（机械工程专业论文）位移力反馈轴向变量柱塞泵控制特性研究.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 ， 摘要 文章以博世力士乐公司生产的a 4 v s g 7 5 0 h d 型斜盘式柱塞变量泵变量机构为研究 对象，通过分析柱塞泵的变量机构内部结构与工作原理，建立a 4 v s g h d 型液压轴向 柱塞泵双向变量机构的数学模型；基于a m e s i m 建立轴向柱塞泵的变量机构模型，分析 控制性能与弹簧刚度、预压缩量等关键参数的关系，并在试验装置上对仿真模型的正确 性进行验证。具体研究顺序如下： 首先以a 4 v s g 7 5 0 h d 斜盘式轴向柱塞泵为实体建立三维模型。通过分析柱塞泵的 变量机构的内部结构与工作原理，建立a 4 v s g h d 型液压轴向柱塞泵双向变量机构的 数学模型，得出影响柱塞泵控制特性的决定性因素。在u g 三维设计软件建立的斜盘式 柱塞泵装配模型基础上，联合液压系统仿真软件舢以e s i m 和多体系动力分析仿真软件 a d 蝴s ，通过两者之间的接口，建立整个柱塞泵的联合仿真模型，利用模型之间的数 据传递，建立了斜盘式柱塞泵的机液一体化模型。 其次在朋怔s i l n 中，对a 4 v s g 7 5 0 h d 型轴向柱塞泵的变量机构进行仿真，分析变 量机构中各个部件对控制特性和动态特性的影响，并通过四组阀芯中心复位弹簧验证数 学模型的正确性。 最后在试验装置上，对a 4 v s g 7 5 0 h d 型轴向柱塞泵的变量机构进行实验验证。得 到如下结论： a 4 v s g h d 型轴向柱塞泵的控制装置对泵的排量调节与先导控制压力有关，泵的排 量与先导控制压力成比例关系；伺服阀中心复位弹簧的参数和阀芯端面面积，为变量机 构控制范围主要决定因素；系统负载压力、伺服阀左右复位弹簧的刚度以及先导控制压 力对变量机构的动态特性有比较明显的影响；本文仿真研究结果与实验结果基本一致， 说明本文所建立的变量机构模型是正确的，所得出的结论也具有普遍性，有利于以后斜 盘式变量泵变量机构的设计与优化。 关键词轴向柱塞泵；伺服变量机构；压力控制特性；a m e s i i i l 仿真；机液一体化 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 i 页 a b s t r a c t 1 1 1 er e s e a r c ho b j e c ti n n l i sp a p e ri st 1 1 ev 撕a b l e 碰s p l a c 锄咖d 州c co fa 4 v s g 7 5 0 一h d s 耐懿h y 出a u l i cs w 础p l a t e a ) 【i a l p i s t o np 吼p ， w h i c hi s p r o d u c e db yr e x r o t h ma ：d l e m 撕c a lm o d e lo fv 耐a b l e - d i s p l a c 锄e i l td e 、，i c ei sd e v e l o p e db y 觚a l y z i n gt 1 1 ei n 锄1 1 a l s 仃u c t i l r 髓锄d 也eo p 砒gp 血c i p l e so ft l l es e ov a l v e 锄dm ev 撕a b l e d i s p l a c e m e n t c y l i i l d 既as i m u l 撕o nm o d e l 如rt h ev 撕a b l e - d i s p l a c e m td e 访c ci se 啦a b l i s h 。db 弱e do n a m e s i i i l ，觚d 虹l er e l a t i o n s h i pb e 时e t l l ec o n 仃o lp e r f o m l a i l c ea 1 1 dt 1 1 ek c yp 锄m e t e r s 嬲 s p 血gr a t ea i l dp r c c o m p r e s s i o n 鳓r o k e t h ec o r r c c n l 髓so ft 1 1 es i i n u l a t i o nm o d e li st e s t e db y e x p 舐m 饥t 岫曲t l l e 敝d 嘶c e t l l es p e c i 缸cw o r ki i lm ef o l l o 讹g0 r d e r ： f 叔， an l r 一d i m e n s i o n a lm o d e lo f l ea 4 v s g 7 5 0 h ds 商e ss w a s h p l a