液压机械无级传动换段过程液压回路动态特性仿真研究.pdf

2 0 1 1 年 2月 第 3 9卷 第 3期 机床与液压 MACHI NE T OOL HYDRAULI CS Fe b ． 2 0l 1 Vo 1 ． 3 9 No ． 3 D OI 1 0 ． 3 9 6 9 ／ j ． i s s n ． 1 0 0 13 8 8 1 ． 2 0 1 1 ． 0 3 ． 0 2 9 液压机械无级传动换段过程液压 回路动态特性仿真研究 熊国良，刘爱博 ，贾庆 华 东交通大学机 电工程学院，江西南昌 3 3 0 0 1 3 摘要为了研究液压机械无级传动换段过程中液压回路的动态特性 ，采用仿真软件 E A S Y 5 建立液压机械无级传动液压 回路的仿真模型 ，分析管道长度、管道直径以及油液容积在换段过程中对液压油路的压力响应、扭矩变化以及液压元件转 速变化的影响。结果表明减小管道长度、管道半径和油液容积可以有效减小液压元件在扭矩反向时的转速波动和压力冲 击，提高系统的动态特性。 关键词液压机械无级传动；液压回路；动态特性；E A S Y 5 中图分类号 T H 1 3 7 文献标识码 A 文章编号 1 0 0 1 3 8 8 1 2 0 1 1 】3 0 9 7 4 Re s e a r c h o n Dy n a mi c Cha r a c t e r i s t i c s o f t he Hy dr a u l i c Ci r c u i t i n Sh i f t i n g o f Hy dr o- me c ha n i c a l Co n t i nu o us l y Va r i a b l e Tr a n s mi s s i o n X I O N G G u o l i a n g ，L I U A i b o ，J I A Q i n g E a s t C h i n a J i a o t o n g U n i v e r s i t y ，N a n c h a n g J i a n g x i 3 3 0 0 1 3，C h i n a Ab s t r a c t I n o r d e r t o r e s e a r c h t h e d y n a mi c c h a r a c t e ri s t i c s o f t h e h y d r a u l i c c i r c u i t i n s h i f t i n g o f h y d r o me c h a n i c a l c o n t i n u o u s l y v a r i a b l e t r a n s m i s s i o n HM C V T ，t h e s i mu l a t i o n m o d e l o f t h e h y d r a u l i c c i r c u i t o f H MC V T w a s e s t a b l i s h e d b y E A S Y 5 ．I n t h e p r o c e s s o f c h a n g i n g s e c t i o n， t h e i mp a c t s o f p i p e l e n g t h， p i p e d i a me t e r a n d o i l v o l u me o n p r e s s u r e r e s p o n s e ， t o r q u e c h a n g e a n d r o t a t i o n a l s p e e d c h a n g e o f h y d r a u l i c c o mp o n e n t s we r e a n a l y z e d ． Th e s i mu l a t i o n r e s u l t s s h o w t h a t r e d u c i n g p i p e l e n g t h ， p