胡均平，李科軍(中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙，410083)

磁流體對雙噴嘴擋板伺服閥工作性能的影響

胡均平，李科軍
(中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙，410083)

通過分析伺服閥的工作原理及力矩馬達(dá)工作間隙中磁流體的作用機(jī)理，運用鍵合圖理論以規(guī)范的方式統(tǒng)一描述系統(tǒng)中的機(jī)液能量耦合、流體磁化以及電磁轉(zhuǎn)換等多種能量作用；考慮磁流體作用力等非線性因素，采用集中參數(shù)建立電液伺服閥的通用仿真數(shù)學(xué)模型，模擬添加磁流體前后及力矩馬達(dá)工作氣隙參數(shù)變化對伺服閥工作性能的影響規(guī)律，通過試驗證明該模型的有效性。研究結(jié)果表明：添加磁流體可增加伺服閥力矩馬達(dá)的阻尼比，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性和抗干擾能力；增大工作氣隙高度或減小導(dǎo)磁體有效工作面積均有利于提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，但降低了系統(tǒng)的流量增益。

磁流體；雙噴嘴擋板伺服閥；鍵合圖；仿真

雙噴嘴擋板伺服閥具有結(jié)構(gòu)緊湊、線性度好和動態(tài)響應(yīng)速度快等優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械、自動生產(chǎn)流水線和航空航天等工業(yè)設(shè)備中[1]。作為液壓系統(tǒng)的核心元件，雙噴嘴擋板伺服閥直接影響著系統(tǒng)工作特性參數(shù)，因而人們對其進(jìn)行了較多研究，如：集中于電液伺服系統(tǒng)控制穩(wěn)定性和快速性的研究[2-4]，針對力矩馬達(dá)電磁回路[5]、力矩馬達(dá)諧響應(yīng)及力反饋彈簧組件強(qiáng)度[6]等伺服閥的結(jié)構(gòu)特性分析，伺服閥新結(jié)構(gòu)、新材料的應(yīng)用[7-8]。此外，對伺服閥的故障診斷[9-10]、測試方法[11]及測試誤差[12]等也進(jìn)行了研究。

1　雙噴嘴擋板伺服閥結(jié)構(gòu)原理

圖1所示為雙噴嘴擋板伺服閥的結(jié)構(gòu)原理圖。主要由電氣-機(jī)械轉(zhuǎn)換裝置、液壓放大器平衡2部分組成。電氣-機(jī)械轉(zhuǎn)換裝置可以將輸入的電信號轉(zhuǎn)化成力矩馬達(dá)的轉(zhuǎn)角輸出。液壓放大器將輸入主滑滑閥11的位移轉(zhuǎn)化成負(fù)載壓力和負(fù)載流量。反饋平衡機(jī)構(gòu)主要由阻尼孔、噴嘴和擋板8、反饋桿9組成，是聯(lián)系電氣-機(jī)械轉(zhuǎn)換裝置和液壓放大器的樞紐，將銜鐵的轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)化為滑閥的位移輸出。當(dāng)電磁線圈有電流i輸入時，通過電樞的永久磁鐵產(chǎn)生1個力，這個力連接到彈簧管7上產(chǎn)生1個順時針方向的力矩。與彈簧管連接的擋板8離開中間位置改變了噴嘴左右間隙形成1個壓力差，作用在主閥閥芯11上，推動其向右運動，由此A口接壓力油，B口接回油。同時，主閥閥芯11通過反饋桿9連接到噴嘴擋板和力矩馬達(dá)上，隨著閥芯位置改變，反饋桿和彈簧管的反饋扭矩和力矩馬達(dá)的電磁扭矩達(dá)到平衡，閥芯的行程和先導(dǎo)控制閥的流量實現(xiàn)閉環(huán)控制，與輸入電流信號成正比。當(dāng)輸入電流反向時，力矩馬達(dá)逆時針偏轉(zhuǎn)，主閥芯向左運動直至平衡，由此B口接壓力油，A口接回油，具體運動過程與電流正向時的類似。

圖1　雙噴嘴擋板伺服閥結(jié)構(gòu)Fig.1　Schematic diagram of twin flapper-nozzle servo-valve

