本发明属于飞行器强度试验加载技术领域，特别涉及一种非对称载荷缓冲器及参数确定方法。
背景技术：
当飞行器零部件进行疲劳试验时，需通过作动器、加载机构、传感器等对试验件施加拉、压载荷，当载荷较小且拉、压载荷大小不一致时，会出现加载响应特性差、试验不稳定、频繁超限停止的现象。产生上述现象的原因是，伺服加载系统在零点换向时存在滞后恢复区，而这样的小载荷刚好在滞后恢复区附近，导致伺服控制系统响应速度变慢、反馈与命令出现误差，当误差超过设置的误差限时，试验会自动停止以保证试验载荷的准确。上述问题也是液压伺服加载控制中普遍存在的难题。为解决此问题需要专门设计一种非对称载荷缓冲器。
技术实现要素：
本发明的目的是，提供一种非对称载荷缓冲器及参数确定方法，降低加载系统刚性，避开伺服加载系统的滞后恢复区，使加载命令曲线和反馈命令曲线的高度重合，保证了加载精度，同时避免了对试验件加载的换向冲击。
为解决上述技术问题，本发明所采用的技术方案是：
一种非对称载荷缓冲器，包括：传力端盖、外筒、两个滑动轴承支架、两个滑动轴承，大弹簧、小弹簧和加载芯轴；
所述芯轴为圆柱状，所述芯轴两端设有轴承；所述芯轴与轴承间隙配合；
所述外筒两端设有内螺纹，所述两个滑动轴承支架设有与内螺纹相配合的外螺纹；所述两个滑动轴承支架通过螺纹连接在外筒内部作用两端；
所述芯轴套设在外筒内部，所述轴承与滑动轴承支架过盈配合；
所述芯轴中部设有环形台阶；所述大弹簧和小弹簧套设在芯轴上，且分别位于环形台阶与两个滑动轴承支架之间；
所述外筒靠近大弹簧一端与传力端盖一端通过螺纹连接，传力端盖另一端与试验件连接；
所述芯轴靠近小弹簧一端与作动器连接。
进一步，所述缓冲器还包括：锁紧小螺母；所述锁紧小螺母设有与滑动轴承支架外螺纹相配合的内螺纹；所述锁紧小螺母套设在靠近小弹簧一端的滑动轴承支架外部，用于将滑动轴承支架锁紧在外筒内。
进一步，所述缓冲器还包括：端盖；所述端盖为圆环状，所述端盖套设在芯轴靠近小弹簧一端，端盖通过螺钉与滑动轴承支架端面连接；所述端盖内径大于滑动轴承内径并小于滑动轴承外径；所述端盖用于将滑动轴承固定在滑动轴承支架内。
进一步，所述传力端盖为圆筒状；所述传力端盖与外筒连接一端设有内螺纹，所述外筒设有与传力端盖内螺纹相配合的外螺纹。
进一步，所述缓冲器还包括：锁紧大螺母；所述锁紧大螺母套设在外筒外螺纹部分，所述锁紧大螺母用于将外筒锁紧在传力端盖内。
一种非对称载荷缓冲器参数确定方法，用于确定上述的一种非对称载荷缓冲器参数，非对称载荷缓冲器参数包括：大弹簧及小弹簧的中径、直径、刚度、圈数参数；基于机械设计手册，根据缓冲器受到的载荷选取大弹簧和小弹簧的中径d及两个弹簧各自的材料直径d大、d小，并基于机械设计手册获得两个弹簧各自的刚度f′大、f′小；根据缓冲器工作行程选取弹簧最大工作变形量并基于最大工作变形量选取大弹簧和小弹簧各自的圈数。
进一步，所述缓冲器工作行程通过以下步骤计算：
所述缓冲器安装完毕后，大弹簧和小弹簧处于对压状态；此时小弹簧压缩量为x1，大弹簧压缩量为x2，则
f小’·x1＝f大’·x2；
所述缓冲器受到的载荷包括：压载荷和拉载荷；
当缓冲器受到最大压载荷f压时，大弹簧压缩变化量及小弹簧伸长变化量均为△x，△x即为压向最大行程，则f压＝f大’(△x x2)；
当缓冲器受到最大压载荷f压时，小弹簧刚好处于全伸状态，则x1＝△x；
当缓冲器受到最大拉载荷f拉时，大弹簧长度变化及小弹簧压缩变化量均为△x’，则f拉 f大’(x2-△x’)＝f小’(x1 △x’)；
缓冲器工作行程s＝△x △x’。
进一步，根据大弹簧小弹簧各自的中径、直径确定外筒的内径和加载芯轴的外径。
通过本发明的应用，可以降低加载系统刚度，避开伺服加载系统的滞后恢复区，使加载命令曲线和反馈命令曲线的高度重合，保证了加载精度，同时避免了对试验件加载的换向冲击，通过调整弹簧的压缩量可以满足不同载荷级的作动器行程要求。
附图说明
图1为一种非对称载荷缓冲器主视图；
图2为一种非对称载荷缓冲器剖视图；
