歐陽小平,李　磊,方　旭,楊華勇

(浙江大學(xué) 流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室,杭州 310027)

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雙壓力航空柱塞泵壓力切換動態(tài)特性

歐陽小平,李磊,方旭,楊華勇

(浙江大學(xué) 流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室,杭州 310027)

摘要:為分析雙壓力航空柱塞泵壓力超調(diào)產(chǎn)生的原因從而降低壓力超調(diào)幅值,建立該泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)的動態(tài)數(shù)學(xué)模型,并開展數(shù)值仿真研究.分析指出，泵出口等效容腔及斜盤這2個滯后環(huán)節(jié)是導(dǎo)致泵壓力切換時出現(xiàn)壓力超調(diào)的主要原因.提出降低泵出口等效容腔及在控制柱塞腔前設(shè)置阻尼孔等方法來降低壓力超調(diào)幅值.數(shù)值仿真結(jié)果表明,當(dāng)泵出口等效容腔降低為原來的1/3時,泵從高壓向低壓切換和從低壓向高壓切換時的壓力超調(diào)幅值分別下降48.6%和20.4%,設(shè)置阻尼孔能有效降低泵從低壓向高壓切換時的壓力超調(diào),但加大了從高壓向低壓切換時的壓力超調(diào)幅值,因此應(yīng)綜合運用這些方法來降低壓力超調(diào)幅值.

關(guān)鍵詞：雙壓力柱塞泵(DPP)；壓力切換；壓力超調(diào)

飛機液壓系統(tǒng)一般采用恒壓變量泵作為泵源,工作壓力根據(jù)系統(tǒng)所需要的最高壓力設(shè)定,實際研究表明,機載液壓系統(tǒng)大部分時間工作在設(shè)定的恒壓壓力以下,帶來大量能量浪費.雙壓力/變壓力泵源則提供了一種可行的解決方案：當(dāng)負(fù)載需要高壓時,泵源工作于恒高壓狀態(tài)；反之則工作于恒低壓狀態(tài),實質(zhì)上相當(dāng)于恒壓值不同的變量泵的綜合[1].

文獻[1]針對雙壓力柱塞泵壓力控制機構(gòu)在高壓段處于臨界穩(wěn)定狀態(tài)的問題,提出了在調(diào)節(jié)閥和隨動活塞間加一節(jié)流短管的方法，但對壓力調(diào)節(jié)壓力泵在高低壓切換時壓力波動過大,但沒有提出解決辦法.考慮到雙壓力泵工作在某一恒定壓力下,雙壓力泵動態(tài)特性和普通恒壓變量泵相同,而這方面已經(jīng)進行了大量的研究工作,包括帶有壓力補償閥的斜盤控制特性分析[4-7]、斜盤控制機構(gòu)設(shè)計[8-9]、斜盤在平衡狀態(tài)附近的高頻振動[10-11]以及變量泵的整體的動態(tài)特性研究[12-17].

本文以某型雙壓力柱塞泵源壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)為研究對象,針對壓力切換過程中存在的壓力超調(diào)的問題,建立雙壓力泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)數(shù)學(xué)模型,運用數(shù)值仿真手段分析壓力超調(diào)影響因素,提出幾種降低壓力超調(diào)幅值的方法,并討論這些方法對泵動態(tài)特性的影響.

