夏 忠，張雙田，王朝陽，唐 庸

(1.上海航天控制技術(shù)研究所·上?！?01109;2.上海市伺服系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心·上?！?01109;3.東華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院·上海·201620)

0 引 言

伺服機(jī)構(gòu)是運(yùn)載火箭控制系統(tǒng)中的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其按照箭上控制計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)輸出的擺角信號，控制火箭發(fā)動(dòng)機(jī)的擺角，從而產(chǎn)生對箭體的操縱力，實(shí)現(xiàn)對火箭飛行姿態(tài)和飛行彈道的控制[1]。伺服機(jī)構(gòu)有多種形式，目前普遍采用電液伺服機(jī)構(gòu)[2]，我國現(xiàn)役的主力運(yùn)載火箭CZ-2、CZ-3、CZ-4系列等均采用電液伺服機(jī)構(gòu)作為發(fā)動(dòng)機(jī)的搖擺裝置。

液壓伺服機(jī)構(gòu)一般由液壓能源和伺服控制兩部分構(gòu)成，液壓能源部分通過液壓泵、蓄能器等為伺服機(jī)構(gòu)提供高壓能源輸出，伺服控制部分通過伺服閥、作動(dòng)缸等實(shí)現(xiàn)對發(fā)動(dòng)機(jī)噴管位置的搖擺控制。在伺服機(jī)構(gòu)工作時(shí)，系統(tǒng)壓力的穩(wěn)定性是影響伺服機(jī)構(gòu)工作可靠性、控制穩(wěn)定性的重要因素之一;伺服閥是伺服機(jī)構(gòu)的核心控制部件，直接決定伺服機(jī)構(gòu)的主要功能及性能。伺服機(jī)構(gòu)常因能源系統(tǒng)不穩(wěn)定造成壓力流量調(diào)節(jié)閥門穩(wěn)定性下降，導(dǎo)致系統(tǒng)產(chǎn)生壓力抖動(dòng)等異常[3]，有必要開展伺服機(jī)構(gòu)系統(tǒng)壓力異常情況對伺服閥的影響分析。

本文針對某型液壓伺服機(jī)構(gòu)系統(tǒng)工作壓力曲線脈動(dòng)現(xiàn)象，首先通過機(jī)理分析及仿真，論證了壓力脈動(dòng)的機(jī)理，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證;其次針對不同幅頻的壓力脈動(dòng)值，分析了脈動(dòng)現(xiàn)象對伺服閥工作性能的影響;最后進(jìn)行了總結(jié)。

1 機(jī)理分析

液壓伺服機(jī)構(gòu)的工作壓力是反映系統(tǒng)工作可靠性、穩(wěn)定性及控制精度的重要參數(shù)。實(shí)際工作過程中，常因系統(tǒng)內(nèi)部閥門磨損、多余物、異常滲漏等，導(dǎo)致系統(tǒng)工作壓力、零位精度、動(dòng)態(tài)特性等測試參數(shù)異常。某型液壓伺服機(jī)構(gòu)測試過程中，在系統(tǒng)零位穩(wěn)定工作時(shí)，工作壓力曲線出現(xiàn)幅值約0.5MPa、頻率約1.2Hz的壓力脈動(dòng)現(xiàn)象，如圖1所示。

圖1 壓力脈動(dòng)曲線Fig.1 Pressure fluctuation curve

針對伺服機(jī)構(gòu)壓力曲線脈動(dòng)現(xiàn)象，對伺服機(jī)構(gòu)及配套液壓泵等工作原理進(jìn)行了說明，分析了定位工作壓力脈動(dòng)機(jī)理。

1.1 系統(tǒng)工作機(jī)理分析

伺服機(jī)構(gòu)工作時(shí)，液壓能源部分通過電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)恒壓變量泵實(shí)現(xiàn)高壓能源的持續(xù)輸出，并實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)壓力的調(diào)定;同時(shí)箭上控制指令通過功率放大器作用于伺服閥力矩馬達(dá)，電信號指令轉(zhuǎn)換成伺服閥滑閥的線性位移，高壓油液經(jīng)滑閥位移開口流至作動(dòng)缸輸出位移，并通過反饋傳感器引入反饋信號實(shí)現(xiàn)對發(fā)動(dòng)機(jī)噴管位置的跟隨控制。伺服機(jī)構(gòu)液壓原理簡圖如圖2所示。