i p e d i a me t e r a n d o i l v o l u me c a n e ff e c t i v e l y r e d u c e v e l o c i t y fl u c t u a t i o n a n d p r e s s u r e i mp u l s e ， i mp r o v e d y n a mi c c h a r a c t e r i s t i c s o f t h e s y s t e m． Ke y wo r ds Hy d r o me c ha n i c a l c o n t i n u o us l y v a ria bl e t r a n s mi s s i o n； Hy d r a u l i c c i r c ui t ； Dy na mi c c ha r a c t e r i s t i c s；EASY5 液压传动与机械传动复合构成了液压机械双流无 级传动。液压传动部分的输出转速与机械传动部分的 输出转 速通过差速装置汇流后输 出。当变排量液压元 件的排量变化时 ，就可获得连续变化的输 出转速 。液 压机械传动作为一种无级变速传动形式 ，已广 泛应用 在军用车辆的直驶和转 向上⋯ 。但 目前对液压机械无 级传动的研究还主要停留在结构设计和静态特性上， 对动态特性的研究仍处于开始阶段 。 J 。由于液压机 械无级传 动含有液压 系统这个柔性环节 ，而液压系统 的调速性受 管道长度 、管道直径 、液压油工作容积等 因素影 响较大 ，所 以这些 因素也影响着液压机械无级 传动 的调速特性 。因此 ，通过分析管道长度 、管道直 径 以及油液容积 ，来研究换段过程 中液压油路 的压力 响应 、扭矩 变化以及对液 压元件 转速变 化的影 响 ，对 于改进系统动态特性具有 重要意义。 1 液压流传动机构模型 1 ． 1 液压机械无级传动简图 液压机械无级传动 的组成与功率 、输入转速 、最 大传动比等因素密切相关 ，但无论是两段式、三段 式 ，还是等差 、等比式，其基本组成相同，主要包括 前传动 、分流机构 、汇流机构 、机械流传动机 构 、液 压流 传动 机构 、后 传 动机构 等 。定 轴齿 轮 传动分矩 和行 星齿 轮 传动汇流 的液压 机械 无级传动符合车辆的 变速规律 ，适合车辆 传动 使用 ，其简 图 如图 1所示 。作者 主 要对其 中的液 压流 传 动机构进行研究 。 F一前传动 D一分矩机构 M～机械流传动机构 H 一液压流传动机构 c一 汇流机构 R 一后传动机构 图 1 液压机械无级传动简图 1 ． 2液压 流传 动机 构 油路 简 图 作者所设计的液压流传动机构的油路简图如图2 所示 。该系统 由变排量液压元件 A 4 V G 1 2 5 、定排量 液压元件 A 2 F M1 2 5和排量控制机构组成。A 4 V G 1 2 5 由 1 个变排 量泵 、1个 补 油泵 、2个 高压 溢 流 阀、1 个低压溢 流 阀 、2个 补油 用 单 向阀和 1个过 滤 器组 成 ；A 2 F M1 2 5 则 只 由 1 个 定排 量 马达 组 成 ；排量 控 收稿 日期 2 0 1 0 0 1 1 9 基金项目江西省自然科学基金资助项目 2 0 0 7 G Z C 0 8 9 5 作者简介熊国良 1 9 6 2 一 ，男，博士，教授，研究方向为机电设备检测与控制。通信作者刘爱博，电话1 3 8 7 0 9 3 4 3 2 3 ， Ema i l2 8 03 4 08 27 qq ．c o n。 9 8 机床与液压 第 3 9卷 制机构由1 个电液压力控制先导阀和 1 个三位四通伺 服阀组成 。排量控制机构根 据控制 电流的大小来控制 变排量液压元件 的排量大小 ，在变排量液压元件和定 排量液压元件组成的闭式液压 回路 中，每次换段都会 引起定排量液压元件扭矩 反向，从而使液 压流传动机 构传递的功率反 向，变排量液压元件和定排量液压元 件功能互换 ，闭式液压回路高低压边互换。 