電液伺服閥用微位移放大機構發(fā)展現狀

劉國平， 何忠波， 鄭佳偉2， 周景濤， 柏 果

(1.陸軍工程大學石家莊校區(qū)， 河北石家莊 050003; 2. 32184部隊， 北京 100072)

引言

隨著航空航天、國防工業(yè)的快速發(fā)展，電液伺服系統(tǒng)的應用越發(fā)廣泛。電液伺服閥(Electro-hydraulic Servo Valve,EHSV)作為電液伺服系統(tǒng)的核心部件，對系統(tǒng)的靜、動態(tài)特性起著關鍵作用。傳統(tǒng)電液伺服閥結構形式較為復雜，響應速度較慢，且系統(tǒng)階次較高，對控制器設計要求較高。直驅式伺服閥具有響應頻率高、輸出位移大、抗油污性能好的特點，可實現惡劣條件下的穩(wěn)定輸出，具有較為廣泛的應用前景。但基于壓電陶瓷(Piezoelectric Ceramics,PZT)、超磁致伸縮材料(Giant Magnetostrictive Material,GMM)等新型材料的閥用致動器輸出位移僅為微米級，難以滿足直驅式伺服閥要求，因此需要設計相應的微位移放大機構[1]。

本研究針對現有的伺服閥用微位移放大機構進行了分類梳理，比較了不同類型放大機構的優(yōu)勢和不足，闡述了各自的適用范圍，在此基礎上，分析了放大機構的發(fā)展趨勢。

目前應用于微致動器的換能材料主要有壓電陶瓷、超磁致伸縮材料、形狀記憶合金(Shape Memory Alloy,SMA)等，這些材料擁有優(yōu)良的力學性能，具有較大的輸出力或延伸率，在精密驅動領域具有較好的發(fā)展前景[2-3]。但基于這些材料的微位移致動器輸出位移一般很小，難以滿足大行程機構的驅動需求。

日本學者TAKAHIRO URAI等[4-6]設計的GMM直驅式伺服閥，采用GMM棒直接驅動閥芯，其閥芯位移僅為50 μm，流量僅為2 L/min；李立毅[7]設計的管狀GMM直驅式伺服閥在100 Hz驅動頻率下，其流量僅為1.999 mg/s。

微位移放大機構可很好地解決致動器輸出位移不足的問題，一般通過機械放大或液壓放大的方式，放大比可達2.34～15.6，基本滿足了輸出位移需求。

目前，微位移放大機構形式多樣，應用于精密機械領域的微位移放大機構主要分為機械式和液壓式兩種。

機械式放大機構通常采用柔性鉸鏈結構，其優(yōu)點在于運動過程無空回行程、無摩擦、運動平滑、分辨率較高[8]；同時也普遍存在承受載荷小、抗沖擊能力較差、體積較大等問題。對于機械式放大機構，國內外研究成果較為豐富，提出了基于柔度理論、彈性梁理論、卡式定理等原理的研究思路，為機械式放大機構的設計和研究提供了較為完備的理論體系。

液壓式微位移放大機構基于帕斯卡原理，利用大活塞的位移推動密閉容腔內油液運動，并最終帶動小活塞產生較大的位移。相比于機械式微位移放大機構，液壓式微位移放大機構占用空間較小，位移放大比較大，頻帶更寬[9]。但液壓式放大機構存在泄漏問題，另外其復雜的工藝特性也導致加工困難，裝配精度難以滿足設計需求等問題。國內外學者主要致力于解決活塞運動造成的磨損和泄漏問題，提出了不同的解決方案。

1 機械式微位移放大機構

機械式微位移放大機構一般采用柔性鉸鏈結構，利用柔性鉸鏈的彎曲變形使機構在某一方向上得到放大的平動位移。柔性鉸鏈結構，避免了由于運動副相對運動帶來的摩擦損耗，因此在微位移放大機構中得到了較為廣泛應用。

1965年J.M.PAROS和L.WEISBORD[10-11]設計了矩形截面、圓柱切割形式的柔性鉸鏈，推導出了柔性鉸鏈的設計公式，并給出柔性鉸鏈遠小于其切割半徑條件下的簡化公式，給柔性鉸鏈的設計計算帶來了極大的方便。吳鷹飛[12]利用力學的基本公式對柔性鉸鏈的設計公式進行推導，得到了相對于J.M.PAROS公式更為簡潔的一般公式，在柔性鉸鏈厚度接近其切割半徑的條件下，其公式更加精確和簡潔。