t ea ) 【i a lp i s t o n p u m pi 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b l 棚i s p l a c ：锄e n td 嘶c cw i t l l i n a 4 v s g 7 5 0 一h ds 甜e sh y d r a u l i ca x i a lp i s t o np u m pi n 伽s i i n ， a n a l y z i n gt l l ei n n u e l l c c so f 也ec o i l t r o lc h 觚暇甜s t i c s 觚dd ) ，n 锄i cc h a r a 鼬耐s t i c s 缸吼t h e 咖p o n 朗t so ft 1 1 e v 撕d b l e d i s p l a c 锄e n td 嘶c e a t 也es a m et i i n e ，t e s tm em a m 锄a ：t i c a lm o d e lb yf 0 1 1 r 伊o u po f c c m 仃a lr e ! t u m s p 血g si n 砌v ep l u g f i l l a l l y ，t e s tm ev 撕a b l e d i s p l a 。锄e n td e c c 谢n l i na 4 v s g 7 5 0 h ds 甜嚣h 删i c a 妇a lp i s t o np l l m pb ye ) 【p e r i l n e n tt 1 1 r o u 曲t 1 1 et e s td e 访c e ， n l e i lg 戗m ef o l l 滴gc o n c l u s i o n s ： n e枷lh y d r a u l i c p 陀s s u r e i sc o 肌e c t c d t 0 伽印u t v o l u m e 、7 l ，h e i lt 1 1 e v a d d b l e - d i s p l a c e m e n td e v i c co fh y ( h a u l i ca x i a lp i s t o np u m po p t 釉t 嚣t h eo u 印u tv o l u m eo f 也ep u m pi s p m p 0 i t i o n a lt 0m ec o n t r o lh 删i cp r 骼s u r e t h ep 祗吼e 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c e m e n td e c e ；王r e s s u r cc o n 仃0 1 c h a m c t 耐蚯c ；a m e s i ms i i i l u l a t i o n ；m e d l a i l i c a la 1 1 dn u i dm e 弘i t i o n 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 第l 章绪论 1 1 课题背景与来源 1 1 1 课题背景和研究意义 高压高速液压系统已成为液压技术的重要发展方向，近年来得到蓬勃发展，广泛应 用于盾构机、全断面掘进机、大型履带式挖掘机、大型工程船舶等大型专业工程机械。 作为高压高速液压系统核心元件的高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵必然成为液压元件 开发领域的重点。国内的液压件行业相比国外先进产品，还存在较大的距离【1 捌。目前国 内市场所使用的高压大流量斜盘式变量轴向柱塞泵的市场大部分被国外产品所占据，我 国的液压产品市场份额较小。由于我国液压方面起步较晚、在技术研发上资金的缺乏和 自主设计开发能力不足等诸多因素的存在，使得柱塞泵以及相关液压产品技术水平远远 落后于其他国家，特别是响应快、精度高和高质量的变量轴向柱塞泵为代表关键基础件 的开发，需要的是长期的积累，以上种种因素，限制了我国对工程机械的研究向高水平 的发展。就以上情况而言，为了增强我国在工程机械以及相关液压元件的竞争力，我们 需要加大相关研究领域投资的同时，也要积累研究技术，适应当今社会需求。 为了改变这种现状，本文根据高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵使用过程中出现的 问题，致力于对高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵的关键技术进行研究。只有解决了这 些关键技术，才能提出高压大流量斜盘式变量轴向柱塞泵的设计准则，为产品优化和改 进提供理论基础和试验依据，为产品的设计开发提供指导，这具有非常重要的工程意义。 