图2 液压流传动机构油路简图 1 ． 3 液压 流传动机 构模型 分析图2所示的液压流传动机构油路简图并结合 E A S Y 5建模 规则 ，建 立 了该 系统 的仿 真模 型 ，如 图3 液压流传动机构模型 液压流传动机构是一高压闭式液压 回路 ，其模型 由变排量液压单 元模 型 P D 1 ，排量 控制 机构模 型 8 ， 定排量 液 压 单 元模 型 P D 2 ，高 压 溢 流 阀模 型 R F 1 、 R F 2 ，补油泵模型 P D 3 ，低压 溢流 阀模 型 R F 3 ，补 油 用单 向 阀模 型 V K 1 、V K 2 ，过 滤 器 兀，管 道 B E 1 、 B E 2 ，容积 V A 1 、V A 2及 管路连 接元件模 型 S 1 、s 2 、 S 3 、S R 1 、S R 2 、S R 3 ，惯 性元 件 R J 1 、R J 2等 连接组 成。在 M S C E a s y 5中溢流 阀 R F 、单向阀 V K、过滤器 F I 已有详细的模型，这里不再论述。容积 V A 1 、V A 2 用于表示管路 以及与其相 连的液压泵／ 马达 的容腔 的 容积 ，而惯性元件 R J 1 、R J 2用于描述与其相连的液 压泵／ 马达的转动惯 量。该模型共 有 1 个输 入功 率通 口 1 ，与分矩 机构相 连 ；1 个 输 出功率通 口 2 ，与汇 流传动机构相连。所谓输入／ 输出通 口仅表示功率的 正方向。信号通 口3 、4输入控制电流信号；信号通 口5 、6 、7 、8 分别反馈该模型液压回路的高低油压、 液压元件的转速和扭矩 。 该模型是一个完整的液压机械无级传动液压流传 动机构 的仿真模型 ，根据其产 品数据 可知 ，同系列 不同排量 的变量泵或定量 马达具 有相 同的效率特性 ， 电动排量控制机构的响应特性一致 ，而且在液压机械 无级传动中，液压流传动机构的形式基本一致，因此 该模 型不需要进行很大 的调整 ，就可 以适应不同液压 机械无级传动建模 ⋯。 运用建立的液压流传动机构的仿真模型 ，对高压 闭式液压 回路在液压机械无级传动特定条件下的性能 进行仿真分析。分析过程中，变排量液压元件的模型 参数采用 A 4 V G 1 2 5轴 向柱塞 泵 的参 数 ，定排量 液压 元件采用 A 2 F M1 2 5马达的参数。仿真过程中油温不 变 ，为 9 0℃ 。 2 液压流传动机构动态特性的影响因素分析 液压机械无级传动换段过程中 ，定排量液压元件 的扭矩方 向改变 ，使得高低压 油路互换 ，功率反 向流 动 ，引起原高 压侧液 压油 膨胀 、原低 压 侧液 压油 压 缩，使管道产生剧烈的振动冲击。作者着重分析管道 长度 、管道 直径 、液压油工作容积这个 3 个可变参数 对系统的影响。 在通 口 1 输入角速度 2 0 0 0 r ／ m i n ，信号通 口4的 控制电流信号 f n 2 为零。 1 管道长度对系统 的影响 4 0 0 200 Z 0 ．200 2 2． S 3 3． 5 4 4． 5 5 t ／ s b 负 载 曲线 图4 控制电流与负载曲线 信号通 口3的控制电流信号 ， n J 按图4 a 变化； 惯性 通 口2的加 载 曲线 如 图 4 b ，在 t 2～ 4 S ， 一 3 2 0 N m；在 t 4～5 s ． 3 2 0 N m，即在 t 4 s 处控制电流信号达到最大值时，载荷反向。取 管道直径 D 。 、D 为 0 ． 9 c m，液压 油工 作容 积 。 、 ，为 2 0 0 m L 。图 5 、6中的 a 、 b 、 C 分别为 第 3期 熊国良 等液压机械无级传动换段过程液压回路动态特性仿真研究 9 9 管道 构 的 30 日 25 皇2 0 1 5 i 1 0 ≈5 长度 B 。 、日 为 1 0 0和 1 0 c m时 ，液压流 传动机 响应 曲线 。 p m ／。 pD⋯ ．一 ， 一 t ／ s b 液 压元 件 扭矩 输 出变 化 曲线 f ， s c 液 压元 件 的转速 变 化 曲线 图5 定排量液压元件负载扭矩反向时液压流 传动机构的响应 B B 1 0 0 c m， 1 2 0 0 mL ，D H 1 D m 0 ． 