圖2 伺服機(jī)構(gòu)液壓原理簡圖Fig.2 Hydraulic principal diagram of servomechanism

該型伺服機(jī)構(gòu)配套恒壓變量泵，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)，從油箱吸入的油液輸出高壓油。液壓泵輸出流量與斜盤傾角成正比。液壓泵的控制活塞控制進(jìn)入隨動(dòng)活塞高壓腔的油液，并推動(dòng)隨動(dòng)活塞控制斜盤傾角。當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到額定壓力時(shí)，隨動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)至最大工作行程、斜盤傾角為0，液壓泵無流量輸出。液壓泵調(diào)壓機(jī)構(gòu)說明圖如圖3所示。伺服機(jī)構(gòu)的工作壓力由液壓泵控制活塞調(diào)定，其力平衡方程為

式中:Pb為泵的出口壓力，MPa;A1為活門閥芯的面積，mm2;K1為彈簧剛度，N/mm;x為彈簧預(yù)壓縮量，mm;f1為摩擦阻力，N。

1.2 壓力脈動(dòng)機(jī)理分析

綜合該型液壓伺服機(jī)構(gòu)各項(xiàng)監(jiān)測參數(shù)，定位該問題系液壓泵在額定工作狀態(tài)下 (小流量輸出)壓力調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)能力下降導(dǎo)致。

圖3 液壓泵調(diào)壓機(jī)構(gòu)說明圖Fig.3 Illustration of pressure regulating mechanism of hydraulic pump

液壓泵壓力穩(wěn)定性、響應(yīng)特性等主要特性由控制活門和隨動(dòng)活塞兩部分決定[3-5]?？刂苹铋T是壓力敏感元件，其閥芯的靈敏度主要決定了泵輸出壓力的平穩(wěn)性。泵出口壓力變化量ΔP＞f1/A1閥芯移動(dòng)。由于零件加工的個(gè)體差異、裝配過程控制、系統(tǒng)多余物等因素，控制活門的靈敏度是不同的，摩擦阻力f1也不是常量 (即壓力反饋回路響應(yīng)特性存在差異)，可能導(dǎo)致泵的輸出壓力小幅脈動(dòng)。

從液壓泵調(diào)壓機(jī)理分析可知，隨動(dòng)活塞為執(zhí)行元件，執(zhí)行元件的不靈敏同樣會(huì)引起系統(tǒng)輸出壓力的脈動(dòng)。隨動(dòng)活塞相等于一個(gè)柱塞缸，若隨動(dòng)活塞和套筒之間存在異常摩擦/卡滯，隨動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)不靈敏，也可能表現(xiàn)為系統(tǒng)壓力調(diào)節(jié)過程中的小幅脈動(dòng)。

2 仿真分析

2.1 曲線分析

為進(jìn)一步分析液壓泵調(diào)壓機(jī)構(gòu)響應(yīng)特性對輸出壓力脈動(dòng)的影響，對變量泵進(jìn)行建模仿真。將變量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的不靈敏簡化為控制活門閥芯和閥套之間，以及隨動(dòng)活塞和套筒之間存在的摩擦力，分析不同摩擦力對壓力脈動(dòng)的影響。

運(yùn)用Matlab/Simulink對各組件及伺服機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模。伺服機(jī)構(gòu)仿真模型 (圖4)主要由伺服閥部分、能源部分、輔助部分、液壓油部分、作動(dòng)器部分、電位計(jì)部分、控制程序部分組成。模型采用純物理模型建模，有效避免了傳統(tǒng)建模過程中因推導(dǎo)傳遞函數(shù)導(dǎo)致的模型階數(shù)較高而過度簡化的問題和非線性環(huán)節(jié)線性化的問題。模型對每個(gè)零部件進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，將各個(gè)零部件組合起來構(gòu)成復(fù)雜的裝配體，進(jìn)行系統(tǒng)仿真計(jì)算。主要仿真參數(shù)如表1所示。

表1 主要仿真參數(shù)Tab.1 Main simulation parameters

伺服機(jī)構(gòu)在零位狀態(tài) (即泵輸出流量很小時(shí))時(shí)，設(shè)控制活門閥芯閥套摩擦力很小 (小于0.1N)，仿真結(jié)果如圖5(a)所示。建壓完成后系統(tǒng)壓力脈動(dòng)很小，基本無法檢測，可以忽略不計(jì)?？紤]控制活門閥芯閥套配合，設(shè)摩擦力為0.6N進(jìn)行仿真，摩擦力約占活門推動(dòng)力6.2N的10%，仿真結(jié)果如圖5(b)所示。仿真出現(xiàn)了較為明顯的壓力曲線脈動(dòng)現(xiàn)象，系統(tǒng)壓力仿真曲線壓力脈動(dòng)幅值約為0.5MPa，頻率約為1.2Hz。

