斜盤式軸向柱塞泵伺服變量特性

杜善霄，周俊杰，2，荊崇波，張祝，廖文博

(1.北京理工大學(xué) 機械與車輛學(xué)院，北京 100081;2.北京理工大學(xué) 前沿技術(shù)研究院，山東 濟南 250101)

0 引言

液壓傳動具有控制方便、功率密度高、元件布置靈活等諸多優(yōu)點，在各領(lǐng)域中有著廣泛應(yīng)用［1-3］。我國液壓傳動技術(shù)所占比重逐年遞增，在新工業(yè)時代背景下，液壓傳動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口，中科院報告指出，高壓軸向柱塞泵是我國受制于人的35 項卡脖子技術(shù)之一。為降低產(chǎn)品斷供風(fēng)險和使用成本，加快液壓技術(shù)發(fā)展，液壓元件的國產(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。在整個液壓系統(tǒng)中，伺服變量系統(tǒng)控制著啟動、制動等重要功能，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題仍是一個研究的重點和難點［9-11］。

魏列江等［12］采用實驗方法，對斜盤式軸向柱塞泵的變量機構(gòu)進行系統(tǒng)辨識，獲得了變量機構(gòu)的幅頻特性和相頻特性，辨識出傳遞函數(shù)模型。權(quán)凌霄等［13］針對斜盤式軸向柱塞泵的伺服變量機構(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、供油壓力等因素對變量機構(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)特點建立了變量機構(gòu)數(shù)學(xué)模型，分析了其參數(shù)對變量控制的影響。齊海濤等［15］分析了電動伺服變量泵結(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A8VO 型柱塞泵的變量調(diào)節(jié)系統(tǒng)進行物理建模與仿真，得到了彈簧設(shè)定值、油口控制壓力等對變量調(diào)節(jié)的影響。黃長勝等［17］分析柱塞泵變量機構(gòu)的阻尼特性發(fā)現(xiàn)，變量機構(gòu)中加入阻尼孔元件會降低液壓泵系統(tǒng)振動。王慧等［18］建立了閥控變量泵的AMEsim 模型，對比分析了電液比例換向閥、電液伺服閥及高速開關(guān)閥控制對變量響應(yīng)的影響。

分析柱塞泵變量機構(gòu)可以在理論上達(dá)到較好的控制和調(diào)節(jié)特性，但目前針對試驗問題研究較少，且試驗對比不充分，因此難以有效解決實際問題［19-21］。

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

1 泵/馬達(dá)系統(tǒng)變量特性試驗

1.1 伺服變量原理

伺服變量過程是泵/馬達(dá)回路從一個排量向另一個排量變化并達(dá)到穩(wěn)定的過程，即排量變化過程，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)容積分為主動缸與從動缸。圖2 中: T 為主回油口，P 為主供油口。由圖1 可知，在變量過程中，控制手柄力作用于變量閥芯，從而改變油路走向;主動缸與從動缸將產(chǎn)生壓力差推動伺服缸內(nèi)變量活塞移動，并帶動斜盤轉(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。斜盤回位過程比較變量過程油路存在不同，但工作原理一致。泵馬達(dá)回路用作行走系統(tǒng)時，主動缸和從動缸通過制動閥短暫連通使斜盤回位，可實現(xiàn)系統(tǒng)快速制動功能。按上述分析，本文將伺服變量過程分為啟動過程、回位過程、制動過程和制動恢復(fù)過程。定義控制手柄輸入作用力至系統(tǒng)保持某一排量為啟動過程;控制手柄輸入回位力至排量回零為回位過程;控制手柄保持不變，即系統(tǒng)在某一排量下，制動閥接收到電信號，主、從動缸連通至液壓馬達(dá)停止轉(zhuǎn)動為制動過程;制動閥電信號斷開，馬達(dá)恢復(fù)至原有轉(zhuǎn)速為制動恢復(fù)過程。變量特性試驗與仿真分析主要針對于上述4 種動態(tài)過程。

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 液壓試驗臺

為探究斜盤式軸向柱塞泵伺服變量動態(tài)特性，搭建了泵/馬達(dá)閉式回路試驗平臺，其原理圖如圖3(a) 所示，實物圖如圖3(b) 所示。變量試驗臺由驅(qū)動電機和負(fù)載電機、液壓泵/馬達(dá)系統(tǒng)、傳動與傳感裝置、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)動電機用于驅(qū)動液壓泵轉(zhuǎn)動，液壓泵和馬達(dá)形成液壓閉式回路，負(fù)載電機用做馬達(dá)負(fù)載，補油泵用于補充系統(tǒng)油液損失，單向閥控制補油流向，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、壓力傳感器通過數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)實時監(jiān)測。試驗系統(tǒng)主要參數(shù)如表1 所示。

