杜善霄，周俊杰，2，荊崇波，張祝，廖文博

(1.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081;2.北京理工大學(xué) 前沿技術(shù)研究院，山東 濟(jì)南 250101)

0 引言

液壓傳動(dòng)具有控制方便、功率密度高、元件布置靈活等諸多優(yōu)點(diǎn)，在各領(lǐng)域中有著廣泛應(yīng)用［1-3］。我國(guó)液壓傳動(dòng)技術(shù)所占比重逐年遞增，在新工業(yè)時(shí)代背景下，液壓傳動(dòng)正起著舉足輕重的作用［4-6］。然而，如液壓泵等核心元件仍然依賴進(jìn)口，中科院報(bào)告指出，高壓軸向柱塞泵是我國(guó)受制于人的35 項(xiàng)卡脖子技術(shù)之一。為降低產(chǎn)品斷供風(fēng)險(xiǎn)和使用成本，加快液壓技術(shù)發(fā)展，液壓元件的國(guó)產(chǎn)化迫在眉睫。斜盤式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)緊湊，工作效率高，使用廣泛［7-8］。伺服變量是斜盤式軸向柱塞泵常用的變量方式。在整個(gè)液壓系統(tǒng)中，伺服變量系統(tǒng)控制著啟動(dòng)、制動(dòng)等重要功能，伺服變量系統(tǒng)性能的好壞將直接影響到液壓系統(tǒng)性能。目前，斜盤式軸向柱塞泵的變量伺服問(wèn)題仍是一個(gè)研究的重點(diǎn)和難點(diǎn)［9-11］。

魏列江等［12］采用實(shí)驗(yàn)方法，對(duì)斜盤式軸向柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)進(jìn)行系統(tǒng)辨識(shí)，獲得了變量機(jī)構(gòu)的幅頻特性和相頻特性，辨識(shí)出傳遞函數(shù)模型。權(quán)凌霄等［13］針對(duì)斜盤式軸向柱塞泵的伺服變量機(jī)構(gòu)建立仿真模型，詳細(xì)分析了控制閥的閥芯阻尼、復(fù)位彈簧、供油壓力等因素對(duì)變量機(jī)構(gòu)控制特性的影響。蘇東海等［14］根據(jù)軸向伺服變量柱塞泵結(jié)構(gòu)特點(diǎn)建立了變量機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型，分析了其參數(shù)對(duì)變量控制的影響。齊海濤等［15］分析了電動(dòng)伺服變量泵結(jié)構(gòu)和工作原理，并利用系統(tǒng)建模仿真AMEsim 軟件建立了系統(tǒng)數(shù)值模型，分析泵變量調(diào)節(jié)特性。胡小冬等［16］利用AMEsim 軟件對(duì)A8VO 型柱塞泵的變量調(diào)節(jié)系統(tǒng)進(jìn)行物理建模與仿真，得到了彈簧設(shè)定值、油口控制壓力等對(duì)變量調(diào)節(jié)的影響。黃長(zhǎng)勝等［17］分析柱塞泵變量機(jī)構(gòu)的阻尼特性發(fā)現(xiàn)，變量機(jī)構(gòu)中加入阻尼孔元件會(huì)降低液壓泵系統(tǒng)振動(dòng)。王慧等［18］建立了閥控變量泵的AMEsim 模型，對(duì)比分析了電液比例換向閥、電液伺服閥及高速開(kāi)關(guān)閥控制對(duì)變量響應(yīng)的影響。

分析柱塞泵變量機(jī)構(gòu)可以在理論上達(dá)到較好的控制和調(diào)節(jié)特性，但目前針對(duì)試驗(yàn)問(wèn)題研究較少，且試驗(yàn)對(duì)比不充分，因此難以有效解決實(shí)際問(wèn)題［19-21］。

本文研究基于研發(fā)過(guò)程中遇到的實(shí)際問(wèn)題，通過(guò)伺服變量特性試驗(yàn)和仿真對(duì)比分析，深入研究了不同影響因素對(duì)變量特性的影響。詮釋了產(chǎn)品研發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)的問(wèn)題，為斜盤式軸向柱塞泵伺服變量系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。

