武 哲， 李寶仁， 楊 鋼， 高隆隆

(華中科技大學 機械科學與工程學院 FESTO氣動中心， 武漢 430074)

全回轉(zhuǎn)舵槳是集舵與槳為一體的一種新型船舶推進裝置，可提供360°全方位矢量的推力，具有推進效率高、操作靈活、機動性強等優(yōu)點，它可以使船舶作回轉(zhuǎn)、直航、倒航、斜航、橫移等運動，是動力定位工程類船舶、港作船、拖輪、消防船等的重要設(shè)備[1-4]?；剞D(zhuǎn)是全回轉(zhuǎn)舵槳工作過程中最頻繁的動作之一，其是通過控制含平衡閥的回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)驅(qū)動減速機帶動回轉(zhuǎn)支撐的旋轉(zhuǎn)才能得以完成。因此，全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性直接影響船舶航向控制的穩(wěn)定性以及動力定位準確性。

振動是影響系統(tǒng)正常工作的最大問題之一，含平衡閥的系統(tǒng)更容易振動，人們認為平衡閥很難穩(wěn)定[5-6]。近年來國內(nèi)外許多學者對回轉(zhuǎn)機構(gòu)液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性開展了相關(guān)研究。Miyakawa通過求解線性方程組方式研究了平衡閥彈簧剛度、閥芯錐角、先導阻尼孔對含平衡閥回路穩(wěn)定的影響。陳晉市等[7]研究了平衡閥阻尼以及平衡閥與馬達之間的敏感容腔對起重機起升系統(tǒng)抖動現(xiàn)象的影響以及改善措施。閔為等[8]研究了不同閥芯和閥體結(jié)構(gòu)條件下壓力調(diào)節(jié)錐閥開啟過程的振動特性和系統(tǒng)激勵因素。袁士豪等[9]分析了平衡閥不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對其動態(tài)特性的影響。湯何勝等[10]研究了平衡閥節(jié)流孔直徑和彈簧剛度對馬達制動特性的影響。張紅軍等[11]針對工程機械行業(yè)存在的負負載提出了泵控馬達和閥控缸系統(tǒng)的液壓平衡及限速方法。許益民等[12]分析了超越負載工況下馬達制動回路的典型故障機理以及液壓制動方法。馬來好等[13]基于聯(lián)合仿真模型分析了全回轉(zhuǎn)工況和沖擊載荷工況下吊艙回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性。然而，關(guān)于回轉(zhuǎn)機構(gòu)液壓系統(tǒng)發(fā)生回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象的機理及控制方法的研究并不多。

作者在進行某自升式海工平臺全回轉(zhuǎn)舵槳裝置的系泊試驗時，其回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)出現(xiàn)周期性“嗒嗒”的打擊聲，并伴隨著回轉(zhuǎn)動作發(fā)抖現(xiàn)象，簡稱回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象(rotation jitter phenomena，RJP)。作者分析認為，由于全回轉(zhuǎn)舵槳液壓系統(tǒng)集成設(shè)計過程中多閥件耦合匹配技術(shù)尚未突破，系統(tǒng)運行過程中平衡閥控制壓力不穩(wěn)定，會引起平衡閥的閥芯處于頻繁啟閉狀態(tài)，導致系統(tǒng)出現(xiàn)回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象。為此，通過在平衡閥控制口處設(shè)置分壓節(jié)流孔構(gòu)造液壓半橋的方式消除了全回轉(zhuǎn)舵槳的回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象[14-15]。然而，設(shè)置分壓節(jié)流孔構(gòu)造液壓半橋進行分壓濾波時，必須提高系統(tǒng)驅(qū)動腔的壓力才能保證控制腔必要的壓力，這會改變系統(tǒng)工況點，并且會增加耗能。另外，為尋求分壓節(jié)流孔直徑與系統(tǒng)的最佳匹配關(guān)系需要更換不同孔徑的節(jié)流孔進行試驗驗證，浪費人力物力。

