左希慶，阮健，劉國文，俞浙青,*

1.湖州職業(yè)技術學院 機電與汽車工程學院，湖州 313000 2.浙江工業(yè)大學 特種裝備制造與先進加工技術教育部重點實驗室，杭州 310014

直動式機載2D電液壓力伺服閥特性

左希慶1, 2，阮健2，劉國文1，俞浙青2,*

1.湖州職業(yè)技術學院 機電與汽車工程學院，湖州 313000 2.浙江工業(yè)大學 特種裝備制造與先進加工技術教育部重點實驗室，杭州 310014

設計了一種直動式二維 (Two Dimensional，2D)電液壓力伺服閥，采用2D伺服活塞機構產(chǎn)生液壓力來驅動主閥芯運動，輸出需要的負載壓力。設計的2D伺服活塞機構采用直線位移傳感器(Linear Variable Differential Transformer, LVDT)進行檢測從而形成閉環(huán)位置反饋，精確控制2D活塞位移；主閥芯與2D伺服活塞通過彈簧連接，2D活塞在兩側壓力差作用下運動，通過彈簧來對主閥芯施加作用，控制主閥閥口的開度，來精確控制輸出的負載壓力；為提高壓力伺服閥的穩(wěn)定性和可靠性，主閥閥芯根據(jù)擠壓油膜緩沖理論進行了圓盤結構設計，以增大系統(tǒng)黏性阻尼。在建立該閥的數(shù)學模型的基礎上，仿真分析了該閥的靜動態(tài)特性，并通過設計樣閥及實驗研究，驗證了該閥設計的可行性，實驗結果表明：在系統(tǒng)壓力28 MPa下，該閥的階躍響應時間在30 ms，其滯環(huán)<3%，線性度<2%，壓力跟隨特性和輸出穩(wěn)定性好；相較于傳統(tǒng)直動式比例伺服壓力閥，該閥的結構特點決定了其抗污染能力強，可靠性高，且質量和體積分別僅為同類伺服閥的1/5和1/7左右，非常適用于機載液壓剎車系統(tǒng)。

機載；二維活塞； 壓力伺服； LVDT； 穩(wěn)定性

電液伺服閥以其功率重量比大、剛度大、體積小、固有頻率高等優(yōu)點，在航空航天領域得到了廣泛應用。目前主流的機載電液伺服閥主要是噴嘴-擋板伺服閥和射流管式伺服閥，它們的結構特點決定了閥結構復雜、質量大、抗污染能力較差等特點，制約了飛行器性能和安全指標的進一步提升。因此高可靠性、輕量化的電液伺服閥是今后機載液壓控制領域發(fā)展的重要課題[1-2]。

噴嘴-擋板伺服閥動態(tài)響應速度快，但噴嘴和擋板之間的間隙不允許大于噴嘴直徑的1/4，即0.03～0.05 mm左右，從而導致了該閥內孔的尺寸很小，裝配難度很大，且容易發(fā)生堵塞，正常使用中要求油液過濾精度在NAS6級及以上，因此必須在導閥進油口前加過濾精度小于10 μm的濾油器；與噴嘴擋板式伺服閥相比，射流管閥抗污染能力略有提高，但油液過濾精度也僅為NAS7級，其抗污染能力的提升是以功耗變大、泄漏增多、頻響下降為代價的；傳統(tǒng)直動式電液比例壓力伺服閥對油液清潔度的要求不高，抗污染能力較強，采用LVDT反饋后的控制精度與噴嘴-擋板閥相差不大，但由于其電-機械轉換器功率所限，其輸出壓力不高。因此，現(xiàn)有的電液壓力伺服閥，存在如體積和質量較大、裝配精度要求高、結構復雜、可靠性較差或輸出壓力不高等問題，使得現(xiàn)有機載液壓伺服系統(tǒng)可靠性差且比較笨重[3-7]。

機載電液壓力伺服閥高可靠性要求閥抗污染能力要強、閥芯不可卡滯、能夠克服高低溫和振動等苛刻條件的影響[8]。在此背景下，本文設計了一種直動式2D電液壓力伺服閥，三維結構如圖1所示。采用2D活塞伺服機構作為導閥，通過彈簧與主閥進行連接；主閥采用圓盤擠壓油膜緩沖來增大系統(tǒng)黏性阻尼，提高閥的穩(wěn)定性；導閥采用LVDT實時監(jiān)測2D活塞位移，形成閉環(huán)反饋，提高其控制精度和動態(tài)響應能力。