1 泵/馬達(dá)系統(tǒng)變量特性試驗(yàn)

1.1 伺服變量原理

伺服變量過(guò)程是泵/馬達(dá)回路從一個(gè)排量向另一個(gè)排量變化并達(dá)到穩(wěn)定的過(guò)程，即排量變化過(guò)程，其工作原理和油路如圖1 和圖2 所示，包括變量閥、伺服缸和斜盤，變量活塞將伺服缸內(nèi)容積分為主動(dòng)缸與從動(dòng)缸。圖2 中: T 為主回油口，P 為主供油口。由圖1 可知，在變量過(guò)程中，控制手柄力作用于變量閥芯，從而改變油路走向;主動(dòng)缸與從動(dòng)缸將產(chǎn)生壓力差推動(dòng)伺服缸內(nèi)變量活塞移動(dòng)，并帶動(dòng)斜盤轉(zhuǎn)角使得系統(tǒng)排量改變。其間，變量閥芯位移由控制手柄和斜盤反饋共同決定。斜盤回位過(guò)程比較變量過(guò)程油路存在不同，但工作原理一致。泵馬達(dá)回路用作行走系統(tǒng)時(shí)，主動(dòng)缸和從動(dòng)缸通過(guò)制動(dòng)閥短暫連通使斜盤回位，可實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)快速制動(dòng)功能。按上述分析，本文將伺服變量過(guò)程分為啟動(dòng)過(guò)程、回位過(guò)程、制動(dòng)過(guò)程和制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程。定義控制手柄輸入作用力至系統(tǒng)保持某一排量為啟動(dòng)過(guò)程;控制手柄輸入回位力至排量回零為回位過(guò)程;控制手柄保持不變，即系統(tǒng)在某一排量下，制動(dòng)閥接收到電信號(hào)，主、從動(dòng)缸連通至液壓馬達(dá)停止轉(zhuǎn)動(dòng)為制動(dòng)過(guò)程;制動(dòng)閥電信號(hào)斷開(kāi)，馬達(dá)恢復(fù)至原有轉(zhuǎn)速為制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程。變量特性試驗(yàn)與仿真分析主要針對(duì)于上述4 種動(dòng)態(tài)過(guò)程。

圖1 伺服變量系統(tǒng)工作原理Fig.1 Schematic diagram of the servo variable displacement system

圖2 伺服變量系統(tǒng)油路Fig.2 Oil circuit of the servo variable displacement system

1.2 液壓試驗(yàn)臺(tái)

為探究斜盤式軸向柱塞泵伺服變量動(dòng)態(tài)特性，搭建了泵/馬達(dá)閉式回路試驗(yàn)平臺(tái)，其原理圖如圖3(a) 所示，實(shí)物圖如圖3(b) 所示。變量試驗(yàn)臺(tái)由驅(qū)動(dòng)電機(jī)和負(fù)載電機(jī)、液壓泵/馬達(dá)系統(tǒng)、傳動(dòng)與傳感裝置、控制與數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)以及其他輔助元件組成。其中，驅(qū)動(dòng)電機(jī)用于驅(qū)動(dòng)液壓泵轉(zhuǎn)動(dòng)，液壓泵和馬達(dá)形成液壓閉式回路，負(fù)載電機(jī)用做馬達(dá)負(fù)載，補(bǔ)油泵用于補(bǔ)充系統(tǒng)油液損失，單向閥控制補(bǔ)油流向，沖洗閥起到換油冷卻作用，高壓溢流閥用于控制系統(tǒng)最大壓力。泵/馬達(dá)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、伺服缸壓力等分別采用轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器、壓力傳感器通過(guò)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)。試驗(yàn)系統(tǒng)主要參數(shù)如表1 所示。