本项目的研究能为高压大流量斜盘式变量轴向柱塞泵的后续研究提供一些有益的参考， 研究所得成果应用于高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵的实际生产开发，也必将取得一 定的经济效益。 1 1 2 课题来源 本论文研究的课题来源于四川省科技支撑计划项目7 6 0 m m 大型高压斜盘式轴向 柱塞泵的研制( 项目编号为2 0 1 0 g z 0 0 5 4 ) 的子课题。该项目拟对高压大流量斜盘式轴 向变量柱塞泵的关键技术提出相应的评价方法和指标；开展高压大流量斜盘式轴向变量 柱塞泵关键技术的理论研究；绘制高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵的试制样机图纸； 对高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵的斜盘变量机构进行试验验证。本文主要基于多平 台软件建立整个高压大流量斜盘式轴向柱塞泵仿真模型，重点对斜盘变量机构的压力控 制特性进行分析，并在试验装置上进行验证。 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 1 2 高压大排量柱塞泵以及变量机构的研究 1 2 1 高压大排量柱塞泵概述 按照柱塞泵的结构，柱塞泵可分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵两种代表性的结构形 式【4 】。相对于径向柱塞泵，轴向柱塞泵具有结构比较简单，零件少，转速高，单位功率 体积小，容积效率高，重量轻，生产成本低等几方面优点，所以在很多液压系统中轴向 柱塞泵己逐渐替代了径向柱塞泵。本文所研究的柱塞泵为斜盘式轴向柱塞变量泵。 在经过几十年的发展以后，轴向柱塞泵已经发展成规格和品种很多的产品。从柱塞 泵缸体与传动轴的位置上来划分可分为斜盘式和斜轴式轴向柱塞泵两种，斜盘式柱塞泵 的特点是泵输入动力轴与缸体传动轴为同一根轴，而斜轴式柱塞泵的泵输入动力轴与缸 体传动轴成一定的角度；斜盘式轴向柱塞泵是通过改变斜盘倾角来实现变量，同时斜盘 式轴向柱塞泵可以进行多泵串连从而提供多级压力和不同流量，而且斜盘倾角可以为零， 没有流量输出，这样可以降低能耗，减少空载时的液压系统发热以及功率损失；而斜轴 式柱塞泵是通过改变缸体的角度来实现变量。斜轴式柱塞泵虽然也具有许多优点，但是 由于斜轴式轴向柱塞泵摆动惯量大，安装时所占的空间较大导致变量控制不方便和噪声 大等缺点，在工程机械、固定机械、注塑机械上应用受到了一定的限制。随着制造技术 和材料技术的发展，进一步使斜盘式轴向柱塞泵噪声在减轻、产品寿命在提高、功率一 重量比在提高、斜盘倾角不断增大和变量控制方式不断多元化，这些进步都使斜盘式轴 向柱塞泵的应用范围超过了斜轴式柱塞泵，斜盘式轴向柱塞泵已经成为柱塞泵的重要发 展方向。斜盘式轴向柱塞泵分类有很多种，其中从负载压力大小来分可分为高压大排量 柱塞泵和低压小排量柱塞泵。高压大排量柱塞泵排量可达l 0 0 0 m m ，压力一般大于 3 5 m p a ；而低压小排量柱塞泵在发展的初期排量小于1 5 0 m l r ，压力在2 1 m p a 以下，因 而低压小排量柱塞泵在应用范围上受到限制。 1 2 2 变量机构概述 柱塞泵的一个重要特点是可以通过改变排量实现流量调节，从而实现液压缸或液压 马达的调速。这种调节可以是连续的、无级的，还可以在液压系统中不停车地进行。通 过改变排量的调速方法称为容积调速。这方法和节流调速相比，功率损失小，避免了系 统发热，比较适合于大功率的系统【5 】。 变量机构的作用是实现柱塞泵排量的变化，从而实现对流量与压力的控制。轴向柱 塞泵中推动变量机构运动的动力源是多样的，对变量机构的控制方式也是多种多样的， 这就形成了变量调节机构的多样性，并且超出了仅仅改变排量的作用，进而能对泵的工 作参数( 流量、压力和功率等等) 实现自动控制。 通常把变量泵的控制功能划分为流量调节、功率调节、压力调节和排量调节这四大 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 类【删。其中排量调节泵为容积调节变量泵的最基本类型，它能在一定的工作压力下，实 现排量与输入信号成比例的控制功能。但是由于泵的容积效率随工作压力升高而降低， 故这种泵的输出流量很难得到精确控制【lo 】。如果针对泵的输出参数，如对压力、功率或 者流量进行控制，就要利用泵的出口压力或反映流量的压差与输入信号进行比较，然后 再通过变量机构的位置控制作用来确定泵的排量。所以前三种控制功能实际上都是在排 量调节基础上提出特定要求来实现的。 如果根据变量缸活塞和先导阀之间的反馈方式来划分，比例控制的排量调节方式可 分为位移直接反馈式和位移力反馈式两类。