1工作原理

雙壓力柱塞泵壓力控制機構(gòu)如圖1所示,由壓力切換電磁閥1、主閥2、卸荷電磁閥3、斜盤控制機構(gòu)(包括斜盤控制柱塞4及偏置彈簧5)等主要部分組成.在工作過程中,通過控制電磁閥1和3的得失電狀態(tài)調(diào)節(jié)泵輸出壓力至高壓、低壓及卸荷壓力以適應(yīng)負(fù)載壓力變化.具體工作原理如下：當(dāng)電磁閥1和3均處于失電狀態(tài)時,將泵出口壓力ps作用在閥端面積Am上產(chǎn)生的力與彈簧預(yù)緊力Fms進行比較,根據(jù)比較結(jié)果調(diào)節(jié)閥芯位移,控制斜盤擺角從而實現(xiàn)出口壓力恒定,此時泵工作在高壓狀態(tài)；當(dāng)電磁1得電處于左位時,ps除作用在閥端面積Am上,還作用在閥端面積As, 即將ps(As+Am)與彈簧力Fms進行比較,此時泵工作在低壓狀態(tài)；當(dāng)電磁閥1失電,電磁閥3得電處于右位時,泵出口壓力作用在主閥卸荷推桿無桿側(cè)面積A+、有桿側(cè)面積A-以及閥端面積Am上.彈簧力Fms與ps(A++Am-A-)進行比較,通過設(shè)計,確保(A++Am-A-)遠(yuǎn)大于(As+Am),即可保證泵輸出壓力保持在一個較低值,即卸荷狀態(tài).從以上分析可以看出：雙壓力柱塞泵在某一恒定壓力下工作時與一般恒壓變量泵原理相同；而不同恒定壓力的調(diào)節(jié)實際上是通過控制電磁閥來改變主閥閥端等效面積(泵源壓力作用在主閥閥芯的實際面積)實現(xiàn)的,當(dāng)彈簧預(yù)緊力不變時,大的閥端等效面積對應(yīng)于小的泵源恒定壓力.

上述調(diào)節(jié)過程可用圖2表示,泵進行高低壓切換時,壓力先導(dǎo)閥打開或關(guān)閉,在極短時間內(nèi)改變作用在閥端面積As上的作用力Fpv從而改變反饋力Fb,實際上相當(dāng)于對閥端面積As輸入一個階躍信號[18].反饋力Fb與主閥彈簧預(yù)緊力Fms進行比較，得到力偏差信號Fe來調(diào)節(jié)主閥位移xmv,控制斜盤擺角，改變泵源流量qs,減去負(fù)載流量ql和控制油路流量qcm,經(jīng)泵出口等腔空腔Vd作用后形成出口壓力ps.由于斜盤等動態(tài)特性的存在,在調(diào)節(jié)過程中會出現(xiàn)壓力超調(diào)現(xiàn)象.壓力超調(diào)大會造成雙壓力柱塞泵在壓力切換過程中出現(xiàn)嚴(yán)重的掉壓或超壓現(xiàn)象,對系統(tǒng)帶來極為不利的影響,本文將圍繞圖2對某型雙壓力柱塞泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)進行建模,為合理調(diào)節(jié)其動態(tài)特性和降低壓力切換過程中的壓力超調(diào)峰值奠定基礎(chǔ).

圖1　雙壓力泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)原理圖Fig.1　Schematic diagram of pressure-controlled mechanism for dual-pressure piston pump (DPP)

圖2　雙壓力泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)控制框圖Fig.2　Control block diagram of pressure-controlled mechanism for DPP

2建模

與主閥相比通流量較小,閥芯行程較短,為分析方便,忽略壓力切換電磁閥動態(tài)特性,認(rèn)為壓力信號以斜坡形式加載到閥端面積As上.下文將主要對主閥、斜盤擺角控制機構(gòu)以及出口壓力流量轉(zhuǎn)換模塊進行建模.

2.1主閥

假設(shè)主閥閥芯向右為正方向,如圖3所示.忽略瞬態(tài)液動力,主閥在運動時主要受到向右的液壓力psAm和ppAs(pp為作用在閥端面積As上的瞬態(tài)壓力,穩(wěn)態(tài)值為ps),向左的穩(wěn)態(tài)液動力kmyxmv、彈簧預(yù)緊力Fms、彈性力kmsxmv以及黏性阻尼力,根據(jù)力平衡原理可得式(1).

(psAm+ppAs)-Fms=

(1)

(2)

式(1)中mv為等效閥芯質(zhì)量,bv和kmy分別為閥芯運動黏性系數(shù)和穩(wěn)態(tài)液動力剛度,kms為主閥的彈簧剛度.kmy由式(2)給出,w(xmv)為閥口面積梯度,pcm為控制柱塞腔壓力.