圖3 液壓泵/馬達(dá)閉式回路試驗(yàn)平臺(tái)Fig.3 Test rig of the hydraulic pump/motor closed-loop circuit

表1 試驗(yàn)平臺(tái)主要參數(shù)Table 1 Main parameters of the test rig

1.3 問(wèn)題與討論

1.3.1 試驗(yàn)結(jié)果分析

變量特性試驗(yàn)設(shè)置液壓泵轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，數(shù)據(jù)采樣頻率為1 000 Hz，監(jiān)測(cè)到補(bǔ)油壓力為2.2 MPa，殼體壓力為0.1 MPa。圖4 所示為啟動(dòng)和回位試驗(yàn)過(guò)程伺服缸壓力變化狀態(tài)。初始狀態(tài)下，主動(dòng)缸和從動(dòng)缸均為殼體壓力。在啟動(dòng)過(guò)程中，主動(dòng)缸壓力隨時(shí)間先增大再保持恒定，從動(dòng)缸壓力呈先增大再減小的趨勢(shì)，最終兩缸建立恒定壓力差。主動(dòng)缸壓力在回位過(guò)程中逐漸降低，從動(dòng)缸存在壓力真空和壓力增長(zhǎng)現(xiàn)象，但回位結(jié)束后兩缸均處于初始狀態(tài)。從動(dòng)缸壓力增大將造成主動(dòng)缸的壓力脈動(dòng)。為分析壓力變化原理，探索變量過(guò)程油路狀態(tài)。主動(dòng)缸在啟動(dòng)過(guò)程中連通補(bǔ)油油路，從動(dòng)缸連通液壓泵殼體，主、從動(dòng)缸壓力差將克服回位彈簧和缸內(nèi)摩擦力使得變量活塞運(yùn)動(dòng)，且活塞對(duì)從動(dòng)缸產(chǎn)生壓縮造成其壓力超調(diào)?；匚贿^(guò)程中油路狀態(tài)與啟動(dòng)過(guò)程相反，由于主、從動(dòng)缸壓力差降低，變量活塞受彈簧作用回歸中位，同時(shí)帶動(dòng)斜盤和變量閥芯回到零位置，故最終兩缸均連通殼體，壓力降為殼體壓力。

圖4 啟動(dòng)和回位過(guò)程伺服缸壓力變化狀態(tài)Fig.4 Servo cylinder pressure change during start-up and return

制動(dòng)和制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程伺服缸壓力變化如圖5 所示。由圖5 可知，初始狀態(tài)下主、從動(dòng)缸保持恒定壓力差。進(jìn)入制動(dòng)過(guò)程后主動(dòng)缸壓力隨時(shí)間呈減小趨勢(shì)，從動(dòng)缸壓力呈增大趨勢(shì)，最終形成較小壓力差，約為0.05～0.15 MPa。進(jìn)入制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程后，新建壓力差被打破，兩缸逐漸恢復(fù)為初始?jí)毫?。圖5(a)和圖5(b) 所示為不同進(jìn)口阻尼下制動(dòng)壓力變化。隨著阻尼增大，制動(dòng)壓力平衡位置降低，主動(dòng)缸和從動(dòng)缸壓力差減小，且制動(dòng)時(shí)間減少，但對(duì)應(yīng)制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間增加。制動(dòng)過(guò)程油路狀態(tài)與啟動(dòng)過(guò)程一致，但主、從動(dòng)缸連通形成了從補(bǔ)油油路到殼體的完整回路，使得兩缸壓力趨于相等。隨著壓力差降低，在回位彈簧力作用下實(shí)現(xiàn)斜盤回位，完成了系統(tǒng)短暫制動(dòng)功能。

圖5 制動(dòng)過(guò)程伺服缸壓力變化狀態(tài)Fig.5 Servo cylinder pressure change during braking

