任丹萍，張鑫彬，王 斌

（上海航天控制技術研究所，上海 200233）

0 引言

某型火箭在整箭測試過程中，一級伺服機構出現(xiàn)幅值0.3MPa、頻率1Hz的壓力脈動。因伺服機構液壓能源來自恒壓變量泵，變量泵自帶的壓力調(diào)節(jié)閥決定液壓泵輸出壓力的大小，故初步判斷一級伺服機構壓力脈動由變量泵壓力調(diào)節(jié)機構引起的可能性較大。在更換變量泵試驗后，壓力脈動消失。由此可確定伺服機構壓力脈動是由變量泵調(diào)節(jié)機構引起的。

為確?；鸺w行可靠性，本文對該壓力脈動產(chǎn)生的原因及對整機性能的影響進行了分析。

1 變量泵

1.1 工作原理

恒壓變量柱塞泵是在泵的本體上增加調(diào)壓閥，將泵出口壓力反饋至泵體的變量機構，在保持輸出壓力不變的條件下，使泵的輸出流量隨負載需要而變。泵出口油壓作用于調(diào)壓閥右側控制活門閥芯的右端，閥芯左端的彈簧預緊力由調(diào)壓螺釘設定。當泵的出口油壓升高時，液壓力大于彈簧力，活門閥芯向左移動，使控制油與壓力油相通，控制油壓升高；當泵出口壓力降低時，彈簧力大于液壓力，活門閥芯向右移動，使控制油與回油相通，控制油壓降低。該控制油壓作用于泵體內(nèi)部的隨動活塞，隨動活塞與泵體內(nèi)的回位彈簧共同決定斜盤的角度。當控制油壓升高時，隨動活塞上的液壓力大于彈簧力，斜盤傾角變小，泵的輸出流量減少；當控制油壓降低時，彈簧力大于液壓力，斜盤傾角變大，泵的輸出流量增加。

由變量柱塞泵的工作原理可知：泵依靠輸出口壓力反饋實現(xiàn)恒定壓力控制，壓力穩(wěn)定和響應特性主要由控制活門和隨動活塞兩部分決定。

對變量柱塞泵輸出壓力控制系統(tǒng)來說，控制活門為壓力敏感元件，其閥芯的靈敏度決定了泵輸出壓力的平穩(wěn)性?？紤]控制活門閥芯工作中所受的摩擦力影響，其力平衡方程為

式中：p為泵的出口壓力；A為活門閥芯的面積；k為彈簧剛度；x為彈簧預壓縮量；f為摩擦阻力。

當泵的出口壓力變化時，變化量Δp＞f／A后閥芯才能移動。但由于零件加工時的個體差異，以及裝配過程中的配合間隙等影響因素，每臺泵的控制活門的靈敏度并不相同，且f亦不是常量，即壓力反饋回路響應特性存在差異，因此可能導致泵的輸出壓力小幅波動。

另外，從泵的調(diào)壓系統(tǒng)來說，泵本體內(nèi)的隨動活塞是執(zhí)行元件，其不靈敏同樣會引起系統(tǒng)輸出壓力的波動。柱塞泵中的隨動活塞相當于一柱塞缸，若隨動活塞與和套筒間有機械摩擦，將導致隨動活塞的不靈敏，進而也可表現(xiàn)為系統(tǒng)壓力調(diào)節(jié)過程中的小幅波動。

由上面分析可知：柱塞泵在建壓過程中處于一個壓力反饋的動態(tài)平衡過程，若壓力調(diào)節(jié)部分響應時間較長，則壓力易出現(xiàn)不穩(wěn)定波動。變量調(diào)節(jié)機構的響應特性是變量泵壓力輸出穩(wěn)定性的關鍵。

1.2 仿真分析

為進一步分析變量調(diào)節(jié)機構的不靈敏對變量柱塞泵輸出壓力脈動的影響，對變量柱塞泵進行數(shù)學建模，并仿真其工作狀況。將變量調(diào)節(jié)機構的不靈敏簡化為控制活門閥芯與閥套間以及隨動活塞與套筒間存在一摩擦力，分析不同的摩擦力對壓力脈動的影響。

1.2.1 控制活門靈敏度影響

用Matlab／Simscape軟件對恒壓變量泵系統(tǒng)進行物理建模［1］。由式（1），當一級伺服機構輔助泵的高壓活門閥芯直徑為6.27mm，在額定壓力22.35MPa下，推動活門的力約6.2N，油箱蓄壓器部分省略。