J.M.PAROS設計的柔性鉸鏈結構較為簡單。隨著柔性鉸鏈結構在微位移放大機構中的廣泛應用，其結構形式得到了很大豐富。

于志遠[13]定義了新參數λ——柔性鉸鏈凹口處長與寬的比值，進行了有限元仿真，討論了直梁型、圓角直梁型、橢圓型、拋物線型和雙曲線型柔性鉸鏈輸出位移與λ的關系。

LING Mingxiang等[14]將矩陣位移法與傳遞矩陣法相結合，提出了一種基于柔性鉸鏈的混合串并聯(lián)柔性機構的動力學靜態(tài)建模方法，給出了精確、簡潔的求解方法，具有較好的預測精度，為設計初期快速進行性能評價和參數優(yōu)化提供了依據。

崔新輝[15]對柔性鉸鏈結構進行了梳理，從結構形狀的角度對柔性鉸鏈結構作了分類，如圖1所示。

圖1 柔性鉸鏈分類

根據目前柔性鉸鏈放大機構的作用原理和結構形式，大致可以將柔性鉸鏈放大機構分為杠桿式、三角式和弓張式3種，不同學者對其分別進行了研究，并根據不同的應用環(huán)境，設計了形式多樣的放大機構。

1.1 杠桿式放大機構

杠桿式放大機構結構較為簡單、加工難度較低，具有較高的線性度和能量利用率，其結構一般如圖2所示。

圖2 杠桿式放大機構

杠桿放大機構中，杠桿部分可以視為剛體，其受力可以簡化成如圖3所示。

圖3 杠桿式放大機構受力原理

單級杠桿式放大機構，放大比很小，應用范圍有限。因而一般采用多級結構，以增加放大比，滿足輸出位移的需求。

沈劍英等[16]開發(fā)了一種二級杠桿微位移放大機構，并在考慮柔性鉸鏈轉動中心偏移量的基礎上，推導出杠桿式柔性鉸鏈二級放大機構的放大率計算方法，其結構原理如圖4所示。

圖4 二級杠桿放大機構及受力

其得到的放大率計算公式為：

(1)

其中,xout為輸出位移；xin為輸入位移；p1,p2,p3,p4,p5,p6為尺寸參數，與l1,l2,l3,l4,l5,l6有關；kF為柔性鉸鏈的軸向拉壓剛度；kM為柔性鉸鏈的轉角剛度。理論計算的放大率為8.31，有限元仿真分析的放大率為8.38，實驗測試得到的放大率為8.20，三者的結果非常接近。

黃志威[17]采用半圓型柔性鉸鏈設計了一種反對稱式柔性放大機構，如圖5所示。通過反對稱設計，可將輸入的直線位移放大并轉化為轉角位移輸出。直線位移轉化為角位移的轉化率η=1.2×10-4rad/μm。

圖5 杠桿式位移-轉角放大機構

多級杠桿式放大機構，設計原理比較簡單，放大率可達到較高水平，但空間尺寸太大，不利于工程化應用和小型化發(fā)展。

1.2 三角式放大機構

三角式放大機構采用三角形放大原理，如圖6所示。

圖6 三角放大原理

直角三角形三邊長分別為a、b、c，固定一條直角邊a，當斜邊c伸長Δc時，另一條直角邊b伸長Δb。

根據勾股定理，有：

a2+b2=c2

a2+(b+Δb)2=(c+Δc)2

(2)

忽略二階無窮小量Δb2和Δc2，則放大率：

(3)

SUJIT PARDESHI等[18]設計制造了基于三角原理的微位移放大機構，如圖7所示，建立了偽剛體模型，進行了有限元方法仿真和實驗，實際放大倍數約為1.5倍。

圖7 三角放大機構

姚俊飛[19]開發(fā)了一種基于三角形原理的三角位移放大機構，其結構如圖8所示，利用2個致動器作為輸入，由于輸入端驅動機構與放大機構之間依然存在磨損，實際放大倍數約為3.2倍。