本文基于AMESim搭建了全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)仿真模型，從元件與系統(tǒng)性能相匹配的內(nèi)在關(guān)系層面，揭示了具有普適意義的含平衡閥系統(tǒng)發(fā)生回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象的機理以及抑制回轉(zhuǎn)抖動的控制方法，以期為含平衡閥系統(tǒng)的回轉(zhuǎn)機構(gòu)液壓系統(tǒng)的設(shè)計、使用提供一定參考。

1 含平衡閥的回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)工作原理

1.1 平衡閥結(jié)構(gòu)

圖1是CB系列平衡閥剖面圖和符號圖。該平衡閥為經(jīng)典類非卸荷產(chǎn)品，其集成了單向功能、溢流功能、液控節(jié)流功能三種模式。當出口②的壓力油通過主閥芯1圓周方向的孔進入主閥芯內(nèi)腔推動單向閥芯2右移，克服單向彈簧6的預緊力，開啟出口②至負載口①的通道流出，進入單向功能模式；當控制口③無控制壓力時，負載口①的壓力油同時作用在主閥芯1和單向閥芯2上克服主彈簧4的預緊力，推動主閥芯1和單向閥芯2左移，單向閥芯2被止動桿5限位后，主閥芯1繼續(xù)左移，負載口①至出口②的通道開啟，進入溢流功能模式；當控制口③有控制壓力時，此壓力經(jīng)過控制壓力通道7作用于主閥芯1的控制腔面積上克服主彈簧4的預緊力，推動主閥芯1和單向閥芯2左移，直至單向閥芯2被止動桿5限位后，主閥芯1繼續(xù)左移，負載口①至出口②的通道開啟，進入液控節(jié)流功能模式。

1．主閥芯； 2. 單向閥芯； 3. 閥套； 4. 主彈簧； 5. 止動桿；6. 單向彈簧； 7. 控制壓力通道 (a) 剖面圖

① 負載口； ② 出口； ③ 控制口 (b) 符號圖圖1 CB系列平衡閥剖面圖和符號圖Fig.1 Cross-section and symbol diagram of CB series counterbalance valve

由圖1可知，CB系列平衡閥的主閥芯采用錐面密封，其閥芯行程-通流面積特性是逐步過渡的，不易實現(xiàn)多斜率特性[16]。因此，CB系列平衡閥將六瓣梅花形的節(jié)流槽加工在閥套上，用不同長度的節(jié)流槽來實現(xiàn)不同的閥芯行程-通流面積特性，即節(jié)流特性。在相同的外形尺寸條件下，CB系列平衡閥有標準型、半節(jié)流型、全節(jié)流型3種經(jīng)典結(jié)構(gòu)。圖2為CB系列平衡閥不同節(jié)流特性的閥套。

1.2 回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)工作原理

圖3為全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)原理圖，該系統(tǒng)為典型的“一拖二”開式液壓源回路。其中：溢流閥2調(diào)定系統(tǒng)工作壓力；平衡閥4、5減小回轉(zhuǎn)制動過程中的沖擊，尤其在系統(tǒng)受到負負載時可使系統(tǒng)保持穩(wěn)定以及在回轉(zhuǎn)動作停止后起穩(wěn)定舵角的作用；過載溢流閥9和單向閥10～13組成緩沖補油回路[17]，可實現(xiàn)對馬達制動或換向時的雙向緩沖及馬達失速時充分補油功能；梭閥15是將馬達兩個工作口中壓力高的端口連接到信號口；單向節(jié)流閥16是對液壓剎車起“快松慢合”的作用；當換向閥4在左位工作時，平衡閥6進入單向功能，平衡閥5進入液控節(jié)流功能，液壓泵1輸出的液壓油液驅(qū)動馬達14順時針轉(zhuǎn)動，馬達帶動減速機進而驅(qū)動回轉(zhuǎn)支承逆時針旋轉(zhuǎn)，最終實現(xiàn)全回轉(zhuǎn)舵槳逆時針旋轉(zhuǎn)；反之，當換向閥4在右位工作時，平衡閥5進入單向功能，平衡閥6進入液控節(jié)流功能，液壓泵1輸出的液壓油液帶動馬達14逆時針轉(zhuǎn)動，馬達帶動減速機進而驅(qū)動回轉(zhuǎn)支承順時針旋轉(zhuǎn)，最終實現(xiàn)全回轉(zhuǎn)舵槳順時針旋轉(zhuǎn)；當換向閥3在中位時，全回轉(zhuǎn)舵槳停止工作，液壓剎車鎖死回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置。