2　雙噴嘴擋板伺服閥建模

通過分析雙噴嘴擋板電液伺服閥的結(jié)構(gòu)特點與工作原理，將雙噴嘴擋板電液伺服閥分為電磁先導(dǎo)子系統(tǒng)(第1級子系統(tǒng))和液壓放大子系統(tǒng)(第2級子系統(tǒng))。電磁先導(dǎo)子系統(tǒng)包括彈簧管、銜鐵、擋板和電磁線圈等；液壓放大子系統(tǒng)包括壓力源、主閥閥芯和反饋桿等。在對伺服閥建模前需進(jìn)行以下簡化：1)伺服閥阻尼孔的液阻、工作容腔的液容和主閥閥芯質(zhì)量等采用集中參數(shù)法處理；2)液壓源油液的壓力、溫度恒定，回油口壓力為零；3)在主閥閥芯開啟的運動過程中忽略瞬態(tài)液動力，只考慮穩(wěn)態(tài)液動力；4)磁流體始終保持在力矩馬達(dá)的工作間隙中。

2.1第1級子系統(tǒng)建模

2.1.1銜鐵和擋板組件運動的數(shù)學(xué)模型

銜鐵和擋板組件運動關(guān)系如圖2所示。

當(dāng)電磁線圈輸入電流i時，銜鐵在電磁力矩作用下順時針偏轉(zhuǎn)，銜鐵、擋板組件具有2個自由度：一個是銜鐵的轉(zhuǎn)動速度a.，另一個是組件重心沿x軸方向的運動速度 gx.。當(dāng)參數(shù)a.和 gx.已知時，可以根據(jù)組件工作點的幾何尺寸關(guān)系，計算各點的對應(yīng)速度：

圖2　銜鐵和擋板組件運動關(guān)系Fig.2　Motion relation diagram of armature and baffle component

2.1.2添加磁流體的力矩馬達(dá)的數(shù)學(xué)模型

添加磁流體的力矩馬達(dá)結(jié)構(gòu)如圖3所示。磁流體對力矩馬達(dá)銜鐵的作用力可分為彈性阻力Ft和黏性阻力Fn，可分別表示如下：

圖3　添加磁流體的力矩馬達(dá)Fig.3　Scheme for torque motor adding magnetic fluid

式中：Ft為銜鐵表面的彈性阻力；Ms為磁流體的飽和磁化強(qiáng)度；H為工作間隙中的磁場強(qiáng)度；Ag為垂直銜鐵運動方向磁流體與銜鐵的有效接觸面積；mfη為磁流體黏度，與磁場強(qiáng)度有關(guān)，為簡化計算，近似取常數(shù)；Amf為沿銜鐵運動方向磁流體與銜鐵的有效接觸面積；e1為磁流體厚度，近似為工作氣隙高度。

力矩馬達(dá)工作磁路的等效原理如圖4所示，可以看出：處于對角臂的磁通是相等的。以分別包含2對角橋臂的2個電磁回路為分析對象，當(dāng)銜鐵位置變化時，磁阻R1和R2分別為：

式中：e2和R0分別為銜鐵在中間工作位置時的氣隙長度和電磁磁阻；S為導(dǎo)磁體通過氣隙的工作面積；μ0為導(dǎo)磁率；z1和z2處于對角橋臂位置，因此有z2=-z1。

通過磁阻R1和R2的磁通分別為：

式中：E0為電磁鐵的磁動勢；N為每個線圈的匝數(shù)。銜鐵產(chǎn)生的的轉(zhuǎn)動力矩為

將式(6)和(7)代入式(8)得

圖4　力矩馬達(dá)的磁路原理圖Fig.4　Principle diagram of magnetic circuit of torque motor

式(9)經(jīng)線性化處理得[1]

