鄭敬坤，廖 健，陳宗斌，王迎春

(1. 海軍工程大學(xué)振動(dòng)與噪聲研究所，武漢 430033；2. 船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢 430033)

0 引 言

目前液壓控制技術(shù)廣泛應(yīng)用于各個(gè)工業(yè)領(lǐng)域，根據(jù)采用的流量控制元件，液壓系統(tǒng)可分為泵控系統(tǒng)和閥控系統(tǒng)。閥控系統(tǒng)應(yīng)用最為廣泛，但該系統(tǒng)存在節(jié)流損失，特別是控制具有負(fù)負(fù)載工況的作動(dòng)器，節(jié)流損失更大；而泵控系統(tǒng)直接控制液壓泵的轉(zhuǎn)向和排量來控制作動(dòng)器的速度[1]。由于非對(duì)稱液壓缸具有占用空間小、輸出力大等優(yōu)點(diǎn)，目前約80%的液壓系統(tǒng)使用非對(duì)稱液壓缸，且多為閥控或開式泵控系統(tǒng)[2]?；诜菍?duì)稱液壓缸的閉式電液作動(dòng)器（簡(jiǎn)稱“非對(duì)稱式電液作動(dòng)器”）兩腔有效作用面積不同，導(dǎo)致兩腔進(jìn)出口的流量與泵進(jìn)出油口的流量不對(duì)等。因此對(duì)于閉式泵控非對(duì)稱電液作動(dòng)器，必須在系統(tǒng)中增加補(bǔ)油回路，這是閉式泵控非對(duì)稱電液作動(dòng)器必須要解決的問題[3]。

補(bǔ)償不對(duì)等流量的方法有多種，主要包括增加補(bǔ)油泵、使用補(bǔ)油閥以及應(yīng)用一些新型元件設(shè)計(jì)如非對(duì)稱泵[4]、單出桿對(duì)稱式液壓缸[5-6]等，但都存在各自的缺點(diǎn)。使用補(bǔ)油泵會(huì)增大作動(dòng)器體積，不利于集成化；非對(duì)稱泵主要改進(jìn)泵的配流原理，使泵的流量比與非對(duì)稱液壓缸的面積比匹配，但由于液壓系統(tǒng)存在泄漏、制作誤差等因素，導(dǎo)致液壓泵的排量比很難與非對(duì)稱液壓缸的活塞面積比理想匹配[7]；單出桿對(duì)稱式液壓缸目前在國(guó)外應(yīng)用較多，但其價(jià)格昂貴、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在國(guó)內(nèi)尚未得到廣泛應(yīng)用，可靠性有待考證。

目前，對(duì)非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的單泵解決方案主要是采用液控單向閥或者低壓梭閥來補(bǔ)償不對(duì)稱流量，但這2 種解決方案的共同問題是系統(tǒng)存在壓力和速度振蕩，導(dǎo)致穩(wěn)定性差[8-9]。針對(duì)非對(duì)稱電液作動(dòng)器的速度和壓力振蕩問題，本文提出一種新的作動(dòng)器液壓原理，將低壓梭閥和2 個(gè)液控?fù)Q向閥的組合與蓄能器相連，高壓時(shí)系統(tǒng)多余的液壓油通過低壓梭閥流向蓄能器，低壓時(shí)系統(tǒng)多余的液壓油通過2 個(gè)串聯(lián)的常開式液控?fù)Q向閥流向蓄能器；補(bǔ)油時(shí)，蓄能器通過單向閥進(jìn)行補(bǔ)油。利用AMEsim 仿真平臺(tái)搭建作動(dòng)器模型，對(duì)其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行仿真研究。結(jié)果表明，本文提出的作動(dòng)器架構(gòu)在負(fù)載換向時(shí)不存在速度和壓力振蕩，具有良好的穩(wěn)定性。

1 作動(dòng)器液壓原理設(shè)計(jì)