圖3　主閥受力示意圖Fig.3　Force applied to main valve

2.2斜盤擺角控制機構(gòu)

如圖4所示,斜盤擺角控制機構(gòu)包括偏置彈簧組件,斜盤以及控制柱塞缸.斜盤受的力矩包括：柱塞腔壓力作用在柱塞上并通過滑靴傳遞至斜盤上的力矩,偏置彈簧對斜盤的力矩,控制柱塞缸通過球鉸傳遞到斜盤上的力矩,以及軸承、球鉸等位置上的摩擦力矩和柱塞與滑靴的慣性力矩、斜盤的慣性力矩.為簡化分析,本文只考慮柱塞滑靴組件作用于斜盤上的力矩(包括慣性力矩)、偏置彈簧對斜盤的推力矩、控制柱塞缸作用在斜盤上的力矩和斜盤的慣性力矩以及摩擦力矩等，并將摩擦力矩折算到斜盤擺動阻尼系數(shù)里.

圖4　斜盤受力示意圖Fig.4　Force applied to swash plate

圖5　斜盤-控制柱塞運動示意圖Fig.5　Kinetic diagram of swash plate to its control actuator

根據(jù)受力分析,得斜盤運動方程[19]如下：

(3)

式中：Is為斜盤組件繞轉(zhuǎn)動中心o的轉(zhuǎn)動慣量,包括控制柱塞、偏置彈簧以及滑靴壓盤組件隨斜盤擺動的轉(zhuǎn)動慣量；bs為斜盤組件擺動的黏性系數(shù),包括斜盤支承軸承、控制柱塞及相關(guān)球鉸的摩察力矩；Ts和Tn分別為偏置彈簧力矩和柱塞滑靴對斜盤的力矩.Ac和lc分別為柱塞面積和等效控制力臂.如圖4所示,彈簧對斜盤的力方向和斜盤的法向夾角較小,故可以考慮為斜盤和彈簧力相互垂直,并且由于斜盤傾角改變較小,可認(rèn)為偏置彈簧力矩為

(4)

式中：Fsf為偏置彈簧在最大擺角時的預(yù)緊力,kss為偏置彈簧剛度,ls為偏置彈簧力矩.從圖4中可以看出,由控制柱塞到斜盤擺角運動實質(zhì)上是一個搖桿滑塊機構(gòu),運動示意圖如圖5所示,在坐標(biāo)系x-y定義其運動,由幾何關(guān)系可得

(5)

式中：(xA,yA)和(xB,yB)分別為控制柱塞桿兩端球頭A、B的坐標(biāo).由于l1在y上的分量和e較為接近,γ較小,在實際計算中可以忽略不計,可得等效力臂為

lc=l1cos(β-γ)cosγ≈l1cosβ.

(6)

為改善壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)動態(tài)特性,通常在柱塞缸容腔前設(shè)置阻尼孔或節(jié)流短管.考慮設(shè)置阻尼孔和節(jié)流短管的情況,控制腔壓力pc即柱塞缸容腔(如圖6所示)壓力根據(jù)容腔公式為

圖6　斜盤擺角控制柱塞缸示意圖Fig.6　Schematic diagram of swash angle control actuator

(7)

Vc=Vco+Acl1(sinβmax-sinβ).

(8)

式中：Vc和Vco分別為控制柱塞容腔體積和初始容積,βe為油液等效彈性模量，qc為通過阻尼孔進出控制柱塞缸容腔的流量,pt為柱塞泵殼體壓力,clc為腔體泄漏系數(shù).