(a) 標準型

(b) 半節(jié)流型

(c) 全節(jié)流型圖2 CB系列平衡閥不同節(jié)流特性的閥套剖面圖Fig.2 Cross-section for sleeve of CB series counterbalance valve with different throttling characteristics

1. 液壓泵； 2. 單向閥； 3. 溢流閥； 4. 比例閥； 5、6. 平衡閥； 7、15. 梭閥； 8. 邏輯閥； 9. 過載溢流閥； 10～13. 單向閥；14. 馬達； 16. 單向節(jié)流閥； 17. 回轉(zhuǎn)支承

2 數(shù)學模型

2.1 平衡閥

當平衡閥的閥芯為錐閥和滑錐閥時，則通過閥口的流量方程為

(1)

式中：Cd為閥口流量系數(shù)；d為閥口直徑，mm；x為閥芯位移，mm；α為閥芯的半錐角；Δp為閥口壓差，MPa；ρ為油液密度，kg/m3。

平衡閥閥芯的動力學平衡方程為

f-Fs

(2)

式中：m為閥芯質(zhì)量及三分之一彈簧質(zhì)量之和，kg；p1為負載口壓力，MPa；A1為主閥芯作用面積，m2；p2為出口壓力，MPa；A2為出口作用面積，m2；p3為控制口壓力，MPa；A3為控制口作用面積，m2；k0為彈簧剛度，N/mm；x0為彈簧預壓縮量，mm；f為閥芯所受摩擦力，N;Fs為穩(wěn)態(tài)液動力，N。

2.2 旋轉(zhuǎn)馬達

旋轉(zhuǎn)馬達的泄漏流量與平衡閥的控制壓力和負載壓力有關(guān)，馬達的流量方程為

Qm=Ctm(p3-p1)+qmωm

(3)

式中：Ctm為旋轉(zhuǎn)馬達的總泄漏系數(shù)；qm為馬達理論排量，mL/r；ωm為液壓馬達的轉(zhuǎn)速，r/min。

馬達的負載力矩平衡方程為

(4)

式中：Jt為負載轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；Bt為阻尼系數(shù)；TL為變負載力矩，N·m。

3 理論結(jié)果及分析

根據(jù)式(1)～(4)建立含平衡閥系統(tǒng)的數(shù)學模型、元件的實際結(jié)構(gòu)以及液壓原理圖，搭建全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)的仿真模型，如圖4所示。該模型主要包括旋轉(zhuǎn)馬達模型、減速裝置模型、平衡閥模型、緩沖補油回路模型、梭閥模型、邏輯閥模型、比例閥模型等。其中，旋轉(zhuǎn)馬達模型14為“一拖二”回路中雙馬達的等效模型，減速裝置模型15是減速機以及回轉(zhuǎn)支承的等效模型。根據(jù)實際工況，確定系統(tǒng)仿真模型主要元件的參數(shù)，如表1所示。

全回轉(zhuǎn)舵槳液壓系統(tǒng)的回轉(zhuǎn)平穩(wěn)性不僅與慣性負載、平衡閥控制比有關(guān)，而且受平衡閥的最大節(jié)流流量、閥芯行程-通流面積特性的影響。本節(jié)將主要分析平衡閥最大節(jié)流流量、閥芯行程-通流面積特性對全回轉(zhuǎn)舵槳液壓系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。

