一種氣壓自適應伺服活門的結構和特性

孫景凱， 王順吉， 高 帥， 吳彥旭

(中國航發西安動力控制科技有限公司設計研究所， 陜西西安 710077)

引言

定壓伺服活門是液壓機械控制系統基礎控制元件之一，自身是一個完整的閉環系統，可以為液壓控制系統提供一個穩定的壓力標準[1]。常見的定壓伺服活門結構原理圖見圖1，其本質是一個進出口均可變化的分壓器，當負載和進口壓力變化時，定壓伺服活門通過調節進口節流孔的大小來保證定壓油壓力穩定[2]。

在穩態下，根據力平衡關系，伺服壓力p的大小主要由活門上端面所受合力F決定:

pS=F0+Kx+p0S

(1)

式中，S—— 活門閥芯面積

F0—— 彈簧裝配預緊力

K—— 彈簧剛度

x—— 活門位移

p0—— 低壓腔壓力

王華威等[2]通過對定壓活門主要結構參數的影響分析，提出了提高定壓伺服活門穩定性的措施和設計方法，為獲取高穩定性定壓伺服活門指明了方向。在航空發動機機械液壓控制系統中，常常采用環境敏感元件(氣壓、溫度等)進行環境參數的采集，并將敏感元件的位移輸出或者力值輸出經過放大后作為控制變量，用于發動機的調節。基于此，考慮將定壓伺服活門的伺服壓力p作為變量用于伺服控制，在活門基本結構確定的情況下，改變彈簧裝配預緊力F0、彈簧剛度K和低壓腔壓力p0是改變合力F實現伺服控制的技術實現途徑。其中，低壓腔壓力p0作為液壓系統基準壓力之，一般為定值，不作為變量。宋佳彬[3]為解決汽車發動機配氣機構氣門飛脫、反跳問題，設計了剛度可變的截錐彈簧，實現了氣門受力與轉速相適應，這為通過設計變剛度彈簧實現伺服控制提出了借鑒。但在通過改變彈簧裝配預緊力F0來實現伺服壓力受控變化的嘗試卻很少，有必要進行進一步的研究。AMESim作為目前比較先進的航空發動機燃油控制系統仿真分析工具，對液壓系統設計、系統性能分析、改進與提升、故障排查等發揮著越來越重要的作用[4-9]。

1.襯套 2.活門 3.節流嘴 4.彈簧圖1 定壓伺服活門結構原理圖Fig.1 Schematic diagram of fixed-pressure servo valve

本研究按照由環境敏感元件感受環境條件變化從而改變定壓伺服活門F0的思路出發進行研究，提出了一種氣壓自適應伺服活門結構，利用AMESim對提出的氣壓自適應伺服活門結構進行建模仿真，對影響伺服控制特性的關鍵影響因素進行深入的研究，為其工程應用和優化設計提供參考。

1 結構原理分析

在航空發動機控制計劃中，通常選用發動機進口空氣壓力pt1和溫度Tt1表征發動機外部條件的變化[10]，并使用pt1，Tt1作為控制變量對發動機進行穩態調節，比如發動機的慢車推力控制計劃N=f(pt1)[11]、慢車高壓轉子轉速控制計劃nH=f(Tt1)和落壓比調節規律ΠT=f(Tt1)[12]。

膜盒是常用的機械式氣壓/溫度敏感元件，其中真空膜盒可以感受外部的絕對壓力，閉口填充膜盒(膜盒內填充氣體、液體或飽和蒸汽)可以感受外部環境溫度，二者均可以感受外界環境變化輸出位移或者輸出力[13]，具有良好的測量精度和穩定性。

基于以上分析，提出一種基于機械式膜盒的氣壓自適應伺服活門，其結構原理圖見圖2，在圖1定壓伺服活門的基礎上增加了膜盒組5和杠桿6，膜盒組與活門之間通過杠桿鉸鏈相連，杠桿以O為支點，膜盒輸出力的變化傳遞活門上，支點位置不同可以獲得不同的杠桿比。