9 c m t l s a 压 力 变化 曲线 3 2 。 羞2 I 1 i 750 莒5 0 0 主 2 5 0 0 h 一 25 0 50 0 7 50 ⋯ _ ． ． 一 ～～ 、 ＼ 2 2 ． 5 3 3 ． 5 4 4 ． 5 5 t ／ s b 液压元件扭矩输出变化曲线 ． I n m ⋯ ／ - ／ t ／ s c 液 压元 件 的转 速变 化 曲线 图6 定排量液压元件负载扭矩反向时液压流 传动机构的响应 B B 1 0 c m， V A l 2 0 0 m L ，D H 1 Dm 0 ． 9 c m 图 5 a ，6 a 为高 低 压油 路 的压 力 响应 曲线 。 定排量液压元件扭矩反向时，液压回路高低压油路换 边。当B 尉 B 1 0 0 c m时，高压侧P 在 O ． 0 5 s 从 2 4 ． 8 M P a内降低至 2 ． 4 7 M P a ；低压侧 P 在 0 ． 0 0 5 S 上升至 2 6 ． 2 M P a ，波动后 ，降低 至 1 0 ． 8 M P a ，期 间 压力波动幅值为 1 5 ． 4 MP a 。当 B B 1 0 c m时， 高压侧 p 在 0 ． 0 4 s 内从 2 3 M P a 降低 至 2 ． 4 7 MP a ；低 压侧p 。 在0 ． 0 0 2 S 内上升至 2 5 ． 4 M P a ，波动后，降低 至 l 4 ． 5 MP a ，期 间压 力波动 幅值 为 1 0 ． 9 MP a 。由此 可见 ，B B 殴1 0 c m时，压力幅值波动要小 ，所 以定排量液压元件反向时 ，低压侧 存在压力冲击 ，管 道长度 日 B 融 越长 ，冲击越 大。 图 5 b 、6 b 为变排 量液压元 件和定排 量液压 元件的输出扭矩变化曲线。定排 量液压元件 的负载扭 矩反向时，定排量液压元件和变排量液压元件的输入 扭矩立即反向，并存在较大扭矩冲击，当 B B 1 0 0 c m时 ，扭 矩反 向后 ，变排 量 液压元 件 的输入 扭 矩的最大波动幅值 T p 2 9 6 N i n ，定排量液压元件 T m⋯ 3 7 7 N n l ；当B B 1 0 c m时 ，两个波动幅 值分别为 T p 2 7 3 N I I 1 ，T m ⋯ 3 5 4 N I n 。对 比知 ， 管道长度 。 、 砬越 长 ，扭 矩 反 向时 ，扭 矩 冲 击越 大 。 图 5 c 、6 C 为变排量 液压元 件和定 排量液压 元件 的转速变化 曲线 。当 B 。 B 砼1 0 0 c m，定排量 液压元件 的转速在 t 4 S 处 从 1 8 6 3 r ／ m i n开始快速 上升 ，在 t 4 ． O 0 1 s 达到最 大幅值 3 1 5 0 r ／ m i n ，波动 后 ，在 t 4 ． 0 7 S时 稳 定 到 2 2 1 4 r ／ m i n 。 当 B E ， B 1 0 c m时 ，定排量液压元件的转速在 t 4 S 处从 1 8 8 7 r ／ m i n 开始快速 上升 ，在 t 4 ． 0 0 1 S ，升至最大 幅值 2 9 9 7 r ／ m i n ，波 动后 ，在 t 4 ． 0 5 s 时 稳 定 到 2 2 1 4 r ／ m i n 。对 比知，管道长度 B B 越长，扭矩 反 向时 ，定排量液压元件 的速度波动越大 。 由此可见 ，管道越长 ，压力 冲击 、扭矩冲击 和液 压元件 的速度波动就越大 。 2 管道直径对系统的影响 控制 电流信号 ，惯性通 口的加载曲线和上述仿 真 条件相 同。取管道长 度 B 、 磁为 1 0 c m，液压油工 作容积 、 为2 0 0 m L 。图6为管道直径D 。 、D 为0 ． 9 c m时液压流传动机构的响应曲线；图7为管 道直径 D 、D 为 1 ． 8 c m时 ，液 压流传 动机构 的响 应曲线。 40 3O 窆 2 0 1 0 0 m pP。 。 ‘ 2 2． 5 3 3． 5 4 4 ． 5 5 t l s a 压 力变 化 曲线 75 言 5 0 主 2 5 ．2 5 ．S 0 ． 7 5 ． ～r ～ -- ， - ． 、、 ， ＼ 、 ． - 2 2． 5 3 3． 5 4 4． 5 5 t ／ s b 液压 元 件扭 矩输 出变 化 曲线 t l s f c 液 压元 件 的转速 变 化 曲线 图 7 定排 量液压元件 负载扭矩 反向时液压流 传动机构的响应 B B 盟1 0 c m， l 2 0 0 m L ，D H l DH 2 1 ． 8 c m 由6 a ，7 a 可以看出，当 D 。 D 1 ． 8 c m 时 ，高压侧 p 在 0 ． 0 7 s内从 2 2 ． 8 MP a降低 至 2 ． 4 6 M P a ；低压 侧 P 。 在 0 ． 0 0 3 S上 升 至 3 2 ． 1 MP a ，波 动 1 0 0 机床与液压 第 3 9卷 后，降低至 1 6 ． 9 M P a ，期 间压力 波动幅值 为 1 5 ． 2 M P a 。当 D H D 2 0 ． 9 e m时 ，高压侧 p 在 0 ． 0 4 s 内从 2 3 M P a 降低至 2 ． 4 7 M P a ；低压侧 P 在 0 ． 0 0 2 s 上升至 2 5 ． 4 MP a ，波动后 ，降低 至 l 4 ． 5 M P a ，期 间 压力波 动幅值 为 1 0 ． 9 M P a 。由此可 见 ，D D 0 ． 9 e m时 ，压力 幅值 波动要 小 。所 以定排 量液 压元 件反 向 时 ，低 压 侧 存 在 压 力 冲击 ，管 道 直 径 D 。 、 D 越 大 ，冲击越大 。 图 6 b 、7 b 中，当 D ， D 1 ． 8 e m时 ，扭 矩反 向后 ，变排量液压元 件的输入扭矩的最大波动幅 值 T p 3 0 2 N n l ，定排量液压元件 T m ⋯ 6 3 9 N m； 当 D D 0 ． 9 e m时 ，两个波动幅值分别为T 2 7 3 N m，T m ⋯ 3 5 4 N 1T I 。对 比知 ，管道 直径 DH 。 、 D 越大，扭矩反向时，扭矩冲击越大。 图6 e 、7 c 中，当 D ， D 1 ． 8 e m时 ，定 排量液压元件 的转速在 t 4 S 时从 1 8 9 4 r ／ ra i n开 始 快速上升 ，在 t 4 ． 0 0 1 S 达到最大 幅值 3 1 7 6 r ／ ra i n ， 波动后 ，在 t 4 ． 0 5 S 时稳定到 2 2 0 9 r ／ ra i n 。当 D ． D 0 ． 9 e m时 ，定 排量液压元件 的转速在 t 4 S 时 从 1 8 8 7 r ／ ra i n 开始快速上升 ，在 t 4 ． 0 0 1 s ，升至最 大幅值 2 9 9 7 r ／ ra i n ，波动后 ，在 t 4 ． 0 5 s 时稳定 到 2 2 1 4 r ／ ra i n 。对 比知 ，管道直径 D ， 、D 越大 ，扭矩 反向时 ，定排量液压元件 的速度 波动越大 。 由此可见 ，管道直径越大 ，压力 冲击 、扭矩冲击 和液压元件 的速度波动就越大 。 3 液压油工作容积对系统的影响 控制电流信号，惯性通口的加载曲线和上述仿真 条件相同。取管道长度 曰 日 为 1 0 e m，管道直径 D 。 、D m 为 0 ． 9 e m。图6为 。 、 为 2 0 0 m L时液压 流传动机构 的 响应 曲线 ，图 8为 、 为 8 0 0 m L 时液压流传动机构 的响应 曲线。 t ／ s f a 压 力 变化 曲线 一 5 4 3 2 ≈ 自 1 Z 1m ⋯ 。 l ＼、 、 ＼ 2 2． 5 3 3． 5 4 4． 5 5 t ／ s b 液 压元 件扭 矩输 出变 化 曲线 m np。 。 。 ‘ ／ ＼ t | s c 液 压元 件的 转速 变化 曲线 图 8 定排量液压元件负载扭矩反 向时液压流 传动机构的响应 B ， B 1 0 e m， V A 1 2 8 0 0 m L ，D H l D H 2 0 ． 