圖1 直動式2D電液壓力伺服閥Fig.1 Direct-acting 2D electro-hydraulic pressure servo valve

1 直動式2D電液壓力伺服閥

1.1 壓力伺服閥工作原理

直動式2D電液壓力伺服閥由閥體模塊、電-機械轉換器模塊、位移傳感器模塊以及傳動機構模塊組成，如圖2所示。其中閥體模塊由導閥(2D伺服活塞機構)和主閥(單級減壓閥)構成，二者由彈簧進行連接。電-機械轉換器采用的是伺服旋轉電磁鐵，在電信號的作用下，旋轉電磁鐵轉過相應角度，通過變傳動比撥桿撥叉機構與2D活塞聯(lián)動傳遞轉矩，實現(xiàn)2D活塞旋轉。

圖2 2D電液壓力伺服閥結構圖Fig.2 Structure of 2D electro-hydraulic pressure servo valve

直動式2D電液壓力伺服閥利用液壓伺服機構，使得2D活塞具有徑向旋轉和軸向移動兩個自由度；2D活塞臺肩上開設有高、低壓孔槽，高壓孔槽與高壓口相通，低壓孔槽接回油口；缸筒、2D活塞左端面構成一個容腔，即左敏感腔，其壓力為pc；右端面與缸筒間形成一個容腔，即右敏感腔，其壓力為系統(tǒng)壓力ps。缸筒左端內腔設有斜槽，與左敏感腔相通；高低壓孔槽與斜槽之間形成平行四邊形重疊，以增大初始時刻斜槽與孔槽的相交面積梯度。初始狀態(tài)時，2D活塞左右兩腔受力平衡，彈簧處于自由狀態(tài)；2D活塞順時針(自右向左看)轉過微小角度時，高壓槽與斜槽相交面積減小，左敏感腔壓力降低，右敏感腔壓力不變，2D活塞在左右敏感腔壓差作用下向左軸向移動，與此同時左敏感腔壓力回升，直至2D活塞受力平衡穩(wěn)定在一新的位置[9-14]。

直動式2D壓力伺服閥是2D活塞伺服機構與擠壓油膜緩沖理論兩種技術的結合，通過閥體內部彈簧進行力傳遞，2D活塞左移使彈簧受壓并傳遞力到主閥芯上，驅動主閥閥芯運動來調節(jié)閥口的開度，最終實現(xiàn)壓力伺服閥的壓力控制輸出；由于主閥芯左端受力面積大于右端，當無外力作用在主閥芯上時，閥芯始終處于右位，閥口處于關閉狀態(tài)。2D活塞和主控制閥之間通過彈簧連接，不但可以實現(xiàn)力的傳遞，還具有飛機液壓剎車系統(tǒng)防抱死功能，防止出現(xiàn)側滑而出現(xiàn)安全事故；主閥芯的左端圓盤與閥體間形成擠壓油膜，起到壓力緩沖功能，可提高主閥的動態(tài)穩(wěn)定性和使用壽命。

1.2 2D活塞伺服機構工作原理

圖3 2D活塞機構Fig.3 Structure of 2D piston

2D活塞伺服機構如圖3所示。它是直動式2D壓力伺服閥中的關鍵控制模塊，由2D活塞和LVDT位移傳感器模塊構成，當控制器的輸入電流信號到伺服旋轉電磁鐵產(chǎn)生驅動力矩，經(jīng)變傳動比撥桿撥叉?zhèn)鲃訖C構驅動2D活塞轉動，高低壓孔與斜槽的相交面積發(fā)生變化，敏感腔壓力隨之發(fā)生變化并驅動2D活塞軸向移動，LVDT檢測其軸向位移，并反饋到控制器與輸入信號進行比較，隨之改變旋轉電磁鐵輸入電流大小，精確控制2D活塞位移，達到控制彈簧壓縮量的目的。