1.3.2 試驗(yàn)問(wèn)題與討論

研發(fā)試驗(yàn)初期存在啟動(dòng)沖擊過(guò)大以及無(wú)法完全制動(dòng)等問(wèn)題如下:1) 在啟動(dòng)過(guò)程中，迅速變量將會(huì)造成液壓泵/馬達(dá)系統(tǒng)內(nèi)部存在較大壓力沖擊，影響運(yùn)行平穩(wěn)性，且較大壓力沖擊會(huì)降低系統(tǒng)的使用壽命;2) 在制動(dòng)過(guò)程中，馬達(dá)轉(zhuǎn)速雖有降低但無(wú)法完全停止，制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程馬達(dá)轉(zhuǎn)速迅速恢復(fù)，同樣產(chǎn)生較大內(nèi)部沖擊。對(duì)于上述兩種問(wèn)題，試驗(yàn)通過(guò)改變進(jìn)口、回油阻尼、回位彈簧剛度等措施得以解決。為更深入分析各種因素對(duì)伺服變量特性的影響，從理論上印證改進(jìn)措施的有效性，本文展開(kāi)細(xì)致探索，為未來(lái)斜盤式軸向柱塞泵伺服變量研究與設(shè)計(jì)提供有效的理論指導(dǎo)。

2 仿真模型建立與分析

2.1 模型構(gòu)建機(jī)理

變量機(jī)構(gòu)閥組剖面圖如圖6 所示，其中P 口為系統(tǒng)提供高壓油液，A1和A2口分別連接伺服缸的左、右兩側(cè)，T 口連接泵殼體內(nèi)腔。伺服缸與變量活塞結(jié)構(gòu)如圖7 所示。變量過(guò)程中變量閥芯運(yùn)動(dòng)控制油路狀態(tài)，對(duì)系統(tǒng)變量具有決定作用。

圖6 變量機(jī)構(gòu)閥組剖面圖Fig.6 Valve group profile of the variable displacement mechanism

圖7 伺服缸結(jié)構(gòu)圖Fig.7 Servo cylinder structure

對(duì)閥芯進(jìn)行受力分析可知，閥芯運(yùn)動(dòng)受控制手柄力Fi、閥芯彈簧力Fv和斜盤反饋力Fb3 個(gè)力共同作用，3 個(gè)力均作用于反饋拉桿，分布狀態(tài)如圖8 所示，合力方向即為閥芯運(yùn)動(dòng)方向。圖8 中Lf為反饋力作用點(diǎn)到控制手柄力作用點(diǎn)的距離，Ls為彈簧力作用點(diǎn)到控制手柄力作用點(diǎn)的距離。根據(jù)圖8 中受力關(guān)系得到受力平衡和轉(zhuǎn)矩平衡公式為

圖8 反饋拉桿合力關(guān)系Fig.8 Feedback tie rod force diagram

對(duì)式(1) 進(jìn)行化簡(jiǎn)，得到3 個(gè)力的關(guān)系為

依據(jù)受力點(diǎn)位置建立各作用點(diǎn)運(yùn)動(dòng)關(guān)系:

式中:xb為斜盤反饋力作用點(diǎn)位移;xi為控制手柄力作用點(diǎn)位移;xv為閥芯彈簧力作用點(diǎn)位移。

對(duì)式(3) 進(jìn)行化簡(jiǎn)，可得到位移關(guān)系為

通過(guò)受力和運(yùn)動(dòng)關(guān)系分析，利用多領(lǐng)域仿真軟件AMEsim 搭建起伺服變量系統(tǒng)數(shù)值模型，如圖9所示。模型包含控制手柄、變量閥、伺服缸、制動(dòng)閥等重要組件，可以有效模擬整個(gè)變量系統(tǒng)的相互關(guān)系和運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，進(jìn)口阻尼、回油阻尼和回位彈簧剛度(見(jiàn)圖9 中所標(biāo)示) 對(duì)伺服變量特性有較大影響，2.2 節(jié)將對(duì)3 種因素進(jìn)行詳細(xì)分析，旨在獲取影響規(guī)律并對(duì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖9 基于AMEsim 的伺服變量系統(tǒng)仿真模型Fig.9 AMEsim-based simulation model of the servo-variable displacement system

