鄭敬坤，廖健，陳宗斌，王迎春

(1.海軍工程大學(xué) 振動(dòng)與噪聲研究所，湖北 武漢 430033；2.船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢 430033)

0 引 言

電液控制系統(tǒng)有泵控系統(tǒng)和閥控系統(tǒng)，閥控系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)在于響應(yīng)快、精度高，但也存在著節(jié)流損失大、系統(tǒng)效率低等缺點(diǎn)，還存在系統(tǒng)發(fā)熱嚴(yán)重的問(wèn)題；然而閥控系統(tǒng)多為開式回路，油液使用量大，需要附加油箱以及冷卻裝置，進(jìn)一步增大了系統(tǒng)體積和成本。而泵控系統(tǒng)取消了流量控制閥，直接通過(guò)控制液壓泵的排量和旋轉(zhuǎn)方向來(lái)控制液壓缸運(yùn)動(dòng)的速度和方向，消除了節(jié)流損失，具有效率高、故障率低等優(yōu)點(diǎn)。

目前，由于安裝空間和輸出力，至少約80%的電液系統(tǒng)使用的是非對(duì)稱式電液作動(dòng)器。非對(duì)稱液壓缸的兩腔有效作用面積不同導(dǎo)致兩腔進(jìn)出口流量不對(duì)等，是非對(duì)稱式電液作動(dòng)器必須解決的問(wèn)題。

1 非對(duì)稱式電液作動(dòng)器四象限工況分析

由于非對(duì)稱液壓缸結(jié)構(gòu)的不對(duì)稱導(dǎo)致其正常工作時(shí)左右兩腔所需的流量不同，如圖1 所示，差動(dòng)流量滿足：

圖1 不對(duì)稱流量補(bǔ)償Fig.1 Asymmetric flow compensation

其中：A為無(wú)桿腔的活塞面積；為液壓缸軸向伸出速度；α為兩腔的活塞有效作用面積之比，一般取0.5 ≤α ≤0.75。

典型的非對(duì)稱式電液作動(dòng)器構(gòu)型如圖2 所示。伺服電機(jī)帶動(dòng)液壓泵旋轉(zhuǎn)輸出高壓油，高壓油進(jìn)入液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)，并驅(qū)動(dòng)其運(yùn)動(dòng)，蓄能器通過(guò)2 個(gè)液控單向閥實(shí)現(xiàn)對(duì)回路不對(duì)稱流量的補(bǔ)償以及泵泄漏損失的補(bǔ)償，避免吸空或超壓。

圖2 典型非對(duì)稱式電液作動(dòng)器架構(gòu)Fig.2 Typical asymmetric electro-hydraulic actuator architecture

液壓缸伸出的方向定義為速度的正方向，將阻礙液壓缸伸出的力方向作為正方向，根據(jù)外界負(fù)載力和速度的方向，可將作動(dòng)器的工況分為4 種，在F-平面內(nèi)畫出不同工況時(shí)系統(tǒng)內(nèi)的油路流向如圖3 所示。

圖3 四象限工況油路流向Fig.3 Oil flow direction under four-quadrant working condition

在第一象限，負(fù)載力做負(fù)功，無(wú)桿腔為高壓可控腔，需求流量大，蓄能器通過(guò)液控單向閥3向系統(tǒng)補(bǔ)償不對(duì)稱流量，此時(shí)為泵模式。在第二象限，負(fù)載力做正功，有桿腔為高壓可控腔，蓄能器通過(guò)液控單向閥3向系統(tǒng)補(bǔ)償不對(duì)稱流量，此時(shí)為馬達(dá)模式。在第三象限，負(fù)載力做負(fù)功，有桿腔為高壓可控腔，液控單向閥3在有桿腔高壓油的作用下打開，系統(tǒng)向蓄能器充油，此時(shí)工作模式為泵模式。在第四象限，負(fù)載力做正功，無(wú)桿腔為高壓可控腔，液控單向閥3在有桿腔高壓油的作用下打開，系統(tǒng)向蓄能器充油，此時(shí)為工作模式為馬達(dá)模式。