3.1 最大節(jié)流流量的影響

基于逆向思維驗證平衡閥最大節(jié)流流量與含平衡閥系統(tǒng)設(shè)計流量的匹配關(guān)系。當平衡閥選取為:CBDC-LHN，最大節(jié)流流量為80 L/min時，取液壓泵排量分別為40 mL/r、45 mL/r、50 mL/r、55 mL/r。圖5為不同排量時全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度曲線。

由圖5可知，當液壓泵排量為55 mL/r時，全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度穩(wěn)定，比例閥開啟后回轉(zhuǎn)速度一直維持在3.48 r/min；當液壓泵排量為50 mL/r時，全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度存在輕微的振蕩現(xiàn)象，且這種振蕩現(xiàn)象隨著時間的增加并未平息；當液壓泵排量為45 mL/r時，全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度存在明顯的周期性振蕩現(xiàn)象，振動幅度明顯增大；當液壓泵排量為40 mL/r時，全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度出現(xiàn)劇烈的周期性振蕩現(xiàn)象，與前者相比其振動幅度明顯增大，且相位存在明顯的滯后現(xiàn)象。

1. 液壓泵； 2. 單向閥； 3. 溢流閥； 4. 比例閥； 5、6. 平衡閥； 7. 梭閥； 8. 邏輯閥； 9. 安全閥； 10～13. 單向閥； 14. 馬達； 15. 減速裝置； 16. 慣性負載； 17. 速度傳感器； 18. 等效負載

表1 模型中主要元件參數(shù)

圖5 不同排量時全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度曲線

圖6和圖7是液壓泵排量分別為40 mL/r、45 mL/r、50 mL/r、55 mL/r時平衡閥控制口壓力曲線圖和平衡閥閥芯位移曲線圖。

圖6 不同排量時平衡閥控制口壓力曲線Fig.6 Control pressure curve of the counterbalance valve at different displacements

圖7 不同排量時平衡閥閥芯位移曲線Fig.7 Displacement curve of the counterbalance valve spool at different displacements

由圖6、圖7可知，當液壓泵排量為40 mL/r時，回轉(zhuǎn)過程中平衡閥的控制壓力在13.8～18 MPa之間周期性波動，波動幅度約為4.2 MPa，而平衡閥閥芯也隨著控制壓力的周期性波動處于頻繁的運動狀態(tài)。隨著液壓泵排量增大，平衡閥控制壓力由波動較大逐步減少直至變得比較平穩(wěn)，平衡閥閥芯位移也由頻繁啟閉狀態(tài)逐漸變?yōu)楸容^穩(wěn)定狀態(tài)。當液壓泵排量為55 mL/r時，平衡閥控制壓力、閥芯位移均處于穩(wěn)定狀態(tài)，回轉(zhuǎn)動作平穩(wěn)，有效地消除了回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象，提高了操作穩(wěn)定性。其原因是平衡閥CBDC-LHN的最大節(jié)流流量為80 L/min，而液壓泵的理論流量等于液壓泵的排量與轉(zhuǎn)速的乘積，因此，在不考慮泄漏及油液壓縮條件下，當液壓泵排量為40 mL/r、45 mL/r、50 mL/r、55 mL/r時理論流量分別為60 L/min、67.5 L/min、75 L/min、82.5 L/min。當液壓泵的理論流量明顯小于平衡閥最大節(jié)流流量時，平衡閥閥芯開啟瞬間將會通過較大的流量而此刻液壓泵的輸出流量來不及補充，進而導致平衡閥控制壓力急劇降低，平衡閥閥芯開度隨之減小甚至關(guān)閉。當系統(tǒng)壓力重新建立之后，平衡閥閥芯又逐漸打開，周而復始，平衡閥控制壓力的周期性波動就會導致閥芯位置、通流面積較大的波動甚至出現(xiàn)頻繁的啟閉狀態(tài)，反過來又會導致控制壓力的波動，對系統(tǒng)的穩(wěn)定性影響較大，從而誘發(fā)了全回轉(zhuǎn)舵槳的回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象。然而，當液壓泵流量大于或等于平衡閥最大節(jié)流流量時，平衡閥控制壓力和閥芯位移對流量的變化越不敏感，全回轉(zhuǎn)舵槳的回轉(zhuǎn)速度就相對平穩(wěn)。