可用二通口C場鍵元表示彈簧管施加的力矩和力。聯(lián)合式(4)~(7)，工作氣隙的磁場強(qiáng)度H1和H2可表示為：

聯(lián)合式(2)，(3)，(13)和(14)可得磁流體產(chǎn)生的負(fù)載力矩為

2.1.3第1級子系統(tǒng)鍵合圖模型

應(yīng)用鍵合圖建模規(guī)則，結(jié)合式(1)，(10)，(12)和(15)，建立第1級子系統(tǒng)的鍵合圖模型，如圖5所示。圖5中：輸入電流i通過表示電磁線圈匝數(shù)的回轉(zhuǎn)器GY結(jié)轉(zhuǎn)化為磁動勢，再結(jié)合電磁鐵磁動勢E0和對角橋臂磁阻R1和R2，經(jīng)銜鐵輸出電磁轉(zhuǎn)矩CTM，同時有磁流體對銜鐵的轉(zhuǎn)矩作用Tmf，再經(jīng)彈簧管和反饋桿傳遞到主閥閥芯。1結(jié)上的變量和分別表示銜鐵、擋板組件水平方向和轉(zhuǎn)動方向的速度；Ma，Ja，Rt和Ra分別為銜鐵與擋板組件的質(zhì)量、等效轉(zhuǎn)動慣量、運動阻尼系數(shù)和轉(zhuǎn)動阻尼系數(shù)；1結(jié)上的變量和分別表示反饋桿作用主閥閥芯處圓球和噴嘴處擋板的運動速度；Kw為反饋桿的等效剛度系數(shù)；為主閥閥芯沿x軸方向的速度。

圖5　第1級子系統(tǒng)鍵合圖模型Fig.5　Bond graph model of the first level subsystem

2.2第2級子系統(tǒng)建模

圖6所示為伺服閥液壓放大子系統(tǒng)的工作過程。根據(jù)系統(tǒng)的功率流向和鍵合圖建模方法，建立圖7所示的鍵合圖模型。圖7中：Amv，Rmv和Fmv分別為主閥閥芯的有效作用面積、穩(wěn)態(tài)液動力和運動阻尼系數(shù)；Ps為液壓源壓力；Rlmv1，Rlmv2，Rrmv1和Rrmv2為閥套與主閥閥芯之間的泄漏液阻，流過的流量分別為，和；miR和moR為伺服閥進(jìn)出口的液阻，流過的流量分別為和；Rlfr1，Rlfr2，Rrfr1，Rrfr2和Rod為液壓源流經(jīng)固定阻尼孔到噴嘴控制口的等效液阻，流過的流量分別為和；Afl為噴嘴處擋板兩端油液作用面積；Rlfn和Rrfn分別為噴嘴處左右兩邊的等效液阻，由噴嘴處擋板位移 xf控制，流過的流量分別為和；Kl1，Kl2，Kr1，Kr2，Kd，Kp1和Kp2分別為圖6中對應(yīng)各工作容腔的等效液壓剛度；Rld為伺服閥外接節(jié)流閥的液阻，流過的流量為ldV.。

各個容腔的流量變化為：

主閥閥芯的動力學(xué)平衡方程為

噴嘴處擋板的動力學(xué)平衡方程為

式中：Ff為油液作用在擋板上的液動力；fi為擋板在噴嘴處產(chǎn)生的彈性接觸力；只有當(dāng)時才會出現(xiàn)，其余時間該計算項為0 N。液動力Ff和接觸力fi[1]可分別用下式表示：

當(dāng)|xf|-x0＞0時，

圖6　第2級子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖Fig.6　Structure diagram of the second subsystem

式中：Kis為沖擊剛度系數(shù)；xf為噴嘴處擋板移動的距離；x0為擋板處于中心位置時擋板噴嘴的距離。各個容腔的壓力可分別表示為：；；；；；；。式中各參數(shù)含義見圖6和圖7。

圖7　第2級子系統(tǒng)鍵合圖模型Fig.7　Bond graph model of the second subsystem

2.3雙噴嘴擋板伺服閥鍵合圖模型

根據(jù)伺服閥工作的功率流向及主閥閥芯和反饋桿的位移協(xié)調(diào)關(guān)系，將以上2個子系統(tǒng)進(jìn)行集成拼裝，建立雙噴嘴擋板伺服閥的鍵合圖模型，如圖8所示。其中，噴嘴擋板、節(jié)流孔、閥口等處的液阻都是導(dǎo)納型因果關(guān)系，而且噴嘴擋板、閥口處的液阻與開口面積有關(guān)。