1.3 主閥(單級減壓閥)工作原理

當壓力伺服閥接入系統(tǒng)時，系統(tǒng)壓力為ps的壓力油分兩路進入閥體：一路進入2D活塞伺服機構的壓力腔，另一路通過主閥口進入負載控制腔(單級減壓閥)。由于壓力伺服閥在系統(tǒng)中連通的液壓控制腔為密閉形式，其流量近似為零，因此進入工作容腔的壓力油須有回油通道。

在初始時刻，2D活塞處于“零位”狀態(tài)，其兩端受力平衡，此時主彈簧處于自由狀態(tài)，壓縮量為零，主閥口關閉，沒有負載壓力輸出。當給定輸入信號時，電-機械轉換器驅動2D活塞旋轉，活塞兩端壓力差驅動活塞軸向輸出一定位移，并通過彈簧-位移機構把力傳遞給主閥芯，主閥芯向左移動打開閥口，壓力油口與控制腔連通，主閥芯左端面向右的液壓力增加，該力與調壓彈簧力進行平衡。當輸出壓力小于設定壓力值時，主閥芯左端面受到的液壓力小于彈簧力，主閥芯繼續(xù)向左移動，閥口繼續(xù)打開，輸出壓力繼續(xù)增大；當輸出壓力達到閥的設定壓力值時，液壓力與彈簧力達到動態(tài)平衡，并穩(wěn)定在某一位置，保持出油口的壓力基本為定值。所以2D壓力伺服閥輸入信號與輸出壓力之間呈線性關系。

1.4 伺服旋轉電磁鐵工作原理

伺服旋轉電磁鐵內部結構由定子、轉子和線圈保持架等構成，如圖4所示，其中轉子為由3個52°葉片均布的結構。旋轉電磁鐵本身是一種開關器件，但可以通過內置彈簧的作用改變其輸出力矩，使其輸出力矩與輸入電流成正比，構成了比例旋轉電磁鐵。本文增加霍爾轉角傳感器實時檢測電磁鐵轉軸角位移并反饋，通過控制算法使比例旋轉電磁鐵構成伺服控制，成為伺服旋轉電磁鐵。電磁鐵的磁芯通常選用軟磁材料，因為較小的磁化電流通過磁芯的作用就會產(chǎn)生比較大的磁通，可以在較小體積內存儲較多的能量。

圖5為伺服旋轉電磁鐵的階躍響應實驗曲線。由圖可知，其轉角上升時間約為5 ms，超調量2.5%左右,可以滿足直動式2D壓力伺服閥電-機械轉換器的要求。

圖4 旋轉電磁鐵結構圖Fig.4 Structure of rotating electromagnet

圖5 伺服旋轉電磁鐵階躍響應實驗曲線Fig.5 Experimental curves of step response of servo rotating electromagnet

1.5 變傳動比撥桿撥叉機構

2D活塞伺服機構在初始時刻具有最大的阻力矩，本文中的變傳動比撥桿撥叉機構(見圖1)在初始時刻可將電-機械轉換器的輸出力矩放大幾十倍，并傳遞給2D活塞機構，使其獲得較大的驅動力矩，從而克服閥芯“卡滯”現(xiàn)象。隨著旋轉電磁鐵輸出轉角的增大，撥桿撥叉?zhèn)鲃颖入S之變小。

2 直動式2D電液壓力伺服閥數(shù)學模型

2.1 伺服旋轉電磁鐵數(shù)學模型

旋轉電磁鐵轉角閉環(huán)反饋后，伺服旋轉電磁鐵繞組線圈的電壓平衡方程為

(1)

式中：u為旋轉電磁鐵繞組的輸入電壓；RL為繞組電阻；L為繞組電感；KH為霍爾傳感器轉角檢測等效系數(shù)；θr為旋轉電磁鐵轉子轉角；i為繞組電流；t為時間。

旋轉電磁鐵力矩方程為

T=kti

(2)

式中：T為旋轉電磁鐵驅動力矩；kt為轉矩系數(shù)。

旋轉電磁鐵轉子的運動方程為

(3)

式中：Jr為折算到轉子上的轉動慣量；Br為轉子阻尼；Ks為彈簧剛度；Tr為折算到轉子上的負載轉矩。

2.2 變傳動比撥桿撥叉數(shù)學模型

撥桿撥叉采用的是變傳動比設計，其傳動比為

(4)