根據(jù)主閥閥芯位移xmv,qcm可由下式給出

(9)

式中：w為閥口面積梯度,ρ為油液密度,pcm為主閥出口小容腔Vcm內(nèi)壓力.對于由小容腔、節(jié)流短管及阻尼孔組成的結(jié)構(gòu)來說,根據(jù)容腔公式以及流量-壓降公式有

(10)

(11)

(12)

(13)

當(dāng)泵在高轉(zhuǎn)速時,考慮柱塞在缸體孔中往復(fù)運動產(chǎn)生的慣性力且認(rèn)為柱塞在缸體孔中形成良好動壓潤滑并忽略摩擦力,對于單個柱塞來說,x軸力平衡方程式有

(14)

(15)

(16)

式中：mp和Ap分別為單個柱塞質(zhì)量及底端面積,t為時間，xn和pn分別為第n個柱塞位移及柱塞腔壓力,θ0及θn分別被第一個柱塞初始轉(zhuǎn)角及第n個柱塞轉(zhuǎn)角,R為柱塞分布圓半徑,ω為泵的轉(zhuǎn)速,Fn為第n個柱塞滑靴組件對斜盤的反作用力.根據(jù)圖4,Fn的力臂ln可由下式表達

ln=Rcosθn/cosβ.

(17)

分析認(rèn)為柱塞腔壓力在等效壓力過渡角范圍內(nèi)呈線性變化[19-21],如圖4所示,當(dāng)?shù)趎個柱塞腔在不同位置時,對應(yīng)的壓力為

(18)

其中,

式中：pd為泵吸油口壓力,φb和φt分別為柱塞腔在上死點及下死點的等效壓力過渡角.值得注意的是,φb和φt可為正或為負(fù),圖4給出的是壓力過渡角為正的情況,實際中該值取決于配流盤的具體參數(shù)(如:減震槽/孔的尺寸、錯配角等)以及泵的排量、工作壓力等[21].

由于各個柱塞等間距分布,滿足以下關(guān)系[20]：

(19)

由式(14)～(19)可得

(20)

從式(20)中可以看出,對于變量泵來說,柱塞滑靴組件的慣性力實際上增大了斜盤組件擺動的轉(zhuǎn)動慣量和阻尼.式(3)可改寫為

(21)

2.3出口壓力流量轉(zhuǎn)換模塊

泵源流量經(jīng)出口等效容腔作用,轉(zhuǎn)化成壓力[22],這一過程可表示為

(22)

qs=NApRωtanβ;

(23)

(24)

式中:ct為泵源總泄露系數(shù),Al為負(fù)載節(jié)流閥開口面積.

根據(jù)以上建模過程,將各個模塊連接起來,得到雙壓力柱塞泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)動態(tài)特性框圖如圖7所示.式(10)～(13)表示的動態(tài)過程在圖中簡化處理為動態(tài)特性調(diào)節(jié)模塊.壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)由于閥口流量函數(shù)以及力臂隨擺角實時變化,本質(zhì)上是一個非線性系統(tǒng).為盡可能準(zhǔn)確地了解壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)的動態(tài)特性以及相關(guān)狀態(tài)變量在壓力切換過程中變化情況,下文將依據(jù)圖7對壓力切換動態(tài)特性進行數(shù)值仿真.

圖7　雙壓力泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)動態(tài)特性框圖Fig.7　Block diagram of pressure-controlled mechanism dynamic characteristics for DPP

3特性分析

利用Matlab/Simulink對雙壓力泵壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)動態(tài)特性進行數(shù)值仿真.其中泵額定轉(zhuǎn)速為3 600 r/min,節(jié)流閥開口面積為5 mm2,所用到的壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)主要參數(shù)如表1所示.

表1　壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)主要參數(shù)