當伺服機構不動作（即泵輸出流量很?。r，假設控制活門閥芯閥套摩擦力很?。ㄐ∮?.1N），在液壓泵全流量5.6L／min，控制活門閥芯直徑1mm，控制活門彈簧剛度38.8N／mm，配油盤等效最大傾斜長度3mm，隨動活塞面積30.778mm2，隨動活塞彈簧剛度16.48N／mm條件下仿真，所得系統(tǒng)壓力如圖1所示。由圖可知：電機泵啟動后，壓力從0MPa開始快速上升至蓄壓器充氣壓力約12.6MPa，后緩慢上升至伺服機構工作壓力22.35MPa，至此伺服機構建壓完成。建壓完成后系統(tǒng)壓力脈動很小，基本無法檢測，可忽略不計。

圖1 控制活門摩擦力0.1N時系統(tǒng)壓力Fig.1 Servo mechanism pressure with grating 0.1N

考慮控制活門閥芯閥套配合，在相對較大的摩擦力（0.6N）下仿真，所得系統(tǒng)壓力如圖2所示。由圖可知：摩擦力約占活門推動力6.2N的10%，仿真中出現(xiàn)了較明顯的壓力波動。圖2中系統(tǒng)壓力波動幅值為0.32MPa，頻率約1.4Hz，與現(xiàn)有的壓力脈動類似。

圖2 控制活門摩擦力0.6N時系統(tǒng)壓力Fig.2 Servo mechanism pressure with grating 0.6N

由仿真結果可知：隨著控制活門閥芯與閥套間摩擦力的增大，系統(tǒng)壓力脈動變得越來越明顯，脈動幅值相應增大。

1.2.2 隨動活塞靈敏性影響

同樣仿真可得隨動活塞摩擦力較大（10N）時的伺服機構入口壓力如圖3所示。由圖3可知：隨動活塞摩擦力較大時，伺服機構入口壓力曲線脈動不明顯。

圖3 隨動活塞加摩擦力0.6N時的系統(tǒng)壓力Fig.3 Servo mechanism pressure with grating 10N

以上仿真表明：壓力脈動主要由控制活塞的閥芯閥套處的配合特性造成，隨動活塞對壓力脈動的影響相對較小。仿真所得曲線與一級伺服機構出現(xiàn)的壓力脈動一致。

2 其他因素

系統(tǒng)中的管路結構也可能影響壓力脈動。柱塞泵流量脈動如圖4所示［2］。

圖4 柱塞泵流量脈動Fig.4 Flux pulsation of constant－pressure variable pump

當缸體轉過－α時，柱塞從位置1轉動α至位置2，并產(chǎn)生一軸向位移x，柱塞便向外排出一定的流量。柱塞位移和運動速度v分別為

式中：D為缸體直徑；α為缸體轉角；θ為斜盤傾角；ω為缸體旋轉角度。有Z個柱塞的柱塞泵的瞬時流量

式中：φ為軸向投影下相鄰兩柱塞間的夾角。由于柱塞的正弦周期運動，使柱塞泵的Qs呈正弦周期脈動。

由于液壓泵排油腔容積變化是從大到小，故其輸出流量Q隨轉子旋轉呈周期變化的脈動流量，液壓泵產(chǎn)生的流量脈動經(jīng)管路作用，形成壓力脈動。

液壓系統(tǒng)中壓力波在液壓管道中的傳播如圖5所示。圖中：Pi（x，t）為入射波；Po（x，t）為反射波；L為管道長度。

圖5 壓力波管道傳播Fig.5 Pressure diffuse in pipeline

液壓波在傳播過程中，當遇到彎管或節(jié)流閥等阻抗時會產(chǎn)生波的折射、反射和干涉等。反射程度取決于管道終端的阻抗及管道的形狀，同時在反射過程中其相位也會產(chǎn)生一定的改變。反射波Po（x，t）與射波Pi（x，t）疊加后，Po（x，t）的頻率不會改變，但由于相位的改變，可能導致兩者疊加后相互的壓力脈動加強。