式中:Kb為撥桿撥叉?zhèn)鲃颖?；O1A為閥芯轉動中心到撥桿撥叉接觸點距離；O2A為旋轉電磁鐵轉軸到撥桿撥叉接觸點距離。

2.3 2D活塞伺服機構數(shù)學模型

2D活塞在運動過程中，高壓孔槽和低壓孔槽與斜槽的重疊面積會發(fā)生改變?？紤]到單向旋轉電磁鐵是逆時針轉動的，因此本論文將斜槽設計成右旋結構，在電磁力矩作用下2D活塞可順時針轉動。2D活塞高壓孔槽、低壓孔槽和閥套斜槽之間的相交面積決定了2D活塞的輸出位移以及快速響應特性。相交面積越大，導控流量越大，2D活塞的動態(tài)響應越快。高低壓孔槽為非標準平行四邊形，因此低壓孔槽與斜槽的重疊面積A1隨著其相對位置不同而不同[15-17]。假設低壓孔槽與斜槽重疊高度為h，低壓孔槽斜邊與槽頂點間垂直高度為h1，低壓孔槽圓角半徑為R1，低壓孔槽沿軸向的寬度為ω,則2D活塞低壓孔槽與斜槽的位置關系如圖6所示。

通過計算得到低壓孔槽與斜槽的重疊面積A1為

(5)

式中：β為斜槽傾斜角度。其中

h=Rθsinβ-h0

(6)

式中：R為2D活塞半徑；θ為2D活塞旋轉角位移；h0為2D活塞零位時低壓孔槽與斜槽的初始弓形高度。

從式(5)和式(6)可以看出，截流面積A1與2D活塞旋轉量θ是呈階段線性關系，與重疊高度h呈非線性的變化關系。在正常工作時，由于2D活塞的轉角變化量很小(θ≤2.2° )，同時低壓孔槽的圓角半徑R1很小，因此可將A1近似看做高度隨轉角θ呈線性變化的平行四邊形的面積。計算公式轉化為

A1=Rθω-ωh0/sinβ

(7)

圖6 2D活塞低壓孔槽與斜槽的位置關系Fig.6 Positional relationship between slope groove and 2D piston low-pressure groove

同理，如果高壓槽與斜槽的重疊面積變大，高壓孔槽與斜槽的重疊面積A2為

(8)

流進2D活塞伺服機構敏感腔的流量為

(9)

式中：Cd為流量系數(shù)；ρ為油液的密度。

流出2D活塞伺服機構敏感腔的流量q2為

(10)

在2D活塞運動過程中，流入敏感腔的流量一部分是高壓孔槽和斜槽重疊面積通過的流量q1，另一部分是高壓油通過閥芯閥套間隙的泄漏量q11;流出敏感腔的流量一部分是通過低壓孔槽與斜槽重疊面積的流量q2,另外一部分是敏感腔壓力油通過閥芯與套筒間隙的泄漏流量q22。假設油液不可壓縮，根據(jù)流量的連續(xù)性原理，2D活塞流量方程為

(11)

式中：As為2D活塞敏感腔活塞作用面積；βe為油液體積彈性模量；x為2D活塞位移；Vc為敏感腔容積。

當忽略2D活塞液動力的影響條件，考慮2D活塞受到的外部負載力，則根據(jù)動力學平衡原理，推導出2D活塞動力學方程為

(12)

式中：m為折算2D活塞上的總質量；Bp為作用在2D活塞上的總黏性系數(shù)；FL為外部負載的總作用力；Kv為負載的彈簧剛度；Ar為2D活塞右側端面截面積。

2D活塞伺服機構采用LVDT傳感器檢測2D活塞位移并反饋

us=Kdx

(13)

式中：us為LVDT傳感器反饋電壓；Kd為LVDT的位移反饋系數(shù)。

2.4 主閥(單級減壓閥)數(shù)學模型

2D電液壓力伺服閥是2D活塞與主閥芯通過彈簧串聯(lián)構成的壓力-位移機構，共同作用控制其下游管路的壓力輸出。主閥數(shù)學模型的建立是采用通用滑閥設計，為提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，基于擠壓油膜緩沖理論將主閥芯左端設計成圓盤結構，形成擠壓緩沖油膜來增大系統(tǒng)黏性阻尼的方法來提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，減小沖擊[18-21]。

