基于非對稱液壓缸的閉式電液作動器性能研究

鄭敬坤，廖 健，陳宗斌，王迎春

(1. 海軍工程大學振動與噪聲研究所，武漢 430033；2. 船舶振動噪聲重點實驗室，武漢 430033)

0 引 言

目前液壓控制技術廣泛應用于各個工業領域，根據采用的流量控制元件，液壓系統可分為泵控系統和閥控系統。閥控系統應用最為廣泛，但該系統存在節流損失，特別是控制具有負負載工況的作動器，節流損失更大；而泵控系統直接控制液壓泵的轉向和排量來控制作動器的速度[1]。由于非對稱液壓缸具有占用空間小、輸出力大等優點，目前約80%的液壓系統使用非對稱液壓缸，且多為閥控或開式泵控系統[2]。基于非對稱液壓缸的閉式電液作動器（簡稱“非對稱式電液作動器”）兩腔有效作用面積不同，導致兩腔進出口的流量與泵進出油口的流量不對等。因此對于閉式泵控非對稱電液作動器，必須在系統中增加補油回路，這是閉式泵控非對稱電液作動器必須要解決的問題[3]。

補償不對等流量的方法有多種，主要包括增加補油泵、使用補油閥以及應用一些新型元件設計如非對稱泵[4]、單出桿對稱式液壓缸[5-6]等，但都存在各自的缺點。使用補油泵會增大作動器體積，不利于集成化；非對稱泵主要改進泵的配流原理，使泵的流量比與非對稱液壓缸的面積比匹配，但由于液壓系統存在泄漏、制作誤差等因素，導致液壓泵的排量比很難與非對稱液壓缸的活塞面積比理想匹配[7]；單出桿對稱式液壓缸目前在國外應用較多，但其價格昂貴、結構復雜，在國內尚未得到廣泛應用，可靠性有待考證。

目前，對非對稱式電液作動器的單泵解決方案主要是采用液控單向閥或者低壓梭閥來補償不對稱流量，但這2 種解決方案的共同問題是系統存在壓力和速度振蕩，導致穩定性差[8-9]。針對非對稱電液作動器的速度和壓力振蕩問題，本文提出一種新的作動器液壓原理，將低壓梭閥和2 個液控換向閥的組合與蓄能器相連，高壓時系統多余的液壓油通過低壓梭閥流向蓄能器，低壓時系統多余的液壓油通過2 個串聯的常開式液控換向閥流向蓄能器；補油時，蓄能器通過單向閥進行補油。利用AMEsim 仿真平臺搭建作動器模型，對其動態特性進行仿真研究。結果表明，本文提出的作動器架構在負載換向時不存在速度和壓力振蕩，具有良好的穩定性。

1 作動器液壓原理設計

1.1 速度振蕩產生原因

如圖1 所示，根據負載和運動速度的不同，可以將pL-v平面分成3 個區域，分別對應作動器的3 種工作狀態。當pLpL2時，為作動器的穩定工作區域，當pL1

圖1 臨界區域劃分Fig. 1 Critical area division

式中： α為液壓缸的活塞面積比；pa為液壓缸無桿腔壓力；pb為液壓缸有桿腔壓力；pS為蓄能器壓力；

以低壓梭閥為例，當蓄能器與有桿腔相連時，液壓缸2 個腔室的壓力滿足：式中：pop為低壓梭閥一個端口開啟時的壓力。

根據液壓缸的受力平衡，推導出臨界區域的上限為：

同理，臨界區域的下限為：

當pLpL2時，梭閥向左或向右打開，回路結構不發生變化，液壓缸壓力穩定；當pL1

假定液壓泵的泄漏與2 個油口之間的壓差成正比，則非對稱式液壓缸兩腔的流量連續性方程為：

式中：Dp為液壓泵的排量； ω為液壓泵的轉速；He為液壓泵的外泄漏系數；Hi為液壓泵的內泄漏系數；

為研究臨界負載附近的動態特性，取Ca(x)=Cb(x)=C為定值。

veq表示臨界區域內活塞桿的速度；paeq表示臨界區域內液壓缸無桿腔的壓力；pbeq表示臨界區域內液壓缸有桿腔的壓力。

當梭閥關閉時，此時蓄能器和液壓缸兩腔之間沒有任何流量交換。根據式（8）可以看出，當系統泄漏系數一定時，作動器的速度與液壓缸兩腔的壓力之和正相關，壓力波動越大，速度波動就越大，該式將在第三節通過仿真得到證明。針對閉式系統低壓梭閥關閉，系統多余流量無法及時流向蓄能器，目前多數研究人員通過增加系統的泄漏來避免系統的速度和壓力振蕩。本文提出采用2 個液控換向閥來充當泄漏，解決小負載工況下低壓梭閥關閉系統多余流量無法補償的問題。