3 對伺服機構整機影響

對21MPa液壓系統(tǒng)，國外研究數(shù)據(jù)表明，當壓力脈動幅值（峰－峰值）小于1.0MPa時是無故障長壽命系統(tǒng)。測試中出現(xiàn)的脈動峰值一般為0.1～0.65Pa，小于1MPa，故滿足伺服機構使用要求，且不會對系統(tǒng)穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。

3.1 對控制元件影響

伺服閥是伺服機構的控制元件，其工作的正常與否直接影響整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性。本文模擬工藝試驗中的波動，仿真分析不同工況下供油壓力波動對伺服閥流量輸出的影響。

根據(jù)伺服閥參數(shù)，用Amesim軟件伺服閥的仿真模型［3］。設定伺服閥無信號輸入，即閥芯無開口，供油壓力波動（幅值1Pa，如圖6所示，可得相應的伺服閥閥芯兩端壓力變化如圖7所示。由圖可知：當入口壓力有壓力波動時，閥芯左右兩端壓力相等。

將負載施加在作動筒的左右兩端，重新分析壓力波動，作動筒左右兩腔的壓力如圖8所示?？砂l(fā)現(xiàn)作動筒左右兩端壓力相等，即壓力波動不會對活塞桿的運動產(chǎn)生影響。

圖6 供油壓力Fig.6 Oil pressure in servo valve

圖7 伺服閥閥芯壓力Fig.7 Oil pressure in both chamber of the servo valve

由圖7可知：當伺服閥入口壓力波動時，伺服閥閥芯處于一動平衡狀態(tài)，伺服閥對閥芯左右兩端的液動力也同時發(fā)生變化，閥芯處于一個新的平衡，總在克服壓力波動產(chǎn)生的影響。因此，小范圍0.5MPa壓力波動時，對伺服閥輸出流量的影響非常小。

為進一步分析泵壓力波動對伺服閥性能的影響，通過設置不同的壓力波動狀態(tài)，判讀輸出流量驗證泵壓力波動對伺服閥性能的影響規(guī)律。分別仿真了泵的輸出壓力波動在頻率1～5Hz、幅值0.5～3.0MPa的伺服閥輸出流量。分析仿真結果可知：當泵的油源壓力發(fā)生低頻率、小幅值的波動時，即當幅值小于2MPa，頻率小于5Hz時，分析認為其對伺服閥輸出流量的性能影響很小，可忽略不計，即對伺服系統(tǒng)的控制元件無影響。

圖8 作動筒左右兩腔的壓力Fig.8 Oil pressure in both chamber of executant

3.2 對執(zhí)行元件影響

伺服閥的負載腔直接與伺服機構作動筒相通，小的流量波動不會對作動活塞桿的運動產(chǎn)生影響。因為伺服機構做常規(guī)的動態(tài)測試時，活塞桿會經(jīng)歷更大的壓力波動，最大壓力波動幅值約5MPa、頻率4.77Hz，完全能覆蓋前文中出現(xiàn)的幅值0.3MPa、頻率1Hz的壓力脈動。故認為低頻小幅值的脈動對活塞桿動作無影響。

另外作動筒可視作為一彈性容腔，能吸收一定頻率幅值的脈動波，結合脈動時反饋曲線的變化，可進一步確定低頻小幅值的脈動不會對執(zhí)行元件的運動產(chǎn)生影響。

4 結束語

本文對伺服機構恒壓變量泵壓力脈動進行了分析。結果表明：一級伺服機構壓力脈動由柱塞式變量泵的固有特性引起，仿真發(fā)現(xiàn)壓力脈動主要由變量泵控制活塞閥芯閥套處的配合特性造成。泵的低頻小幅值壓力脈動對整個伺服系統(tǒng)的控制元件和執(zhí)行元件均無影響。同時觀察反饋曲線及油面曲線觀察，均無異常，伺服機構工作穩(wěn)定，性能可靠。采取嚴格控制閥芯閥套的配合間隙，保證泵的響應時間和從全流量到關閉的穩(wěn)定時間等措施，使該問題發(fā)生概率顯著下降。

［1］ 黃俊欽.靜、動態(tài)數(shù)學模型的實用建模方法［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1988.

［2］ 儲桂柏.宇航技術概論［M］.北京：航空工業(yè)出版社，2002.

［3］ 李冠華，許化龍.伺服機構模型參數(shù)辨識方法研究［J］.上海航天，2001，18（5）：25－28.