某型液壓伺服機構工作壓力脈動現象分析*

夏 忠，張雙田，王朝陽，唐 庸

(1.上海航天控制技術研究所·上海·201109;2.上海市伺服系統(tǒng)工程技術研究中心·上?！?01109;3.東華大學機械工程學院·上?！?01620)

0 引 言

伺服機構是運載火箭控制系統(tǒng)中的執(zhí)行機構，其按照箭上控制計算機實時輸出的擺角信號，控制火箭發(fā)動機的擺角，從而產生對箭體的操縱力，實現對火箭飛行姿態(tài)和飛行彈道的控制[1]。伺服機構有多種形式，目前普遍采用電液伺服機構[2]，我國現役的主力運載火箭CZ-2、CZ-3、CZ-4系列等均采用電液伺服機構作為發(fā)動機的搖擺裝置。

液壓伺服機構一般由液壓能源和伺服控制兩部分構成，液壓能源部分通過液壓泵、蓄能器等為伺服機構提供高壓能源輸出，伺服控制部分通過伺服閥、作動缸等實現對發(fā)動機噴管位置的搖擺控制。在伺服機構工作時，系統(tǒng)壓力的穩(wěn)定性是影響伺服機構工作可靠性、控制穩(wěn)定性的重要因素之一;伺服閥是伺服機構的核心控制部件，直接決定伺服機構的主要功能及性能。伺服機構常因能源系統(tǒng)不穩(wěn)定造成壓力流量調節(jié)閥門穩(wěn)定性下降，導致系統(tǒng)產生壓力抖動等異常[3]，有必要開展伺服機構系統(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構系統(tǒng)工作壓力曲線脈動現象，首先通過機理分析及仿真，論證了壓力脈動的機理，并進行了試驗驗證;其次針對不同幅頻的壓力脈動值，分析了脈動現象對伺服閥工作性能的影響;最后進行了總結。

1 機理分析

液壓伺服機構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。實際工作過程中，常因系統(tǒng)內部閥門磨損、多余物、異常滲漏等，導致系統(tǒng)工作壓力、零位精度、動態(tài)特性等測試參數異常。某型液壓伺服機構測試過程中，在系統(tǒng)零位穩(wěn)定工作時，工作壓力曲線出現幅值約0.5MPa、頻率約1.2Hz的壓力脈動現象，如圖1所示。

圖1 壓力脈動曲線Fig.1 Pressure fluctuation curve

針對伺服機構壓力曲線脈動現象，對伺服機構及配套液壓泵等工作原理進行了說明，分析了定位工作壓力脈動機理。

1.1 系統(tǒng)工作機理分析

伺服機構工作時，液壓能源部分通過電動機驅動恒壓變量泵實現高壓能源的持續(xù)輸出，并實現系統(tǒng)壓力的調定;同時箭上控制指令通過功率放大器作用于伺服閥力矩馬達，電信號指令轉換成伺服閥滑閥的線性位移，高壓油液經滑閥位移開口流至作動缸輸出位移，并通過反饋傳感器引入反饋信號實現對發(fā)動機噴管位置的跟隨控制。伺服機構液壓原理簡圖如圖2所示。

圖2 伺服機構液壓原理簡圖Fig.2 Hydraulic principal diagram of servomechanism

該型伺服機構配套恒壓變量泵，由電動機驅動泵轉子轉動，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入隨動活塞高壓腔的油液，并推動隨動活塞控制斜盤傾角。當系統(tǒng)壓力達到額定壓力時，隨動活塞運動至最大工作行程、斜盤傾角為0，液壓泵無流量輸出。液壓泵調壓機構說明圖如圖3所示。伺服機構的工作壓力由液壓泵控制活塞調定，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為彈簧預壓縮量，mm;f1為摩擦阻力，N。

1.2 壓力脈動機理分析

綜合該型液壓伺服機構各項監(jiān)測參數，定位該問題系液壓泵在額定工作狀態(tài)下 (小流量輸出)壓力調節(jié)機構調節(jié)能力下降導致。

圖3 液壓泵調壓機構說明圖Fig.3 Illustration of pressure regulating mechanism of hydraulic pump

液壓泵壓力穩(wěn)定性、響應特性等主要特性由控制活門和隨動活塞兩部分決定[3-5]。控制活門是壓力敏感元件，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。由于零件加工的個體差異、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特性存在差異)，可能導致泵的輸出壓力小幅脈動。

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

2 仿真分析

2.1 曲線分析

為進一步分析液壓泵調壓機構響應特性對輸出壓力脈動的影響，對變量泵進行建模仿真。將變量調節(jié)機構的不靈敏簡化為控制活門閥芯和閥套之間，以及隨動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的影響。

運用Matlab/Simulink對各組件及伺服機構進行建模。伺服機構仿真模型 (圖4)主要由伺服閥部分、能源部分、輔助部分、液壓油部分、作動器部分、電位計部分、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)建模過程中因推導傳遞函數導致的模型階數較高而過度簡化的問題和非線性環(huán)節(jié)線性化的問題。模型對每個零部件進行參數設置，將各個零部件組合起來構成復雜的裝配體，進行系統(tǒng)仿真計算。主要仿真參數如表1所示。

