斜盘式轴向柱塞泵伺服变量特性_杜善霄.pdf

第 卷第 期 年 月兵工学报 ：斜盘式轴向柱塞泵伺服变量特性杜善霄，周俊杰，荆崇波，张祝，廖文博（北京理工大学 机械与车辆学院，北京；北京理工大学 前沿技术研究院，山东 济南）摘要：伺服变量是斜盘式轴向柱塞泵常用的变量方式，将直接影响到泵的整体性能。伺服变量技术原理复杂，目前仍是阻碍我国斜盘式轴向柱塞泵发展的关键技术。针对高压轴向柱塞泵研发试验过程中遇到的变量压力冲击较大、无法完全制动等，深入研究探索不同因素对变量特性的影响。将动态过程分为启动过程、回位过程、制动过程和制动恢复过程，利用系统建模仿真 软件建立变量机构数值模型，并通过压力曲线试验和仿真结果对比证实模型的有效性。在不同进口阻尼、回油阻尼、回位弹簧刚度条件下，对伺服变量系统进行了数值模拟。研究结果表明：进口和回油阻尼对变量动态过程均产生影响，弹簧刚度主要对制动过程有影响。关键词：斜盘式轴向柱塞泵；伺服变量；变量特性试验；影响因素 中图分类号：.文献标志码：文章编号：（）收稿日期：基金项目：国防科技重点实验室基金项目（），（，；，）：，：，：；兵 工 学 报第 卷 引言液压传动具有控制方便、功率密度高、元件布置灵活等诸多优点，在各领域中有着广泛应用。我国液压传动技术所占比重逐年递增，在新工业时代背景下，液压传动正起着举足轻重的作用。然而，如液压泵等核心元件仍然依赖进口，中科院报告指出，高压轴向柱塞泵是我国受制于人的 项卡脖子技术之一。为降低产品断供风险和使用成本，加快液压技术发展，液压元件的国产化迫在眉睫。斜盘式轴向柱塞泵结构紧凑，工作效率高，使用广泛。伺服变量是斜盘式轴向柱塞泵常用的变量方式。在整个液压系统中，伺服变量系统控制着启动、制动等重要功能，伺服变量系统性能的好坏将直接影响到液压系统性能。目前，斜盘式轴向柱塞泵的变量伺服问题仍是一个研究的重点和难点。魏列江等采用实验方法，对斜盘式轴向柱塞泵的变量机构进行系统辨识，获得了变量机构的幅频特性和相频特性，辨识出传递函数模型。权凌霄等针对斜盘式轴向柱塞泵的伺服变量机构建立仿真模型，详细分析了控制阀的阀芯阻尼、复位弹簧、供油压力等因素对变量机构控制特性的影响。苏东海等根据轴向伺服变量柱塞泵结构特点建立了变量机构数学模型，分析了其参数对变量控制的影响。齐海涛等分析了电动伺服变量泵结构和工作原理，并利用系统建模仿真 软件建立了 系 统 数 值 模 型，分 析 泵 变 量 调 节 特 性。胡小冬等利用 软件对 型柱塞泵的变量调节系统进行物理建模与仿真，得到了弹簧设定值、油口控制压力等对变量调节的影 响。黄长胜等分析柱塞泵变量机构的阻尼特性发现，变量机构中加入阻尼孔元件会降低液压泵系统振动。王慧等建立了阀控变量泵的 模型，对比分析了电液比例换向阀、电液伺服阀及高速开关阀控制对变量响应的影响。分析柱塞泵变量机构可以在理论上达到较好的控制和调节特性，但目前针对试验问题研究较少，且试验 对 比 不 充 分，因 此 难 以 有 效 解 决 实 际 问题。本文研究基于研发过程中遇到的实际问题，通过伺服变量特性试验和仿真对比分析，深入研究了不同影响因素对变量特性的影响。诠释了产品研发过程中出现的问题，为斜盘式轴向柱塞泵伺服变量系统设计提供指导。泵 马达系统变量特性试验.伺服变量原理伺服变量过程是泵 马达回路从一个排量向另一个排量变化并达到稳定的过程，即排量变化过程，其工作原理和油路如图 和图 所示，包括变量阀、伺服缸和斜盘，变量活塞将伺服缸内容积分为主动缸与从动缸。图 中：为主回油口，为主供油口。由图 可知，在变量过程中，控制手柄力作用于变量阀芯，从而改变油路走向；主动缸与从动缸将产生压力差推动伺服缸内变量活塞移动，并带动斜盘转角使得系统排量改变。其间，变量阀芯位移由控制手柄和斜盘反馈共同决定。斜盘回位过程比较变量过程油路存在不同，但工作原理一致。泵马达回路用作行走系统时，主动缸和从动缸通过制动阀短暂连通使斜盘回位，可实现系统快速制动功能。