3.1壓力超調(diào)原因

分析過程中設(shè)定壓力切換電磁閥1在10 ms內(nèi)完成切換,在此過程中壓力信號pp線性增加,直至等于ps,將表1中的參數(shù)代入圖7,可得壓力切換過程中閥芯位移、斜盤擺角及泵出口壓力變化情況如圖8所示.圖中標(biāo)出了壓力切換過程中閥芯位移,斜盤擺角以及泵出口壓力變化過程中前3個峰值的坐標(biāo).從圖8(a)可以看出,在0.500 s泵由高壓向低壓切換時,壓力信號pp加載到閥端面積As上,主閥閥芯右移(圖3),高壓油液進入控制腔,導(dǎo)致斜盤擺角迅速減小,在0.506 s斜盤擺角第一次達到調(diào)定值,如圖8(b)所示.此時由于出口容腔的作用,壓力并未達到21.0 MPa,閥芯繼續(xù)保持在右位,導(dǎo)致斜盤擺角繼續(xù)減小,直到0.518 s泵出口壓力第一次達到調(diào)定壓力,如圖8(c)所示.此時閥芯處于中位,斜盤擺角最小,由于斜盤轉(zhuǎn)動慣量相對較大,斜盤需要一段時間回到設(shè)定位置,使得泵出口壓力繼續(xù)下降,閥芯向左移動,斜盤在偏置彈簧力的作用下開始向設(shè)定值回復(fù),直至0.530 s達到設(shè)定值,壓力達到最小值,超調(diào)峰值達到-3.5 MPa,閥芯停留在最左位.此后壓力開始回升,在0.543 s達到設(shè)定壓力,閥芯右移開始新一輪循環(huán).由于阻尼的存在,閥芯位移、斜盤擺角及壓力振動幅值逐漸減小,使得壓力最終穩(wěn)定在21.0 MPa.類似地,泵由低壓向高壓切換時,作用在閥端面積As的壓力pp撤掉,使得閥迅速向左移動,斜盤擺角增大,泵出口壓力第一次達到調(diào)定壓力后,壓力繼續(xù)上升,直到超調(diào)峰值達到4.9 MPa.斜盤仍需一段調(diào)節(jié)過程,最終穩(wěn)定在設(shè)定值.值得注意的是,壓力切換過程中出口節(jié)流閥開度不變,但由于泵的泄漏量隨壓力增加而變大,使得斜盤擺角最終穩(wěn)定在不同的值上,兩者之間差值為Δβ,如圖8(b)所示.

圖8　壓力切換時閥芯位移、斜盤擺角以及泵出口壓力的變化情況Fig.8　Change of spool traverse,swash plate angle and pump discharge pressure during dual-pressure switch process

3.2改進措施

從以上分析過程中可以看出,雙壓力泵在壓力切換過程中出現(xiàn)壓力超調(diào)的原因主要是斜盤擺角初次達到設(shè)置值時,在出口容腔的滯后作用下,壓力并未隨之上升或下降,致使斜盤擺角繼續(xù)增加或減少；泵初次達到調(diào)定壓力后,由于斜盤轉(zhuǎn)動慣量較大(滯后環(huán)節(jié)),斜盤需經(jīng)歷加減速的振蕩過程后才能回復(fù)到設(shè)置值,在這個過程中出現(xiàn)壓力超調(diào)和振蕩現(xiàn)象.其實質(zhì)是一個滯后系統(tǒng),因此降低壓力超調(diào)幅值最有效的方法是降低斜盤以及泵出口等效容腔這兩個滯后環(huán)節(jié)(圖7中用虛線框標(biāo)出)帶來的影響.后者可以通過減小等效容腔體積,使得積分系數(shù)βe/Vd增大實現(xiàn).

斜盤組件等效轉(zhuǎn)動慣量隨著泵的結(jié)構(gòu)尺寸已經(jīng)基本確定,因此更多地可以從增益以及阻尼調(diào)節(jié)的角度來改善泵在壓力切換時的動態(tài)特性.對于雙壓力泵來說,在控制柱塞腔前設(shè)置阻尼孔或節(jié)流短孔是一種可行的調(diào)節(jié)動態(tài)特性的方法(見圖7).節(jié)流短孔起著連接主閥和柱塞控制腔的作用,尺寸已經(jīng)基本限定,因此著重考慮阻尼孔直徑變化對壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)動態(tài)特性的影響.從式(3)、(7)及(10)～(13)可以看出,阻尼孔直徑的調(diào)節(jié)實質(zhì)上改變了進入控制腔的流量,影響控制腔壓力建立過程,從而使斜盤擺動加快或減慢.圖9給出了減小泵出口等效容腔體積以及在控制柱塞腔前設(shè)置阻尼孔對泵壓力切換動態(tài)特性的影響.