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

伺服機構在零位狀態(tài) (即泵輸出流量很小時)時，設控制活門閥芯閥套摩擦力很小 (小于0.1N)，仿真結果如圖5(a)所示。建壓完成后系統(tǒng)壓力脈動很小，基本無法檢測，可以忽略不計?？紤]控制活門閥芯閥套配合，設摩擦力為0.6N進行仿真，摩擦力約占活門推動力6.2N的10%，仿真結果如圖5(b)所示。仿真出現了較為明顯的壓力曲線脈動現象，系統(tǒng)壓力仿真曲線壓力脈動幅值約為0.5MPa，頻率約為1.2Hz。

在隨動活塞摩擦力對壓力脈動影響方面，設置隨動活塞摩擦力較大 (10N)，仿真結果如圖5(c)所示。伺服機構壓力曲線在穩(wěn)定工作段本身無明顯脈動現象。

圖4 伺服機構仿真模型Fig.4 Simulation model of servomechanism

由仿真結果可知，控制活門閥芯和閥套之間摩擦力增大，系統(tǒng)壓力脈動現象明顯，脈動幅值相應增大。隨動活塞摩擦力對伺服機構穩(wěn)定段的壓力曲線無明顯影響。

圖5 伺服機構壓力脈動仿真曲線Fig.5 Simulation curves of servo pressure pulsation

2.2 壓力脈動影響

針對壓力脈動現象對伺服機構的影響，主要分析壓力脈動對核心控制元件——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時來研究，此時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，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;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分別為中位時噴擋距離、實際噴擋距離 (單位:mm);ΔQL為差動流量(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)。

即當伺服閥在零信號時，Δxf=0，此外，ΔPL=ΔP1-ΔP2;對于雙噴嘴擋板閥，由于結構對稱使得去負載的壓力ΔP1與ΔP2相等，則ΔPL=0。由此可知伺服閥在零信號時，當供油壓力變化時，ΔQL=0，即供油壓力波動不會對伺服閥的流量輸出產生影響。

2)仿真分析

仿真模型的系統(tǒng)壓力根據實際的壓力脈動情況進行設定，仿真結果如圖7所示。可以看出在零位狀態(tài)下系統(tǒng)壓力有壓力脈動時，閥芯左右兩端壓力相等，去負載的流量曲線幾乎無影響;在帶載狀態(tài)下作動筒兩端壓力相等，不影響活塞桿運動。

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

在壓力脈動對伺服閥流量輸出穩(wěn)定性的影響方面，設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)壓力根據實際壓力脈動情況進行設定。壓力脈動時，伺服閥閥芯處于一個動平衡狀態(tài)，總是克服壓力脈動帶來的影響，僅有小幅值壓力脈動，且對輸出流量影響很小。

為進一步研究系統(tǒng)壓力脈動對伺服閥的影響，設置不同壓力脈動狀態(tài)，分析伺服閥輸出流量曲線變化規(guī)律，仿真結果如圖8所示。系統(tǒng)壓力低頻小幅脈動 (P＜2MPa，f＜5Hz)對伺服閥輸出流量影響較小。系統(tǒng)壓力脈動幅值ΔP＞2MPa后，頻率越大，伺服閥輸出流量脈動現象越明顯;頻率一定時，幅值越大，伺服閥輸出流量脈動也越明顯。

圖8 不同壓力脈動時伺服閥輸出流量曲線Fig.8 Output curve of servo valve under different pressure fluctuation

3 試驗驗證

使用測試試驗臺對伺服機構配套液壓泵進行壓力流量特性測試。當負載壓力值小于額定壓力時，能較快地達到全流量輸出，響應速度較快。負載到達額定壓力時，輸出流量明顯降低，響應速度變慢，超調明顯。壓力調節(jié)機構的調節(jié)能力在小流量輸出時變弱。負載壓力持續(xù)增大，液壓泵很難實現穩(wěn)定輸出，輸出流量開始出現大幅值脈動。

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

為驗證液壓泵穩(wěn)定響應時間超長是由于變量調節(jié)機構調節(jié)不穩(wěn)定所致，更換一組控制活門，對比更換前后穩(wěn)定響應時間的變化情況，并進行伺服機構性能測試驗證。返修前后液壓泵的動態(tài)指標對比如表2所示。

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

由試驗結果可知，隨著泵的動態(tài)響應指標不斷優(yōu)化，泵的響應靈敏性得到有效提高，伺服機構系統(tǒng)試驗過程中的壓力脈動現象消失。

4 結 論

本文從系統(tǒng)機理、仿真分析、試驗驗證等多個角度，對液壓伺服機構工作壓力脈動現象進行了分析和研究，可以得到以下結論:

1)該型伺服機構壓力脈動現象系恒壓變量泵調壓機構控制活塞的閥芯閥套配合質量下降導致，且隨動活塞運動對穩(wěn)定段壓力脈動的影響相對較小，通過改善液壓泵的動態(tài)響應能力可解決壓力脈動現象。

2)伺服機構工作壓力脈動幅值較大時，頻率越大，伺服閥輸出流量脈動現象越明顯;工作壓力脈動頻率一定時，幅值越大，伺服閥輸出流量脈動也越明顯。低頻小幅值壓力脈動現象不影響伺服機構正常工作。

本文的研究為后續(xù)液壓伺服機構工作壓力脈動相關問題的分析提供了一定參考。