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

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

1.3 問題與討論

1.3.1 試驗結(jié)果分析

變量特性試驗設(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)測到補油壓力為2.2 MPa，殼體壓力為0.1 MPa。圖4 所示為啟動和回位試驗過程伺服缸壓力變化狀態(tài)。初始狀態(tài)下，主動缸和從動缸均為殼體壓力。在啟動過程中，主動缸壓力隨時間先增大再保持恒定，從動缸壓力呈先增大再減小的趨勢，最終兩缸建立恒定壓力差。主動缸壓力在回位過程中逐漸降低，從動缸存在壓力真空和壓力增長現(xiàn)象，但回位結(jié)束后兩缸均處于初始狀態(tài)。從動缸壓力增大將造成主動缸的壓力脈動。為分析壓力變化原理，探索變量過程油路狀態(tài)。主動缸在啟動過程中連通補油油路，從動缸連通液壓泵殼體，主、從動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動，且活塞對從動缸產(chǎn)生壓縮造成其壓力超調(diào)。回位過程中油路狀態(tài)與啟動過程相反，由于主、從動缸壓力差降低，變量活塞受彈簧作用回歸中位，同時帶動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 啟動和回位過程伺服缸壓力變化狀態(tài)Fig.4 Servo cylinder pressure change during start-up and return

制動和制動恢復(fù)過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、從動缸保持恒定壓力差。進入制動過程后主動缸壓力隨時間呈減小趨勢，從動缸壓力呈增大趨勢，最終形成較小壓力差，約為0.05～0.15 MPa。進入制動恢復(fù)過程后，新建壓力差被打破，兩缸逐漸恢復(fù)為初始壓力。圖5(a)和圖5(b) 所示為不同進口阻尼下制動壓力變化。隨著阻尼增大，制動壓力平衡位置降低，主動缸和從動缸壓力差減小，且制動時間減少，但對應(yīng)制動恢復(fù)時間增加。制動過程油路狀態(tài)與啟動過程一致，但主、從動缸連通形成了從補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現(xiàn)斜盤回位，完成了系統(tǒng)短暫制動功能。

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

1.3.2 試驗問題與討論

研發(fā)試驗初期存在啟動沖擊過大以及無法完全制動等問題如下:1) 在啟動過程中，迅速變量將會造成液壓泵/馬達(dá)系統(tǒng)內(nèi)部存在較大壓力沖擊，影響運行平穩(wěn)性，且較大壓力沖擊會降低系統(tǒng)的使用壽命;2) 在制動過程中，馬達(dá)轉(zhuǎn)速雖有降低但無法完全停止，制動恢復(fù)過程馬達(dá)轉(zhuǎn)速迅速恢復(fù)，同樣產(chǎn)生較大內(nèi)部沖擊。對于上述兩種問題，試驗通過改變進口、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伺服變量特性的影響，從理論上印證改進措施的有效性，本文展開細(xì)致探索，為未來斜盤式軸向柱塞泵伺服變量研究與設(shè)計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)建機理

變量機構(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。變量過程中變量閥芯運動控制油路狀態(tài)，對系統(tǒng)變量具有決定作用。

圖6 變量機構(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

對閥芯進行受力分析可知，閥芯運動受控制手柄力Fi、閥芯彈簧力Fv和斜盤反饋力Fb3 個力共同作用，3 個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動方向。圖8 中Lf為反饋力作用點到控制手柄力作用點的距離，Ls為彈簧力作用點到控制手柄力作用點的距離。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

對式(1) 進行化簡，得到3 個力的關(guān)系為

依據(jù)受力點位置建立各作用點運動關(guān)系:

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

對式(3) 進行化簡，可得到位移關(guān)系為

通過受力和運動關(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、制動閥等重要組件，可以有效模擬整個變量系統(tǒng)的相互關(guān)系和運動狀態(tài)。

試驗發(fā)現(xiàn)，進口阻尼、回油阻尼和回位彈簧剛度(見圖9 中所標(biāo)示) 對伺服變量特性有較大影響，2.2 節(jié)將對3 種因素進行詳細(xì)分析，旨在獲取影響規(guī)律并對參數(shù)進行優(yōu)化設(shè)計。

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

基于仿真模型對不同變量過程進行了數(shù)值模擬，設(shè)置供油壓力為2.2 MPa，回油壓力為0.1 MPa。不同變量過程中伺服缸壓力變化仿真與試驗對比曲線如圖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曲線比較接近，在啟動和回位過程試驗需要手動輸入作用力，因此存在一定的偏差，在制動和制動恢復(fù)過程，由于制動閥的電磁干擾，試驗曲線具有較大波動。平穩(wěn)運行后，仿真與試驗曲線最大誤差為3%，在誤差范圍之內(nèi)，證明了仿真模型的有效性。因此，針對各種因素對變量特性的影響，可基于仿真模型進行。圖11 顯示了變量活塞位移變化，制動完成后活塞仍留有1.26 mm 位移，即液壓泵還存在排量，但較小排量下已無法克服負(fù)載驅(qū)動馬達(dá)轉(zhuǎn)動，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對比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 進口阻尼