圖8　雙噴嘴擋板伺服閥鍵合圖模型Fig.8　Bond graph model of twin flapper-nozzle servo valve

3　仿真分析

基于以上建立的數(shù)學(xué)模型，采用Matlab對伺服閥工作過程進(jìn)行數(shù)值模擬，運用四階龍格-庫塔法運算程序進(jìn)行計算。主要仿真參數(shù)見表1，仿真時間設(shè)為80 ms。

3.1磁流體對伺服閥工作性能影響

對雙噴嘴擋板伺服閥添加磁流體與不添加磁流體2種情況的動態(tài)特性進(jìn)行分析，得到主閥閥芯位移、系統(tǒng)輸出流量和銜鐵轉(zhuǎn)角在階躍輸入電流下的響應(yīng)特性，如圖9所示。分析圖9可知：

1)添加磁流體后，系統(tǒng)響應(yīng)延遲，系統(tǒng)峰值時間增加約1.5 ms，但振蕩次數(shù)減少，振蕩幅值減小。如銜鐵轉(zhuǎn)角響應(yīng)曲線在第2次振蕩時，其幅值減小24%左右，最終系統(tǒng)的調(diào)節(jié)時間提前約6 ms。這說明磁流體的特殊性質(zhì)增加了銜鐵運動的彈性阻力和黏性阻力，導(dǎo)致力矩馬達(dá)的響應(yīng)時間增加，但又因磁流體的阻尼作用，增強(qiáng)了系統(tǒng)的抗干擾能力，提高了系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

2)當(dāng)系統(tǒng)穩(wěn)定時，添加磁流體與未添加磁流體時的各狀態(tài)變量穩(wěn)態(tài)值基本相等。這是因為磁流體對銜鐵的作用等效于機(jī)械彈簧，其作用力與力矩馬達(dá)工作間隙、銜鐵轉(zhuǎn)角、輸入電流相關(guān)，但當(dāng)作用在擋板上的諸作用力矩達(dá)到平衡、銜鐵回復(fù)到中位時，磁流體的阻尼作用基本消失，而主閥閥芯位置主要由力矩馬達(dá)輸出扭矩決定，因此，主閥閥芯位移及系統(tǒng)輸出流量等基本相同。

3.2工作氣隙高度對伺服閥工作性能影響

添加磁流體后，其他值不變，改變力矩馬達(dá)的工作氣隙高度，分別取值為0.295,0.310和0.325 mm。不同工作氣隙高度下的主閥閥芯位移、系統(tǒng)輸出流量和銜鐵轉(zhuǎn)角的階躍響應(yīng)變化如圖10所示。從圖10可以看出：

1)隨著工作氣隙高度的增加，系統(tǒng)振蕩的峰值減小，振蕩次數(shù)減少，最終穩(wěn)定過程比較平緩，即系統(tǒng)趨于穩(wěn)定的時間較短；當(dāng)工作氣隙的高度由0.295 mm增至0.325 mm時，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間由75 ms減至40 ms。這是因為受迫振動的振幅和激振力成正比，當(dāng)減小激振力(力矩馬達(dá)的輸出力矩隨工作氣隙高度增大而減小)時，系統(tǒng)的振蕩幅度隨之減小，加之磁流體的阻尼作用，提高了系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

表1　伺服閥仿真參數(shù)Table 1　Simulation parameters for servo-valve

圖9　磁流體對伺服工作性能的影響Fig.9　Effect of magnetic fluids on working performance of servo value

圖10　工作氣隙高度對伺服閥工作性能的影響Fig.10　Effect of working air gap height on working performance of servo value

圖11　導(dǎo)磁體工作面積對伺服閥工作性能的影響Fig.11　Effect of magnetizer working area on working performance of servo value

2)當(dāng)工作氣隙高度由0.295 mm增至0.325 mm時，主閥閥芯位移的穩(wěn)態(tài)值由 0.340 mm減小至0.312 mm，系統(tǒng)輸出流量的穩(wěn)態(tài)值由63 L/min減小至58 L/min。這是因為力矩馬達(dá)的輸出力矩隨著工作氣隙高度增大而減小，使得銜鐵回復(fù)中位時，主閥閥芯位移及系統(tǒng)輸出流量減小。