1.襯套 2.活門 3.節流嘴 4.彈簧 5.膜盒組 6.杠桿圖2 氣壓自適應伺服活門結構原理圖Fig.2 Schematic diagram of theair pressure adaptive servo valve

以感受外界大氣壓變化的真空膜盒組為例，分析其工作原理如下：

設定真空膜盒組在標準大氣壓下不向外輸出力，此時該結構與定壓伺服活門相同，向外輸出恒定的伺服壓力。當外界大氣壓發生變化時，真空膜盒組開始向外輸出力值，通過杠桿將力傳遞到活門上，活門的受力平衡被打破，并發生運動，引起由襯套節流孔和活門工作邊組成的進油口P通流面積發生變化，當活門到達新的受力平衡位置時，根據分壓器原理，伺服壓力便發生了變化，由此實現伺服壓力隨氣壓的自適應調節。

膜盒組輸出力特性由膜片所受壓力大小和有效面積決定，膜盒和膜盒組的輸出力與單個膜片的輸出力相同[14]，單個膜片的輸出力fm為：

fm=(pH0-pH)Se

(2)

式中,pH0—— 膜盒輸出力為0 N的基準大氣壓力

Se—— 膜片有效面積

膜盒結構確定后為固定值。工程實際中，為了獲取真空膜盒的有效面積，一般通過以下試驗方法進行數據獲取：在密閉容腔內，在基準大氣壓下，保持真空膜盒組自由高度固定不變，此時膜盒組輸出力值為0 N，通過抽真空裝置改變容腔氣壓，給定容腔不同的氣壓值pH，測量對應的真空膜盒輸出力值fm，fm隨pH變化特性線的斜率即為真空膜盒的有效面積。

用作輸出力的膜盒，隨氣壓變化總要發生位移，膜片的位移會影響有效面積，進而影響輸出力。為了減小位移的影響，一般采用膜盒組的方式把膜片的輸出位移控制在較小的范圍內。采用膜盒組后，在總位移Ls一定的情況下，單個膜片的位移就減小為Ls/(2z)，z為膜盒個數，從而降低了對輸出力的影響[14]。

從式(2)看出，膜盒輸出力fm與大氣壓力pH成線性比例關系，這對應用于伺服控制是非常有利的，可以降低系統階次，簡化系統結構。

2 數學模型

根據氣壓自適應伺服活門的結構和工作原理，以活門為研究對象，對其進行受力分析。活門主要受液壓力、彈簧力、膜盒杠桿力、液動力和阻尼力作用。在穩態下，活門的受力平衡方程為：

pS+Fs=F0+Kx+p0S-fm/λ

(3)

式中，Fs—— 穩態液動力，Fs=KsAΔp

Ks—— 穩態液動力系數

A—— 活門進口開度面積

Δp—— 活門進口前后壓差

將式(2)代入式(3)可得：

pS+Fs=F0+Kx+p0S-Se(pH0-pH)/λ

(4)

因此，伺服壓力p變成了與活門運動位移x和大氣壓力pH的函數關系：

=αx+βpH+γ

(5)

γ—— 表征了結構的初始設定條件

在穩態下，由進油口進入活門的流量與從節流嘴流出的流量滿足流量平衡關系，其穩態流量平衡方程為：

(6)

式中，Cp1—— 進油口流量系數

Ap1—— 進油口通流面積，由襯套與活門相對位置構決定，受活門受力平衡位置控制

C3—— 節流嘴的流量系數

A3—— 節流嘴的流通面積

ρ—— 油液的密度

在某一平衡位置，當大氣壓力pH發生變化時，活門在彈簧力、膜盒杠桿力、伺服腔壓力、低壓腔壓力、液動力、阻尼力的共同作用下發生運動，活門的動力學方程為：

(7)

Kt—— 瞬態液動力系數

C—— 活門運動時的阻尼系數

在動態變化過程中，伺服腔滿足如下流量平衡關系：

(8)