1.1 速度振蕩產(chǎn)生原因

如圖1 所示，根據(jù)負(fù)載和運(yùn)動(dòng)速度的不同，可以將pL-v平面分成3 個(gè)區(qū)域，分別對(duì)應(yīng)作動(dòng)器的3 種工作狀態(tài)。當(dāng)pLpL2時(shí)，為作動(dòng)器的穩(wěn)定工作區(qū)域，當(dāng)pL1

圖1 臨界區(qū)域劃分Fig. 1 Critical area division

式中： α為液壓缸的活塞面積比；pa為液壓缸無(wú)桿腔壓力；pb為液壓缸有桿腔壓力；pS為蓄能器壓力；

以低壓梭閥為例，當(dāng)蓄能器與有桿腔相連時(shí)，液壓缸2 個(gè)腔室的壓力滿足：式中：pop為低壓梭閥一個(gè)端口開啟時(shí)的壓力。

根據(jù)液壓缸的受力平衡，推導(dǎo)出臨界區(qū)域的上限為：

同理，臨界區(qū)域的下限為：

當(dāng)pLpL2時(shí)，梭閥向左或向右打開，回路結(jié)構(gòu)不發(fā)生變化，液壓缸壓力穩(wěn)定；當(dāng)pL1

假定液壓泵的泄漏與2 個(gè)油口之間的壓差成正比，則非對(duì)稱式液壓缸兩腔的流量連續(xù)性方程為：

式中：Dp為液壓泵的排量； ω為液壓泵的轉(zhuǎn)速；He為液壓泵的外泄漏系數(shù)；Hi為液壓泵的內(nèi)泄漏系數(shù)；

為研究臨界負(fù)載附近的動(dòng)態(tài)特性，取Ca(x)=Cb(x)=C為定值。

veq表示臨界區(qū)域內(nèi)活塞桿的速度；paeq表示臨界區(qū)域內(nèi)液壓缸無(wú)桿腔的壓力；pbeq表示臨界區(qū)域內(nèi)液壓缸有桿腔的壓力。

當(dāng)梭閥關(guān)閉時(shí)，此時(shí)蓄能器和液壓缸兩腔之間沒有任何流量交換。根據(jù)式（8）可以看出，當(dāng)系統(tǒng)泄漏系數(shù)一定時(shí)，作動(dòng)器的速度與液壓缸兩腔的壓力之和正相關(guān)，壓力波動(dòng)越大，速度波動(dòng)就越大，該式將在第三節(jié)通過仿真得到證明。針對(duì)閉式系統(tǒng)低壓梭閥關(guān)閉，系統(tǒng)多余流量無(wú)法及時(shí)流向蓄能器，目前多數(shù)研究人員通過增加系統(tǒng)的泄漏來避免系統(tǒng)的速度和壓力振蕩。本文提出采用2 個(gè)液控?fù)Q向閥來充當(dāng)泄漏，解決小負(fù)載工況下低壓梭閥關(guān)閉系統(tǒng)多余流量無(wú)法補(bǔ)償?shù)膯栴}。

1.2 作動(dòng)器原理與組成

圖2 為非對(duì)稱式電液作動(dòng)器液壓原理圖，系統(tǒng)采用伺服電機(jī)和定排量泵取代以往系統(tǒng)所使用的電液伺服閥和變排量液壓泵。作動(dòng)器具體工作原理為：控制器根據(jù)液壓缸反饋的實(shí)時(shí)位移以及液壓缸兩腔的壓力信號(hào)與給定指令對(duì)比輸出控制信號(hào)，調(diào)節(jié)伺服電機(jī)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。伺服電機(jī)通過聯(lián)軸器，帶動(dòng)雙向定量泵運(yùn)行。伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速不同，液壓泵出口流量不同，實(shí)現(xiàn)調(diào)速控制；伺服電機(jī)轉(zhuǎn)向不同，液壓泵輸出流量方向不同，實(shí)現(xiàn)換向控制。