按上述分析，本文将伺服变量过程分为启动过程、回位过程、制动过程和制动恢复过程。定义控制手柄输入作用力至系统保持某一排量为启动过程；控制手柄输入回位力至排量回零为回位过程；控制手柄保持不变，即系统在某一排量下，制动阀接收到电信图 伺服变量系统工作原理 图 伺服变量系统油路 第 期斜盘式轴向柱塞泵伺服变量特性号，主、从动缸连通至液压马达停止转动为制动过程；制动阀电信号断开，马达恢复至原有转速为制动恢复过程。变量特性试验与仿真分析主要针对于上述 种动态过程。.液压试验台为探究斜盘式轴向柱塞泵伺服变量动态特性，搭建了泵 马达闭式回路试验平台，其原理图如图（）所示，实物图如图（）所示。变量试验台由驱动电机和负载电机、液压泵 马达系统、传动与传感装置、控制与数据采集系统以及其他辅助元件组成。其中，驱动电机用于驱动液压泵转动，液压泵和马达形成液压闭式回路，负载电机用做马达负载，补油泵用于补充系统油液损失，单向阀控制补油流向，冲洗阀起到换油冷却作用，高压溢流阀用于控制系统最大压力。泵 马达转速和转矩、伺服缸压力等分别采用转速转矩传感器、压力传感器通过数据采集系统实时监测。试验系统主要参数如表 所示。图 液压泵 马达闭式回路试验平台 表 试验平台主要参数 系统部件参数数值控制与数据采集系统电机功率 转速（）转速传感器转速量程（）测量精度（）压力传感器压力量程 测量精度.液压 泵 马 达系统液压泵最大压力 排量（）马达排量（）转速（）.问题与讨论.试验结果分析变量特性试验设置液压泵转速为 ，数据采样频率为 ，监测到补油压力为.，壳体压力为.。图 所示为启动和回位试验过程伺服缸压力变化状态。初始状态下，主动缸和从动缸均为壳体压力。在启动过程中，主动缸压力随时间先增大再保持恒定，从动缸压力呈先增大再减小的趋势，最终两缸建立恒定压力差。主动缸压力在回位过程中逐渐降低，从动缸存在压力真空和压力增长现象，但回位结束后两缸均处于初始状态。从动缸压力增大将造成主动缸的压力脉动。为分析压力变化原理，探索变兵 工 学 报第 卷量过程油路状态。主动缸在启动过程中连通补油油路，从动缸连通液压泵壳体，主、从动缸压力差将克服回位弹簧和缸内摩擦力使得变量活塞运动，且活塞对从动缸产生压缩造成其压力超调。回位过程中油路状态与启动过程相反，由于主、从动缸压力差降低，变量活塞受弹簧作用回归中位，同时带动斜盘和变量阀芯回到零位置，故最终两缸均连通壳体，压力降为壳体压力。图 启动和回位过程伺服缸压力变化状态 制动和制动恢复过程伺服缸压力变化如图 所示。由图 可知，初始状态下主、从动缸保持恒定压力差。进入制动过程后主动缸压力随时间呈减小趋势，从动缸压力呈增大趋势，最终形成较小压力差，约为.。进入制动恢复过程后，新建压力差被打破，两缸逐渐恢复为初始压力。图（）和图（）所示为不同进口阻尼下制动压力变化。随着阻尼增大，制动压力平衡位置降低，主动缸和从动缸压力差减小，且制动时间减少，但对应制动恢复时间增加。制动过程油路状态与启动过程一致，但主、从动缸连通形成了从补油油路到壳体的完整回路，使得两缸压力趋于相等。随着压力差降低，在回位弹簧力作用下实现斜盘回位，完成了系统短暂制动功能。.试验问题与讨论研发试验初期存在启动冲击过大以及无法完全制动等问题如下：）在启动过程中，迅速变量将会造成液压泵 马达系统内部存在较大压力冲击，影响运行平稳性，且较大压力冲击会降低系统的使用寿命；）在制动过程中，马达转速虽有降低但无法完全停止，制动恢复过程马达转速迅速恢复，同样产生图 制动过程伺服缸压力变化状态 较大内部冲击。对于上述两种问题，试验通过改变进口、回油阻尼、回位弹簧刚度等措施得以解决。为更深入分析各种因素对伺服变量特性的影响，从理论上印证改进措施的有效性，本文展开细致探索，为未来斜盘式轴向柱塞泵伺服变量研究与设计提供有效的理论指导。仿真模型建立与分析.模型构建机理变量机构阀组剖面图如图 所示，其中 口为系统提供高压油液，和 口分别连接伺服缸的左、右两侧，口连接泵壳体内腔。