式(4)、式(6)～式(8)描述了氣壓自適應伺服活門的動靜態特性。

3 仿真分析

3.1 仿真模型的建立

為研究氣壓自適應伺服活門的工作特性，根據其工作原理和結構參數，建立了氣壓自適應伺服活門的AMESim模型[15-17]，如圖3所示。

圖3 氣壓自適應伺服活門AMESim模型Fig.3 AMESim model of air pressure adaptive servo valve

模型中真空膜盒組使用函數運算表示，其有效面積使用某型真空膜盒組(4組膜盒)實測數據。通過把大氣壓力pH作為輸入量，模擬pH變化的過程。設置仿真時間為10 s，采樣間隔為0.01 s，仿真參數見表1。

表1 模型參數Tab.1 Model parameters

3.2 仿真結果

設置大氣壓力pH，分別按照斜坡輸入和階躍輸入兩種方式來模擬大氣壓力的連續變化和突變過程，仿真結果見圖4～圖7。

圖4為pH按照斜坡輸入從0.101 MPa減小至0.026 MPa再增至0.101 MPa的過程，模擬大氣壓力從海平面到10 km高空再到海平面，伺服壓力p隨時間的變化過程。圖5為變化過程中伺服壓力隨大氣壓力pH的特性關系，pH從0.101 MPa 變化至0.026 MPa時，伺服壓力p從1.05 MPa變化到0.63 MPa，伺服壓力p與pH保持了良好的線性關系。

圖4 大氣壓力和伺服壓力隨時間變化曲線Fig.4 Changing curve of atmospheric pressure and servo pressure with time

圖5 伺服壓力隨大氣壓力變化曲線Fig.5 Changing curve of servo pressure with air pressure

圖6a為pH按照階躍輸入從0.101 MPa逐步突變至0.075，0.054,0.026 MPa的過程，模擬大氣壓力從海平面逐步突變到2，5，10 km的變化過程中伺服壓力p的變化情況；圖6b顯示了大氣壓力從0.101 MPa突降到0.075 MPa時伺服壓力p與大氣壓力pH動態變化過程，可以看出，從大氣壓力開始變化到伺服壓力穩定的時間為0.002 s(此處仿真采樣時間為0.001 s)，伺服壓力表現出了良好的跟隨性和響應速度。

圖7顯示在大氣壓力pH變化過程中，活門位移x隨時間的變化過程，可以看出，在0～10 km高度氣壓變化范圍中，活門位移最大變化量為0.0194 mm(0 km時x=1.9410 mm；10 km時x=1.9604 mm)，變化量值較小，根據杠桿原理，通過杠桿反饋到真空膜盒組的位移為0.0138 mm，平均到每一片膜片的位移為0.0017 mm，對于膜盒來說，位移變化對輸出力的影響可以忽略不計。

圖6 伺服壓力隨大氣壓力變化曲線Fig.6 Changing curve of servo pressure with air pressure step

圖7 活門位移隨大氣壓力變化曲線Fig.7 Changing curve of spool displacement with air pressure step

上述結果表明，基于改變環境敏感元件、改變定壓伺服活門F0的思路提出的氣壓自適應伺服活門具備良好的伺服控制特性和可實現性。

4 關鍵結構參數影響分析及選取

文獻[2]已完成了影響定壓伺服活門特性的閥芯面積S、阻尼系數C、出口流通面積A等的定量分析，其結果也適用于氣壓自適應伺服活門。這里主要對氣壓自適應伺服活門設計中的關鍵結構參數影響進行分析。

4.1 彈簧剛度

彈簧在使用過程中會存在衰減情況，為模擬彈簧衰減對伺服特性的影響，分別在彈簧剛度K為5.0，4.5，4.0 N/mm情況下進行仿真，其結果見圖8。

圖8 彈簧剛度的影響Fig.8 Influence of spring stiffness

從圖8可以看出，彈簧剛度會影響伺服壓力p的大小，但不改變伺服壓力p的線性，K值越大，p也越大。因此應用過程中需考慮彈簧衰減對伺服壓力p的影響，當性能衰減影響伺服控制時應采取措施進行衰減補償。