3.3導(dǎo)磁體工作面積對伺服閥工作性能影響

添加磁流體后，其他值不變。圖11所示為工作氣隙處導(dǎo)磁體的工作面積分別為14.9，15.1和15.3 mm2時，經(jīng)仿真分析得到主閥閥芯位移、系統(tǒng)輸出流量和銜鐵轉(zhuǎn)角的階躍響應(yīng)變化，通過分析可得：

1)隨著導(dǎo)磁體工作面積的增大，系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)加快，振蕩幅值增大，振蕩次數(shù)增加，趨于穩(wěn)定的持續(xù)時間增加；當(dāng)工作面積由14.9 mm2增至15.3 mm2時，系統(tǒng)的調(diào)節(jié)時間由10 ms增至40 ms，可見系統(tǒng)的穩(wěn)定性明顯變差。

2)當(dāng)工作面積由14.9 mm2增至15.3 mm2時，主閥閥芯位移的穩(wěn)態(tài)值由0.33 mm增至0.35 mm，系統(tǒng)輸出流量的穩(wěn)態(tài)值由58 L/min增至63 L/min。這是因為力矩馬達(dá)的輸出扭矩與導(dǎo)磁體的工作面積成正比，當(dāng)工作面增大時，主閥閥芯位移與系統(tǒng)輸出流量隨之增大。銜鐵最終回復(fù)中位，銜鐵轉(zhuǎn)角為0°。

4　試驗分析

為驗證模型的合理性和準(zhǔn)確性，對雙噴嘴擋板伺服閥進(jìn)行負(fù)載流量階躍響應(yīng)實驗，實驗結(jié)果如圖12所示。從圖12可以看出，與試驗結(jié)果相比，試驗曲線的峰值時間為14 ms，增加2 ms左右。經(jīng)過一定時間振蕩后，兩者達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)的調(diào)節(jié)時間基本一致，都是32 ms左右，但試驗穩(wěn)態(tài)流量值減小1.5 L/min。導(dǎo)致此差異的原因是多方面的，如試驗過程中傳感器測量誤差、計算過程中壓力源壓力保持恒定和元件參數(shù)取值誤差等，這些都對計算結(jié)果造成了實際影響。但通過對比分析整條曲線的仿真結(jié)果具有一定精度，證明了所建伺服閥鍵合圖模型的準(zhǔn)確性。

圖12　階躍輸入電流信號的流量響應(yīng)Fig.12　Flow responses of input step current signal

5　結(jié)論

1)添加磁流體后，系統(tǒng)的振蕩峰值和幅度均減小，振蕩次數(shù)減少，調(diào)節(jié)時間提前，可見磁流體的阻尼作用提高了系統(tǒng)的穩(wěn)定性，但增加了系統(tǒng)的響應(yīng)時間。系統(tǒng)平衡時，各狀態(tài)變量穩(wěn)態(tài)值基本不變。

2)減小工作氣隙的高度即減小了力矩馬達(dá)的輸出扭矩，可以提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，但系統(tǒng)輸出流量也隨之減??；而增大工作氣隙的高度，容易造成系統(tǒng)產(chǎn)生高頻振蕩，系統(tǒng)沖擊較大，穩(wěn)定性差。設(shè)計時應(yīng)權(quán)衡考慮。

3)增大導(dǎo)磁體有效工作面積，提高了系統(tǒng)的輸出流量，但系統(tǒng)穩(wěn)定性變差?？赏ㄟ^選用具有更高黏性阻尼和彈性系數(shù)的磁流體來保證系統(tǒng)良好的動態(tài)穩(wěn)定性，但同時應(yīng)兼顧系統(tǒng)的響應(yīng)時間。

[1]李壯云.液壓元件與系統(tǒng)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011: 255-275. LI Zhuangyun.Hydraulic components and system[M].Beijing: China Machine Press,2011:255-275.

[2]王勇勤,張云飛,嚴(yán)興春,等.伺服閥非線性特性建模的液壓彎輥系統(tǒng)動態(tài)特性[J].重慶大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版),2005,28 (11):5-7. WANG Yongqin,ZHANG Yunfei,YAN Xingchun,et al. Nonlinear characteristic modeling of servo valve on hydraulic bending roll system’s dynamic characteristic[J].Journal of Chongqing University(Natural Science Edition),2005,28(11): 5-7.