1.2 作動器原理與組成

圖2 為非對稱式電液作動器液壓原理圖，系統采用伺服電機和定排量泵取代以往系統所使用的電液伺服閥和變排量液壓泵。作動器具體工作原理為：控制器根據液壓缸反饋的實時位移以及液壓缸兩腔的壓力信號與給定指令對比輸出控制信號，調節伺服電機的轉速和轉向。伺服電機通過聯軸器，帶動雙向定量泵運行。伺服電機轉速不同，液壓泵出口流量不同，實現調速控制；伺服電機轉向不同，液壓泵輸出流量方向不同，實現換向控制。

圖2 作動器液壓原理圖Fig. 2 Hydraulic schematic diagram of actuator

油路中電磁閥等元件僅作為系統的輔助元件，主油路上的電磁閥4-1 和4-2 實現泵源的隔離；過濾回路5 用于過濾油液雜質，保持系統的油液清潔度；并聯的溢流閥13-1 和13-2 用于高壓情況下的溢流保護，防止因系統壓力過高而造成過載現象；電磁閥4-3 和4-4 實現液壓缸的旁通，一旦作動器發生故障，打開電磁閥即可實現液壓缸自由動作，方便檢修；液壓泵出口的脈動衰減器9-1 和9-2 主要用于衰減系統寬頻帶上的壓力脈動，達到降低作動器引起的結構振動效果。

系統采用低壓梭閥6 和2 個液控換向閥3-1 和3-2 解決非對稱式電液作動器的速度和壓力波動問題。當活塞桿伸出時，此時蓄能器通過單向閥1-3 和1-5 或者1-2 和1-4 向系統中補充不對等流量。當活塞桿縮回時，有2 種工況：當系統處于大負載工況時，系統壓差較大，低壓梭閥開啟，液壓缸活塞桿縮回所產生的多余流量經低壓梭閥流入蓄能器；當系統處于小負載工況時，系統壓差較小，低壓梭閥閥芯處于中位，此時2 個串聯的常開式液控換向閥3-1 和3-2 開啟，而活塞桿縮回所產生的多余流量經2 個液控換向閥流入蓄能器。

1.3 工作特性分析

液壓泵的工作正方向定義和四象限工作模式如圖3和圖4 所示。假定液壓缸活塞桿伸出的方向為正方向，液壓泵的工作壓力為 Δp=pa-pb，液壓泵的流量Q正方向定義為：液壓油自油口A 流出、自油口B 流入為正；活塞伸出的方向為位移x的正方向[11]。

圖3 正方向定義圖Fig. 3 Positive direction definition map

圖4 四象限工作模式Fig. 4 Four-quadrant working mode

當Δp和Q符號相同時，液壓泵工作在泵模式，此時液壓泵向液壓缸傳遞能量；符號相反時，液壓泵工作在馬達模式，液壓缸向液壓泵反饋能量。若Δp=0，Q≠0，泵和液壓缸之間沒有較大的能量交換，此時活塞的位移，大部分能量在液壓缸與蓄能器之間交換。若Q=0，Δp≠0，表明液壓泵既不輸出能量，也不吸收能量，此時活塞的位移取決于系統的泄漏。

當活塞桿正向伸出時，液壓油的流向為順時針方向（B 端口→液壓泵→A 端口），此時有2 種工況：

1）Δp＞0，Q＞0，速度＞0，無桿腔為高壓腔，液壓泵輸出功率，活塞桿正向伸出，伺服電機驅動液壓泵旋轉，能量從液壓泵傳遞給液壓缸及負載，此時液壓泵工作在第一象限，為泵模式，蓄能器通過減壓閥和單向閥1-2 和1-4 向系統中補油。

2）Δp＜0，Q＞0，速度＞0，有桿腔為高壓腔，活塞桿在負載作用下伸出，能量由負載通過系統傳遞給液壓泵，液壓泵在高壓液壓油的作用下帶動電機旋轉，泵回收能量，此時液壓泵工作在第二象限，為馬達模式，蓄能器通過減壓閥和單向閥1-1 和1-3 向系統中補油。

當活塞桿反向縮回時，液壓油的流向為逆時針方向（A 端口→液壓泵→B 端口），此時同樣有2 種工況：

1）Δp＜0，Q＜0，速度＜0，流量和壓力同向，有桿腔為高壓腔，伺服電機驅動液壓泵旋轉輸出高壓油，使活塞桿反向縮回，能量從泵傳遞給液壓缸及負載，此時液壓泵工作在第三象限，為泵模式。大負載工況下，活塞桿縮回產生的多余流量通過低壓梭閥和單向閥1-6 流向蓄能器；小負載工況下，多余流量通過液控閥3-1 和3-2 流向蓄能器。

2）Δp＞0，Q＜0，速度＜0，無桿腔為高壓腔，活塞桿在正負載的作用下縮回，能量由負載通過系統傳遞給泵，液壓泵在高壓液壓油的作用下帶動電機旋轉，泵回收能量，此時液壓泵工作在第四象限，為馬達模式。大負載工況下，活塞桿縮回產生的多余流量通過低壓梭閥和單向閥1-6 流向蓄能器；小負載工況下，多余流量通過液控閥3-1 和3-2 流向蓄能器。