圖8 雙致動器三角放大機構

黃衛(wèi)清[20]基于三角原理，設計了一種雙向主動輸出的菱形微位移放大機構，如圖9所示，通過對稱結構設計，利用4個致動器，可實現雙向主動輸出。經理論計算和實驗，放大倍數約為2.5倍。

圖9 主動式三角放大機構

三角式放大機構原理簡單，但依然存在空間利用率低、尺寸過大的問題，同時放大比也不夠理想。

1.3 弓張式放大機構

弓張式放大機構在柔性鉸鏈放大機構中應用較廣，效果較好，目前研究也更為充分。MA[21]采用運動學理論分析了弓張式柔性鉸鏈的理想位移放大比，并將柔性鉸鏈視為具有理想樞軸的純多剛體。在考慮平移和旋轉剛度的條件下，采用彈性梁理論分析了理論位移放大率。其理論位移放大率的模型解釋了弓張式位移放大機構具有放大率極值和閾值的原因。

LOBONTIU等[22]利用卡氏第二定理推導了弓張式柔性放大機構剛度的閉環(huán)解析公式，并研究了相關幾何參數對剛度的影響趨勢。RYU[23]采用矩陣分析的方法對弓張式柔性放大機構的變形進行分析，理論分析結果與實驗測試結果的誤差小于10%；KIM等[24]利用同樣的方法對空間弓張式柔性放大機構(2個二維弓張式柔性機構交叉聯(lián)接)的變形進行分析，通過實驗測試其分析誤差也小于10%。

張兆成[25]設計了弓張式放大機構，建立了該柔性機構的簡化模型，如圖10所示。利用卡氏第二定理推導了其剛度方程，將柔性機構簡化為單自由度彈簧質點系統(tǒng)，得到了其固有頻率。但其將柔性機構離散化為單自由度質量——彈簧系統(tǒng)，將柔性鉸鏈之間的連接桿視為絕對剛體，又難以精確推導等效質量，所得固有頻率誤差較大，為14.1%。

圖10 弓張式放大機構及簡化模型

萬嘉輝[26]利用功能原理，將放大機構整體移動副剛度與柔性鉸鏈轉動剛度統(tǒng)一考慮，推導了整體機構位移輸出及放大比的影響參數。

葉果等[27-28]利用弓張式放大機構對稱性的特點，建立了1/4數學模型，采用矩陣法建立了其柔度矩陣，推導了弓張式放大機構的輸出位移公式及位移放大公式，并進行了仿真和實驗驗證?；谀B(tài)分析理論，根據拉格朗日方程建立了弓張式放大機構的運動微分方程，給出了計算弓張式微位移放大機構固有頻率的解析式。

鄭佳偉[1]設計了一種雙排串聯(lián)式弓張結構，如圖11所示，分析了其結構尺寸參數對其放大比的影響，并制作了樣機，對其性能進行了測試，所得放大率約為16.5。

圖11 雙排串聯(lián)弓張式放大機構

MIKIO MURAOKA等[29]采用蜂窩狀設計，提出了一種陣列型機械放大器，如圖12所示，結構更加緊湊，有效提高了放大機構的空間利用率。

圖12 列陣弓張式放大機構

WEI DONG等[30]采用混合柔性鉸鏈，設計了具有多級放大的弓張式放大機構，如圖13所示，基于柔度矩陣法和拉格朗日法進行了動、靜力學分析，并制造了放大倍數為48的樣機。

圖13 多級弓張式放大機構

LING MINGXIANG等[32]設計了一種具有大范圍和高頻率的兩級弓張式放大機構，如圖14所示，采用彈性梁理論，進行了動、靜態(tài)分析，通過定義阻抗因子，建立了位移放大比公式，描述了第二層對前一層的阻礙作用[31]，進行了有限元仿真，制造了樣機最大行程范圍為1.44 mm(±720 μm)，基頻為628 Hz。

弓張式放大機構兼顧了空間利用率和放大比，實際效果相比于其他機械結構較為理想，但由于機械式放大機構主要依靠柔性鉸鏈以避免運動副間能量損失，而柔性機構本身的變形依然消耗的應變能，以及機構內部存在內反力，造成實際放大倍數的降低，并與理論計算間的誤差通常在10%以上，放大效果依然不夠理想。同時機械式放大機構一般尺寸較大，空間利用率不高，距滿足工程化和小型化應用的要求還存在一定差距。