分析可知，蓄能器通過(guò)液控單向閥連接到系統(tǒng)的低壓側(cè)。當(dāng)作用在非對(duì)稱缸上的負(fù)載力改變方向時(shí)，液壓缸的高壓可控腔發(fā)生改變，蓄能器與主油路的連接也會(huì)發(fā)生相應(yīng)改變。由于非對(duì)稱缸兩側(cè)的有效作用面積不同，當(dāng)系統(tǒng)流量一定時(shí)，非對(duì)稱缸伸出和縮回的速度不同，速度的改變量取決于面積比 α的大小，且只要負(fù)載的方向發(fā)生變化，液壓缸伸出或縮回的速度就會(huì)發(fā)生突變。

Ivantysynona指出當(dāng)系統(tǒng)處于高速且低負(fù)載工況時(shí)，系統(tǒng)會(huì)在泵模式和馬達(dá)模式之間產(chǎn)生極限循環(huán)，具體表現(xiàn)為發(fā)生壓力和速度振蕩，并在裝載機(jī)動(dòng)臂上得到驗(yàn)證，如圖4 所示。Imam理論分析了作動(dòng)器發(fā)生速度和壓力振蕩的臨界區(qū)域如圖5 所示，不穩(wěn)定區(qū)域的形狀和位置受庫(kù)倫摩擦、粘滯摩擦、補(bǔ)償閥開啟壓力以及傳輸損失有關(guān)。不對(duì)稱流量補(bǔ)償回路是非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的重要部件配置，可靠性與穩(wěn)定性是作動(dòng)器的重要性能指標(biāo)，特定情況下的壓力和速度振蕩嚴(yán)重影響作動(dòng)器的性能，這制約著非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的推廣應(yīng)用。

圖4 壓力和速度振蕩Fig.4 Pressure and velocity oscillations

圖5 不穩(wěn)定區(qū)域Fig.5 Critical region

2 作動(dòng)器架構(gòu)研究

補(bǔ)償不對(duì)稱流量的方法主要分為兩類：泵補(bǔ)償和閥補(bǔ)償。泵補(bǔ)償是使用多泵來(lái)根據(jù)需要提供匹配的流量流入或流出回路，閥補(bǔ)償是通過(guò)使用各類閥門將液壓缸端口連接到低壓油源或蓄能器的液壓回路。

2.1 閥補(bǔ)償

由于非對(duì)稱液壓缸的有效作用面積不同，若采用單個(gè)液壓泵來(lái)驅(qū)動(dòng)非對(duì)稱式電液作動(dòng)器工作，則系統(tǒng)就需要額外的補(bǔ)油回路來(lái)補(bǔ)償這種差異，以避免吸空或憋壓?jiǎn)栴}。因此在設(shè)計(jì)補(bǔ)油回路時(shí)，一個(gè)至關(guān)重要的因素就是要保證系統(tǒng)在每個(gè)操作象限內(nèi)都能夠保持其驅(qū)動(dòng)剛度。

為了補(bǔ)償不對(duì)稱流量以及由此帶來(lái)的壓力與速度振蕩，許多研究提出了不同的閥門配置，這些配置通常使用低壓梭閥、液控單向閥以及方向控制閥等，這些補(bǔ)油回路可以看作是被動(dòng)補(bǔ)償回路，閥門在先導(dǎo)壓力的作用下開啟或關(guān)閉，此類系統(tǒng)要比使用電磁閥的系統(tǒng)更加可靠。