圖2 作動(dòng)器液壓原理圖Fig. 2 Hydraulic schematic diagram of actuator

油路中電磁閥等元件僅作為系統(tǒng)的輔助元件，主油路上的電磁閥4-1 和4-2 實(shí)現(xiàn)泵源的隔離；過濾回路5 用于過濾油液雜質(zhì)，保持系統(tǒng)的油液清潔度；并聯(lián)的溢流閥13-1 和13-2 用于高壓情況下的溢流保護(hù)，防止因系統(tǒng)壓力過高而造成過載現(xiàn)象；電磁閥4-3 和4-4 實(shí)現(xiàn)液壓缸的旁通，一旦作動(dòng)器發(fā)生故障，打開電磁閥即可實(shí)現(xiàn)液壓缸自由動(dòng)作，方便檢修；液壓泵出口的脈動(dòng)衰減器9-1 和9-2 主要用于衰減系統(tǒng)寬頻帶上的壓力脈動(dòng)，達(dá)到降低作動(dòng)器引起的結(jié)構(gòu)振動(dòng)效果。

系統(tǒng)采用低壓梭閥6 和2 個(gè)液控?fù)Q向閥3-1 和3-2 解決非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的速度和壓力波動(dòng)問題。當(dāng)活塞桿伸出時(shí)，此時(shí)蓄能器通過單向閥1-3 和1-5 或者1-2 和1-4 向系統(tǒng)中補(bǔ)充不對(duì)等流量。當(dāng)活塞桿縮回時(shí)，有2 種工況：當(dāng)系統(tǒng)處于大負(fù)載工況時(shí)，系統(tǒng)壓差較大，低壓梭閥開啟，液壓缸活塞桿縮回所產(chǎn)生的多余流量經(jīng)低壓梭閥流入蓄能器；當(dāng)系統(tǒng)處于小負(fù)載工況時(shí)，系統(tǒng)壓差較小，低壓梭閥閥芯處于中位，此時(shí)2 個(gè)串聯(lián)的常開式液控?fù)Q向閥3-1 和3-2 開啟，而活塞桿縮回所產(chǎn)生的多余流量經(jīng)2 個(gè)液控?fù)Q向閥流入蓄能器。

1.3 工作特性分析

液壓泵的工作正方向定義和四象限工作模式如圖3和圖4 所示。假定液壓缸活塞桿伸出的方向?yàn)檎较?，液壓泵的工作壓力?Δp=pa-pb，液壓泵的流量Q正方向定義為：液壓油自油口A 流出、自油口B 流入為正；活塞伸出的方向?yàn)槲灰苮的正方向[11]。

圖3 正方向定義圖Fig. 3 Positive direction definition map

圖4 四象限工作模式Fig. 4 Four-quadrant working mode

當(dāng)Δp和Q符號(hào)相同時(shí)，液壓泵工作在泵模式，此時(shí)液壓泵向液壓缸傳遞能量；符號(hào)相反時(shí)，液壓泵工作在馬達(dá)模式，液壓缸向液壓泵反饋能量。若Δp=0，Q≠0，泵和液壓缸之間沒有較大的能量交換，此時(shí)活塞的位移，大部分能量在液壓缸與蓄能器之間交換。若Q=0，Δp≠0，表明液壓泵既不輸出能量，也不吸收能量，此時(shí)活塞的位移取決于系統(tǒng)的泄漏。

當(dāng)活塞桿正向伸出時(shí)，液壓油的流向?yàn)轫槙r(shí)針方向（B 端口→液壓泵→A 端口），此時(shí)有2 種工況：

1）Δp＞0，Q＞0，速度＞0，無(wú)桿腔為高壓腔，液壓泵輸出功率，活塞桿正向伸出，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵旋轉(zhuǎn)，能量從液壓泵傳遞給液壓缸及負(fù)載，此時(shí)液壓泵工作在第一象限，為泵模式，蓄能器通過減壓閥和單向閥1-2 和1-4 向系統(tǒng)中補(bǔ)油。

2）Δp＜0，Q＞0，速度＞0，有桿腔為高壓腔，活塞桿在負(fù)載作用下伸出，能量由負(fù)載通過系統(tǒng)傳遞給液壓泵，液壓泵在高壓液壓油的作用下帶動(dòng)電機(jī)旋轉(zhuǎn)，泵回收能量，此時(shí)液壓泵工作在第二象限，為馬達(dá)模式，蓄能器通過減壓閥和單向閥1-1 和1-3 向系統(tǒng)中補(bǔ)油。