圖9　壓力切換時斜盤擺角及泵出口壓力變化情況Fig.9　Change of swash plate angle and pump discharge pressure during dual-pressure switch process

從圖9中可以看出，將泵出口等效容腔體積縮小為原來的1/3,能夠有效地減輕容腔滯后環(huán)節(jié)帶來的影響,泵在由高壓向低壓切換時,斜盤擺角最小值僅為4.63°,泵壓力超調(diào)值僅為-1.8 MPa.泵由低壓向高壓切換時,斜盤擺角最大值達到8.60°,壓力超調(diào)值僅為3.3 MPa,相比原泵降低了1.6 MPa；同時泵出口壓力響應(yīng)時間以及穩(wěn)定時間有所降低.可以預(yù)見,泵出口等效容腔越小,壓力超調(diào)峰值越小,然而實際中出口等效容腔體積降低到一定程度時(200 mL左右)將顯著增大泵出口壓力脈動,而當(dāng)容腔體積大于200 mL時繼續(xù)增大出口等效容腔對壓力脈動影響不大[23],因此在滿足泵壓力脈動幅值條件下盡可能降低泵出口等效容腔,將有效地降低雙壓力泵壓力調(diào)節(jié)過程中的壓力超調(diào)幅值.

在控制柱塞腔前設(shè)置阻尼孔降低了泵壓力切換時的斜盤擺角超調(diào)峰值,但同時也使得斜盤運動速度變慢,使得斜盤向設(shè)定值回復(fù)的時間變長,可能會增大壓力超調(diào)峰值.圖9(b)中,泵由高壓向低壓切換時,隨著阻尼孔直徑的減小,斜盤擺角超調(diào)峰值和斜盤運動速度均緩慢下降,加大了超調(diào)峰值,在阻尼孔直徑為1.0 mm時壓力超調(diào)峰值達到了-5.0 MPa；而當(dāng)泵由低壓向高壓切換時,斜盤擺角超調(diào)峰值在阻尼孔直徑為1.5 mm和1.0 mm時,分別下降了1.00°和2.00°,角度減小對壓力的影響超過斜盤運動速度減慢帶來的影響,壓力超調(diào)峰值有不同的程度地降低.阻尼孔使泵出口壓力響應(yīng)速度變慢,選用時需兼顧泵的動態(tài)響應(yīng)要求.

從式(22)可以看出,當(dāng)閥芯處于右位(qcm>0)時,斜盤擺角減小,用于控制斜盤擺角的一部分流量取自泵出口容腔,使得泵出口壓力下降較快；反之斜盤擺角增大時控制柱塞腔排出的流量回到泵殼體內(nèi)，在一定程度上增大了高壓向低壓切換時的壓力超調(diào)幅值.因此在閥芯處于右位時,當(dāng)閥口開度一定時,應(yīng)適當(dāng)降低面積梯度或者減小閥口前后壓差：閥口面積梯度降低可以通過改變閥口窗口參數(shù)及形狀實現(xiàn)；通過合理設(shè)計配流盤以減小等效壓力過渡角φb或φt,調(diào)節(jié)柱塞滑靴組件對斜盤的平均合力矩[21,24-25],從而增大控制柱塞腔體內(nèi)平均壓力來降低主閥閥口前后壓差.對于滯后系統(tǒng)來說,增大增益可能會造成斜盤擺角峰值加大,造成系統(tǒng)失穩(wěn)；降低增益使系統(tǒng)響應(yīng)變慢,斜盤向設(shè)定值運動時間加長,加劇壓力超調(diào)現(xiàn)象,增益的確定是一個優(yōu)化問題.因此只給出了增大柱塞滑靴組件對斜盤平均力矩(調(diào)節(jié)配流盤,使平均力矩增大100 Nm)及配合使用阻尼孔,降低出口等效容腔等方法壓力切換時的泵出口壓力情況,如圖10所示.