在隨動(dòng)活塞摩擦力對壓力脈動(dòng)影響方面，設(shè)置隨動(dòng)活塞摩擦力較大 (10N)，仿真結(jié)果如圖5(c)所示。伺服機(jī)構(gòu)壓力曲線在穩(wěn)定工作段本身無明顯脈動(dòng)現(xiàn)象。

圖4 伺服機(jī)構(gòu)仿真模型Fig.4 Simulation model of servomechanism

由仿真結(jié)果可知，控制活門閥芯和閥套之間摩擦力增大，系統(tǒng)壓力脈動(dòng)現(xiàn)象明顯，脈動(dòng)幅值相應(yīng)增大。隨動(dòng)活塞摩擦力對伺服機(jī)構(gòu)穩(wěn)定段的壓力曲線無明顯影響。

圖5 伺服機(jī)構(gòu)壓力脈動(dòng)仿真曲線Fig.5 Simulation curves of servo pressure pulsation

2.2 壓力脈動(dòng)影響

針對壓力脈動(dòng)現(xiàn)象對伺服機(jī)構(gòu)的影響，主要分析壓力脈動(dòng)對核心控制元件——伺服閥的影響，主要涉及伺服閥零位穩(wěn)定性、流量輸出穩(wěn)定性等方面。

1)理論分析

以本文涉及的串聯(lián)有恒定節(jié)流孔的噴嘴-擋板元件作為滑閥不動(dòng)時(shí)來研究，此時(shí)通過噴嘴的流量就是該種形式液壓放大器的泄漏量，可等效為圖6所示的液壓放大器等效橋路圖。

由流量連續(xù)性方程可知:

圖6 液壓放大器等效橋路圖Fig.6 Equivalent bridge diagram of hydraulic amplifier

將以上兩等式在零位附近線性化并對xf求導(dǎo)，可以得到伺服閥在零位附近的線性化方程為

式中，PS、PR、P1、P2分別為供油壓力、回油腔壓力、1端控制單位腔壓力、2端控制腔壓力 (單位:MPa);QL為單邊零位流量 (單位:L/min);Q1、Q2、Q3、Q4分別為通過恒定節(jié)流孔1、2及噴嘴擋板可變節(jié)流器3、4的流量 (單位:L/min);Cd0、Cdf分別為流量系數(shù);A0為節(jié)流孔面積 (單位:mm2);ρ為密度 (單位:g/mm3);DN為噴嘴孔直徑 (單位:mm);xf0、xf分別為中位時(shí)噴擋距離、實(shí)際噴擋距離 (單位:mm);ΔQL為差動(dòng)流量(單位:L/min);Δxf為噴擋位移 (單位:mm);ΔPL為主閥芯兩端壓差 (單位:MPa)。

即當(dāng)伺服閥在零信號時(shí)，Δxf=0，此外，ΔPL=ΔP1-ΔP2;對于雙噴嘴擋板閥，由于結(jié)構(gòu)對稱使得去負(fù)載的壓力ΔP1與ΔP2相等，則ΔPL=0。由此可知伺服閥在零信號時(shí)，當(dāng)供油壓力變化時(shí)，ΔQL=0，即供油壓力波動(dòng)不會(huì)對伺服閥的流量輸出產(chǎn)生影響。

2)仿真分析

仿真模型的系統(tǒng)壓力根據(jù)實(shí)際的壓力脈動(dòng)情況進(jìn)行設(shè)定，仿真結(jié)果如圖7所示。可以看出在零位狀態(tài)下系統(tǒng)壓力有壓力脈動(dòng)時(shí)，閥芯左右兩端壓力相等，去負(fù)載的流量曲線幾乎無影響;在帶載狀態(tài)下作動(dòng)筒兩端壓力相等，不影響活塞桿運(yùn)動(dòng)。