2.2 結(jié)果與分析

基于仿真模型對(duì)不同變量過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值模擬，設(shè)置供油壓力為2.2 MPa，回油壓力為0.1 MPa。不同變量過(guò)程中伺服缸壓力變化仿真與試驗(yàn)對(duì)比曲線如圖10 所示。由圖10 可以看出，伺服缸壓力仿真所得變化曲線與試驗(yàn)曲線比較接近，在啟動(dòng)和回位過(guò)程試驗(yàn)需要手動(dòng)輸入作用力，因此存在一定的偏差，在制動(dòng)和制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程，由于制動(dòng)閥的電磁干擾，試驗(yàn)曲線具有較大波動(dòng)。平穩(wěn)運(yùn)行后，仿真與試驗(yàn)曲線最大誤差為3%，在誤差范圍之內(nèi)，證明了仿真模型的有效性。因此，針對(duì)各種因素對(duì)變量特性的影響，可基于仿真模型進(jìn)行。圖11 顯示了變量活塞位移變化，制動(dòng)完成后活塞仍留有1.26 mm 位移，即液壓泵還存在排量，但較小排量下已無(wú)法克服負(fù)載驅(qū)動(dòng)馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)，馬達(dá)轉(zhuǎn)速降為0 r/min。

圖10 伺服缸壓力變化仿真與試驗(yàn)對(duì)比Fig.10 Simulation and test comparison of servo cylinder pressure change

圖11 變量活塞位移變化Fig.11 Change in the displacement of variable piston

3 伺服變量特性影響因素分析

3.1 進(jìn)口阻尼

在不同進(jìn)口阻尼大小條件下，對(duì)伺服變量系統(tǒng)進(jìn)行了數(shù)值模擬。阻尼孔直徑選定范圍為0.6～1.5 mm，供油壓力和殼體壓力分別保持為2.2 MPa、0.1 MPa。圖12 所示為不同進(jìn)口阻尼下啟動(dòng)和回位過(guò)程伺服缸壓力對(duì)比曲線。在啟動(dòng)過(guò)程中，隨著阻尼增大，主動(dòng)缸壓力增大趨勢(shì)趨于平緩，從動(dòng)缸壓力增大幅度減小，且兩缸建立最大壓力差時(shí)間增大，表明變量活塞達(dá)到最大位移時(shí)間變長(zhǎng)，與圖13中顯示變量活塞位移曲線具有一致性?；匚贿^(guò)程中，從動(dòng)缸壓力增大幅值隨阻尼增大而減小，但真空存在時(shí)間增大，使得兩缸建立等壓時(shí)間延長(zhǎng)，變量活塞產(chǎn)生一個(gè)恒定的位移平臺(tái)，最終降低了系統(tǒng)回位性能。

圖12 啟動(dòng)和回位過(guò)程伺服缸壓力變化趨勢(shì)Fig.12 Trend of servo cylinder pressure change during start-up and return

圖13 啟動(dòng)和回位過(guò)程變量活塞位移Fig.13 Displacement of the variable piston during start-up and return

不同進(jìn)口阻尼條件下制動(dòng)過(guò)程伺服缸壓力變化曲線和變量活塞位移曲線如圖14 和圖15 所示。圖14 中，Δp0、Δp0.2、Δp1.2、Δp1.5分別為無(wú)阻力孔和阻力孔直徑0.2 mm、0.8 mm、1.2 mm、1.5 mm 的壓力差。由圖14 可知，主動(dòng)缸與從動(dòng)缸制動(dòng)過(guò)程在無(wú)阻尼狀態(tài)下存在較大壓力差，隨著進(jìn)口阻尼增大，兩缸制動(dòng)壓力建立位置呈現(xiàn)降低趨勢(shì)，且壓力差逐漸減小。由圖15 可知，無(wú)阻尼條件下變量活塞仍保持較大位移，使得保留排量仍可驅(qū)動(dòng)馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)，即存在試驗(yàn)中馬達(dá)無(wú)法完全制動(dòng)問(wèn)題，且加入進(jìn)口阻尼后該現(xiàn)象消失。變量活塞保留位移隨著阻尼增大而減小，這意味著抑制馬達(dá)停止的作用力減小，故制動(dòng)時(shí)間降低，但相應(yīng)制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間升高?？傮w來(lái)看，進(jìn)口阻尼增大使液壓泵/馬達(dá)系統(tǒng)啟動(dòng)平緩，減小了壓力沖擊，但在一定程度上增大了回位時(shí)間;制動(dòng)時(shí)間隨阻尼增大而降低，制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間升高。

