水液壓閥控擺動缸結構設計及動態性能仿真分析

張 天，葛 衛，聶松林，尹方龍，李開福，賈國濤

(1.北京工業大學 機電學院，北京 100124； 2.北京工業大學先進制造技術北京市重點實驗室，北京 100124；3.湖北航天化學技術研究所，湖北襄陽 441003； 4.中船重工七○五研究所昆明分部，云南昆明 650032)

引言

海洋工作環境復雜難明，對其資源的探索開發只能依靠儀器設備。水下機械臂操縱精度高，作業范圍廣，是理想的勘探設備[1]，液壓擺動缸又是水下機械臂最重要的執行機構之一。目前的擺動缸主要依靠油壓驅動，存在密封困難、污染環境、易失效和損失大等諸多問題[2]。而以水作為傳動介質的閥控缸系統，整個系統為開式回路，油壓系統采用封閉式回路無法補償深海下水壓，且回路一旦發生泄漏，除工作失效外還會對海洋生態造成破壞等問題得以解決。因此，研制一種水液壓閥控擺動缸系統尤為迫切。

擺動缸結構精簡、加工方便，無需輪系等任何變速機構即可將液壓能直接轉變為轉矩，能產出較大扭矩，且轉動速度較為平穩，因此是工業應用及海洋勘探裝備上理想的執行元件[3]。而葉片式擺動液壓缸結構緊湊，質量轉矩輸出比較大，運行平穩且維護成本低，因而得到大面積推廣，國內外大量學者對其進行了深入研究。RANEDA A等[4]研究設計了一種水基擺動液壓缸，對關鍵部位的密封結構提出了改進，并對其性能進行試驗驗證，證明了以純水作為傳動介質是可行的。日本的神奈川大學研制的一種以水作為傳動介質的三液壓腔的單葉片擺動缸，使得單葉片擺動缸的主軸軸承受力情況得以根本改善，使以往傳統的單葉片擺動缸主軸所特有的徑向力作用問題得以解決[5-6]。

吳若麟等[7]建立了閥控擺動缸系統的三大方程，并推導出了固有頻率式，研究了其中的4個單參數對系統動態特性的影響，并通過遺傳算法迭代循環對閥控缸系統進行參數優化，提高其動態性能。梅鵬等[8]建立了軸配流的水液壓擺動缸的MATLAB模型，得到了系統的開環函數Bode圖，表明水液壓擺動缸的跟隨性能良好。孟凡虎等[9]提出了一種神經元PID控制器，對閥控擺動缸調速系統進行了優化。王增等[10]分析出擺動缸泄漏量與壓力之間并非呈線性關系，在考慮了縫隙泄漏和軸肩泄漏后，提出了一種改進的泄漏量計算模型，指出葉片的轉動角度與泄漏量間存在周期性關系。謝良喜等[11-12]對擺動缸葉片密封進行了一系列的研究，建立了密封面接觸應力模型，分析了預壓縮量及密封圓角對密封可靠性的影響，并對擺動缸葉片結構進行了優化[13-14]。李樹立等[15]基于靜壓支承技術設計了一種靜壓支承擺動缸，并分析了影響靜壓支承負載力的因素。通過試驗得出該結構提高了軸向對中精度，減小泄漏量，減小端面磨損[16]。

本研究以水壓高速開關閥為控制元件，以水壓擺動缸為執行元件，構建水壓閥控擺動缸系統，進而驅動單關節機械臂運動[17]。該系統集成化、模塊化程度高，由于傳動介質是純水，所以設計成開放式回路，無需壓力補償裝置，可與外界環境友好相融，適應性好；通過特定的工業控制設備將脈沖調制信號傳輸給高速開關閥組，控制閥組的啟閉狀態，通過高速開關閥組，控制擺動液壓缸的精確動作[18]。

1 水壓葉片式擺動缸工作原理

本研究采用葉片式結構，以擺動油缸為基礎，充分考慮葉片的密封特性以及軸的潤滑特性。擺動缸采用17-4PH合金加工制造，避免了水的腐蝕問題。水潤滑軸承采用氮化硅陶瓷加工制造，直接用水進行潤滑，避免潤滑介質泄漏造成油水混合從而引起污染水源等問題。轉動葉片和固定葉片采用組合式密封結構，有效降低了內泄漏。在轉動葉片和固定葉片的兩側均安裝緩沖片，防止轉動葉片對固定葉片產生撞擊，提高擺動缸工作時的穩定性、可靠性和使用壽命。

水壓擺動缸的結構原理如圖1所示，圖2為水壓擺動缸的系統原理圖。當水壓擺動缸需要正轉時，高壓水通過Ⅰ口進入左側工作水腔，壓力作用于轉動葉片左側，產生順時針的轉動扭矩，從而驅動轉動軸順時針轉動，另一工作水腔的水通過Ⅱ口直接排出。當其需要反轉時，高壓水通過Ⅱ口進入右側工作水腔，壓力作用于轉動葉片右側，產生逆時針的轉動扭矩，從而驅動轉動軸逆時針轉動，另一工作水腔中的水通過Ⅰ口直接排出。