[3]孫萌,李長春,延皓,等.閥控非對稱缸位置系統(tǒng)的非線性建模[J].北京交通大學(xué)學(xué)報,2012,36(4):164-168. SUN Meng,LI Changchun,YAN Hao,et al.Nonlinear modeling for valve controlled asymmetric cylinder position system[J]. Journal of Beijing Jiaotong University,2012,36(4):164-168.

[4]江桂云，王勇勤，嚴(yán)興春.液壓伺服閥控缸動態(tài)特性數(shù)學(xué)建模及仿真分析[J].四川大學(xué)學(xué)報(工程科學(xué)版),2008,40(5): 690-693. JIANG Guiyun,WANG Yongqing,YAN Xinchun.Mathematics modeling and simulation analysis of dynamic characteristics for hydraulic cylinder controlled by servo valve[J].Journal of Sichuan University(Engineering Science Edition),2008,40(5): 690-693.

[5]URATA E.Study of magnetic circuits for servo-valve torque motors[C]//Bath Workshop on Power Transmission and Control (PTMC).Bath,UK,2000:269-282.

[6]彭敬輝,李松晶,JACOB M M.電磁力與射流流場中壓力脈動作用下伺服閥力矩馬達(dá)諧響應(yīng)分析[J].工程力學(xué),2012, 30(2):348-353. PENG Jinghui,LI Songjing,JACOB M M.Harmonic response analysis of a hydraulic servo-valve torque motor under the action of electromagnetic force and pressure fluctuation in jet flow field[J].Engineering Mechanics,2012,30(2):348-353.

[7]曲興田,鄂世舉,吳博達(dá),等.雙壓電晶片驅(qū)動噴嘴擋板式伺服閥[J].吉林大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版),2005,35(2):153-156. QU Xingtian,E Shiju,WU Boda,et al.Nozzle flapper servo valve driven by piezoelectric bimorph[J].Journal of Jilin University(Engineering Science),2005,35(2):153-156.

[8]周淼磊,楊志剛,高巍,等.高速精密壓電型電液伺服閥及其控制方法[J].哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報,2009,41(9):160-163. ZHOU Miaolei,YANG Zhigang,GAO Wei,et al.High-speed and precise piezoelectric electro-hydraulic servo valve and its control method[J].Journal of Harbin Institute of Technology, 2009,41(9):160-163.

[9]馮偉,凌英,張文,等.發(fā)電機(jī)組電液伺服閥失效分析[J].潤滑與密封,2014,39(3):120-124. FENG Wei,LING Ying,ZHANG Wen,et al.Failure analysis of electro-hydraulic servo valve for generator unit[J].Lubrication Engineering,2014,39(3):120-124.

[10]赫圣橋,許黎明,沈偉,等.電液伺服閥狀態(tài)在線特征提取和異常檢測方法[J].上海交通大學(xué)學(xué)報,2010,44(12): 1747-1752. HAO Shengqiao,XU Liming,SHEN Wei,et al.On-line fault feature extraction and abnormality detection of electro-hydraulic servovalve’scondition[J].JournalofShanghaiJiaotong University,2010,44(12):1747-1752.

[11] 汪首坤,王軍政,李金倉.基于位移測量的電液伺服閥動態(tài)測試方法[J].北京理工大學(xué)學(xué)報,2011,31(6):666-669. WANG Shoukun,WANG Junzheng,LI Jincang.A new testing method for dynamic performance of servo valves based on displacement measurement[J].Transactions of Beijing Institute of Technology,2011,31(6):666-669.

[12]李健鋒,吳張永.電液伺服閥測試誤差分析[J].液壓氣動與密封,2013(5):51-56. LI Jianfeng,WU Zhangyong.Test error analysis of electro hydraulic servo valve[J].Hydraulics Pneumatics&Seals, 2013(5):51-56.

[13]李松晶,鮑文.磁流體對伺服閥力矩馬達(dá)動態(tài)特性的影響[J].機(jī)械工程學(xué)報,2008,44(12):137-142. LI Songjing,BAO Wen.Influence on dynamic characteristics of a hydraulic servo-valve torque motor due to magnetic fluids[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering,2008,44(12): 137-142.

