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泵控液压缸操舵系统压力冲击特性研究

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第 35卷第 9期2013年 9月舰 船 科 学 技 术SHIP SCIENCE AND TECHNOLOGYVo1.35,No.9Sep.,2013泵控液压缸操舵系统压力冲击特性研究彭利坤,叶 帆 ,邢继峰(海军工程大学 动力工程 学院 ,湖北 武汉 430033)摘 要 : 泵控液压缸操舵系统因工况复杂、负载变化大、变量泵装置惯量较大等因素,使其产生的压力冲击对系统效率、平稳性及准确性造成了不利影响。首先对泵控液压缸操舵系统进行物理建模,采用 Simulink对系统进行动态特性 的仿真研究 ;其后 在 AMESim软 件中建立泵控液 压缸操舵 系统模型,仿真液 压缸压力 冲击,并与Simulink仿真结果对 比,确定模型的正确性。在此基础上 ,重点分析航速、伺服控制系统中阀控液压缸弹簧弹性系数以及舵角速度对系统冲击特性的影响,据此得到减小压力冲击的设计方法和控制结论,为改善泵控舵的性能提供理论依据。

关键词 : 泵控液压缸 ;操舵 ;压力冲击;动态仿真中图分类号 : TH137 文献标识码 : A文章编号: 1672—7649(2013)09—0074—06 doi:10.3404/j.issn.1672—7649.2013.09.014Characteristic analysis of pressure shock of the hydraulic cylinder forpump·controlled steering systemPENG Li—kun,YE Fan,XING Ji—feng(School of Marine Power Engineering,Naval University of Engineering,Wuhan 430033,China)Abstract: In pump—controlled hydraulic cylinder steering system ,the pressure shock generated bycomplex working conditions,load changes and large inertia of variable piston pump make adverse impact onefficiency,stability and accuracy of the system.In this paper,the dynamic characteristics of the pumpcontrolled steering system were achieved by using the Simulink toolbox to carry out physically modeling andsimulation.Then the simulation model was created in AMESim software to study the characteristic of pressureshock.The simulation model of AMESim was proved to be correct,which compared with the results ofSimulink.Moreover,the speed of ship,the spring coeficient in feedback mechanism,and the speed ofrudder were analyzed to study the impact of pressure shock of the system.Analysis of the simulation canprovide a theoretical basis for reducing pressure and control conclusion of improving the performance of thepump controlled hydraulic cylinder steering system.

Key words: pump—controlled hydraulic cylinder;steering;pressure shock;dynamic simulation0 引 言泵控液压缸操舵系统是船舶保持航向稳定性和航行机动性的关键环节,这种操舵系统一般采用闭式循环系统,由变量柱塞泵供油来控制舵机。变量泵高低压腔交替变化产生 的压力 冲击导致 的噪声?,不仅影响到舰员的工作和休息,甚至会对管路和设备造成破坏,对于舰 (潜)艇还将影响其隐蔽性 。因此 ,通过对泵控液压缸操 舵系统的理论 分析和仿真,制定有效的降低压力冲击方案十分必要。

在此方面,方志军、顾邦中、马超、俞秋惠等对液压冲击、振动的产生机理分析、工程计算做了相应研究,并提出一些降低冲击的措施及优化方法 ;Wright R.E.研究得出冲击速度与管径、壁厚、液压收稿日期:2012—11—26;修回日期 :2013—01—24基金项目:军队十二五预研基金资助(4010305020102)作者简介:彭利坤(1975一),男,博士,副教授,主要研究方向为机电液控制与仿真、并联机构 。

第 9期 彭利坤,等:泵控液压缸操舵 系统压力冲击特性研究 ·75·油体积弹性模量等因素有关 ;付永领等建立了比例换向阀控操舵系统模型并进行压力冲击仿真,得到优化控制 电流输 出可以减小换 向冲击 的结论 ;余武斌等建 立泵控液压 缸操舵 伺服 系统数学模 型 ,研究了动压 阻尼校 正手段及其参数对 系统 的影响 ;刘光临等对泵控缸的速度特性进行研究 ,而对泵控液压缸操舵系统的压力冲击相关研究还较少见 。

本文借助 Simulink建立泵控液压缸 的物理模型 ,在 AMESim中模拟控制对象的真实环境进行泵控液压缸操舵系统的建模,将两者仿真结果相互对 比从而验证模 型的准确性 。并在 AMESim 中进行压力 冲击仿真和动态性能分析,为液压系统优化和降噪措施研究提供依据。