1.后端蓋 2.缸體 3.轉動葉片組合密封 4.前端蓋 5.定位銷6.前浮動盤 7.前法蘭 8.轉動軸 9.軸承內套 10.軸承外套11.碟簧 12.固定葉片組合密封 13.后浮動盤 14.后法蘭圖1 水壓擺動缸結構圖

由于傳動介質采用的是水，且水的理化性質要比液壓油較差，尤其是潤滑及摩擦特性，分子大小也遠小于液壓油，因此建立起高低壓腔壓差，保證容積效率就成了水壓擺動缸研發的重中之重，其最為關鍵的一處密封就是葉片與缸體和轉動軸之間的密封。采用O形密封圈與超高分子量聚乙烯(UPE)的組合式密封，組合密封示意圖如圖3所示。

1.過濾器 2.潛水電機 3.水壓柱塞泵 4.水壓溢流閥5.壓力表 6～9.水壓高速開關閥 10.水壓擺動缸 11.編碼器12.負載 13.程序控制器 14.工控機圖2 水壓擺動缸系統原理圖

1.超高分子量聚乙烯環 2.密封擋塊 3.O形圈圖3 組合密封示意圖

其工作機理是：采用了軟硬結合配對的組合密封方式，一般對于轉動副密封來說，密封圈溝槽要在O形圈裝入時使密封圈產生5%～10%的預壓縮量，這樣在密封面將形成初始接觸應力。密封結構外層是一圈UPE材料，通過O形圈產生的初始形變的回彈力與擺動缸內壁緊密貼合在一起，當工作腔壓力升高，O形圈變形越大，加載在UPE材料上的作用力就越大，由負載壓力自發調節貼緊程度，使得密封越可靠。且UPE材料在水中的自潤滑性能較好，不會產生過大的摩擦力降低擺動缸的機械效率。但水的理化特性較差，所以對密封元件的加工精度要求較高，且需視工作時長及時更換密封元件。

2 閥控缸系統仿真模型

圖4所示為單個水壓高速開關閥的AMESim仿真模型，壓力源提供10 MPa的恒定壓力，通過2條通路作用于錐閥閥芯的左端和摩擦力模型右端。當音圈電機反向通電時，利用吸力使得閥口打開。

圖4 水壓高速開關閥AMESim仿真模型

圖5為水壓擺動缸的AMESim模型，虛線框中的部分為擺動缸葉片與缸體間摩擦力矩的簡化模型，摩擦力矩采用了庫倫摩擦模型，并考慮了擺動缸的內泄漏，采用了間隙泄漏模型，通過邏輯函數和角度控制信號模擬擺動缸的負載，采用固定角度采樣的信號設置角速度和角位移傳感器，以仿真擺動缸的擺動跟隨特性。泵站通過溢流閥和單向定量泵來輸出恒定壓力，通過對伺服閥的輸入信號來控制擺動缸的動作。

圖5 水壓擺動缸AMESim仿真模型

圖6 水壓閥控缸系統AMESim仿真模型

根據高速開關閥控擺動缸系統原理建立AMESim仿真模型，如圖6所示。壓力源提供10 MPa的恒定壓力，由4個高速開關閥聯合控制擺動缸的轉動，能實現擺動角的精準控制，通過角速度傳感器施加轉矩和擺動缸角度信號的測量，通過輸入轉動角度信號與實際測量角度信號的比較，然后通過閥1～4的開啟和關閉開控制擺動缸的轉動角度。閥1、閥3開啟，閥2、閥4關閉，則擺動缸右轉；閥2、閥4開啟，閥1、閥3關閉，則擺動缸左轉；閥1～閥4同時關閉，則擺動缸停止。

閥控缸系統AMESim仿真模型中，閥控缸系統仿真模型各個元件的主要參數如表1所示。用表中參數建立仿真模型，分析系統的各個元件參數(如排量、泄漏系數、水壓等)對閥控缸動態性能的影響，以達到優化該系統參數的目的。

表1 元件主要參數表

3 擺動缸系統動態特性仿真分析

3.1 批處理單參數對閥控缸系統跟隨性能的影響

1) 排量

保證擺動缸轉角輸入信號和其他參數不變，設定擺動缸排量分別為0.5，1.1，1.5，2.0 L/r。設定仿真時間為40 s，仿真步長取0.01 s，可得到擺動缸轉角位置α跟隨曲線，如圖7所示。

從圖7中可以看出，隨著擺動缸排量的增大，擺動缸到達指定角度時的振蕩幅度越小；當擺動缸排量大于1.1 L/r后，擺動缸到達指定角度時的振蕩幅度基本不變，滿足擺動缸的設計基本要求。

圖7 不同排量下擺動缸轉角位置跟隨曲線

2) 泄漏系數

保證擺動缸轉角輸入信號和其他參數不變，設定擺動缸泄漏系數分別為0.2，0.4，0.6，0.8，1.0 L·MPa/min。設定仿真時間為40 s，仿真步長取0.01 s，可得到擺動缸轉角位置跟隨曲線，如圖8所示。