其实直接反馈式就是相当于变量泵的伺服变 量方式，也就是变量活塞能根据先导阀的位移而定位。如果采用比例电磁铁操作时，其 行程应与变量活塞的最大行程相等；而位移力反馈方式利用变量缸活塞的位移，通过弹 簧反馈带动反馈杆使先导阀芯在力平衡条件下关闭阀口，从而实现变量活塞的定位。这 种反馈方式所采用的比例电磁铁行程只要求和先导阀芯的最大位移相匹配，比较适用于 高压大排量变量泵。同时，先导阀芯的操作比较多元化，既可以直接利用电磁铁推力、 手动推力、也可以利用液压力。这时应该将先导液压力作为输入信号，输入到先导阀芯 右端面( 如图1 1 ) ，从而使反馈弹簧力与液压力平衡，使泵的排量与控制压力成比例。 图1 1 柱塞泵排量调节的原理图 变量机构从控制方式上可分为手动控制、电动控制和液压控制。其中手动控制最为 简单，如图1 2 为力士乐a 4 v s g m a 型斜盘式柱塞变量泵。通过转动手轮，借助螺杆 带动变量活塞使斜盘转动，达到改变斜盘倾角、改变排量和调节流量的目的。 b 图1 2a 4 v s g m a 型柱塞变量泵 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 这种控制方式虽然结构相对简单，制造成本也较低，斜盘响应比较快，但是控制精 度不高，而且在泵运转中往往因人的操纵力不够而要在停车或卸载之后方能进行，适用 于不频繁调节流量的情况使用。 为了克服手动变量的缺点，高压大排量柱塞变量泵较普遍地采用机液伺服机构来放 大变量作用力和变量机构的位移大小，采用这种变量机构不仅能做到不停连续调节，而 且可以用多种方式输入变量信号( 如液压信号和电压信号) ，提高自动化的水平。如本文 研究的a 4 v s g 7 5 0 h d 型的斜盘式柱塞变量泵，排量为7 5 0 l n l r ，额定压力为3 5 m p a ， 它所采用的控制方式为液压控制，其特点是柱塞变量泵变量机构对排量的调节与先导压 力有关，并成比例关系，使得柱塞变量泵具有结构紧凑，响应速度快等优点，而且便于 远程控制。 以下是国内外对于高压大排量变量泵以及其变量机构的的研究： 国外公司以力士乐、c k e f s 、s 1 1 i l s 咖d 、p a 呔e r 、a r o s 、川崎、大金、油研等为 代表【1 1 】。它们开发出排量从压力从1 6 m p a 到4 5 m p a 、5 1 0 0 0 m l r 的不同系列产品， 并且在全世界范围内得到广泛应用【1 2 1 。国内以c y 泵为代表经过几代的改进，压力为 3 l m p a ，排量从1 0 之5 0 m 队。这些的产品分别应用于不同的行业，如移动机械主要以大 金、川崎、s 1 l n s n 彻d 和力士乐的产品为主；c y 泵主要应用在国内的固定机械( 如钢铁 行业) 上；注塑机械以油研为主。斜盘式轴向变量柱塞泵具有重量轻、体积小、工作压 力高、噪声低、抗冲击、控制精度高、寿命长等优点，引起国内外液压泵生产厂家的重 视。它被广泛应用于重型机械设备、注塑、矿山、船舶、锻压和冶金中。 2 0 0 9 年由太原矿山机器集团公司研制的“高压大排量斜轴式液压泵”，通过了国家 知识产权局审核，并正式获得了国家实用新型专利证书。该泵是世界上排量最大的斜轴 式液压泵，额定压力达3 2 兆帕，最大排量高达1 0 0 0 毫升转，它操作方便、结构紧凑、 压力高、重量轻、流量范围大、输出功率大、使用寿命长，大大减少了液压系统中泵的 数量。它不仅打破了在特大排量液压泵领域，高端技术由博士力士乐等公司所垄断的局 面，并填补了我国在特大排量液压泵领域的空白。现在该泵广泛应用于运输、冶金、起 重、锻压、矿山等各类机械的液压系统中。目前，该产品国内市场占有率高达9 5 以上。 范政武，权龙在文献 1 3 】中，对斜轴式柱塞变量泵进行了研究，对采用先导式位移 力反馈原理的斜轴式轴向柱塞泵进行了特性分析，建立了变量控制系统的数学模型，同 时就系统的结构参数对变量控制系统的影响进行了仿真分析。文中得出变量泵的排量与 控制口的输入压力成比例，改变输入压力，就可以改变泵的排量；增大控制阀阀口面积， 能加快系统响应，加大超调量；减小控制活塞两端直径能加快活塞的响应速度，但是影 响活塞的控制力；系统压力增大时，响应速度增大，伴随着超调量的增大。 卢堑等在文献【1 4 】中，介绍了径向柱塞泵液控伺服变量机构的工作原理，并对其性 能进行分析。对于这种变量机构不仅比较容易实现定子偏心位移反馈，而且还可以平衡 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 泵在工作过程中定子所受单向力，从而提高了控制性能。仿真结果表明：此种液控伺服 变量机构能使变量泵泵在变量过程中具有良好的动态性能。 