4.2 杠桿比

杠桿比λ是氣壓自適應伺服活門設計的基本參數，也是性能調整的主要手段之一，分別在杠桿比λ為0.8，1.0，1.2，1.4，1.6的情況進行試驗，大氣壓力變化范圍0～0.101 MPa，其仿真結果見圖9。

圖9 杠桿比的影響Fig.9 Influence of lever ratio

從圖9可以看出，杠桿比λ主要影響伺服壓力p的斜率，改變了伺服壓力的變化范圍，杠桿比越小，斜率越大，伺服壓力調節范圍越大。同時杠桿比也會影響伺服活門的可工作大氣壓力范圍。在合適的杠桿比范圍內，伺服壓力能隨大氣壓力pH在0～0.101 MPa之間線性變化，當杠桿比小于某一值時，會出現伺服壓力不再隨大氣壓力變化，并保持與低壓腔壓力相等的情況。出現該現象的原因是：p1進口油壓的初始預開量設定為2 mm，隨著大氣壓力pH的減小，活門逐步運動并關小p1進口油壓的通流面積，如圖10所示，當杠桿比為0.8、大氣壓力為0.015 MPa時，活門運動位移達到了2 mm，關閉了進口油壓通流面積。此時，伺服活門的可工作氣壓范圍變為了0.015～0.101 MPa。

圖10 杠桿比對活門位移的影響Fig.10 Influence of lever ratio on spool displacement

氣壓自適應伺服活門工作范圍縮小的特性，剛好可以為伺服控制上的閥值截止特性所應用，例如某性能要求在10 km以下高度隨大氣壓力進行伺服控制，10 km以上高空為恒值控制，就可以通過選擇合適的杠桿比，將10 km以上的伺服性能進行屏蔽。因此，在設計時，需要根據伺服控制特性需求、大氣壓力工作范圍、活門運動行程等合理選擇杠桿比。

4.3 膜盒有效面積

膜盒有效面積Se是氣壓自適應特性實現的基本參數，分別選取有效面積Se為20，50，80，100 mm2進行試驗，大氣壓力變化范圍0～0.101 MPa，其仿真結果見圖11。

由圖11可以看出，膜盒有效面積Se同樣影響伺服壓力曲線的斜率，主要改變伺服壓力的初始設定值，膜盒有效面積越大，伺服壓力初始設定值越大。在伺服活門結構不變的情況，膜盒有效面積Se的大小決定了在標準大氣壓下的伺服壓力基準設定值。有效面積增加時，伺服壓力會出現大于設定壓力的情況，當面積減小時，會出現伺服壓力小于設定壓力的情況。另一方面，當有效面積減小到一定程度時，特性曲線的斜率便趨于平緩，伺服壓力變化過小，不利于進行伺服控制。

圖11 膜盒有效面積的影響Fig.11 Influence of effective area of altitude capsule

在上述情況下，雖然氣壓自適應伺服活門還具備自適應功能，但是與設定要求已發生偏離。產生偏離的主要原因是膜盒有效面積Se的變化引起式(5)中γ≠γ0(γ0為活門初始設定值)，當γ>γ0時，伺服壓力偏大；當γ<γ0時，伺服壓力偏小。這兩種狀態在標準大氣壓下，膜盒均向外輸出力，膜盒始終處于受力狀態，會影響膜盒的工作壽命。

因此當活門結構和伺服壓力設定值確定時，通過使γ=γ0進行膜盒有效面積Se選取；當膜盒已選定(有效面積Se已確定)時，通過匹配活門參數、彈簧參數等進行匹配設計。一般地，為獲得理想的氣壓自適應控制特性并延長膜盒壽命，應確保膜盒在工作氣壓范圍內的最大輸出力小于彈簧初始預壓力，同時應盡量確保膜盒在標準大氣壓下的輸出力為0。