3.2 不同行程-通流面積特性的影響

當液壓泵排量取45 mL/r時，取4種外形尺寸相同、控制比為3∶1、設(shè)定壓力均為28 MPa，而行程-通流面積特性不同的CBEA-LHN標準型、CBDC-LHN半節(jié)流型、CBDA-LHN全節(jié)流型、MBE*-LHN改進型平衡閥，上述4種平衡閥的技術(shù)參數(shù)對比如表2所示。

表2 技術(shù)參數(shù)對比

如前文所述，當液壓泵排量為45 mL/r時，其理論流量為67.5 L/min。含平衡閥的系統(tǒng)需要的最大節(jié)流流量67.5 L/min遠比上述4種平衡閥的名義流量120 L/min小得多。圖8是不同行程—通流面積特性時回轉(zhuǎn)速度曲線。

由圖8可知，平衡閥選取CBEA標準型時，回轉(zhuǎn)速度出現(xiàn)劇烈的周期性波動現(xiàn)象，且隨著時間的增加波動的幅度無衰減的趨勢；平衡閥選取CBDC半節(jié)流型時，回轉(zhuǎn)速度仍存在波動現(xiàn)象，但波動的幅度明顯減小、相位明顯滯后。由表2可知，CBEA標準型、CBDC半節(jié)流型平衡閥的最大節(jié)流流量分別為120 L/min、80 L/min，兩者均大于設(shè)計流量(液壓泵理論流量)67.5 L/min，這會引起平衡閥閥芯處于頻繁啟閉狀態(tài)，且當平衡閥最大節(jié)流流量與設(shè)計流量差值越大，回轉(zhuǎn)速度波動越明顯；平衡閥選取CBDA全節(jié)流型時，回轉(zhuǎn)速度穩(wěn)定，回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象消除，系統(tǒng)獲得了良好的平穩(wěn)性，但是其回轉(zhuǎn)速度2.31 r/min遠小于理論計算值2.85 r/min，無法滿足全回轉(zhuǎn)舵槳對機動性的要求。其原因是CBDA全節(jié)流型平衡閥的最大節(jié)流流量30 L/min遠小于液壓泵的理論流量67.5 L/min，系統(tǒng)產(chǎn)生了較大的壓力損失和溢流發(fā)熱現(xiàn)象所致；然而，平衡閥選取為MBE*改進型時，僅在比例閥開啟瞬間存在輕微波動現(xiàn)象，隨后系統(tǒng)進入穩(wěn)定狀態(tài)，回轉(zhuǎn)速度平穩(wěn)，流量調(diào)節(jié)性能更精準。仿真結(jié)果與系泊試驗時用上述4種行程-通流面積特性不同的平衡閥消除回轉(zhuǎn)抖動時獲得的結(jié)果完全吻合。

圖8 不同行程-通流面積特性時回轉(zhuǎn)速度曲線Fig.8 Slewing speed curve of azimuth thruster at different stroke-flow area characteristic

圖9是MBE*平衡閥剖面圖和通流孔示意圖。對比圖1發(fā)現(xiàn)，MBE*改進型平衡閥與CB系列平衡閥的結(jié)構(gòu)顯著不同，其差異性主要體現(xiàn)在阻尼套和節(jié)流套上。由圖9(a)可知，在主閥芯1左端增加了一個阻尼套5，在主閥芯1復位關(guān)閉通道后，阻尼套靠左處于卸荷位置，當控制口③壓力油推動主閥芯向左運動時，彈簧腔中壓力油需要排出進而推動阻尼套5向右移動，封住了彈簧腔中油液通過主閥芯中通孔的流出通道，只留下一個直徑很小的阻尼孔，這樣就延緩了主閥芯的運動和負載口①至出口②的通道開啟，從而改善了動態(tài)響應性能。