1 泵控液压缸操舵系统原理泵控液压缸操舵 系统主要 由泵控装置 、回路 转换系统 、舵机液压缸 、液压阻尼器、舵角反馈机 构等组成。泵控装置主要由轴向柱塞变量泵、变量机构、电液伺服阀、补油齿轮泵、控制齿轮泵和控制阀块组成 。系统控制原理如图 1所示,当输入一个舵角信号,其经过相敏、前置和功率放大器,转化为电压信号,控制电液伺服阀输出阀芯位移,阀口打开产生流量使阀控液压缸活塞杆移动,而活塞杆的位移信号经过比例转化为斜盘倾角信号控制泵控缸流量使其输出活塞位移,活塞位移即对应着舵角输 出,最后将输 出舵角反馈 ,形成一个闭环系统实现舵角的控制。中间环节还有一个斜盘倾 角的反馈,确保系统输出的准确性与稳定性。

图 1 泵控液压操舵系统控制原理方框图Fig.1 Control theory figure of hydraulic cylinder。fpump—controled steering system2 泵控液压缸操舵 系统数学模 型与 Simulink建模仿真2.1 轴向柱塞泵数学模型轴 向柱塞变量泵其流量公式为:Q =}d D tana Znp 。 (1)式中:Q。为泵的输出流量;D。为柱塞在缸体上的分布 圆 直 径 ;d。为柱 塞 直 径 ; 。为泵 的斜 盘 倾角 ;rt 为泵转速 ;Z为柱 塞泵 的柱塞 个 数 ;叼为柱塞泵的容积效率。

2.2 泵控液压缸数学模型1)液压缸的力平衡方程为 ¨:(P1一P2)A =m +B x+ 十 。 (2)式中 :P 为液压系统高压管系侧的压力 ;P 为液压系统低压管系侧的压力 ;m为液压缸活塞及运动部件折算到活塞上的等价质量;B 为液压缸内液压油的阻尼 ;F 为作用在活塞上的负载;A 为液压缸活塞有效面积;K为负载刚度。

2)液压缸高压腔流量连续性方程为 :Q·=c m(p·一P2)+c帆p +Ap立+ 。 (3)其 中: =V+A ;C 为液压缸 内泄漏系数 ;C 为液压缸外泄漏系数; 为泵和液压缸的工作容腔以及连接管道的总容积; 。为液压油的弹性模量;为泵和液 压缸 的工作 容腔 以及连 接管 道 的初 始容积 。

2.3 液压缸负载数学模型航行时舵板受到法 向力为 ¨
F: 02等0 3sin6" 。 (4) ‘ . + . ‘d’ 、。
式中:6为舵角;A 为控制翼叶的侧投影面积;V为航行速度 。

2.4 阀控伺服机构建模为研究方便 ,阀控伺服缸可视 为三位 四通 阀控制对称缸 。

同时 :1)供油压力恒定 ,回油压力为 P。;2) 阀的4个节流窗 口配对且对称 ,采用矩形窗口,阀口处流动为紊流;3)不考虑管道损失及管道的动态;4)温度和密度均为常数。

Q。为高压腔进油流量,Q:为低压腔回油流量,其方程为 ¨]Q。=CdWx√2(P 一P。)/p。 (5)式中:c 为阀口的流量系数; =1Td 为阀芯面积梯度,d 为阀芯直径;P 为供油压力;P。为高压腔压力;P为液压油密度; 为阀芯的位移。

· 76· 舰 船 科 学 技 术 第 35卷忽略液压油 的弹性模量 ,得到高压腔流量 的连续性方程为:Q1一C (P1一P2)一C P1=A1 ( >0),(6)Q1+C (P1一P2)+C P1=A1 (x <0)。(7)式中:Ci为缸的内泄漏系数;C 为缸的外泄漏系数;P 为低压腔的压力;A 为伺服缸活塞面积;为伺服缸活塞位移。

图2 对称阀控制对称缸Fig.2 Model of valve controled symmetric hydraulic cylinder2.5 Simulink仿真结果与分析根据原理方框图,联立式 (1)一式(7),将各式子模型合并,得到泵控操舵系统 Simulink模型,确定系统参数如表 1所示,并进行仿真。

舵角输入信号为0=25sintot,其 中 =0.061r,输 入 舵 角 速 度 为 2。/s,航 速 为6 kn,其液压缸输 出舵角与速度 随时间的变化 曲线如图 3和图 4所示。