圖7 伺服閥零位時(shí)壓力變化曲線Fig.7 Pressure variation curve of servo valve zero position

在壓力脈動(dòng)對伺服閥流量輸出穩(wěn)定性的影響方面，設(shè)置仿真模型的伺服閥線圈通入額定幅值與頻率的電流信號，系統(tǒng)壓力根據(jù)實(shí)際壓力脈動(dòng)情況進(jìn)行設(shè)定。壓力脈動(dòng)時(shí)，伺服閥閥芯處于一個(gè)動(dòng)平衡狀態(tài)，總是克服壓力脈動(dòng)帶來的影響，僅有小幅值壓力脈動(dòng)，且對輸出流量影響很小。

為進(jìn)一步研究系統(tǒng)壓力脈動(dòng)對伺服閥的影響，設(shè)置不同壓力脈動(dòng)狀態(tài)，分析伺服閥輸出流量曲線變化規(guī)律，仿真結(jié)果如圖8所示。系統(tǒng)壓力低頻小幅脈動(dòng) (P＜2MPa，f＜5Hz)對伺服閥輸出流量影響較小。系統(tǒng)壓力脈動(dòng)幅值ΔP＞2MPa后，頻率越大，伺服閥輸出流量脈動(dòng)現(xiàn)象越明顯;頻率一定時(shí)，幅值越大，伺服閥輸出流量脈動(dòng)也越明顯。

圖8 不同壓力脈動(dòng)時(shí)伺服閥輸出流量曲線Fig.8 Output curve of servo valve under different pressure fluctuation

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

使用測試試驗(yàn)臺對伺服機(jī)構(gòu)配套液壓泵進(jìn)行壓力流量特性測試。當(dāng)負(fù)載壓力值小于額定壓力時(shí)，能較快地達(dá)到全流量輸出，響應(yīng)速度較快。負(fù)載到達(dá)額定壓力時(shí)，輸出流量明顯降低，響應(yīng)速度變慢，超調(diào)明顯。壓力調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的調(diào)節(jié)能力在小流量輸出時(shí)變?nèi)?。?fù)載壓力持續(xù)增大，液壓泵很難實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定輸出，輸出流量開始出現(xiàn)大幅值脈動(dòng)。

分解液壓泵變量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，手工拉拔可明顯感受到控制活門閥芯在閥套內(nèi)不能順暢滑動(dòng)，控制活門表面有明顯拉傷，對應(yīng)的活塞套筒表面有局部磨損。

為驗(yàn)證液壓泵穩(wěn)定響應(yīng)時(shí)間超長是由于變量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)不穩(wěn)定所致，更換一組控制活門，對比更換前后穩(wěn)定響應(yīng)時(shí)間的變化情況，并進(jìn)行伺服機(jī)構(gòu)性能測試驗(yàn)證。返修前后液壓泵的動(dòng)態(tài)指標(biāo)對比如表2所示。

表2 液壓泵返修前后動(dòng)態(tài)指標(biāo)對比Tab.2 Dynamic data comparison of hydraulic pump before and after

由試驗(yàn)結(jié)果可知，隨著泵的動(dòng)態(tài)響應(yīng)指標(biāo)不斷優(yōu)化，泵的響應(yīng)靈敏性得到有效提高，伺服機(jī)構(gòu)系統(tǒng)試驗(yàn)過程中的壓力脈動(dòng)現(xiàn)象消失。

4 結(jié) 論

本文從系統(tǒng)機(jī)理、仿真分析、試驗(yàn)驗(yàn)證等多個(gè)角度，對液壓伺服機(jī)構(gòu)工作壓力脈動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行了分析和研究，可以得到以下結(jié)論:

1)該型伺服機(jī)構(gòu)壓力脈動(dòng)現(xiàn)象系恒壓變量泵調(diào)壓機(jī)構(gòu)控制活塞的閥芯閥套配合質(zhì)量下降導(dǎo)致，且隨動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)對穩(wěn)定段壓力脈動(dòng)的影響相對較小，通過改善液壓泵的動(dòng)態(tài)響應(yīng)能力可解決壓力脈動(dòng)現(xiàn)象。

2)伺服機(jī)構(gòu)工作壓力脈動(dòng)幅值較大時(shí)，頻率越大，伺服閥輸出流量脈動(dòng)現(xiàn)象越明顯;工作壓力脈動(dòng)頻率一定時(shí)，幅值越大，伺服閥輸出流量脈動(dòng)也越明顯。低頻小幅值壓力脈動(dòng)現(xiàn)象不影響伺服機(jī)構(gòu)正常工作。

本文的研究為后續(xù)液壓伺服機(jī)構(gòu)工作壓力脈動(dòng)相關(guān)問題的分析提供了一定參考。