某型液压伺服机构系统压力脉动特性分析

王指国，郭洪根，袁 勇，吉秋平，童章顺

(中国航天科工集团伺服技术研究所，南京 210006)

某型液压伺服机构系统压力脉动特性分析

王指国，郭洪根，袁 勇，吉秋平，童章顺

(中国航天科工集团伺服技术研究所，南京 210006)

对某型伺服机构系统压力脉动量大的原因进行分析，确认为油泵、高压管路、溢流阀之间存在频率特性的耦合现象，激发溢流阀发生谐振。针对频率耦合的特性，提出在高压管路上安装节流块的措施，试验验证表明方案简单有效，系统压力脉动量由改进前的4MPa降低至0.8MPa左右。

液压伺服机构；压力脉动；频率耦合

0 引言

某型伺服机构为飞行器主动段飞行过程中推力矢量控制的执行机构。伺服机构的总体方案采用双通道共能源的“燃气+涡轮+柱塞泵” 式的液压伺服机构方案[1]。整个系统由控制回路和能源回路两部分组成，控制回路由作动器、伺服阀、反馈电位器等构成；能源回路由燃气发生器、燃气涡轮、减速器、油泵、溢流阀、油箱、大壳体和高、低压软管构成，其中油箱、溢流阀和部分高、低管路高度集成在大壳体上，伺服机构组成如图1所示。在伺服机构的各项试验中，需要进行以地面液压能源供油状态下的性能测试、以中频电机为动力源状态下的性能测试(简称中频电机冷试)、以冷气为动力源状态下的性能测试(简称冷气冷试)和燃气发生器点火工作状态下的性能测试(简称热试)三类试验项目。

1—燃气发生器；2—压力传感器；3—涡轮；4—减速器；5—油泵；6—单向阀；7—高压快速接头；8—高压过滤器；9—溢流阀；10—低压快速接头；11—低压传感器；12—放气阀；13—油箱；14—低压安全阀；15—高压传感器；16—伺服阀；17—压差传感器；18—旁通阀；19—放气阀；20—反馈电位器；21—零位锁；22—作动器；23—高压软管；24—低压软管；25—二级控制器图1 伺服机构组成图Fig.1 The structure of electro-hydraulic servomechanisms

伺服机构在地面液压能源供油状态下工作时，发现其配套溢流阀存在偶然的啸叫现象，当溢流阀工作正常时，集成在大壳体上的高压传感器测得系统压力脉动量不大于0.1MPa；当溢流阀发生啸叫时，系统的压力脉动量为4MPa。整机在中频电机冷试、冷气冷试和热试状态下工作时，溢流阀存在严重的啸叫问题，整机工作全程中都伴随溢流阀的啸叫声，此时系统的压力脉动量达4MPa。冷气冷试状态下系统压力曲线如图2所示。

图2 冷试状态下系统的压力曲线Fig.2 The pressure vs time curve in the compressed gas experiment

1 频率特性耦合现象的分析与解决

1.1 溢流阀的压力稳定性对系统压力脉动量的影响与分析

伺服机构配套的溢流阀为4MY-6溢流阀。4MY-6溢流阀单件交付时的压力脉动量在0.8～1.3MPa之间，其压力稳定性不满足技术指标的要求。考虑到系统压力脉动量直接受溢流阀的压力稳定性影响，初步分析确认为溢流阀的状态不满足技术要求，导致系统压力脉动量过大。通过结构优化，4MY-6溢流阀单件交付时的压力脉动量由0.8～1.3MPa降至0.3～0.5MPa，溢流阀的各项指标已满足技术要求。装配改进后溢流阀的整机试验结果表明，系统的压力脉动情况无任何改善，即系统压力脉动量过大的问题并非简单地与溢流阀的压力稳定性相关。

1.2 消振元件在伺服机构上使用的可行性分析

在液压系统的设计中，通常通过安装消振元件的方法来降低系统的脉动量[2-3]。常用的消振元件有滤波器、蓄压器(蓄能器)、油滤、缓冲瓶和安装软管隔振等[4]，各元件的消振原理如下。

滤波器有T型滤波器和宽频滤波器，其中T型滤波器采用阻抗匹配原理进行消振；宽频滤波器采用使液体分流，当液流流过相差1/2个波长的两段管路时压力脉动的波峰与波谷相抵消的理论进行滤波。当滤波器安装在距油泵出口1个波长距离内时的消振效果最佳。