由圖9(a)、9(b)可知，在負載口①、出口②之間仍采用內(nèi)錐面密封，但是在主閥芯1增加了一個節(jié)流套6，其圓周表面有沿軸向錯開分布的圓孔通道以及斜孔7。這樣既保持了與CB系列相同的孔型，又延長了閥芯的有效行程，使其節(jié)流特性更接近滑閥，流量調(diào)節(jié)性能更精準。圖10是平衡閥不同行程—通流面積特性對比曲線圖。

1． 主閥芯； 2. 單向閥芯； 3. 單向彈簧； 4. 主彈簧； 5. 阻尼套； 6. 節(jié)流套； 7. 斜孔

(b)通流孔示意圖圖9 MBE*平衡閥剖面圖和通流孔示意圖Fig.9 Cross-section and flow-through hole diagram of MBE* counterbalance valve

圖10 平衡閥不同行程-通流面積特性對比曲線Fig.10 Comparison curve of different stroke-flow area characteristic for counterbalance valve

由圖10可知，當平衡閥閥芯行程小于6 mm時，CB**系列平衡閥的通流面積梯度明顯大于MBE*改進型的，且隨著閥芯位移的增加，CB系列平衡閥的通流面積呈指數(shù)趨勢快速遞增，而MBE*改進型通流面積呈近似線性趨勢平緩增長。對比發(fā)現(xiàn)，當閥芯行程大于等于6 mm時，CB系列平衡閥通流面積達到其對應的最大值，MBE*改進型平衡閥的通流面積才呈指數(shù)規(guī)律遞增，然而其通流面積梯度卻略小于與其有同等通流能力的CBEA標準型平衡閥。因此，MBE*改進型平衡閥的閥芯有效行程遠大于前者，有效地提高了閥芯分辨率，也即降低了通流面積對閥芯行程的敏感度，控制性能更好。CB**系列中CBEA標準型的通流面積梯度最大，CBDC半節(jié)流型的通流面積梯度次之，CBDA全節(jié)流型的通流面積梯度最小。通流面積梯度越大，通流面積對閥芯行程越敏感，特別是在剛開啟時，很容易出現(xiàn)通流面積一下開得很大，然后又關(guān)閉得過小，全回轉(zhuǎn)舵槳回轉(zhuǎn)速度就相對波動嚴重一些，不易控制。故可推斷，平衡閥開啟調(diào)節(jié)過程中控制壓力的周期性波動是由閥芯行程—通流面積特性不同所導致的節(jié)流特性不同而引起的受迫周期性波動。

4 結(jié) 論

(1) 平衡閥控制壓力的周期性波動會導致閥芯位置、通流面積較大的波動甚至出現(xiàn)頻繁的啟閉狀態(tài)，反過來又會導致控制壓力的波動，對含平衡閥系統(tǒng)的穩(wěn)定性問題影響較大，這是誘發(fā)全回轉(zhuǎn)舵槳液壓系統(tǒng)發(fā)生回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象的根本原因。

(2) 平衡閥開啟調(diào)節(jié)過程中控制壓力的周期性波動是由閥芯行程—通流面積特性不同所導致的節(jié)流特性不同而引起的受迫周期性波動。這一發(fā)現(xiàn)與工程實踐十分一致。

(3) 含平衡閥系統(tǒng)的設(shè)計流量必須同時考慮兼顧平衡閥的名義流量、最大節(jié)流流量。CB系列平衡閥的最大節(jié)流流量略小于或者等于系統(tǒng)設(shè)計流量時回轉(zhuǎn)機構(gòu)更容易獲得良好的平穩(wěn)性。在設(shè)計流量較小的場合，CB系列平衡閥如果沒有選擇全節(jié)流型的話可能出現(xiàn)回轉(zhuǎn)抖動現(xiàn)象。然而，MBE*改進型平衡閥就沒有此問題，可以選取較大規(guī)格，從而在設(shè)計流量較大時仍能保持較低的壓力損失。