1-传力端盖、2-锁紧大螺母、3-外筒、4-锁紧小螺母、5-第一滑动轴承支架、6-锁紧小螺母、7-第一滑动轴承、8-大弹簧、9-小弹簧、10-加载芯轴、11-第二滑动轴承、12-第二滑动轴承支架、13-端盖。
具体实施方式
下面结合附图和具体实施方式来对本发明的技术方案作进一步的阐述。
1)一种非对称载荷缓冲器，如图1和图2所示，包括：传力端盖1、锁紧大螺母2、外筒3、锁紧小螺母4、滑动轴承支架5、锁紧小螺母6、滑动轴承7、大弹簧8、小弹簧9、加载芯轴10、滑动轴承11、滑动轴承支架12、端盖13。
2)一种非对称载荷缓冲器安装：将滑动轴承支架5、12分别和滑动轴承7、11分别组装，将组装后的滑动轴承支架5旋入外筒3，将大弹簧8及小弹簧9与加载芯轴10组装，将装配弹簧8、9的加载芯轴10与滑动轴承7组装，将滑动轴承支架12旋入外筒3并与加载芯轴10另一端装配，调整滑动轴承支架5、12，通过调整滑动轴承支架的旋入深度来调整大、小两根弹簧的总压缩量，两根弹簧的总压缩量依据大弹簧受最大压载荷的变形量且轴向传力部件不出现间隙确定，用锁紧小螺母4、6锁紧，将端盖13安装在滑动轴承支架12端面并用螺栓固定，将传力端盖1与外筒3螺接并对滑动轴承7实现限位，并使用锁紧大螺母2锁紧。
3)一种非对称载荷缓冲器参数确定方法：试验用载荷为拉压载荷，弹簧在结构中承受压载荷，根据加载作动器所需行程及最大拉压载荷值协调确定大、小压簧的参数。根据载荷选取弹簧的中径d及大、小压簧直径d大、d小，并可获得弹簧刚度f′大、f′小，根据结构需要保证大、小弹簧的中径d一致，根据加载行程选取弹簧最大工作变形量，并以此选取弹簧的总圈数。
4)压缩量计算：当缓冲器安装完毕后，大、小两根弹簧对压，小弹簧压缩量为x1,大弹簧压缩量为x2，当缓冲器受最大压载荷f压时，大弹簧压缩变化量及小弹簧伸长变化量分别为△x，当缓冲器受最大拉载荷f拉时，大弹簧伸长变化量及小弹簧压缩变化量分别为△x’。
缓冲器安装完毕后，大、小两根弹簧对压：
f小’·x1＝f大’·x2①
当缓冲器受最大压载荷f压时，并使得小弹簧刚好处于全伸状态：
f压＝f大’*(△x x2)②
通过①、②可获得x1、x2，且x1＝△x。
当缓冲器受最大拉载荷f拉时:
f拉 f大’*(x2-△x’)＝f小’*(x1 △x’)③
因f小’·x1＝f大’·x2，③式简化为：
f拉＝(f小’ f大’)△x’可得：
△x’＝f拉/(f小’ f大’)④
根据①、②、④可得加载作动器即加载芯轴的行程为△x △x’。
5)外筒及加载芯轴尺寸
基于机械设计手册根据弹簧确定外筒及加载芯轴尺寸。
6)直线轴承选取
根据载荷并协调安装空间确定直线轴承尺寸。
实施例一：
作动器试验加载行程应在5mm-10mm之间可调，最大拉载荷为f拉＝1530n，最大压载荷为f压＝4630n。根据拉压载荷及所需变形量确定弹簧的参数(见表1)，使用过程中要求大弹簧与小弹簧之间不能出现间隙，以保证反馈载荷曲线的连续性。
表1弹簧参数表
根据f压＝4630n,当大弹簧压缩时，小弹簧全伸，大弹簧的压缩量fn＝f压/f’＝4630n/433n/mm＝10.7mm，则安装弹簧时，两个弹簧总压缩量为10.7mm。当两个弹簧装配后互相对压:
f小’·x1＝f大’·x2且x1 x2＝10.7
其中f小’＝178n/mm，f大’＝433n/mm
求得：x1＝7.6mm，x2＝3.1mm，即安装后小弹簧压缩量为7.6mm，大弹簧压缩量为3.1mm。
当施加最大压载荷时，大弹簧继续压缩，小弹簧伸长，弹簧发生的变形量为△x,则
f压 f小’(x1-△x)＝f大’(x2 △x)且f小’·x1＝f大’·x2
推到得到f压＝(f小’ f大’)△x＝(178n/mm 433n/mm)△x
得到：4630n＝611n/mm△x，
得到△x＝7.6mm
可以得到当施加最大压载荷时，大弹簧最大压缩量为x2 △x＝10.7。
当施加最大拉载荷f拉＝1530n时，小弹簧继续压缩，大弹簧伸长，弹簧发生的变形量为△x’，则
f拉 f大’(x2-△x’)＝f小’(x1 △x’)且f小’·x1＝f大’·x2