圖14 兩級弓張式放大機構

2 液壓式微位移放大機構

液壓式放大機構不存在內反力，可進一步減少能量損失。同時由于液壓式放大機構一般體積較小，空間利用率也有很大提高。液壓式放大機構一般利用帕斯卡原理，通過大活塞的微位移推動密閉容腔內油液運動，并最終帶動小活塞產生較大的位移，主要有活塞式和膜片式兩種。

2.1 活塞式液壓放大機構

HWAN-SIK YOON[33]設計了一種具有圓柱形流體室的液壓放大機構，如圖15所示，其一側具有小開口而另一側具有大開口。當較大開口中的活塞被致動器推動時，流體被加壓并且將小開口中的活塞推動更長的距離。行程由2個開口的面積比決定。

圖15 活塞式液壓放大機構

李昕等[34]基于活塞式液壓放大機構，建模分析了液壓放大機構的動態(tài)特性，與輸入致動器進行了耦合，得到了放大機構的輸入輸出函數，并討論了彈簧剛度對系統(tǒng)響應頻率和機構剛度的影響。

2.2 膜片式液壓放大機構

俞軍濤[35]設計了一種新型的液壓微位移放大結構，由柔性鉸鏈膜片式大活塞、密閉容腔、小活塞及壓力調節(jié)和測量裝置構成，對膜片結構的剛度進行了理論分析和數值計算驗證。仿真結果表明，該液壓放大機構的位移放大倍數為9，閥芯位置控制誤差小于1%。

楊朝舒[36]改進了液壓式微位移放大機構，如圖16所示，該機構將原有剛性活塞改為柔性活塞，直角連接改為了梯度連接，避免了摩擦、爬行，減少流阻、縮流和困油現象。

圖16 柔性膜片式液壓放大機構

吳家龍等[37]設計了一種波紋管式多膜片全封閉液壓放大機構，如圖17所示，采用碟形膜片焊接成型的辦法，較好地解決液壓放大機構的泄漏問題，考慮了腔內油壓對放大系數的影響，放大倍數為3.522。

圖17 波紋管式多膜片液壓放大機構

液壓式放大機構的發(fā)展受到工藝特性的限制，國內學者關注度不夠，目前滿足輸出需求的成熟設計較少。

3 結論

本研究介紹了伺服閥用微位移放大機構的工作原理，梳理了其發(fā)展脈絡，比較了不同形式的放大機構的優(yōu)缺點，總的來看，放大機構理論經歷了由簡到繁，由粗到細，結構形式由大到小，放大比由小到大的發(fā)展階段。

(1) 閥用微位移放大機構的理論研究由最初的單純研究應力-應變關系，發(fā)展為綜合利用功能關系、卡式定理、振動理論、矩陣理論等，理論研究的深度有了進一步提高，建立模型更加精細準確；

(2) 機械式閥用微位移放大機構結構形式更加多樣，從杠桿放大到三角放大、弓張放大，機械式放大機構在應用原理和結構形態(tài)上都發(fā)生了較大變化。不同學者，綜合考慮了空間利用率和能量利用率，設計了形態(tài)多樣的放大機構；

(3) 機械式放大機構相對于致動器空間尺寸太大，空間利用率不高，需要優(yōu)化結構設計，提高空間利用率。同時，機械式放大機構存在內反力損耗，能量利用率不夠高，對放大倍數影響較大。目前通行的做法是采用多個致動器，在增大了放大倍數的同時，增大了控制難度，降低了控制精度；

(4) 液壓式微位移放大機構比機械式空間利用率更高，在小型化發(fā)展和工程化應用中，具有一定的應用前景。但液壓式放大機構存在較為嚴重的油液泄漏情況。采用膜片焊接成型的方法，雖然解決了泄漏問題，卻降低了結構的放大倍數；

(5) 膜片式液壓放大機構由于油液壓縮和膜片變形，吸收了部分能量，導致輸出端輸出剛度較低，對機構放大倍數有較為不利的影響。