，同时采用双油路系统实现分别独立控制，并结合超高压油路密封技术，不仅将液压系统的泄漏量降至最少，还彻底消除了活塞与缸体间的摩擦，最终使设备的阈值优于1×10−4。
30. MN液压式力标准机液压系统概述
液压系统是力标准机的关键组成部分，是系统工作的 “中枢神经”，承担着力值传递与执行的核心功能，主要由测力油缸、工作油缸、液压泵、伺服电机、油箱、冷却系统等构成。软件程序下达指令后，控制系统会调节伺服电机以控制油压，进而实现油缸活塞的抬升、静压悬浮等动作。
研制设备的液压系统采取静压润滑和液压PID（比例-积分-微分）控制进行液压系统压力控制与补偿，其基本结构如图1所示。
下载: 2. 液压放大式标准机的液压系统技术难点
液压系统中存在液压缸式执行机构，液压缸是影响放大比的关键元器件，也是精确传递力值的重要部件，液压缸的技术难点是解决泄漏和摩擦的问题。
在解决液压缸泄漏和摩擦的技术研究中，项目组联合总结创新设计出了新的设计方案。
2.1 缸体与活塞系统之间摩擦力的消除
缸体与活塞系统间的摩擦力是影响液压式力标准机示值误差与灵敏度的主要因素。摩擦力的特性为阻碍物体间的相对运动，静摩擦力会随着加载力的增大而变化，其不确定性会导致示值误差产生随机性；同时，摩擦力的存在还会使设备的灵敏度降低，进而造成精度等级下降。液压缸体与活塞间的摩擦力如图2所示。
建立力学平衡公式，如式（1）所示。
式中：S1为测力液压缸活塞的面积; S2 为工作液压缸活塞的面积；W1为测力液压缸活塞及反力架等装置的自重总和; W2 为工作液压缸活塞、反力架、被检传感器等装置的自重总和；G为加载到测力活塞的砝码重力; F为工作活塞产生的标准力；f1为测力液压缸活塞与缸体之间的摩擦力; f2为工作液压缸活塞与缸体之间的摩擦力。
由式（1）可知：摩擦力对液压系统的影响比较大。为了减小活塞与缸体之间的摩擦力，采用间隙密封的方式[1]来解决。
间隙密封是指在活塞与油缸的间隙中建立油膜，利用该油膜隔离活塞与缸体，防止二者发生摩擦；同时利用油膜的黏度控制油缸内工作液压油的泄漏量，最终实现密封的目的。理论上，油膜是通过隔离的作用来消除活塞与缸体间的摩擦力。油膜的建立主要有两种方式：动压油膜密封方式与静压润滑方式。
动压油膜密封方式主要使油缸围绕活塞转动，并且采用较大的配合间隙，在滑动面上建立良好的油膜。德国联邦物理技术研究院(PTB)16.5 MN液压式力标准机、日本国家计量院（NRLM）20 MN液压式力标准机[2]、中国计量科学研究院20 MN液压式力标准机[3]的测力缸部分均采用了动压油膜密封方式（见图3）。
该方法对加工精度的要求较高，尤其需要活塞与缸体具备高精度的同轴度和圆度，且二者间的间隙需保持高度均匀。同轴度存在误差会导致油缸在持续旋转过程中，试验力出现周期性波动；同时，旋转过程中油膜层间的摩擦会使油温快速升高，且活塞与缸体的相对位置随旋转发生变化，还容易造成工作压力油的泄漏量增多。
静压润滑方式是将压力油注入活塞与缸体之间，借助流体静压力使二者间建立油膜，从而消除摩擦力。目前公开资料显示：中国计量科学研究院20 MN液压式力标准机的工作缸部分、上海市计量院5 MN液压式力标准机[4]、广东省计量院10 MN液压式力标准机[5]均采用该静压润滑方式，具体如图4所示。
2.2 缸体与活塞系统之间液压油泄漏的消除
油缸压力油泄漏会导致工作介质压力油流动，进而引发力值波动。然而，消除摩擦力所设计的间隙必然会造成工作压力油泄漏。因此，如何减少泄漏量、降低泄漏对测试的影响，始终是液压式力标准机研发的核心目标之一。国内外通常采用液压油补偿技术，利用伺服控制维持油压平衡；20世纪90年代，中国计量科学研究院在其20 MN液压式力标准机[6]中采用了高压液压油密封技术，取得了良好效果，但仍未能从根本上解决泄漏问题。
3. 新型缸体结构设计
笔者综合国内外资料和文献，在优化国内外技术的基础上，设计出具有自主知识产权的新型液压缸及其控制系统，液压缸的灵敏度有了显著提高。
新型结构设计重点解决了以下几个方面的问题。
（1）解决了油缸上部静压段的低压回路与工作段的高压回路相互干扰问题。
（2）解决了活塞与缸体之间间隙导致工作高压压力油的泄漏问题。
（3）得到最佳的间隙配合度。
在优化设计的过程中，采用计算模拟仿真技术对静压润滑相关参数进行优化设计，具体包括静压油压设定、节流系数配置、静压缸油腔尺寸确定及布置方案设计等，旨在使静压活塞与缸体之间的润滑状态达到最优效果。