推到得到f拉＝(f小’ f大’)△x’＝(178n/mm 433n/mm)△x’
得到：1530n＝611n/mm△x，
得到△x’＝2.5mm
可以得到当施加最大拉载荷时，小弹簧压缩量为x1 △x’＝7.6 2.5＝10.1mm。
经过计算，安装后两个弹簧的总压缩量为10.7mm,大弹簧的压缩量为3.1mm,小弹簧的压缩量为7.6mm,最大压载荷时，大弹簧的压缩量为10.7mm,小弹簧的压缩量为0。最大拉载荷时，大弹簧的压缩量为0.6mm,小弹簧的压缩量为10.1mm,则加载芯轴在10.1mm范围内往复运动，通过微调弹簧的压缩量，可以对行程进行调整。
以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。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。
1.一种非对称载荷缓冲器，其特征在于：所述缓冲器包括：传力端盖、外筒、两个滑动轴承支架、两个滑动轴承，大弹簧、小弹簧和加载芯轴；
所述加载芯轴为圆柱状，所述加载芯轴两端设有轴承；所述加载芯轴与轴承间隙配合；
所述外筒两端设有内螺纹，所述两个滑动轴承支架设有与内螺纹相配合的外螺纹；所述两个滑动轴承支架通过螺纹连接在外筒内部左右两端；
所述加载芯轴套设在外筒内部，所述轴承与滑动轴承支架过盈配合；
所述加载芯轴中部设有环形台阶；所述大弹簧和小弹簧套设在加载芯轴上，且分别位于环形台阶与两个滑动轴承支架之间；
所述外筒靠近大弹簧一端与传力端盖一端通过螺纹连接，传力端盖另一端与试验件连接；
所述加载芯轴靠近小弹簧一端与作动器连接。
2.根据权利要求1所述的一种非对称载荷缓冲器，其特征在于：所述缓冲器还包括：锁紧小螺母；所述锁紧小螺母设有与滑动轴承支架外螺纹相配合的内螺纹；所述锁紧小螺母套设在靠近小弹簧一端的滑动轴承支架外部，用于将滑动轴承支架锁紧在外筒内。
3.根据权利要求2所述的一种非对称载荷缓冲器，其特征在于：所述缓冲器还包括：端盖；所述端盖为圆环状，所述端盖套设在加载芯轴靠近小弹簧一端，端盖通过螺钉与滑动轴承支架端面连接；所述端盖内径大于滑动轴承内径并小于滑动轴承外径；所述端盖用于将滑动轴承固定在滑动轴承支架内。
4.根据权利要求3所述的一种非对称载荷缓冲器，其特征在于：所述传力端盖为圆筒状；所述传力端盖与外筒连接一端设有内螺纹，所述外筒设有与传力端盖内螺纹相配合的外螺纹。
5.根据权利要求4所述的一种非对称载荷缓冲器，其特征在于：所述缓冲器还包括：锁紧大螺母；所述锁紧大螺母套设在外筒外螺纹部分，所述锁紧大螺母用于将外筒锁紧在传力端盖内。
6.一种非对称载荷缓冲器参数确定方法，所述方法用于确定权利要求1-5中任一权利要求所述的一种非对称载荷缓冲器参数，其特征在于：所述非对称载荷缓冲器参数包括：大弹簧及小弹簧的中径、直径、刚度、圈数参数；基于机械设计手册，根据缓冲器受到的载荷选取大弹簧和小弹簧的中径d及两个弹簧各自的直径d大、d小，并基于机械设计手册获得两个弹簧各自的刚度f大’、f小’；根据缓冲器工作行程选取弹簧最大工作变形量并基于最大工作变形量确定大弹簧和小弹簧各自的圈数。
7.根据权利要求6所述的一种非对称载荷缓冲器参数确定方法，其特征在于：所述缓冲器工作行程通过以下步骤计算：
所述缓冲器安装完毕后，大弹簧和小弹簧处于对压状态；此时小弹簧压缩量为x1，大弹簧压缩量为x2，则
f小’·x1＝f大’·x2；
所述缓冲器受到的载荷包括：压载荷和拉载荷；
当缓冲器受到最大压载荷f压时，大弹簧压缩量及小弹簧伸长量均为△x，则f压＝f大’(x1 x2)；
当缓冲器受到最大压载荷f压时，小弹簧处于自由状态，则x1＝△x；
当缓冲器受到最大拉载荷f拉时，大弹簧伸长量及小弹簧压缩量均为△x’，则f拉 f大’(x2-△x’)＝f小’(x1 △x’)；
缓冲器工作行程s＝△x △x’。
8.根据权利要求7所述的一种非对称载荷缓冲器参数确定方法，其特征在于：根据大弹簧小弹簧各自的中径、直径确定外筒的内径和加载芯轴的外径。
技术总结