安高成，王明亮在文献【1 5 】中，对泵变量机构的模块化设计研究，中介绍了力矩反 馈实现的变量泵变量机构模块化设计原理和过程。针对新型径向柱塞泵设计了电液比例 排量控制机构，并为该变量机构设计了压力控制、流量控制、恒功率控制和流量压力复 合控制这四种控制方式。经过分析得出采用拨叉结构的设计，可方便进行增益调整和灵 活的结构设计；采用模块化审计，可大大加快设计过程，减少工作量，同时可以节约生 产成本。 李泽松，寇子明在文献 1 6 】中，阐述了a 4 v g 型工程液压泵介绍了伺服阀的结构( 如 图1 2 所示) 和伺服变量机构的工作原理( 如图1 3 所示) 。 马一一危 1 推杆2 主阀芯3 弹簧拉杆4 _ 弹簧5 主阀体6 限位螺钉7 反馈杠杆 图1 - 2 a 4 v g 伺服阀结构图 图1 3a 4 v g 型变量泵系统原理图 该变量机构与本文所研究的a 4 v s g 7 5 0 h d 变量泵的变量机构较为相似，它是借助 两端先导压力差推动主阀芯运动，从而带动反馈杠杆运动，然后利用杠杆原理推动变量 活塞缸，实现斜盘的转动。他的分析与建模方法为本文提供了一定的参考帮助。 舢e s s 趾d r o c c a t e l f o 在文献 1 7 】中，总结了轴向柱塞泵在不同环境下联合建模仿真。 对于复杂的流体动力机械系统，要从三个学科领域：运动学、液压和动力学，对轴向柱 塞变量泵的分析。在过去几年里，通常在a m e s i l n 环境下对轴向柱塞泵建模仿真。同时， 在建模中也要对动力学方面进行研究，但a m e s i l n 缺乏动力学所合适的计算环境。应此， 需要用到动力学仿真软件a d m s 。通过联合仿真把两者的优点结合起来，在灿订e s 硫 中进行液压仿真，而在a d a m s 中进行动力学仿真，通过两者直接的接口，实现数据的 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 相互两地。这样能使复杂的流体动力机械系统仿真变得更加精确。 1 3 液压仿真技术的应用与现状 仿真技术作为液压系统或原件设计阶段的一个必要手段，已被液压行业广泛认识。 液压仿真技术从诞生到今天，已有3 0 多年的历史发展历史。从国外的相关仿真软件应用 情况来看，液压仿真技术的发展在国外一直受到重视，并在不断地进行开拓与完善，同 时，仿真技术在液压组件与系统的创新设计中，发挥着重要作用。随着流体力学、现代 控制理论、算法理论可靠性理论等相关学科的不断发展，特别是液压技术日益成熟以及 计算机技术的突飞猛进，仿真技术越来越成为液压系统设计人员的有力工具。 液压仿真技术的发展趋势可以总结为这样几个方面：协同仿真技术、面向复杂系统 的分布式建模与仿真技术、“硬件在环中”或“人在环中”的仿真技术、故障诊断技术与 基于仿真的工况监测、基于网络的仿真技术和实时仿真技术等等【l 引。用仿真模拟系统进 行实验具有可多次重复使用、灵活和经济等优点，尤其适用于国防、航天、航空及其它 评估过程和分析设计大规模复杂系统的试验，已成为许多复杂系统重要的辅助设计手段。 从1 9 7 0 年开始，国外开始进行组件和液压系统的数字仿真。经过数十年发展，液压仿真 软件的性能已经实现了从单输入、单输出线性系统到多输入、多输出的非线性系统；从 原来的低精度慢速度到高精度快速；从复杂的编程和输入到交互友好的图形接口的极大 提升，为液压泵的设计仿真提供了方便的现实条件【1 9 】。特别是法国的a m e s i m 、瑞典的 h o p s 锄、英国的b a n l 邱、美国波音的e a s y 5 、德国的d s h + 等软件【硎。 以下将是将介绍几款国外优秀的液压仿真软件技术。由舰g n e 公司生产的的 a m e s i m 仿真软件。该公司于1 9 9 5 年推出的专门用于液压机械系统的建模、仿真及动 力学分析的优秀软件。m a g 州e 公司创建于1 9 8 7 年，总部设在法国r o a n n e 【2 1 1 。 m a g i n e 在航空航天工业、传统液压行业和汽车制造等领域赢得了大量的技术合同， 这些都依靠其在液压领域、机械方面的专业知识以及在复杂系统建模和设计方面的出众 的经验。该软件包含了龇g i n e 的专门技术，并为工程设计提供优秀的交互能力。 a m e s i l n 能够让用户借助其友善的、面向实际应用的方案，研究任何组件或回路的动力 学特性。并且用户可以通过可视化模型库来实现可视化，而模型库又可通过客户端不断 升级和改进，保证舢怔s i l n 的最新性。舢订e s i i n 为流体动力( 及气体) 、热流体、机械和 控制系统提供一个优越和完善的模拟环境及最灵活的解决方案【2 2 1 。用户可以利用 a m e s i m 联合仿真功能l z 3 j ，可以将在a m e s i l n 中建立的液压系统模型、整车模型、发 动机模型和动力传动系统模型等直接生成指定的软件平台所需要的即时代码【2 4 1 ，方便与 其他软件联合起来进行实时的仿真。