伺服缸与变量活塞结构如图 所示。变量过程中变量阀芯运动控制油路状态，对系统变量具有决定作用。对阀芯进行受力分析可知，阀芯运动受控制手柄力、阀芯弹簧力 和斜盘反馈力 个力共同作用，个力均作用于反馈拉杆，分布状态如图 所示，合力方向即为阀芯运动方向。图 中为反馈力作用点到控制手柄力作用点的距离，第 期斜盘式轴向柱塞泵伺服变量特性图 变量机构阀组剖面图 图 伺服缸结构图 图 反馈拉杆合力关系 为弹簧力作用点到控制手柄力作用点的距离。根据图 中受力关系得到受力平衡和转矩平衡公式为 （）对式（）进行化简，得到 个力的关系为 ()（）依据受力点位置建立各作用点运动关系：（）式中：为斜盘反馈力作用点位移；为控制手柄力作用点位移；为阀芯弹簧力作用点位移。对式（）进行化简，可得到位移关系为()（）通过受力和运动关系分析，利用多领域仿真软件 搭建起伺服变量系统数值模型，如图 所示。模型包含控制手柄、变量阀、伺服缸、制动阀等重要组件，可以有效模拟整个变量系统的相互关系和运动状态。试验发现，进口阻尼、回油阻尼和回位弹簧刚度（见图 中所标示）对伺服变量特性有较大影响，.节将对 种因素进行详细分析，旨在获取影响规律并对参数进行优化设计。图 基于 的伺服变量系统仿真模型 图 伺服缸压力变化仿真与试验对比 .结果与分析基于仿真模型对不同变量过程进行了数值模拟，设置供油压力为.，回油压力为.。不同变量过程中伺服缸压力变化仿真与试验对比曲线如图 所示。由图 可以看出，伺服缸压力仿真所得变化曲线与试验曲线比较接近，在启动和回位过程试验需要手动输入作用力，因此存在一定的偏差，在制动和制动恢复过程，由于制动阀的电磁干扰，试验曲线具有较大波动。平稳运行兵 工 学 报第 卷后，仿真与试验曲线最大误差为 ，在误差范围之内，证明了仿真模型的有效性。因此，针对各种因素对变量特性的影响，可基于仿真模型进行。图 显示了变量活塞位移变化，制动完成后活塞仍留有.位移，即液压泵还存在排量，但较小排量下已无法克服负载驱动马达转动，马达转速降为 。图 变量活塞位移变化 伺服变量特性影响因素分析.进口阻尼在不同进口阻尼大小条件下，对伺服变量系统进行了数值模拟。阻尼孔直径选定范围为.，供油压力和壳体压力分别保持为.、.。图 所示为不同进口阻尼下启动和回位过程伺服缸压力对比曲线。在启动过程中，随着阻尼增大，主动缸压力增大趋势趋于平缓，从动缸压力增大幅度减小，且两缸建立最大压力差时间增大，表明变量活塞达到最大位移时间变长，与图 中显示变量活塞位移曲线具有一致性。回位过程中，从动缸压力增大幅值随阻尼增大而减小，但真空存在时间增大，使得两缸建立等压时间延长，变量活塞产生一个恒定的位移平台，最终降低了系统回位性能。不同进口阻尼条件下制动过程伺服缸压力变化曲线和变量活塞位移曲线如图 和图 所示。图 中，、.、.、.分别为无阻力孔和阻力孔直径.、.、.、.的压力差。由图 可知，主动缸与从动缸制动过程在无阻尼状态下存在较大压力差，随着进口阻尼增大，两缸制动压力建立位置呈现降低趋势，且压图 启动和回位过程伺服缸压力变化趋势 图 启动和回位过程变量活塞位移 力差逐渐减小。由图 可知，无阻尼条件下变量活塞仍保持较大位移，使得保留排量仍可驱动马达转动，即存在试验中马达无法完全制动问题，且加入进口阻尼后该现象消失。变量活塞保留位移随着阻尼增大而减小，这意味着抑制马达停止的作用力减小，故制动时间降低，但相应制动恢复时 第 期斜盘式轴向柱塞泵伺服变量特性间升高。总体来看，进口阻尼增大使液压泵 马达系统启动平缓，减小了压力冲击，但在一定程度上增大了回位时间；制动时间随阻尼增大而降低，制动恢复时间升高。图 制动过程伺服缸压力变化 图 制动过程变量活塞位移 .回油阻尼在不同回油阻尼大小条件下，对伺服变量系统进行了数值模拟。图 和图 所示分别为不同回油阻尼下伺服缸压力变化曲线和变量活塞位移曲线。启动过程中，随着回油阻尼增大，主动缸最大压力呈增大趋势，从动缸压力升高幅值和持续时间均增大，从而造成两缸建立最大恒