非對稱伺服閥在閥控缸電液伺服系統中的應用

鄭宏偉，王 宇，宣默涵，周 琳，姜 楠，張天鵬，馬立軍，楊 羽

(1.長春設備工藝研究所，吉林 長春 130012；2.長春理工大學，吉林 長春 130022)

閥控缸電液伺服系統廣泛應用于機械設備中[1-3]，伺服油缸根據油缸出桿方式分為單出桿和雙出桿2種結構。單出桿伺服油缸兩腔的面積不相等，稱為非對稱伺服油缸；雙出桿伺服油缸兩腔的面積相等，稱為對稱伺服油缸。非對稱伺服油缸結構緊湊，占用空間小，并且能夠滿足多數工況的需求，因此被廣泛采用[4-6]。

比例伺服閥是電液伺服系統中的關鍵元件，設計中，比例伺服閥與伺服油缸的選擇及匹配是否合理會影響系統性能[7]。

在傳統電液伺服系統的設計計算資料中，多數以液壓馬達或對稱油缸為執行元件來設計，所選控制元件伺服閥的控制窗口是配作且對稱的零開口滑閥[8-10]，針對閥控非對稱缸電液伺服系統設計還是沿用之前的設計方法。

本文以電液伺服系統為研究對象，分析了對稱伺服閥和非對稱伺服閥控制非對稱伺服油缸2種配置進行理論分析，提出了采用非對稱閥控制非對稱缸的優化配置設計。

1 伺服閥非對稱結構

伺服閥非對稱結構是指伺服閥P-A口額定流量和B-T口的額定流量不相等，REXROTH品牌高頻相比例伺服閥樣本如圖1所示，其中E1、W1和V1型伺服閥為非對稱結構，當P-A口流量為qv時，B-T口的流量為qv/2，當P-B口流量為qv/2時，B-A口的流量為qv，該結構與差動伺服油缸兩腔流量相匹配。而其他型號的伺服閥為對稱結構，即P-A口流量與B-T口的流量相等。

圖1 REXROTH品牌高頻響比例伺服閥樣本

2 閥控缸結構分析

在相同的輸出能力情況下，對稱伺服閥控制非對稱伺服油缸和非對稱伺服閥控制非對稱伺服油缸2種結構，其系統設計參數是不同的，下述對2種情況進行分析。

2.1 對稱閥控制非對稱伺服油缸

對稱閥控制非對稱伺服油缸結構如圖2所示，伺服閥是零開口高頻響比例伺服閥，伺服閥閥套控制窗口是對稱的。圖2中各參數如下：A1為伺服油缸無桿腔面積；A2為伺服油缸有桿腔面積；PS為系統供油壓力；P0為系統回油壓力；P1為伺服油缸無桿腔壓力；P2為伺服油缸有桿腔壓力；Q1為伺服閥1號控制窗口流量；Q3為伺服閥3號控制窗口流量；xv為閥芯位移。

圖2 對稱閥控制非對稱伺服油缸結構

忽略伺服閥和伺服油缸連接管道之間的壓力損失，圖1中伺服閥1號控制窗口壓力和伺服油缸無桿腔壓力P1相等，伺服閥3號控制窗口壓力和伺服油缸無桿腔壓力P2相等，回油壓力P0=0。

伺服閥控制窗口流量公式：

(1)

ΔPA=PS-P1

(2)

(3)

ΔPB=P2

(4)

式中，Cd為流量系數；ω為面積梯度，對于四窗口閥，ω=4a；Xv為閥芯位移。

根據流量連續方程得到下式：

Q1=V·A1

(5)

Q3=V·A2

(6)

式中，V為伺服油缸活塞桿運動速度。聯立式1、式3、式5和式6，得到下式：

(7)

定義面積比R如下：

(8)

將式8代入式7簡化如下：

(9)

由上式可以看出，在對稱閥控制非對稱缸時，伺服油缸無桿腔壓降是有桿腔壓降的R2倍。對于差動型非對稱油缸，面積比R=2，此時閥壓降為

ΔPA=4ΔPB

(10)

將式2和式4代入式10整理得：

PS=P1+4P2

(11)