圖14 制動(dòng)過(guò)程伺服缸壓力變化Fig.14 Servo cylinder pressure change during braking

圖15 制動(dòng)過(guò)程變量活塞位移Fig.15 Displacement of the variable piston during braking

3.2 回油阻尼

在不同回油阻尼大小條件下，對(duì)伺服變量系統(tǒng)進(jìn)行了數(shù)值模擬。圖16 和圖17 所示分別為不同回油阻尼下伺服缸壓力變化曲線和變量活塞位移曲線。啟動(dòng)過(guò)程中，隨著回油阻尼增大，主動(dòng)缸最大壓力呈增大趨勢(shì)，從動(dòng)缸壓力升高幅值和持續(xù)時(shí)間均增大，從而造成兩缸建立最大恒定壓力差時(shí)間延長(zhǎng)，啟動(dòng)趨于平緩。加入回油阻尼，在回位過(guò)程中兩缸均產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，且回油阻尼越大脈動(dòng)越明顯，最終導(dǎo)致回位時(shí)間增大。在制動(dòng)過(guò)程中，不同回油阻尼大小下伺服缸壓力變化和變量活塞位移如圖18 和圖19 所示。圖18 中Δp0.6為阻力孔直徑0.6 mm 的壓力差。由圖18 可知，隨著回油阻尼增大，主、從動(dòng)缸制動(dòng)壓力建立位置升高，壓力差呈減小趨勢(shì)。由圖19 可知，制動(dòng)完成后變量活塞保留位移隨著阻尼的增大而減小，制動(dòng)時(shí)間降低，同樣制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間升高。因此，回油阻尼增大對(duì)啟動(dòng)和回位過(guò)程都存在抑制作用，且系統(tǒng)內(nèi)壓力沖擊升高;制動(dòng)過(guò)程時(shí)間隨回油阻尼增大而減小，制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間增大。

圖16 啟動(dòng)和回位過(guò)程伺服缸壓力變化Fig.16 Servo cylinder pressure change during start-up and return

圖17 變量活塞位移變化趨勢(shì)Fig.17 Change of displacement of variable piston

圖18 制動(dòng)過(guò)程伺服缸壓力變化趨勢(shì)圖Fig.18 Trend of servo cylinder pressure change during braking

圖19 制動(dòng)過(guò)程變量活塞位移變化Fig.19 Variable piston displacement change during braking

3.3 回位彈簧剛度

在不同回位彈簧剛度條件下，對(duì)伺服變量系統(tǒng)進(jìn)行了數(shù)值模擬。選定4 種彈簧剛度，剛度逐級(jí)遞增，仿真結(jié)果如圖20 和圖21 所示。彈簧剛度較低時(shí)，較小主動(dòng)缸壓力即可達(dá)到變量活塞最大位移，但對(duì)應(yīng)壓力波動(dòng)較大;隨著彈簧剛度增大，主動(dòng)缸壓力呈增大趨勢(shì)，到達(dá)彈簧4 時(shí)主動(dòng)缸已達(dá)到系統(tǒng)的最大壓力;壓力波動(dòng)隨彈簧剛度的增大而減小，制動(dòng)壓力差不受彈簧剛度影響。由圖21 可知:增大彈簧剛度對(duì)啟動(dòng)和回位過(guò)程影響較小;在制動(dòng)過(guò)程中，變量活塞保留位移隨著剛度的增大呈降低趨勢(shì)，制動(dòng)時(shí)間逐漸減少。因此，增大回位彈簧剛度有利于提高制動(dòng)性能，但若是彈簧剛度過(guò)大，則如彈簧4 中所示變量活塞無(wú)法運(yùn)行到最大位移。