该软件还具有实时仿真的功能。利用该功能可以非 常有效地解决在硬件物理成型之前验证控制系统的问题。它提供了将高可靠性的物理系 统模型直接转换成经验证的实时仿真模型的功能【2 5 】，极大地提高了实时仿真的工作效 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 率，因为它将大大地减少了重复建立实时模型的繁琐工作，。 国内液压仿真技术研究现状： 我国液压系统仿真技术研究起步较晚，但是7 0 年代末8 0 年代初，开始进行液压系 统与元件的仿真研究【2 9 】。当时浙江大学、上海交通大学、大连理工大学和航空航天一 些部门为主，通过引国外仿真软件进行消化、吸收和改进或自主研发，如上海交通大学 自主研发的液压原理图的仿真软件包h y c a d ；浙江大学通引进德国d s h 液压仿真软件， 在此基础上进行二次开发；浙江大学流体传动及控制研究所开发的液压系统及元件仿真 软件系统d l y s m i 。尽管国内研发的的这些仿真软件同国外相比，还存在很大的差距， 但是国内的液压仿真技术发展从单一领域的仿真到结合机械、电子、控制、液压、气动 系统的多领域建模仿真3 0 1 。现在正大力发展复杂产品的仿真，从原来的单点仿真到基于 接口的统一语言协同仿真，尤其以h l a 咖g l d ev c l a rc l l i t e c 衄e ) 为代表的分布交互式仿真 技术【3 1 1 。 1 4 课题研究内容 ( 1 ) 建立一套有效的数学模型，用于高压大流量斜盘式轴向变量柱塞泵理论研究； ( 2 ) 分析变量机构的内部结构及工作原理，建立a 4 v s g - h d 型斜盘式轴向柱塞变量 泵双向变量机构的数学模型。基于黼s i i i l 建立变量机构仿真模型，分析控制性能与弹 簧刚度、预压缩量等一系列关键参数的关系，并分析影响变量机构动态特性的因素； ( 3 ) 在m a t l 墟中建立配流盘的数学模型，然后导入a m e s i n l 进行仿真运算； ( 4 ) 在u g 三维设计软件建立的斜盘式柱塞泵装配模型的基础上，联合蝴e s i i i l 和 a d a m s ，通过两者之间的接口，建立整个柱塞泵的变量控制仿真模型，利用模型之间 的数据传递，建立了斜盘式柱塞泵的机液一体化模型，并绘图输出泵的流量特性曲线以 及运动受力曲线； ( 6 ) 通过试验装置对仿真模型进行验证，并通过四组中心复位弹簧，验证模型的正 确性。 西南交通大学硕士研究生学位论文第8 页 第2 章斜盘式轴向柱塞泵主要数学模型 在研究斜盘式变量轴向柱塞泵动力学关键特性时，首先要知道斜盘式轴向柱塞泵变 量机构的控制方程，初步计算关键部件的受力，可以对模型及仿真结果有一个预先的认 知 3 2 1 。运动方程可以用公式精确的描述，但受力方程很难把所有的因素都考虑全，只有 在建立数学模型时对一些影响因素做一些相应的简化。 本章研究重点在于以下两个方面：从动态分析到静态分析，分别对斜盘式轴向柱塞 泵变量机构的部件进行受力分析，建立变量机构的数学模型【3 3 】；根据a 4 v s g 7 5 0 h d l 型斜盘式轴向柱塞泵的配流盘的结构和参数，建立柱塞泵的流量模型。 2 1 轴向斜盘式柱塞泵变量机构数学模型 2 1 1 伺服变量机构的结构与原理 a 4 v s g 7 5 0 h d l 型斜盘式轴向柱塞泵主要由变量机构、泵体和油路三部分组成【3 4 1 ， 如图2 1 所示。 h a - 液压泵油口b 液压泵油口x 2 先导压力油口x 1 先导压力油口p 启动压力油口 m a 测压油口测压油口 图2 1a 4 v s g 7 5 0 一h d 型斜盘式轴向柱塞泵原理图 由图2 1 可知，该变量机构采用的是位移力反馈式控制回路，它由机液伺服阀、反 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 馈杆和非对称变量缸这三部分组成，它具有结构紧凑，响应速度快等优点【3 5 3 8 】。在机液 伺服阀上，通过改变五和五的先导压力差，实现伺服阀阀芯左右运动，改变进入非对 称变量缸的油压，实现变量缸的运动，从而带动斜盘运动 由于a 4 v s g 7 5 0 h d l 斜盘式轴向柱塞泵是双向柱塞裂3 9 】，a 油口和b 油口是根据 主轴转向以及斜盘倾角的正负而改变，实现吸油口和排油口的转变，因此，这两个油口 是等效的。从图2 1 中可知，非对称变量缸的两条油路分别是回油压力( 低压) 和柱塞泵排 油口压力( 高压，即负载压力) 。非对称变量缸活塞的运动是依靠进入变量缸两端的压差 实现的，而当柱塞泵开始运转时，斜盘倾角为o 。，柱塞泵出油口的压力为o ，无法实 现非对称变量缸的运动。