2 AMEsim 建模

由于本文采用的液控換向閥以及低壓梭閥均為非標準件，因此首先需要用AMEsim 中的HCD 庫分別建立閥門的模型。根據液控換向閥和低壓梭閥的結構圖，分別建立其HCD 模型如圖5 和圖6 所示。

圖5 液控換向閥HCD 模型圖Fig. 5 HCD model diagram of hydraulic control valve

圖6 低壓梭閥HCD 模型圖Fig. 6 HCD model diagram of low pressure shuttle valve

對閥門性能進行仿真，并與閥門的性能選型曲線進行對比，以驗證閥門模型的正確性。圖7 和圖8分別為液控換向閥的性能選型曲線和仿真曲線[12]，圖9 和圖10 分別為低壓梭閥的性能選型曲線和仿真曲線[13]。對比可知，液控換向閥和低壓梭閥的性能仿真曲線和選型曲線一致，閥門的HCD 模型正確。

圖7 液控換向閥性能選型曲線Fig. 7 Performance selection curve of hydraulic control directional valve

圖8 液控換向閥性能仿真曲線Fig. 8 Performance simulation curve of hydraulic control directional valve

圖9 低壓梭閥性能選型曲線Fig. 9 Performance selection curve of low pressure shuttle valve

圖10 低壓梭閥性能仿真曲線Fig. 10 Performance simulation curve of low pressure shuttle valve

作動器其他元件均為標準件，采用AMEsim 模型庫中相應的模型。其次根據作動器系統的控制原理圖，搭建非對稱式電液作動器的AMEsim 模型。在草圖模式下，將所有的子模型按照作動器系統連接起來，構成如圖11 所示的仿真模型。

圖11 作動器AMEsim 仿真模型Fig. 11 AMEsim simulation model of actuator

3 變負載工況下的動態特性分析

根據作動器的四象限工況特性分析可知，作動器活塞桿伸出時，蓄能器通過單向閥向系統補油，而活塞桿縮回時，蓄能器則需要通過低壓梭閥及時吸收系統的多余流量。只有當作動器運行在第三、第四象限之間切換工況時，系統油路變化大，低壓梭閥會出現關閉的時刻。為研究低壓梭閥關閉時系統的穩定性，在活塞桿縮回過程中改變負載力方向，觀察系統的速度和壓力是否出現波動現象。

保持伺服電機反向旋轉、轉速為1 500 r/min 不變，如圖12 所示。在活塞桿伸出的過程中改變負載力的方向，使作動器完成第三、第四象限工況的切換。

圖12 外界負載力變化曲線Fig. 12 Variation curve of external load force

圖14 液壓缸壓力變化曲線Fig. 14 Variation curves of hydraulic cylinder pressure

圖13和14 分別為采用低壓梭閥和液控換向閥的作動器與只采用低壓梭閥的作動器工作時液壓缸活塞桿速度和壓力的變化曲線。可以看出：在7 s 以前，作動器工作在第三象限，活塞桿縮回，負載力做負功，有桿腔為高壓腔，液壓缸兩腔壓力逐漸增大；在7~14 s，作動器工作在第四象限，活塞桿縮回，負載力做正功。

圖13 速度變化曲線Fig. 13 Speed change curve

作動器工況由第三象限向第四象限切換即負載改變方向時，僅采用低壓梭閥的作動器兩腔壓力存在較大的壓力和速度振蕩，系統不穩定。作動器由第三象限向第四象限切換時，液壓泵從液壓缸的無桿腔吸油，向有桿腔供油，此時低壓梭閥處于關閉狀態，由于兩腔的活塞面積不同，蓄能器無法吸收活塞桿縮回產生的不對稱流量，系統憋壓，導致系統處于失控狀態。

采用低壓梭閥和液控換向閥的作動器在負載改變方向時，系統未出現速度和壓力波動，穩定性良好。圖15 和圖16 為閥門的流量和流通面積變化曲線。當系統的壓差小于低壓梭閥的換向壓力即小負載工況時，低壓梭閥關閉，流量為0，2 個液控閥同時打開，活塞桿縮回產生的多余流量及時流向蓄能器，因此本文提出的提出采用2 個液控換向閥補償小負載工況下的多余流量能夠解決非對稱電液作動器的速度和壓力波動問題。

圖15 閥門流量變化曲線Fig. 15 Variation curves of valve flow

圖16 閥門流通面積變化曲線Fig. 16 Variation curves of valve flow area

5 結 語

本文針對非對稱電液作動器存在的流量不對等帶來的速度和壓力波動問題展開研究，對閉式單泵控非對稱液壓缸的補油回路進行改進，提出采用2 個液控換向閥補償小負載工況下的多余流量，并利用AMEsim 仿真平臺搭建作動器模型，對其動態特性進行仿真研究。結果表明，與僅采用低壓梭閥的單泵控非對稱液壓缸系統相比，本文提出的作動器架構在負載換向時不存在速度和壓力波動，具有良好的穩定性。