9 e m 图6 a 、8 a 中，当 V V A 2 8 0 0 m L时，高 压侧P 在 0 ． 1 S 内从 2 4 ． 2 MP a 降低至 2 ． 4 7 M P a ；低 压侧 P 在 0 ． 0 0 5 S 上升至 3 1 ． 1 M P a ，波动后 ，降低至 1 6 ． 1 M P a ，期 间压 力波 动 幅值 为 1 5 MP a 。当 V ． 2 0 0 m L时 ，高压侧 P 在 O ． 0 4 s 内从 2 3 M P a 降 低至 2 ． 4 7 M P a ；低 压侧 P 在 0 ． 0 0 2 S上 升 至 2 5 ． 4 MP a ，波动后，降低至 1 4 ． 5 M P a ，期间压力波动幅值 为 1 0 ． 9 M P a 。由此可见 ，V A 2 0 0 m L时 ，压力 幅值波动要小 ，所 以定排量液压元件反向时 ，低压侧 存在压力 冲击 ，液压油 工作容积 越大 ，冲击 越大。 图 6 b 、8 b 中 ，当 V A ， 8 0 0 m L时 ，扭 矩反 向后 ，变排量液压元件 的输入扭矩 的最大波动幅 值 ⋯ 3 1 6 N I I 1 ，定排量液压元件 T ⋯ 6 4 0 N m； 当 2 0 0 m L时 ，两个波动幅值分别为 T p 2 7 3 N m ， T m⋯ 3 5 4 N i n 。对 比知 ，液 压油 工作容 积 越大 ，扭矩反 向时 ，扭矩冲击越大 。 图 6 c 、8 c 中，当 8 0 0 m L时 ，定 排量液压元件的转速在 t 4 S 时从 1 8 9 4 r ／ ra i n开始 快速上升 ，在 t 4 ． 0 0 3 S 达到最 大幅值 4 4 2 8 r ／ m i n ， 波动后 ，在 t 4 ． 1 7 S 时稳定到2 0 8 1 r ／ ra i n 。当 。 V A ， 2 0 0 m L时，定排量液压元件 的转 速在 t 4 S 时 从 1 8 8 7 r ／ ra i n开始快速上升 ，在 t 4 ． 0 0 1 S ，升至最 大幅值 2 9 9 7 r ／ m i n ，波动后 ，在 t 4 ． 0 5 s 时稳定到 2 2 1 4 r ／ ra i n 。对 比知 ，液 压 油 工 作容 积 、 越 大 ，扭矩反向时 ，定排量液压元件 的速度波动越大 。 由此可见 ，液压油工作 容积越大 ，压力 冲击 、扭 矩冲击和液压元件的速度波动就越大。 3结 论 作者 根 据 液 压 流 传 动 机 构 油 路 简 图，并 结 合 E A S Y 5建模 规则 ，建 立 了该系统 的仿 真模 型 。分 析 了液压流传动机构在负载扭矩反 向时的动态性能 。在 扭矩反向过程 中，压力油膨胀 ，使定排量液压元件转 速升高。液压流传动机构 中的管道长度 、管道直径和 液压油工作容积等因素都对管道震动冲击产生影响。 通过分析得出，减小液压流传动机构中管道的管道长 度 、管道直径和液压油工作容积 ，不仅可 以减小定排 量液压元件在扭矩反向时的转速波动 ，而且对定排量 液压元件在扭矩反向时的压力冲击 和扭矩 冲击都有一 定的缓冲。文中的研究对于改善液压机械复合无级传 动的换段品质和动态特性有着一定 的指导意义。 参考文献 【 1 】 刘修骥． 车辆传动系统分析[ M] ． 北京 国防工业出版 社 ， 1 9 9 8 ． 【 2 】丛振刚． 液压机械综合无级传动控制系统的研究[ D] ． 北京 北京理工大学 ， 2 0 0 1 ． 下转 第 8 5页 圳0枷 一 g ． z一 第3期 程霞 等超磁致伸缩两级电液伺服阀的结构及建模研究 8 5 G M M杆的磁致伸缩力 F k 5 d3 3 G M M转 化器的力平衡 方程 F m xk 1 B x 6 式中 为 G MM 的等效 长 度 ； ， 为棒 的 内部 应力 ； d 为 G M M 杆 的压磁 常 数 ；， 、Ⅳ分 别 为驱 动 线 圈的 电流 和匝数 ；k ， 为 G MM 棒 等效 力 电流 常 数 ；k 为 G M M 棒等效 刚度系数 ；R 为磁路磁 阻 ；m 为 G M M 棒 的等效质量 ；k ， 为 G MM 的刚度 系数 ；B为黏 性阻 尼 系数 。 