設系統(tǒng)壓力ps恒定，回油壓力pT為零。則主閥壓力-流量特性方程為

Q=Kqxv-KcpL

(14)

式中：Q為主閥輸出流量；Kq為閥流量增益；Kc為閥流量-壓力系數(shù)；xv為主閥閥芯位移變化量；pL為輸出負載壓力。

主閥連續(xù)性方程為

(15)

式中：Ac為主閥閥芯截面積；VL為負載容腔體積。

主閥受力平衡方程為

K(x-xv)-pLAc=

(16)

其中，mc為折算到主閥芯上的總質量；Bv為黏性阻力系數(shù)；Ba為圓盤擠壓油膜黏性阻力系數(shù)；Kf為液動力的彈簧剛度；K為機械彈簧剛度。

3 仿真分析

直動式2D電液壓力伺服閥結構仿真參數(shù)如表1所示，在MATLAB/Simulink中對其建立了數(shù)學模型并仿真。

圖7 直動式2D電液壓力伺服閥傳遞函數(shù)框圖Fig.7 Diagram of mathematical model for direct-acting 2D electro-hydraulic pressure servo valve

表1 仿真參數(shù)Table 1 Simulation parameters

SimulationparametersValueSpoolqualitymc/g17SpoolradiusRc/mm2Chuteangleβ/(°)84SpringstiffnessK/(N·mm-1)316SpoolsectionalareaAc/mm212．57LoadvolumeVL/m350×10-6Systempressureps/MPa28Oildensityρ/(kg·m-3)880FlowcoefficientCd0．62Bulkmodulusβe/MPa700Dynamicviscosityμ/Pa1．4×10-22DpistonradiusR/mm3．82Dpistonqualitym/g7Oilfilmthicknesshf/mm0．2

當給定階躍輸入時，仿真圖如圖8所示，從圖中可以看出，理想階躍響應時間為30 ms左右，基本無超調，沒有表現(xiàn)出振蕩特性，這也與2D活塞伺服機構的液壓固有頻率高及圓盤擠壓油膜緩沖有關系。仿真結果說明其動態(tài)特性較好，穩(wěn)定期間的微小壓力波動是由于力-彈簧特性決定的。

圖9為該閥輸入連續(xù)變化的控制信號時，閥芯位移與系統(tǒng)輸出壓力之間的關系仿真曲線，由圖可知，系統(tǒng)在閥芯行程內其2D活塞位移與負載壓力成正比關系，具有較好的比例控制特性。

圖8 負載壓力的階躍響應曲線Fig.8 Simulation curves of load pressure step response

圖9 閥芯位移與負載壓力之間的仿真曲線Fig.9 Simulation curves between spool displacement and load pressure

圖10為該閥在不同輸入電流下的負載壓力-流量特性仿真曲線，可知在不同的調整壓力下其負載流量特性曲線在開始階段稍有波動后馬上趨穩(wěn)，且調壓偏差較小，不同壓力下的流量特性曲線基本平行，該閥具有較好的靜態(tài)特性。

圖10 負載特性仿真曲線圖Fig.10 Simulation curves of load characteristics

4 實 驗

4.1 實驗原理

在直動式2D電液壓力伺服閥的實驗中，主

要將旋轉電磁鐵的輸入電流信號、LVDT檢測的2D活塞位移信號、系統(tǒng)壓力信號ps和閥輸出壓力信號pL等進行檢測，并轉化為電信號輸入到多通道數(shù)字示波器中進行記錄。

實驗系統(tǒng)搭建主要由工控機和各種精密測試儀器組成，能夠精準地測試和反映伺服閥的各項性能，如圖11所示。

由圖11可看出，本實驗系統(tǒng)主要包括工控機、液壓泵、直動式2D電液壓力伺服閥、溢流閥、截止閥、壓力表、流量計、驅動控制器、信號發(fā)生器、壓力傳感器、示波器以及LVDT位移傳感器等。液壓泵的額定壓力為35 MPa，泵站所能提供的最大流量為280 L/min，系統(tǒng)壓力可通過控制柜的控制按鈕進行開關控制以及系統(tǒng)壓力大小的比例控制。