在考虑以上问题的过程中，笔者创新性地改进设计了以下缸体与活塞的结构，新型油缸设计如图5所示。
新型缸体与活塞的设计结构创新点如下所述。
（1）将缸体与活塞设计为倒置结构。工作压力油的工作腔体位于上端，外缸体可活动，活塞保持固定，通过缸体向上顶举反力架。该结构的主要优点在于，泄漏的油液可通过在下方设置接油槽进行收集，避免其溢流至缸体外部。
（2）在项目设计过程中，通过计算机仿真模拟，优化设计大缸缸体内径D，值为1 200 mm，最大力值输出为30 MN,因此最大压力为3×107 N，反力架、移动梁和缸盖等的重力G为7.5×107 N。液压压力承受的最大载荷Ftotal为3.075×107 N。因此工作油路的压力P最大为27.2 MPa。
在工作压力油腔体的下端设计有高压环形密封槽；在该密封槽内采用高压油路密封技术，可实现对工作压力油的有效锁定。为了避免影响正常工作压力，将密封压力设定为26.5 MPa。实际工作过程中，压力油的压力分布情况如图5所示，其中红色分布线即为压力油压力的具体分布状态。
根据伯努利方程可知，泄漏量的计算方法如式（2）~（3）所示。
式中：C为流量系数，取决于泄漏口形状、流体状态（湍流/层流）及收缩比等，通常取0.6~0.9，环形间隙孔的C约为0.6； A为泄漏面积；w为缸体间的间隙，设计值为0.1 mm；ΔP为压力差； ρ为液体密度；Q为液压油泄漏量。
如果没有高压密封，泄漏量的计算方法如式（4）所示。
由式（3）和（4）可知：在泄漏面积一定的情况下，ΔP是决定泄漏量的主要因素，将压力差尽量减小，可以减少泄漏量，采用高压密封后，泄漏量减少了60%。因此，在活塞缸上设计密封槽，在槽中注入高压压力油，可以起到很好的密封作用。
（1）静压润滑系统采用单独油路设计：从活塞内腔开设油孔，压力油经油孔注入活塞与缸体的间隙，且油孔沿活塞圆周呈上下两排均匀分布。该设计可使间隙内的油压沿四周均匀分布，进而确保活塞稳定处于缸体中心位置，避免二者发生摩擦。
（2）在高压密封槽的下端设计回油槽，此处压力为0，彻底隔离了低压回路与工作段高压回路之间的相互干扰。
4. 液压系统控制设计
在整个系统运行过程中，采用双油路控制设计：其中1个路油路负责工作油压控制，主要功能是驱动工作油缸完成加载动作；另一个油路则专注于高压密封与润滑控制，在实现工作压力油密封的同时，可确保工作油缸与活塞保持对中状态、避免二者擦靠，并通过润滑作用在活塞与缸体间形成稳定的润滑油膜。其液压控制流程如图6所示。（图中CRT为阴极射线显像管）
采用PID控制技术调控液压系统压力：当测力砝码加载至测力油缸后，伺服电机驱动压力泵运转，以提升工作压力，将工作油缸的外缸体托举至悬浮状态；与此同时，静压系统启动，将大缸稳定支撑于中心位置，确保其与活塞无擦靠。在工作油压环节，系统会实时补偿油液泄漏量，从而保障工作压力油的压力稳定、无波动。
以上液压控制可确保力标准机精确运作，灵敏度和重复性得到极大提升。
5. 验证试验
依据JJG 1117—2015《液压式力标准机》检定规程，对设计的力标准机鉴别力、力值重复性、30 s载荷波动度、方位误差（非规程要求）等指标进行测试，结果如表1所示。其初载荷鉴别力小于0.01%，最大载荷鉴别力小于0.01%，30 s载荷波动性小于0.02%。
Table 1. 30 MN测力仪测量结果
| 示值/kN | 重复性/% | 方位误差/% |
|---|---|---|
| 2 000 | 0.007 | 0.022 |
| 3 000 | 0.010 | 0.030 |
| 20 000 | 0.005 | 0.014 |
| 30 000 | 0.005 | 0.012 |
6. 结语
笔者通过液压系统的静压润滑和高压密封技术显著提高了30 MN液压放大式力标准机的准确度等级，对设计的力标准机鉴别力、力值重复性、30 s载荷波动度等指标进行了验证试验，设备的阈值优于1×10−4，试验过程中，液压润滑良好，工作高压泄漏量明显减少，30 s载荷波动度优于2×10−4，为我国建立20 MN以上力值基准溯源奠定了基础。
来源--材料与测试网
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