3 ． 2 双喷嘴挡板阀的流量方程 ’ ] 根据流量连续性 ，双喷嘴挡板 阀的流量方程 一 q g - 一 q z C doD o√ p s P - 一 c arD √ c g g ， - q 4 ,rrD N √ z 一 厂一 c d0D 。√ 吾 p s P 2 式中c ∞ 、c 分别为固定节流 口和可变节流 口流量 系数 ；D 。 为固定 节 流 口直 径 ；P为油 液密 度 ；D 为 喷嘴直径 ； P 为共有 压力 ； 。 为喷 嘴挡 板 在零 位 时 的间隙。 3 ． 3 作 用在挡板上的压力反馈 略去滑阀阀芯运 动时所受 的黏性 阻尼力 和反馈杆 弹簧力 ，只考虑 阀芯 的惯性力和稳态液动力 ，则喷嘴 挡板 阀的负载压力为 P L p m x Kf x 7 式 中 A 为滑阀阀芯端 面 面积 ；m 为阀芯 与 阀腔 油 液质量 ； 为滑 阀的液动 力刚度 ，K f 0 ． 4 3 W P 。 一 P ； 为滑 阀阀芯位移 。 3 ． 4 G MM 伺服 阀的流 量输 出方程 电液伺 服阀输 出流量根 据负载不 同而变化 ，研究 伺服阀动态特性 时使 用空载流量 ，其 中滑 阀按零开 口 滑阀计 算 QC ／ ／ p 8 式中 c 为滑阀流量系数 ；∞为滑 阀面积梯 度 ， 1 T D 。 4结论 G MM电液伺服 阀用 高 频 响 G MM棒 及 输 出导杆 取代了传统力反馈电液伺服阀力矩马达的衔铁组件， 使得 电流直接 驱动挡板运动得 以实现 ，大大简化 了电 液伺服 阀的结构 。这 种设计 充分发挥 了 G M A响应速 度快 、应变量 大 、输 出力大等特点 ，从而提高了伺服 阀的频 响和精度 。文 中提 出 了两种 G M M 两级 电液伺 服阀的实现方案 ，此 次设计 的伺服 阀为第 一种方 案 ， 单 G MM转换器两级伺服阀。这种伺服阀充分利用了 G M M 的输 出位 移线 性 中段 ，且 结构 简 单 、体 积 小 ， 适用于高 响应 、中小流量 的场合 。 参考文献 【 1 】王博文． 超磁致伸缩材料制备和器件设计[ M] ． 北京 冶 金工业 出版社 ， 2 0 0 3 ． 【 2 】 王春行． 液压控制系统 [ M] ． 北京 机械工业出版社， 2 0 08． 【 3 】王传礼， 丁凡， 许贤良． 基于 G MM转换器喷嘴挡板伺服 阀的研究 [ M] ． 徐州 中国矿业大学 出版社 ， 2 0 0 6 ． 【 4 】路甬祥． 液压气动技术手册 [ M] ． 北京 机械工业出版 社 ， 2 0 0 2 ． 【 5 】朱玉川， 马大为， 王传礼 ， 等． 基于超磁致伸缩材料新型 转换器的仿真研究[ J ] ． 流体力学实验与测量， 2 0 0 4， 1 8 4 2 02 3 ． 【 6 】朱玉川． 电反馈式超磁致伸缩伺服阀的理论研究[ J ] ． 机械科 学与技 术 ， 2 0 0 9 2 1 2 01 2 3 ． 【 7 】刘长年． 液压伺服系统优化设计理论[ M] ． 北京 冶金工 、 l 出版社 ， 1 9 8 9 ． 上接 第 1 0 0页 【 3 】张明注， 周志立． 农业拖拉机用多段液压机械无级变速 器设计[ J ] ． 农业工程学报， 2 0 0 3 ， 1 9 6 1 1 8 1 2 1 ． 【 4 】曹付义， 王军， 东方红． 1 3 0 2 R拖拉机液压机械差速转向机 构的功率分析[ J ] ． 农业工程学报， 7 _ 1 3 0 5 ， 2 1 3 9 9 1 0 2 ． 【 5 】P e a r s o n J ． E A S Y 5 U s e r G u i d e[ M] ． C h i c a g o ， U S A B o e i n g 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2 2 4 4 5 3 4 6 1 ．