/_, 、 \、 二/ \ 20 30 40 50 60时间速度 一时间曲线Curve of speed-time一 嫒图 4 舵角 一时间曲线Fig.4 Curve of rubber angle—time3 操舵系统 AMESim仿真模型的建立AMESim液压库 中具有丰富 的液压 元件 ,泵控装置中的元件可在 AMESim液压元件库 中直接调用 ,组成液压 系统 图 ,然 后 根据 实 际情 况 设定 参数 。将各元件用液压管道连接后的系统模型如图 5所示 。

为精确模拟冲击波在管路与液压缸中的压缩油液,考虑管路膨胀,并且沿管路传递的过程,选择HL04模型设置管路材料杨氏模量、壁厚及有效体积弹性模量。

为与 Simulink仿真结果相对比,采取相同的研究条件 ,得到图6一图8仿真曲线。

表 1 系统 主要参数Tab.1 Parameters of system参数名称 参数值额定工作压力/MPa 21活塞直径/ram 32O液压缸 活塞杆直径/ram 130有效工作行程/ram 38O惯性负载/kg 5o0主泵额定压力/MPa 2l主泵公称排量/ml·r 125主泵额定 转速/rpm 145O 液压泵主泵理论流量/L·min 185控制泵压力/MPa 1O±2补油泵压力/MPa 1.9±0.2有效行程/mm 2O反馈机构 减速比 O.1活塞直径/ram 25 中的油缸活塞杆直径/ram 12弹簧弹性/N·lMn 10管路杨氏模量/MPa 2.06×10其他 管路壁厚/mm 6参数 仿真时间/s 6O仿真步长/8 O.ooOlQ Q Q Q Q Q Q QH .u},3 3 m 图
F 0 第9期 彭利坤,等:泵控液压缸操舵系统压力冲击特性研究 ·77·④液 篷 ??一一直一 畸一; 『Ⅲ? 呷 ’ ?^一 ‘■?一_。.j砷j专t 占柱塞? 蕊玎 。哮 ~{廿 哟操舵系统 反馈系统 0 燃 控制系统图5 泵控液压缸操舵系统 AMESim仿真模型Fig.5 Model of AMESim of hydraulic cylinder ofpump—controlled steering system将图6一图8曲线与图3~图4仿真结果进行对比,可以发现两者动态特性基本相同,并由图分析可知:输入舵角与实际舵角之间存在最大为 0.8 s响应延迟 ,幅值衰减 小于 3% ,系统稳定 ;活塞速度在舵角换向处发生跃变,最大波动跃变范围为一 0.13 m/s~0.14 m/s,过了换向点后速度趋于平稳 ;液 压 缸 腔 内压 力 在 舵 角 换 向 处 存 在 最 大 为18 bar波动,即液压 冲击,约为系统工作压力 的28%。由式(2)可知,当舵角6换向时,舵板负载力Q2I)Q1O甚QO0丝 Q10一 Q20一 输入缸位移 ? 输出缸位移O 10 加 30 4o 5o 60时间A图 6 位移信号 一时间曲线Fig.6 Curve of speed—time图 7 活塞速度 一时间曲线Fig.7 Curve of speed—time童—R出图 8 液压缸 B腔压力 一时间 曲线Fig.8 Curve of pressure·timeF仍然与换向前一致,使原来的阻力变为动力,速度和压力发生突变。液压冲击不仅会对系统的管路和设备造成破坏,而且产生的冲击噪声也具有一定的危害。

4 影响压力冲击的因素进一步研究影响系统压力 冲击 的因素 ,利用在AMESim 中搭建 的泵控液压缸操舵 系统模 型 ,通过改变航速、伺服控制 系统 中阀控液压缸弹簧弹性 系数以及舵角速度得到仿真结果并进行分析。

4.1 航速变化对压力冲击的影响由图 9可知 ,实际工况复杂 ,航速也会 随之改变。保持输入舵角为 2。/s,反馈机构中对压弹簧液压缸的弹簧弹性系数为 10 N/mm ,图9中曲线分别代表航速 6 kn,10 kn,14 kn下 的液压缸 的高压腔压力曲线 (速度 线省去)。