因此，p 口的作用是在柱塞泵排油口的压力低于变量机构最小 控制压力时，提供高压，使变量机构能够正常工作。为了便于研究变量机构，将变量缸 连接的高压端视为p 口的恒压p 。 变量机构的结构如图2 - 2 所示。 76 图2 2 双向斜盘柱塞泵变量机构结构图 1 变量缸活塞2 伺服阀阀口3 阀芯右端复位弹簧4 x 1 控制口5 阀芯每回油端 7 恒压端8 阀芯右端滑块吼阀芯中心复位弹簧1 0 反馈杆 l1 阀套 1 2 - = ( 2 控制口 1 3 变量缸左端滑块1 4 变量缸中心复位弹簧 1 机液伺服阀结构 机液伺服阀的滑阀为零开口机构，两端分别由控制压力见l 和几2 控制；伺服阀阀芯 两端各有一个复位弹簧，它们的弹性刚度和预压缩量都相等；阀芯两端直径相等；阀芯 中间有一个由阀套、两个单向运动的滑块和中心复位弹簧组成的定心机构，该机构能够 使阀芯在左右移动时，提供对称的弹簧压力( 只提供压力，不提供拉力) ；当先导控制压 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 0 页 力信号丢失时，伺服阀通过内置的中心复位弹簧机构回摆至中位。当阀芯左右运动时， 压力右端分别连通恒压端凤和回油压力风；由于阀两端各有一个顶紧，使得阀芯运动 范围限制在3 伽m 一3 姗内。 2 非对称变量缸结构 变量缸左端为小腔，直接与出油口连通，作为恒压端；变量缸右端为大腔，它的压 力由伺服阀阀芯的开度控制，因此为控制腔；变量缸内部有一个类似伺服阀的定心机构， 由两个单向运动的滑块和中心复位弹簧组成，它的作用是在变量缸左右运动时，受到对 称的弹簧压力( 只提供压力，不提供拉力) ，并在变量缸两端压力消失时，定心机构回摆 至中位。变量缸活塞运动的范围为b 8 4 5 i m n ，对应斜盘倾角范围为1 5 。 3 反馈杆 反馈杆两端分别连接伺服阀内部定心机构的阀套和变量缸的活塞，使得二者运动一 致。 2 1 2 变量机构动态数学模型 由于变量柱塞泵是双向泵，变量机构可以带动斜盘运动1 5 。为了便于研究，取从 左向右为正方向，同时设甑= 展1 一只2 ，当i 蛾i 大于变量机构最小开启压力札，伺 服阀阀芯开启，变量机构开始运动。 1 滑阀流量公式【删： 砬：q 4 ，丝 ( 2 1 ) 式中e 阀口流量系数； 么控制阀口通流面积( m m 2 ) ； 卸控制阀口压差( p a ) ； p 油液密度( k g m 3 ) 。 圆孔阀口通流面积计算公式m 1 】： 4 = 7 石西2 ( - 一。3 专 ( 毒 j q 一2 ， 式中以控制阀口直径( 嘞) o 忑控制阀口开度( 咖) ，其中戌= 咒，儿为阀芯位移( m m ) 。 对式( 2 2 ) 微分得到式( 2 - 3 ) ： 警= 等等乩7 万厕( 1 5 - o 7 5 薏 警 c 2 q 出 咖，出 ”lz ，j 出 、 控制阀口通流面积梯度【4 2 】： 西南交通大学硕士研究生学位论文第”页 吸引m 万厕卜邮5 薏j 式中，卜配流窗口个数。 圆孔阀口通流面积简化计算公式为： 4 ：型监 ” 4 2 伺服阀受力分析 在动态过程中，伺服阀阀芯受到以下作用力： ( 1 ) 液压驱动力凡 巳= ( 见：一以，) 以= 瓴厶 式中 见l 、五、五两端输入压力( b 砷； 皱五、五两端输入压力差( b 神： a 。一阀芯端面积( 删2 ) 。 ( 2 ) 静态液动力【4 2 1 毛 l - 2 q e 4 卸( c 0 s 色一箐c o s l 9 1 ) 式中c 阀口速度系数； 气姻流阀口通流面积( 删2 ) ； 日通流阀口射流角( 。) ； 龟控制阀口射流角( 。) 。 ( 3 ) 瞬态液动力m 1 足 只= 厶巳丽鲁+ 揣警 式中 厶通流阀口与控制阀口的距离( n l n l ) 。 ( 4 ) 液压卡紧力【4 2 1 最 最= o 2 矗p 厶印 式中卜摩擦系数； 五液压卡紧系数： q 阀芯凸肩直径( m m ) ； 厶阀芯凸肩长度( 衄) 。 ( 5 ) 阀芯惯性力【4 2 1 又 & 州，等 式中 m ，阀芯移动部件总质量( 1 ( 曲。 ( 2 4 ) ( 2 - 5 ) ( 2 - 6 ) ( 2 - 7 ) ( 2 8 ) ( 2 9 ) ( 2 - 1 0 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 2 页 ( 6 ) 粘性摩擦力【4 2 1c f ：必亟 ” k 出 式中 油液的动力粘度( p a s ) ； k 阀芯凸肩与阀套的单边配合间隙( m ) 。 ( 7 ) 弹簧力毛 f ，t = k w t y ，七k 。，k y 。+ y p + y 。t 3 1 式中k 。左侧和右侧复位弹簧弹性系数( n m m ) ； k 3 阀芯中心复位弹簧弹性系数( n m m ) ； 3 阀芯中心复位弹簧预压缩量( 删皿) ； 儿阀芯位移( 1 砌) ； y 口变量缸活塞位移( 衄) 。 