蓄压器的消振理论为阻抗匹配的原理。

油滤相当于一个带有无数微孔档板的容腔，即相当于阻抗性复合衰减器。油滤的过滤度对谐振幅值影响较大，油滤容积对系统脉动特性影响不大。油滤安装在距油泵出口处1个波长距离内时的消振效果最佳。

缓冲瓶是基于声容共振原理设计的，实践证明缓冲瓶具有一个较宽的频率响应，同时缓冲瓶的体积对消振效果有较大的影响，其形状对消振效果基本无影响。

软管消振的原理为隔振原理，软管属于低频元件，使用时要适当选取软管的长度。

考虑到型号用伺服机构受体积及重量等因素的制约，滤波器、蓄压器、缓冲瓶和软管在二级伺服机构上用于降低系统压力脉动的方案是不可行的。伺服机构在设计时为避免液压油污染而设计、安装油滤，但是由于结构空间的限制，油滤的安装位置距油泵出口处较远，且无法安装在距油泵出口处1个波长的距离以内，即用油滤来改善系统的压力脉动情况是不理想的。

综上所述，通过在伺服机构上安装消振元件的方法来降低系统压力脉动的方案是不可行的。

1.3 系统频率特性耦合现象的分析与解决

(1)系统频率特性耦合现象的分析

在装配改进前溢流阀的整机试验过程中，当溢流阀发生啸叫时，通过频谱分析仪监测，系统压力脉动的主频点在1.5kHz左右。在装配改进后溢流阀的整机试验过程中，当溢流阀发生啸叫时，系统压力脉动的主频点仍在1.5kHz左右。由此可知，溢流阀改进前、后对整机状态下系统压力脉动频谱的主频点无影响。

通过对溢流阀的设计状态分析确认，4MY-6溢流阀在改进前、后其先导阀的固有频率特性未发生变化，理论值为1.53kHz。通过理论分析及试验确认，在整机状态下，溢流阀的先导阀存在谐振的现象，其外在表现为溢流阀发生啸叫，导致系统的压力脉动量远大于溢流阀单件交付时的压力脉动值。

针对溢流阀的谐振现象，按照谐振理论，激发系统产生谐振的三要素为激励源、耦合通道和谐振对象。伺服机构高压油路由油泵、大壳体内的高压管路、溢流阀、高压软管、伺服阀和作动器高压腔构成。考虑到整机在零指令信号下溢流阀也存在啸叫的现象，而在零指令状态下，高压软管内液体流速较低，液体状态较为稳定，作动器的高压腔的体积相对恒定不变，确认伺服机构发生谐振的三要素分别为油泵、大壳体内的高压管路和溢流阀[5-6]。

(2)频率特性耦合现象的解决

4MY-6溢流阀先导阀自然频率的理论值为1.53kHz，其由先导阀弹簧刚度、先导阀阀芯质量、先导阀阀座质量和先导阀弹簧质量决定。考虑到溢流阀的设计要求以及结构改进措施的可实现性问题，无法实现较大幅度地改变先导阀的固有频率。即通过改变谐振对象的频率特性来解决整机系统压力脉动量大的问题是不可行的。考虑到伺服机构配套油泵结构的复杂性以及改进措施的可行性等因素，从消除激励源的方法来解决整机系统压力脉动量大的问题是不可行的。

在进行大壳体内的管路设计时，其设计的主导思想是基于“沟通”理论，即在工艺性允许的条件下，只要管路通径满足使用需求，各段管路能沟通即可。而各段管路连接处的夹角设计以及过渡段的设计理念尚未在大壳体的管路设计中得以落实。导致大壳体内的管路结构复杂、折角沟通环节较多且各段管路的长度较短，管路的上述特征造成管路动态特性的理论分析结果与实际情况的吻合性较差，理论分析的结果只具有广义的指导性。