圖10　壓力切換時泵出口壓力ps變化情況Fig.10　Discharge pressure ps during dual-pressure switch process

從圖10中可以看出,增大柱塞滑靴組件對斜盤平均力矩,會輕微降低泵由高壓向低壓切換時的壓力超調(diào)峰值,增大低壓向高壓切換時的壓力超調(diào)峰值.從式(3)可以看出,平均力矩的增加會增大控制柱塞腔體內(nèi)平均壓力,導(dǎo)致閥芯處于左位時壓差增大,相當(dāng)于等效增大了流量增益；合理設(shè)計配流盤以增大柱塞滑靴組件對斜盤平均力矩和阻尼孔配合使用,避免了單獨使用阻尼孔時,泵由高壓向低壓切換時壓力超調(diào)峰值增大的現(xiàn)象；將上述方法綜合起來,泵壓力切換時壓力切換峰值分別為-1.8和2.8 MPa,相比原泵分別下降了48.6%和42.9%.在實際中配流盤的設(shè)計往往集中在降低流量脈動,提高容積效率等方面.從以上分析可以看出,進行配流盤的優(yōu)化時還應(yīng)兼顧到其對泵動態(tài)特性的影響,從而使泵性能達到最優(yōu).

4結(jié)論

(1) 雙壓力泵在壓力切換過程中出現(xiàn)的壓力超調(diào)現(xiàn)象,主要是由泵出口容腔及斜盤這2個滯后環(huán)節(jié)引起的.

(2) 合理設(shè)計配流盤、設(shè)置阻尼孔及降低泵出口等效容腔體積等方法能夠降低壓力超調(diào)峰值,但不可避免地會對泵的壓力脈動和響應(yīng)時間造成影響.在實際使用中,應(yīng)避免過小的泵出口等效容腔體積(小于200 mL)及阻尼孔直徑,配合使用以上方法,從而使泵的性能達到最優(yōu).

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DOI:10.3785/j.issn.1008-973X.2016.03.001

收稿日期：2015-06-15.

基金項目：國家自然科學(xué)基金資助項目(51275450);國家“973”重點基礎(chǔ)研究發(fā)展規(guī)劃資助項目(2014CB046403)；浙江大學(xué)基本科研業(yè)務(wù)費專項資金資助項目(科研發(fā)展專項)(2013FZA4004).

作者簡介：歐陽小平(1974-)，男，副教授，博士，從事航空液壓、電液控制及外骨骼機器人研究. ORCID: 0000-0002-2090-7123. E-mail: ouyangxp@zju.edu.cn

中圖分類號：TH 137.7

文獻標(biāo)志碼：A

文章編號：1008-973X(2016)03-08-0397

Dynamic characteristics of dual-pressure switch for aircraft piston pump

OUYANG Xiao-ping, LI Lei, FANG Xu, YANG Hua-yong

(StateKeyLaboratoryofFluidPowerandMechatronicSystem,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027,China)

Abstract:The dynamic mathematic model of the pressure-controlled mechanism was established and the numerical simulation investigation was conducted to analyze the causes of pressure overshoot in order to reduce the pressure overshoot amplitude. Analysis show that the pump discharge equivalent chamber and the swash plate are the main causes of the pressure overshoot during the dual pressure switch process. Methods for minimizing the pressure overshoot amplitude were proposed, such as lowering the discharge equivalent chamber volume of the pump and configuring an adjustable damp hole. The simulation results indicate that the pressure overshoot amplitudes decrease by 48.6% with dual-pressure piston pump (DPP) switching from high operating pressure to low operating pressure and decrease by 20.4% vice versa at one third of the DPP discharge equivalent chamber volume. While the damp hole can effectively suppress the pressure overshoot amplitude with DPP switching from high operating pressure to low operating pressure, and can increase the pressure overshoot amplitude vice versa. Therefore, these methods should be applied in a comprehensive way.

Key words:dual-pressure piston pump (DPP); pressure switch; pressure overshoot