[14]KRAKOV M S.Influence of rheological properties of magnetic fluid on damping ability of magnetic fluid shock-absorber[J]. Journal of Magnetism and Magnetic Materials,1999,201(7): 368-371.

[15]KARNOPP D C,MARGOLIS D L,ROSENBERG R C.System dynamics:modeling,simulation,and control of mechatronic systems[M].New York:John Wiley&Sons,2012:13-36.

[16]BORUTZKY W.Bond graph methodology:development and analysisofmultidisciplinarydynamicsystemmodels[M]. London:Springer Verlag,2009:89-128.

(編輯陳燦華)

Influence of magnetic fluids on working performance of twin flapper-nozzle servo valve

HU Junping,LI Kejun
(School of Mechanical and Electrical Engineering,Central South University,Changsha 410083,China)

By analyzing the working principle of servo valve and the mechanism of the magnetic fluids filled into the working gaps of a torque motor,the bond graph method was introduced to describe the energy input,transfer,translation and dissipation of the system,and the lump parameters model of the system was developed in a unified way,in which the magnetic resistance and other nonlinear factors were taken into consideration.The system state equations were derived from the model.The effects of magnetic fluids and the working air gap parameters on the dynamic characteristics of servo-valve were studied by numerical simulation,and the model was verified experimentally.The results show that the magnetic fluid can be used to increase the torque motor damping ratio to improve the system stability.Increasing the height of air gap and reducing the working area of magnetizer can improve the system’s stability,but reduce the flow gain of the system.

magnetic fluids;twin flapper-nozzle servo valve;bond graph;simulation

李科軍，博士研究生，從事工程機(jī)械液壓系統(tǒng)設(shè)計與仿真研究；E-mail:likejuncsu@126.com隨著液壓伺服系統(tǒng)向高速高精高效方向的發(fā)展，要求雙噴嘴擋板伺服閥工作性能更加穩(wěn)定。為克服噴嘴與擋板之間的流場產(chǎn)生的氣穴和剪切層振蕩，提高伺服閥的抗干擾能力，李松晶等[13]利用磁流體在外加磁場作用下具有較高飽和磁化強(qiáng)度和較大黏度的工作特性[14]，將其添加到伺服閥力矩馬達(dá)的工作氣隙中，改善了伺服閥力矩馬達(dá)的穩(wěn)定性。但在建模過程中忽略了力矩馬達(dá)和液壓部分的相互作用，影響了結(jié)果的精度，而且無法深入考察伺服閥內(nèi)部狀態(tài)的變化過程。因此，有必要建立伺服閥的全局耦合動力學(xué)模型。雙噴嘴擋板伺服閥工作時是一個多能域耦合的復(fù)雜非線性系統(tǒng)，單獨對電磁系統(tǒng)[5]、反饋機(jī)構(gòu)或液壓系統(tǒng)[3-4]的分析無法實現(xiàn)系統(tǒng)整體性能最優(yōu)；而且對于多能域耦合的復(fù)雜非線性系統(tǒng)，傳統(tǒng)的建模方法相當(dāng)繁瑣，且往往難以實現(xiàn)，甚至無效。鍵合圖法(為該問題的解決提供了頗具特色的途徑)[15-16]可以直接基于物理描述對多域系統(tǒng)使用相同的符號進(jìn)行可視化建模，并借助計算機(jī)實現(xiàn)系統(tǒng)的自動鍵合圖建模和動態(tài)特性分析。為此，本文作者從雙噴嘴擋板伺服閥具體工作機(jī)理出發(fā)，根據(jù)伺服閥的結(jié)構(gòu)特點和功率流分布形式，采用功率鍵合圖法，準(zhǔn)確地構(gòu)建添加磁流體后雙噴嘴擋板伺服閥的仿真模型。

TH137.52；TB34

A

1672-7207(2016)07-2287-09

10.11817/j.issn.1672-7207.2016.07.016

2015-08-10；

2015-10-22

國家自然科學(xué)基金資助項目(51175518)(Project(51175518)supported by the National Natural Science Foundation of China)