當(dāng)活塞桿反向縮回時(shí)，液壓油的流向?yàn)槟鏁r(shí)針方向（A 端口→液壓泵→B 端口），此時(shí)同樣有2 種工況：

1）Δp＜0，Q＜0，速度＜0，流量和壓力同向，有桿腔為高壓腔，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵旋轉(zhuǎn)輸出高壓油，使活塞桿反向縮回，能量從泵傳遞給液壓缸及負(fù)載，此時(shí)液壓泵工作在第三象限，為泵模式。大負(fù)載工況下，活塞桿縮回產(chǎn)生的多余流量通過低壓梭閥和單向閥1-6 流向蓄能器；小負(fù)載工況下，多余流量通過液控閥3-1 和3-2 流向蓄能器。

2）Δp＞0，Q＜0，速度＜0，無(wú)桿腔為高壓腔，活塞桿在正負(fù)載的作用下縮回，能量由負(fù)載通過系統(tǒng)傳遞給泵，液壓泵在高壓液壓油的作用下帶動(dòng)電機(jī)旋轉(zhuǎn)，泵回收能量，此時(shí)液壓泵工作在第四象限，為馬達(dá)模式。大負(fù)載工況下，活塞桿縮回產(chǎn)生的多余流量通過低壓梭閥和單向閥1-6 流向蓄能器；小負(fù)載工況下，多余流量通過液控閥3-1 和3-2 流向蓄能器。

2 AMEsim 建模

由于本文采用的液控?fù)Q向閥以及低壓梭閥均為非標(biāo)準(zhǔn)件，因此首先需要用AMEsim 中的HCD 庫(kù)分別建立閥門的模型。根據(jù)液控?fù)Q向閥和低壓梭閥的結(jié)構(gòu)圖，分別建立其HCD 模型如圖5 和圖6 所示。

圖5 液控?fù)Q向閥HCD 模型圖Fig. 5 HCD model diagram of hydraulic control valve

圖6 低壓梭閥HCD 模型圖Fig. 6 HCD model diagram of low pressure shuttle valve

對(duì)閥門性能進(jìn)行仿真，并與閥門的性能選型曲線進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證閥門模型的正確性。圖7 和圖8分別為液控?fù)Q向閥的性能選型曲線和仿真曲線[12]，圖9 和圖10 分別為低壓梭閥的性能選型曲線和仿真曲線[13]。對(duì)比可知，液控?fù)Q向閥和低壓梭閥的性能仿真曲線和選型曲線一致，閥門的HCD 模型正確。

圖7 液控?fù)Q向閥性能選型曲線Fig. 7 Performance selection curve of hydraulic control directional valve

圖8 液控?fù)Q向閥性能仿真曲線Fig. 8 Performance simulation curve of hydraulic control directional valve

圖9 低壓梭閥性能選型曲線Fig. 9 Performance selection curve of low pressure shuttle valve

圖10 低壓梭閥性能仿真曲線Fig. 10 Performance simulation curve of low pressure shuttle valve

作動(dòng)器其他元件均為標(biāo)準(zhǔn)件，采用AMEsim 模型庫(kù)中相應(yīng)的模型。其次根據(jù)作動(dòng)器系統(tǒng)的控制原理圖，搭建非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的AMEsim 模型。在草圖模式下，將所有的子模型按照作動(dòng)器系統(tǒng)連接起來，構(gòu)成如圖11 所示的仿真模型。

圖11 作動(dòng)器AMEsim 仿真模型Fig. 11 AMEsim simulation model of actuator

3 變負(fù)載工況下的動(dòng)態(tài)特性分析

根據(jù)作動(dòng)器的四象限工況特性分析可知，作動(dòng)器活塞桿伸出時(shí)，蓄能器通過單向閥向系統(tǒng)補(bǔ)油，而活塞桿縮回時(shí)，蓄能器則需要通過低壓梭閥及時(shí)吸收系統(tǒng)的多余流量。只有當(dāng)作動(dòng)器運(yùn)行在第三、第四象限之間切換工況時(shí)，系統(tǒng)油路變化大，低壓梭閥會(huì)出現(xiàn)關(guān)閉的時(shí)刻。為研究低壓梭閥關(guān)閉時(shí)系統(tǒng)的穩(wěn)定性，在活塞桿縮回過程中改變負(fù)載力方向，觀察系統(tǒng)的速度和壓力是否出現(xiàn)波動(dòng)現(xiàn)象。