對于差動伺服油缸，液壓系統壓力是伺服油缸無桿腔壓力與伺服油缸有桿腔壓力的4倍之和。

2.2 非對稱閥控制非對稱伺服油缸

非對稱閥控制非對稱伺服油缸結構如圖3所示，比例伺服閥是零開口高頻響閥，閥套控制窗口是配作且非對稱。圖3中參數標識與圖2中參數一致。

圖3 非對稱閥控制非對稱伺服油缸結構

伺服閥控制窗口流量公式：

(12)

(13)

式中，ω1為非對稱閥套A控制窗口的面積梯度；ω2為非對稱閥套B控制窗口的面積梯度。對于四窗口閥有：

ω1=4a

(14)

ω2=4b

(15)

a=2b

(16)

聯立式14～式16得到

(17)

聯立式5、式6、式12、式13和式17得：

(18)

將式8代入式18簡化：

(19)

由上式可以看出，在非對稱閥控制非對稱缸時，伺服油缸無桿腔壓降是有桿腔壓降的R2/4倍。對于差動型非對稱油缸，面積比R=2，此時閥壓降為

ΔPA=ΔPB

(20)

將式2和式4代入式20整理得

PS=P1+P2

(21)

對于差動伺服油缸，液壓系統壓力是伺服油缸無桿腔壓力與伺服油缸有桿腔壓力之和。

2.3 對比結果分析

式11和式21中，無桿腔壓力P1和有桿腔壓力P2由負載力FL所決定，在同一伺服油缸承受相同負載力，并且保持閥控油缸具有相近的控制能力時，對稱閥控制非對稱差動油缸所需的供油壓力PS大于非對稱閥控制非對稱差動油缸所需的供油壓力PS。相應的對稱閥控制非對稱差動油缸所需油源功率大于非對稱閥控制非對稱差動油缸所需的油源功率。

3 典型電液伺服系統結構優化

旋壓機3個橫向進給動作采用電液伺服閉環控制，其結構如圖4所示，3個橫向伺服油缸安裝在托板內，互相成120°布置。

圖4 旋壓機橫向進給電液伺服系統外形結構

電液伺服系統液壓原理如圖5所示，原設計采用REXROTH品牌10通徑對稱結構高頻響比例伺服閥，型號為4WRTE10V，系統壓力為PS=16 MPa，驅動電機功率為45 kW，3個油缸輸出力都是300 kN。伺服油缸最大輸出速度為2 000 mm/min，伺服油缸規格為φ200/φ140。

圖5 液壓原理圖

伺服油路塊結構如圖6所示，旋壓力的采集，對橫向進給油缸兩腔壓力采集，3個橫向伺服油缸采用6個壓力傳感器采集油缸有桿腔和無桿腔的壓力值，并將壓力值轉換成0～10 V電壓信號輸出。計算機采集壓力傳感器的輸出電壓信號，并進行運算，得到3個橫向伺服油缸的輸出力，并實時顯示在人機界面上。壓力采集計算原理如圖7所示。

圖6 伺服油路塊外形結構

圖7 壓力采集計算原理

原設計方案在工作時，當輸出力達到300 kN時，通過伺服油缸兩腔壓力傳感器測得兩腔壓力分別為P1=10.42 MPa，P2=1.71 MPa。

應用本文方法對電液伺服系統進行優化，采用力士樂10通徑非對稱高頻響比例伺服閥， 型號為4WRTE10V1，系統壓力降為15 MPa，當伺服油缸輸出力達到300 kN時，測得伺服油缸兩腔壓力為P1=11.44 MPa，P2=3.7 MPa。相應的驅動電機功率也隨之降為37 kW。

可以看到，采用非對稱伺服閥控制非對稱伺服油缸時，伺服油缸兩腔壓力都大于對稱伺服閥控制非對稱伺服油缸，控制能力明顯提高，同時優化后系統壓力降為15 MPa，驅動電機功率降為37 kW，降低了8 kW。

4 結語

在電液伺服閉環控制中，若伺服油缸為差動油缸時(A1/A2≈2)，選擇非對稱比例伺服閥在保證伺服系統控制能力不變的情況下可以有效降低系統壓力，減小驅動電機功率，減少功率損失。目前非對稱比例伺服閥已系列化，如REXROTH產品V1型號。

當執行元件為對稱油缸(A1≈A2)或液壓馬達時，選擇對稱比例伺服閥更為合理。

對三輪旋壓機橫向進給電液伺服系統進行優化后，在保證系統控制能力不變的情況下，系統壓力降低了2 MPa，驅動電機功率降低了8 kW，減少了能源損耗。