直動式2D電液壓力伺服閥實驗臺測試圖如圖12所示，信號發(fā)生器發(fā)出初始控制信號給伺服旋轉電磁鐵控制器，控制器發(fā)出PWM控制信號控制旋轉電磁鐵動作，旋轉電磁鐵按照輸入信號實時輸出轉動角位移，驅動2D活塞旋轉。LVDT檢測2D活塞位移信號并反饋給控制器，形成位置閉環(huán)反饋。負載壓力通過壓力傳感器測量，并顯示和記錄在示波器上。

圖11 直動式2D壓力伺服閥實驗系統(tǒng)Fig.11 Experimental system of direct-acting 2D pressure servo valve

圖12 直動式2D壓力伺服閥實驗測試圖Fig.12 Experimental test of direct-acting 2D pressure servo valve

4.2 實驗結果

4.2.1 控制特性實驗

當系統(tǒng)壓力為28 MPa時，壓力伺服閥的輸出壓力隨電壓變化的控制特性曲線如圖13所示。

從圖中可以看出，電液壓力伺服閥有接近10%左右的零位死區(qū)，這同樣比普通電液壓力伺服閥的20%的零位死區(qū)有了很大的提高。從曲線可以看出，直動式2D電液壓力伺服閥與波登管式2D電液壓力伺服閥一樣具有很好的滯環(huán)及分辨率，其滯環(huán)<3%，線性度<2%，且實際性能指標與仿真結果基本一致。

圖13 直動式2D壓力伺服閥控制特性圖Fig.13 Control characteristics of direct-acting 2D pressure servo valve

圖14 直動式2D壓力伺服閥階躍響應實驗曲線Fig.14 Experimental curves of step response of direct-acting 2D pressure servo valve

4.2.2 動態(tài)響應特性實驗

圖14為直動式2D電液壓力伺服閥的階躍響應曲線。從圖14中可以看出，當信號發(fā)生器提供標準階躍信號時，壓力伺服閥在系統(tǒng)壓力為28 MPa下的階躍響應時間在30 ms，與仿真結果基本相符，驗證了該閥數(shù)學模型的正確性，達到了預期的效果。

4.2.3 跟隨特性實驗

圖15為直動式2D壓力伺服閥在10 min內測試的系統(tǒng)輸出壓力隨輸入信號變化的曲線圖。當輸入電流發(fā)生突變，測試輸出壓力的穩(wěn)定性及輸入跟隨特性，調整輸入電流使壓力從9 MPa突變到7.5 MPa，再突變到15 MPa，最后穩(wěn)定到20 MPa。

圖15 負載輸出壓力曲線Fig.15 Experimental curves of output pressure of 2D servo valve

從圖中可以看出，當輸入信號不變時，輸出壓力非常平穩(wěn)，壓力擾動基本可以忽略；輸入電流信號發(fā)生突變，輸出壓力快速地跟隨到相應的壓力值，超調基本可以忽略。本實驗結果說明直動式2D壓力伺服閥具有很好的壓力跟隨特性和輸出穩(wěn)定性。

4.2.4 泄漏特性

在伺服閥泄漏測試方案中將圖11中的截止閥1關閉，回油口接量筒， 負載口至截止閥1管路容腔不大于50 mL；系統(tǒng)壓力為28 MPa，當調節(jié)負載壓力口輸出壓力分別為7、10、20 MPa時，測量1 min內該閥的泄漏量如表2所示。

從表中可以看出，隨著負載輸出壓力的增大，伺服閥的泄漏量在減小，當輸出負載壓力為7 MPa時， 泄漏量為5.1 L/min，壓力為20 MPa時泄漏量只有3.3 L/min，泄漏量處于較低的水平，不影響系統(tǒng)的正常工作。該特性也從側面反映了該閥的結構特點。

表2 直動式2D電液壓力伺服閥的泄漏測試

5 結 論

1) 通過采用變傳動比撥桿撥叉?zhèn)鲃訖C構，減小了旋轉電磁鐵驅動力矩，使機載壓力伺服閥用電-機械轉換器的體積和質量減小數(shù)倍，同時采用轉角電反饋構成伺服旋轉電磁鐵，提高了其控制精度和動態(tài)響應。設計的2D壓力伺服閥在系統(tǒng)壓力為28 MPa時階躍響應時間大約為30 ms，壓力輸出穩(wěn)定，超調量基本可忽略。