保持伺服電機(jī)反向旋轉(zhuǎn)、轉(zhuǎn)速為1 500 r/min 不變，如圖12 所示。在活塞桿伸出的過程中改變負(fù)載力的方向，使作動(dòng)器完成第三、第四象限工況的切換。

圖12 外界負(fù)載力變化曲線Fig. 12 Variation curve of external load force

圖14 液壓缸壓力變化曲線Fig. 14 Variation curves of hydraulic cylinder pressure

圖13和14 分別為采用低壓梭閥和液控?fù)Q向閥的作動(dòng)器與只采用低壓梭閥的作動(dòng)器工作時(shí)液壓缸活塞桿速度和壓力的變化曲線?？梢钥闯觯涸? s 以前，作動(dòng)器工作在第三象限，活塞桿縮回，負(fù)載力做負(fù)功，有桿腔為高壓腔，液壓缸兩腔壓力逐漸增大；在7~14 s，作動(dòng)器工作在第四象限，活塞桿縮回，負(fù)載力做正功。

圖13 速度變化曲線Fig. 13 Speed change curve

作動(dòng)器工況由第三象限向第四象限切換即負(fù)載改變方向時(shí)，僅采用低壓梭閥的作動(dòng)器兩腔壓力存在較大的壓力和速度振蕩，系統(tǒng)不穩(wěn)定。作動(dòng)器由第三象限向第四象限切換時(shí)，液壓泵從液壓缸的無(wú)桿腔吸油，向有桿腔供油，此時(shí)低壓梭閥處于關(guān)閉狀態(tài)，由于兩腔的活塞面積不同，蓄能器無(wú)法吸收活塞桿縮回產(chǎn)生的不對(duì)稱流量，系統(tǒng)憋壓，導(dǎo)致系統(tǒng)處于失控狀態(tài)。

采用低壓梭閥和液控?fù)Q向閥的作動(dòng)器在負(fù)載改變方向時(shí)，系統(tǒng)未出現(xiàn)速度和壓力波動(dòng)，穩(wěn)定性良好。圖15 和圖16 為閥門的流量和流通面積變化曲線。當(dāng)系統(tǒng)的壓差小于低壓梭閥的換向壓力即小負(fù)載工況時(shí)，低壓梭閥關(guān)閉，流量為0，2 個(gè)液控閥同時(shí)打開，活塞桿縮回產(chǎn)生的多余流量及時(shí)流向蓄能器，因此本文提出的提出采用2 個(gè)液控?fù)Q向閥補(bǔ)償小負(fù)載工況下的多余流量能夠解決非對(duì)稱電液作動(dòng)器的速度和壓力波動(dòng)問題。

圖15 閥門流量變化曲線Fig. 15 Variation curves of valve flow

圖16 閥門流通面積變化曲線Fig. 16 Variation curves of valve flow area

5 結(jié) 語(yǔ)

本文針對(duì)非對(duì)稱電液作動(dòng)器存在的流量不對(duì)等帶來的速度和壓力波動(dòng)問題展開研究，對(duì)閉式單泵控非對(duì)稱液壓缸的補(bǔ)油回路進(jìn)行改進(jìn)，提出采用2 個(gè)液控?fù)Q向閥補(bǔ)償小負(fù)載工況下的多余流量，并利用AMEsim 仿真平臺(tái)搭建作動(dòng)器模型，對(duì)其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行仿真研究。結(jié)果表明，與僅采用低壓梭閥的單泵控非對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)相比，本文提出的作動(dòng)器架構(gòu)在負(fù)載換向時(shí)不存在速度和壓力波動(dòng)，具有良好的穩(wěn)定性。