4.4 其他影響因素

除上述結構參數外，元件自身的特性也會對伺服特性產生影響，比如真空膜盒組的滯環特性、杠桿鉸鏈機構的裝配間隙引起的滯環特性等。

滯環特性是薄膜、膜盒類壓力敏感元件的的固有特性，限制薄膜/膜片的最大位移可以大大減小滯環，如第1節所述，采用膜盒組的形式可以減小單個膜片的位移，也可以減小真空膜盒組的滯環。

杠桿機構的間隙在實際工程中不可避免，也會對伺服壓力特性帶入滯環。該滯環的引入主要原因是杠桿受力方向變向和空行程。在氣壓自適應伺服活門結構設計中，最有效的消除或者減小滯環的措施就是避免出現杠桿受力為0的狀態，也就是在整個工況范圍內保證杠桿始終受力，比如在設置彈簧初裝預緊力F0時，保證預緊力F0大于整個工況范圍內的杠桿力。

5 應用實例

將氣壓自適應伺服活門結構應用于某型活塞位置控制系統中，如圖12所示。用滑閥代表活塞，活塞左腔通伺服壓力p驅動活塞運動，右腔通低壓腔壓力p0，活塞通過彈簧力進行位置反饋，形成閉環系統。

圖12 活塞位置控制模型Fig.12 Piston position control model

設置活塞無桿腔直徑為40 mm，有桿腔直徑15 mm，彈簧剛度40 N/mm，活塞運動行程x1為25 mm。模擬大氣壓力從0.101～0.026 MPa之間線性變化進行試驗，活塞位置隨大氣壓力pH變化的仿真結果如圖13所示。

圖13 活塞位移隨大氣壓力變化曲線Fig.13 Changing curve of piston displacement with air pressure

從圖13可以看出，隨著大氣壓力的減小，活塞位移按照線性關系從20.64 mm逐漸減小(向左運動)，當大氣壓力pH為0.026 MPa時，活塞位移為7.72 mm，這個過程中活塞總運動行程為12.92 mm，表現了良好的控制特性。當在伺服油路和上低壓油路增加節流油嘴等節流元件后，即可實現對活塞運動速度的控制和調節，如圖14所示，節流油嘴流量越大，活塞運動速度越快。

圖14 節流油嘴流量對活塞運動的影響Fig.14 Influence of metering orifice on piston motion

活塞位置的控制是自適應伺服控制的基本應用場景之一，當活塞位置與其他控制特性相關聯時，便能實現不同控制特性，例如將活塞位置與燃油計量特性相關聯時，便能實現計量燃油隨大氣壓力自適應伺服控制。

6 結論

本研究介紹了一種用機械液壓式氣壓自適應伺服活門，通過理論分析和仿真分析，得出了伺服壓力p隨大氣壓力pH氣壓自適應伺服特性，并對其關鍵影響因素的分析研究和應用實例分析，得出以下結論：

(1) 基于真空膜盒改變伺服活門預緊力構建氣壓自適應伺服活門的方法具有可行性，可以實現伺服壓力隨氣壓的自適應調節，可用于伺服控制，在航空發動機控制上具有良好的應用前景；

(2) 杠桿比λ和膜盒有效面積Se是關鍵設計參數，均會改變伺服壓力曲線的斜率，但是影響不同，杠桿比主要影響伺服壓力變化范圍，杠桿比越小，伺服壓力變化范圍越大；膜盒有效面積主要影響伺服壓力的初始設定值，膜盒有效面積越大，初始設定值越大，參數的選擇應確保膜盒在工作氣壓范圍內的最大輸出力小于彈簧初始預壓力，同時盡量保證膜盒在標準大氣壓下的輸出力為0；

(3) 杠桿比λ會影響伺服活門的工作氣壓范圍，利用該特性合理匹配伺服活門運動行程，可獲得不同的閥值伺服特性。