3 非对称变量缸活塞受力分析 非对称变量缸活塞受到以下作用力： ( 1 ) 液压驱动力l f 皤= a 叭p c a p 2 p s 式中 彳口l j 空制腔截面积( 衄2 ) ： 以：- 恒压腔截面积( 删n 2 ) ； 只控制腔液压压力( p a ) ； 见_ 恒压端压力( p a ) 。 ( 2 ) 惯性力名 乓= 吩争 式中心厂一活塞杆移动部件总质量( 1 ( g ) 。 ( 3 ) 摩擦力l f ：丝盟 ”hd t 式中彳摩擦面面积( m m 2 ) ； 卜截面间隙( m m ) 。 ( 4 ) 弹簧力c f 口l = kp t l y 口l + yp 1 式中 岛广一中心复位弹簧弹性系数州恤m ) ； ( 2 一1 1 ) ( 2 - 1 2 ) ( 2 - 1 3 ) ( 2 一1 4 ) ( 2 1 5 ) ( 2 - 1 6 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 3 页 场广中心复位弹簧预压缩量( 衄) 。 ( 5 ) 反馈杆作用力c 6 6 = k 。3 ( y ，+ y p + y 。3 ) ( 2 一1 7 ) ( 6 ) 斜盘作用力厶 & = 仇4 p l ( 2 1 8 ) 式中 见等效负载压力( p a ) 。 4 当衄 o 时，变量机构平衡方程 当瓴 o 时，即见1 见2 ，阀芯向左移动，变量缸控制端与回油端号接通，变量活 塞向右运动。活塞通过反馈杆使伺服阀的阀套向右运动，阀套带动定心机构里面的左滑 块向右运动。由于右滑块与阀芯贴紧，左滑块压缩中心复位弹簧，使阀芯回到中位，经 过一个动态的过程，阀口最终关闭。 ( 1 ) 伺服阀流量一压力方程 印2 岛一见( 2 - 2 4 ) 警一鲁 ( 2 - 2 5 ) 一= 一- ，、i d t d t 、1 ( 2 2 6 ) 气= l + 疋+ 乓+ 气+ 匕+ c ( 2 - 2 9 ) 即 ( 驴如= 帆簪+ 1 7 心q 蹶( 1 5 - 们5 玢警 警 + ( k - + k ，) 儿一k s 蚱+ 瓦，s 研( 儿一y ，) s 一鼎警( 2 - 3 0 ) + 2 e c v 4m 一鲁c o s q + 0 2 7 厂以鼠厶卜见， ( 3 ) 变量缸活塞力平衡方程 4 ：只一4 段= 名+ + + + & = 哆争+ 等鲁+ 略( + 蚱) + 瓦，( 儿+ 蚱+ ，) + 见4 ，q 。3 d ( 4 ) 变量油缸控制腔流量连续性方程 g ：鸣鲁( 旷+ 善警 ( 2 - 3 2 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第15 页 对比瓴 0 时，变量机构各个部件的运动和受力是基本一样的，不同之 处在与非对称变量缸控制腔接入的压力不同，这将影响到变量机构的动态特性。 2 1 3 变量机构静态数学模型 究， 程。 1 下文将从静态的角度研究变量机构的控制特性，分析变量机构的受力，为了便于研 忽略变量机构的粘性摩擦力瞬态液动力和静态液动力，从而得出变量机构的控制方 阀芯受力分析 由于阀芯左右运动时受力是基本对称的，取段l 只2 时为研究对象，即蛾 o 。阀 芯的静态受力如图2 3 所示。 图2 - 3 阀芯在静态时的受力图 由图2 3 可知，当先导控制压力克服阀芯中心复位弹簧的预紧力时，阀芯向右移动， 变量缸控制端与恒压端只接通，活塞向左运动。活塞通过反馈杆使伺服阀的阀套向左运 动，阀套带动定心机构里面的右滑块向左运动。由于左滑块与阀芯贴紧，右滑块压缩中 心复位弹簧，使阀芯回到中位，经过一个动态的过程，阀口最终关闭。即当系统处于静 态时，阀芯停在中位，阀芯位移咒= 0 ，油液不能进入到变量缸的控制腔，因此活塞杆 静止。 在静态时，阀芯的力平衡方程为 瓴a = k 3 ( y 3 + y p ) ( 2 3 3 ) 式中以阀芯端面面积( 衄2 ) ； 如，中心复位弹簧的刚度( n m m ) ； j ，肼，中心复位弹簧的预压缩量( i i l 】 1 1 ) ； 弦变量缸活塞位移( m m ) 。 由式( 2 3 3 ) 可知，当以、k 3 和3 确定时，便可以确定伺服阀的控制压力差甑与 彳 变量缸活塞位移蚱的一次函数关系：蚱= 毒生瓴一3 ，从而实现变量机构的比例控 上l 订3 彳 制，比例系数为亭翌。 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 6 页 通过改变中心复位弹簧的参数，可以改变伺服阀的压力控制范围，弹簧的参数可由 下面方程确定： 式中 屹伺服阀最小开启压力( b a r ) ： 伺服阀最大开启压力( b a r ) ； 易眦活塞运动的最大位移( b 神。