隨著擺動缸泄漏系數的增大，擺動缸到達指定角度時的振蕩幅度基本不變，但擺動缸跟隨性能變差。而隨著擺動缸泄漏系數的增大，擺動缸內泄漏量增大，容積效率大大降低。因此，對擺動缸密封的設計是研制擺動缸的一個關鍵因素。

3) 水源壓力

保證擺動缸轉角輸入信號和其他參數不變，設定擺動缸水源壓力分別為2.5，3.0，5.0，7.0 MPa。設定仿真時間為40 s，仿真步長取0.01 s，可得到擺動缸轉角曲線，如圖9所示，擺動缸的泄漏量如圖10所示。

圖8 不同泄漏系數下擺動缸轉角位置跟隨曲線

從圖9中可以看出，負載為450 N·m時，啟動壓力在2.5～3.0 MPa之間，隨著壓力的增大，擺動缸到達指定角度時的振蕩幅度基本不變。圖10顯示了擺動缸從2.5～7.0 MPa的內泄漏量變化曲線，在p=2.5 MPa時，擺動缸未啟動，所以其泄漏量是一個恒定的正值(此處正負僅表示泄漏通道方向)，當壓力大于啟動壓力后，擺動缸開始做往復回轉運動，泄漏方向隨著轉動方向的改變而變化。隨著壓力的增大，擺動缸工作腔變形程度加大，動、靜葉片處的矩形組合密封工況變得困難，同時前后浮動盤與法蘭之間的靜密封面臨的工作壓力也增大，密封圈變形加大導致產生一定縫隙使得擺動缸泄漏量增大，容積效率大大降低。因此保證缸體和前后端蓋的剛度也是水壓擺動缸設計的重要因素。

3.2 基于MATLAB/Simulink的閥控缸聯合仿真

由于AMESim與Simulink有很好的相互兼容性，所以在AMESim中建立閥控擺動缸的仿真模型，并設置邊界條件與響應參數，經編譯后生成能被Simulink直接調用的“S函數”。這樣既可在Simulink中進行閥控缸系統的聯合仿真，仿真結果曲線可以在示波器中顯示，也可以在AMESim中調出進行分析。這樣高集成化、模塊化的聯合仿真方式可以更加直觀的實時顯示輸出信號，增強了搭建模型的精確性，提高了仿真工作的便利性。

圖9 不同水源壓力下擺動缸轉角位置跟隨曲線

最終在Simulink中搭建的PID控制模型如圖11所示。PID控制器有3個參數決定最終輸出的控制量和系統的控制性能。通過對比分析，選取PID控制器的經驗參數為6，0.1，0.1。給系統加載的壓力為10 MPa，在10 s時給系統1個轉角100°的階躍信號，運行仿真，傳統PID控制下的階躍響應曲線如圖12所示，系統經約0.51 s達到穩態，但經過PID控制器的預調與修正后，系統的超調振蕩有所減小。在實際應用中除了研究系統的階躍響應特性外，還需研究系統的跟隨性能。系統輸入幅值為220°，周期為10 s的類正弦信號，擺動缸的轉角位置跟隨曲線如圖13所示，滯后時間約為0.1 s，轉角的最大跟隨誤差約為2°。

圖10 擺動缸內泄漏量變化曲線

圖11 PID控制模型

分析上圖可得，加入PID控制器后閥控擺動缸系統的動態性能得到一定的改善，響應雖有一些滯后，但總體上滿足擺動缸設計需求，此外系統振蕩降低，抗干擾能力提高，通過精確模型仿真得出其跟隨特性良好。

4 結論

對以水作為傳動介質的液壓擺動缸進行了結構設計，并研究了水基擺動液壓缸的泄漏通道，對關鍵部位提出了一種密封方案；搭建水壓閥控擺動缸系統，運用AMESim和MATLAB仿真軟件分析會對系統動態響應性能產生影響的因素，并在系統上加入PID控制器后，得出以下結論：

圖12 水壓擺動缸階躍響應曲線

圖13 水壓擺動缸轉角位置跟隨曲線

(1) 通過對AMESim中批處理的單參數影響分析，隨著排量增大，擺動缸振蕩幅度減小；若增大泄漏系數，則振蕩幅度基本沒有變化，但泄漏量增大導致容積效率大大降低；在負載為450 N·m時，啟動水壓力在2.5～3.0 MPa之間；

(2) 利用了AMESim和Simulink聯合仿真技術，將在AMESim中建立的數學模型導入Simulink中，在傳統MATLAB仿真中高精度模型難以建立的問題得以解決，并在模型中加入PID控制器，結果表明系統的超調振蕩減小，抗干擾能力增強，為提高系統的動態性能提供了思路；

(3) 采用純水作為傳動介質，因此要著重研究關鍵結構的密封方案，本研究采用軟硬配對的組合式密封，可以根據水壓自補償密封面接觸應力，防止摩擦力矩過大導致缸爬行，影響擺動缸的機械效率，但后續的介質腐蝕與轉動副磨損問題仍需進一步研究。