2) 在直動式機載2D電液壓力伺服閥中引入擠壓油膜緩沖理論。采用圓盤擠壓油膜緩沖器，提高了閥的穩(wěn)定性和可靠性；同時利用LVDT檢測2D活塞位移并反饋，精確控制彈簧壓縮量，提高了該閥的控制精度。

3) 將2D活塞伺服控制技術應用于機載壓力伺服閥，減小了閥的體積、重量及驅動功率，同時提高了機載伺服閥的可靠性和綜合性能指標；其質量僅為穆格或力士樂等同類閥的1/5，體積不到其1/7。因此，直動式2D壓力伺服閥非常適用于機載液壓系統(tǒng)。

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Characteristicsofdirect-actingairborne2Delectro-hydraulicpressureservovalve

ZUOXiqing1, 2,RUANJian2,LIUGuowen1,YUZheqing2,*

1.DepartmentofMechanicalandElectricalEngineering,HuzhouVocational&TechnicalCollege,Huzhou313000,China2.KeyLaboratoryofSpecialPurposeEquipmentandAdvancedProcessingTechnologyofMinistryofEducation,ZhejiangUniversityofTechnology,Hangzhou310014,China

Adirect-actingTwoDimensional(2D)electro-hydraulicservovalveisdesigned,inwhichthemainspoolisdrivenbythe2Dservopistonmechanismtogettheloadpressureasrequired.LinearVariableDifferentialTransformer(LVDT)isusedfortestingandformingclosedlooppositionfeedback.Thedisplacementofpistoncanbecontrolledpreciselyusingclosed-loopfeedback.Theopeningdegreeofthemainspoolconnectingtothepistonwithaspringischangedbytheforceofthespringproducedbythemovementofthepistonunderthepressuredifferenceonbothsidestocontroltheloadpressureasaccuratelyaspossible.Basedonthetheoryofsqueezeoilfilm,adiscstructureisappliedtothemainspooltoincreasethedampingratioandtoimprovethestabilityandreliabilityofthesystem.Staticanddynamiccharacteristicsareanalyzedbysimulatingthemathematicalmodelofthevalve,andthefeasibilityoftheprototypeisverifiedintheexperiment.Theresultsdemonstrategoodcharacteristicsofvoltagefollowerandstableoutput,withthestepresponsetimebeing30ms,thehysteresislessthan3%,andthelinearitylessthan2%,whenthesystempressureis28MPa.Comparedwithtraditionaldirect-actingproportionalservovalve,thevalvehastheadvantagesofstronganti-pollution,highreliability,lightweightandsmallvolume(about1/5inmassand1/7involumeofthesamekindofservovalve),andisverysuitablefortheairbornehydraulicbrakingsystem.

airborne;two-dimensionalpiston;pressureservo;LVDT;stability

2017-03-31；Revised2017-04-28；Accepted2017-05-17；Publishedonline2017-06-091006

URL：http://hkxb.buaa.edu.cn/CN/html/20171131.html

s：NationalNaturalScienceFoundationofChina(51375445)；PublicWelfareProjectofScienceTechnologyDepartmentofZhejiangProvince(2016C31056)

.E-mailzqyuhz@163.com

http://hkxb.buaa.edu.cnhkxb@buaa.edu.cn

10.7527/S1000-6893.2017.421294

V227.5;TP271.31

A

1000-6893(2017)11-421294-11

2017-03-31；退修日期2017-04-28；錄用日期2017-05-17；< class="emphasis_bold">網(wǎng)絡出版時間

時間：2017-06-091006

http://hkxb.buaa.edu.cn/CN/html/20171131.html

國家自然科學基金(51375445)； 浙江省科技廳公益項目(2016C31056)

.E-mailzqyuhz@163.com

左希慶，阮健，劉國文，等. 直動式機載2D電液壓力伺服閥特性J. 航空學報，2017,38(11):421294.ZUOXQ,RUANJ,LIUGW,etal.Characteristicsofdirect-actingairborne2Delectro-hydraulicpressureservovalveJ.ActaAeronauticaetAstronauticaSinica,2017,38(11):421294.

(責任編輯：李世秋)