在不同進口阻尼大小條件下，對伺服變量系統(tǒng)進行了數(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 所示為不同進口阻尼下啟動和回位過程伺服缸壓力對比曲線。在啟動過程中，隨著阻尼增大，主動缸壓力增大趨勢趨于平緩，從動缸壓力增大幅度減小，且兩缸建立最大壓力差時間增大，表明變量活塞達(dá)到最大位移時間變長，與圖13中顯示變量活塞位移曲線具有一致性。回位過程中，從動缸壓力增大幅值隨阻尼增大而減小，但真空存在時間增大，使得兩缸建立等壓時間延長，變量活塞產(chǎn)生一個恒定的位移平臺，最終降低了系統(tǒng)回位性能。

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

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

不同進口阻尼條件下制動過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，主動缸與從動缸制動過程在無阻尼狀態(tài)下存在較大壓力差，隨著進口阻尼增大，兩缸制動壓力建立位置呈現(xiàn)降低趨勢，且壓力差逐漸減小。由圖15 可知，無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)動馬達(dá)轉(zhuǎn)動，即存在試驗中馬達(dá)無法完全制動問題，且加入進口阻尼后該現(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，故制動時間降低，但相應(yīng)制動恢復(fù)時間升高。總體來看，進口阻尼增大使液壓泵/馬達(dá)系統(tǒng)啟動平緩，減小了壓力沖擊，但在一定程度上增大了回位時間;制動時間隨阻尼增大而降低，制動恢復(fù)時間升高。

圖14 制動過程伺服缸壓力變化Fig.14 Servo cylinder pressure change during braking

圖15 制動過程變量活塞位移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，對伺服變量系統(tǒng)進行了數(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。啟動過程中，隨著回油阻尼增大，主動缸最大壓力呈增大趨勢，從動缸壓力升高幅值和持續(xù)時間均增大，從而造成兩缸建立最大恒定壓力差時間延長，啟動趨于平緩。加入回油阻尼，在回位過程中兩缸均產(chǎn)生壓力脈動，且回油阻尼越大脈動越明顯，最終導(dǎo)致回位時間增大。在制動過程中，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、從動缸制動壓力建立位置升高，壓力差呈減小趨勢。由圖19 可知，制動完成后變量活塞保留位移隨著阻尼的增大而減小，制動時間降低，同樣制動恢復(fù)時間升高。因此，回油阻尼增大對啟動和回位過程都存在抑制作用，且系統(tǒng)內(nèi)壓力沖擊升高;制動過程時間隨回油阻尼增大而減小，制動恢復(fù)時間增大。

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

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

圖18 制動過程伺服缸壓力變化趨勢圖Fig.18 Trend of servo cylinder pressure change during braking

圖19 制動過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，對伺服變量系統(tǒng)進行了數(shù)值模擬。選定4 種彈簧剛度，剛度逐級遞增，仿真結(jié)果如圖20 和圖21 所示。彈簧剛度較低時，較小主動缸壓力即可達(dá)到變量活塞最大位移，但對應(yīng)壓力波動較大;隨著彈簧剛度增大，主動缸壓力呈增大趨勢，到達(dá)彈簧4 時主動缸已達(dá)到系統(tǒng)的最大壓力;壓力波動隨彈簧剛度的增大而減小，制動壓力差不受彈簧剛度影響。由圖21 可知:增大彈簧剛度對啟動和回位過程影響較小;在制動過程中，變量活塞保留位移隨著剛度的增大呈降低趨勢，制動時間逐漸減少。因此，增大回位彈簧剛度有利于提高制動性能，但若是彈簧剛度過大，則如彈簧4 中所示變量活塞無法運行到最大位移。

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。通過變量特性試驗詳細(xì)分析了變量工作原理，將變量過程分為啟動過程、回位過程、制動過程和制動恢復(fù)過程4 種動態(tài)過程。基于試驗平臺探索了4 種動態(tài)過程下伺服缸壓力變化。主動缸和從動缸在初始狀態(tài)下均為殼體壓力。在啟動過程中，主動缸壓力隨時間先增大再保持恒定，從動缸壓力呈先增大再減小趨勢，最終主、從動缸建立恒定壓力差。主動缸壓力在回位過程中逐漸降低，從動缸存在壓力真空和壓力增長現(xiàn)象，但回位結(jié)束后兩缸均處于初始狀態(tài)。制動過程中兩缸壓力趨近，形成較小壓力差，約為0.05～0.15 MPa，制動結(jié)束后兩缸逐漸恢復(fù)為制動初始壓力。增大進口阻尼后，主、從動缸壓力差減小，且制動時間減少，對應(yīng)制動恢復(fù)時間增加。

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

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

2) 增大回油阻尼對啟動和回位過程均為抑制作用，且伺服變量系統(tǒng)內(nèi)壓力沖擊升高;伺服系統(tǒng)制動時間隨回油阻尼增大而減小，制動恢復(fù)時間增大。考慮到回油阻尼與進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間，因此建議取消增大回油阻尼的方案。

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