参考液压系统中阻尼孔的设计思想，当一段管路中出现薄壁小孔节流时，该段管路的频率特性将随薄壁小孔的状态及位置的变化而变化，即薄壁小孔可以认为是管路的“隔振喉”[7-9]。通过在伺服机构的高压管路中安装节流小孔，从而增加高压管路的阻尼特性，改善管路的频率特性。经分析，采用在伺服机构高压油滤的出油口处安装节流块的方案可以改善高压管路的频率特性，节流块的安装示意图如图3所示。经理论计算，在泵的最大输出流量下，节流块的压力损失不大于0.1MPa,满足系统的使用要求。

图3 节流块示意图Fig.3 The sketch map of the throttle block

2 试验结果分析

2.1 中频电机冷试试验数据分析

在中频电机冷试状态下，整机未安装节流块时系统的压力曲线如图4(a)所示。由试验数据可知，此时系统的压力脉动量不小于4MPa。整机安装节流块后系统的压力曲线如图4(b)所示(曲线中的压力下降是由于冷试时伺服机构的输入指令信号过大造成的)。由试验数据可知，此时系统的压力脉动量在0.8MPa左右。通过中频电机冷试试验的对比可知，整机安装节流块后，系统的压力脉动量明显降低，验证了节流块对降低系统压力脉动量的效果。

图4(a) 未安装节流块时系统中频电机冷试试验曲线Fig.4(a) The pressure vs time curve in the motor experiment without the throttle block

图4(b) 安装节流块后系统中频电机冷试试验曲线Fig.4(b) The pressure vs time curve in the motor experiment with the throttle block

2.2 冷气冷试试验数据分析

在冷气冷试状态下，整机未安装节流块时系统的压力曲线如图5(a)所示。由试验数据可知，此时系统的压力脉动量不小于4MPa。整机安装节流块后系统的压力曲线如图5(b)所示(曲线中的压力下降是由于冷试时伺服机构的输入指令信号过大造成的)。由试验数据可知，此时系统的压力脉动量在0.8MPa左右。整机冷气冷试试验结果再次验证了节流块对降低系统压力脉动量的效果。

图5(a) 未安装节流块时系统冷气冷试试验曲线Fig.5 (a) The pressure vs time curve in the compressed gas experiment without the throttle block

图5(b) 安装节流块后系统冷气冷试试验曲线Fig.5(b) The pressure vs time curve in the compressed gas experiment with the throttle block

通过三套整机的热试试验考核，在热试状态下，节流块亦能很好地抑制系统压力的脉动量。通过冷、热试状态的对比可知，安装节流块后，系统的压力脉动量得到明显的改善。通过对热试状态下系统油液温升的监控可知，安装节流块后，系统油液的温升无变化。

3 结论

本文对某型号用伺服机构在试验过程中出现的系统压力脉动量过大的问题进行了分析，确认系统压力脉动量过大是由于溢流阀出现谐振的现象造成的。通过对系统动态特性的分析，确认安装节流块是降低系统压力脉动最简洁、最有效的途径。经试验验证，节流块对降低系统压力脉动量是有效的。同时理论分析及试验验证，确认了伺服机构高压传感器测压点位置选择的不合理性，为后续产品的设计提供了宝贵的经验。

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[7] 潘陆原，王占林，裘丽华.飞机液压能源系统管路振动特性分析[J]. 机床与液压，2000(6)：20-21.

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[9] 孔晓武.负载敏感系统中反馈管路的动态特性[J]. 机床与液压，2005(8)：70-72.

Pressure Fluctuation Analysis for Servomechanism

WANG Zhi-guo，GUO Hong-gen，YUAN Yong，JI Qiu-ping，TONG Zhang-shun

(Servo Technology Institute of China Aerospace science & Industry Corp，Nanjing 210006，China)

The reason for the large supply pressure fluctuation in electro-hydraulic servomechanisms was analyzed, and the frequency coupling was found among the oil pump, the high-pressure pipeline and the relief valve, which caused the resonance of the relief valve. According to the frequency coupling, a throttling block is installed in the high-pressure pipeline and the pressure fluctuation of the system decreased from 4MPa to around 0.8MPa. The method is proved to be effective.

Electro-hydraulic servomechanisms; Pressure fluctuation; Frequency coupling

10.19306/j.cnki.2095-8110.2016.05.011

2015-04-28；

2015-05-07。

王指国(1981-)，男，高级工程师，主要从事伺服技术的研究。E-mail：wzgwzg000@163.com

TM32

A

2095-8110(2016)05-0056-04