圖20 不同彈簧剛度下伺服缸壓力變化Fig.20 Servo cylinder pressure change with different spring stiffnesses

圖21 不同彈簧剛度下變量活塞位移變化Fig.21 Change of displacement of variable piston with different spring stiffnesses

4 結(jié)論

本文研究了斜盤式軸向柱塞泵的伺服變量特性。通過(guò)變量特性試驗(yàn)詳細(xì)分析了變量工作原理，將變量過(guò)程分為啟動(dòng)過(guò)程、回位過(guò)程、制動(dòng)過(guò)程和制動(dòng)恢復(fù)過(guò)程4 種動(dòng)態(tài)過(guò)程。基于試驗(yàn)平臺(tái)探索了4 種動(dòng)態(tài)過(guò)程下伺服缸壓力變化。主動(dòng)缸和從動(dòng)缸在初始狀態(tài)下均為殼體壓力。在啟動(dòng)過(guò)程中，主動(dòng)缸壓力隨時(shí)間先增大再保持恒定，從動(dòng)缸壓力呈先增大再減小趨勢(shì)，最終主、從動(dòng)缸建立恒定壓力差。主動(dòng)缸壓力在回位過(guò)程中逐漸降低，從動(dòng)缸存在壓力真空和壓力增長(zhǎng)現(xiàn)象，但回位結(jié)束后兩缸均處于初始狀態(tài)。制動(dòng)過(guò)程中兩缸壓力趨近，形成較小壓力差，約為0.05～0.15 MPa，制動(dòng)結(jié)束后兩缸逐漸恢復(fù)為制動(dòng)初始?jí)毫?。增大進(jìn)口阻尼后，主、從動(dòng)缸壓力差減小，且制動(dòng)時(shí)間減少，對(duì)應(yīng)制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間增加。

針對(duì)試驗(yàn)中壓力沖擊較大和無(wú)法完全制動(dòng)等問(wèn)題，建立了伺服變量數(shù)值模型，且通過(guò)試驗(yàn)和仿真壓力曲線對(duì)比證明了仿真模型的有效性。詳細(xì)分析了進(jìn)口阻尼、回油阻尼和回位彈簧剛度對(duì)變量特性的影響。得出主要結(jié)論如下:

1) 進(jìn)口阻尼增大使伺服變量系統(tǒng)啟動(dòng)平緩，減小了壓力沖擊，但在一定程度上增大了回位時(shí)間;伺服變量系統(tǒng)制動(dòng)時(shí)間隨阻尼增大而降低，制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間升高。伺服系統(tǒng)實(shí)用要求為啟動(dòng)平緩，且制動(dòng)和回位時(shí)間較快，綜合建議，選定進(jìn)口阻尼直徑為1.5 mm。

2) 增大回油阻尼對(duì)啟動(dòng)和回位過(guò)程均為抑制作用，且伺服變量系統(tǒng)內(nèi)壓力沖擊升高;伺服系統(tǒng)制動(dòng)時(shí)間隨回油阻尼增大而減小，制動(dòng)恢復(fù)時(shí)間增大?？紤]到回油阻尼與進(jìn)口阻尼作用效果相似，但增大回油阻尼提高了壓力沖擊，且明顯增大了回位時(shí)間，因此建議取消增大回油阻尼的方案。

3) 彈簧剛度增大對(duì)啟動(dòng)和回位過(guò)程影響較小，但有利于提高伺服變量系統(tǒng)的制動(dòng)性能，若是彈簧剛度過(guò)大則存在無(wú)法達(dá)到最大變量的現(xiàn)象。綜合建議，選定彈簧剛度為65 N/mm。