25000童150蛙l 15050O? 一 6kn航速r 一 · 10kn航速一 14kn航速O 1O 20 30时间危图 9 液压缸 B腔压力 一时间 曲线Fig.9 Curve of pressure—time分析可知,当航速由6 kn变为 14 kn时,活塞在换向处速度跃变 增大 ,由 一0.13 m/s~0.14 m/s变为 一0.4 m/s~0.8 m/s;B腔工作压力峰值增大,由6 kn时的65 bar增大到 14 kn时的230 bar,并且· 78· 舰 船 科 学 技 术 第 35卷乓d‘ 10 NArrn? 一 15N/rrrn一 20NATrn图 1O 活塞位移 一输人舵角曲线Fig.10 Curve of piston displacement—rubber angle换向处抖动加强,持续时间由2 s变为 4 s,压力跃变由 18 bar变为 110 bar,占工作压力的百分比由28%增大到48%。因此为了使操舵系统稳定,在兼顾航行要求的情况下选择合适的航速以减小液压冲击。

4.2 反馈机构对压力冲击的影响保持航速为 l4 kn,输入舵角速度为 2。/s,反馈机构中对压弹簧液压缸的弹簧弹性系数为 10 N/mm,15 N/ram,20 N/ram下液压缸的位移 一输入舵角曲线如图10所示 (高压腔压力曲线略去)。

从仿真结果来看,输入信号和航速不变的情况下,随着弹簧弹性系数的增大 (即反馈减弱),位移与角位移对应曲线的线性度降低,跟踪误差增大 ,系统准确 度 降低 。回程 曲线 与推程 曲线 不重合是 由于 液压缸 的非 对称性 造 成 的。而 随着 弹簧弹性的不断减小,换 向处压力抖动增强,换向冲击增大。

由以上分析可 知,增强系统 的反馈会提高位移与角位移的线性关系,有利于系统准确度的提高,但同时会增强系统抖动,增大换向冲击,降低系统稳定性。因此,在设置弹簧弹性系数时,应考虑整个系统的实际情况,使系统最优。

4.3 输入舵角速度对压力冲击的影响保持航速为 14 kn,反馈机构中对压弹簧液压缸的弹簧弹性系数为 10 N/mm ,输入舵角速度为2。/s,3。/s,4。/s下的仿真曲线如图 11~图 13所示。图l3中,曲线 1~6分别代表 2。/s输入、2。/s输出,3。/s输入、3。/s输 出,4。/s输入、4。/s输 出的缸位移。

由图11一图 12可知,当输入舵角速度由2。/s变为4。/s时,系统最大响应延迟由大约 0.6 s变为1.8 s,信号幅值衰减 由2%变为 10%。由图 13~图 14可知,随着舵速增大 ,活塞在换向处 的速度跃变由 一0.4 m/s~ +0.4 m/s变 为 一0.65 m/s~ +0.67 m/s,跃变峰值与范 围变大 ;最大压力脉动 由大约 35 bar变为 120 bar,压力冲击随着舵角增大 而增大。因此输入舵角速度选择要合适,结合实际要求合理设置输入舵速,兼顾系统的准确性与稳定性。

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图 11 液压缸 B腔压力 一时间 曲线Fig.1 1 Curve of pressure—time? ? 2 /s? 一 /s—一 4 /sllL_ I. .

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『 r r rF1I。 . . , I 。 . . . I. . - 1 . t t l - ● f t稔时间图 l2 活塞 速度 一时间 曲线Fig.12 Curve of speed—time图 13 位移信号 一时间曲线Fig.13 Curve of displacement—time第9期 彭利坤 ,等 :泵控液压缸操舵 系统压力冲击特性研 究 ·79·2[]O童15O10050O— 环加蓄能器0 10 5"D 4U 50 60时间图 14 液压缸 B腔压力 一时 间曲线Fig.14 Curve of pressure—time5 结 语1)泵控液压 缸操舵 系统 在舵角 换 向时 ,液 压缸活塞速度与压力波动较大,存在明显的压力冲击;2)系统响应频率要求较高,导致系统跟踪性能不是非常理想,输入舵角与输出舵角存在一定延迟与衰减3)选取合适的系统运行条件,如输入舵角速度、系统反馈比及航速等,可以使系统负载均匀变化 ,降低压力冲击 ;4)此外还有其 他方 法。如在液 压缸 的进 回油口设置蓄能器,以吸收冲击压力,减小冲击波的传播 ,或者适 当加大进 回油管路 的内径 ,以减小管 中油液流速,并减小管道的长度,或采用橡胶软管等。

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(上接第 73页 )纵摇指标的易实现性,本例中等效横摇最大幅值为29.9。、等效横摇周期 为 7 s,等效 纵摇最 大幅值为6.8。、等效横摇周期为 4 S。

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