以低壓梭閥為例，液壓缸的兩腔壓力作用在彈簧上，控制梭閥的開關(guān)。梭閥將液壓回路的低壓側(cè)連接到蓄能器，以補(bǔ)償不對(duì)稱流量。作動(dòng)器工作在四象限工況下，梭閥的閥芯會(huì)不斷地切換位置。研究表明，當(dāng)梭閥閥芯處于中間位置時(shí)，系統(tǒng)會(huì)表現(xiàn)出壓力和速度振蕩的現(xiàn)象。為了緩解壓力振蕩，?alskan對(duì)梭閥的閥芯進(jìn)行了設(shè)計(jì)，以允許微小受控的泄漏，目的是當(dāng)系統(tǒng)工作在臨界區(qū)域時(shí)抑制壓力振蕩。分析表明?alskan 的設(shè)計(jì)只能工作在低速低負(fù)載力下。

對(duì)于單泵系統(tǒng)，另一種常用的流量補(bǔ)償方法是使用2 個(gè)液控單向閥，其原理與梭閥相似，非對(duì)稱液壓缸兩腔的壓力控制2 個(gè)液控先導(dǎo)閥的開關(guān)。研究表明：雖然含有液控單向閥的作動(dòng)器在較高的負(fù)載和速度時(shí)相對(duì)梭閥來(lái)說(shuō)，性能更加優(yōu)良，但在低負(fù)載時(shí)也會(huì)出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象。作動(dòng)器工作在四象限工況下，補(bǔ)油回路會(huì)不斷地開關(guān)2 個(gè)液控單向閥，在不斷切換的過(guò)程中存在著2 個(gè)液控單向閥同時(shí)開啟或關(guān)閉的時(shí)刻，此時(shí)作動(dòng)器處于失控狀態(tài)。Wang 和Book。進(jìn)一步研究了含有液控單向閥系統(tǒng)的模式切換問(wèn)題。Wang 壓力平面內(nèi)定義了作動(dòng)器正常工作的壓力區(qū)域如圖6 所示，橫軸為無(wú)桿腔壓力，縱軸為有桿腔壓力。在前面研究的基礎(chǔ)上，Wang 進(jìn)一步分析了 Rahmfeld和 Ivantsynova 所提出的使用液控單向閥的作動(dòng)器工作壓力區(qū)域如圖7 所示，并指出作動(dòng)器發(fā)生振蕩的原因在于2 個(gè)液控單向閥在操作區(qū)域內(nèi)關(guān)閉，Ⅲ 區(qū)為不穩(wěn)定工作區(qū)域，該操作區(qū)域由蓄能器壓力和液控單向閥開啟壓力決定。在分析速度和壓力振蕩現(xiàn)象的基礎(chǔ)上，Wang 出通過(guò)在一對(duì)流量控制閥上使用小流量的受控泄漏來(lái)實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定性補(bǔ)償，流量控制閥的切換由非對(duì)稱缸的兩腔室壓力反饋的控制器決定。

圖6 作動(dòng)器理想工作區(qū)域Fig.6 Ideal working area of the actuator

圖7 使用理想液控單向閥作動(dòng)器工作區(qū)域Fig.7 Working area of the actuator with ideal liquid-controlled check valve

目前，閥補(bǔ)償所使用的液壓閥門多為液控單向閥和梭閥。含有節(jié)流閥的液壓系統(tǒng)也被用于解決模式切換導(dǎo)致的振蕩問(wèn)題，這些系統(tǒng)使用限流節(jié)流閥、平衡閥等。研究表明這種方法能夠抑制模式振蕩，但因?yàn)檫@些系統(tǒng)采用的是基于節(jié)流閥的液壓回路，因此作動(dòng)器的效率有所降低。限流節(jié)流閥的使用旨在結(jié)合梭閥和液控單向閥的優(yōu)點(diǎn)，在低負(fù)載時(shí)節(jié)流，在較高負(fù)載時(shí)完全打開，這與先導(dǎo)區(qū)尺寸、開啟壓力、彈簧剛度和尺寸有關(guān)，該閥需要精確設(shè)計(jì)才能實(shí)現(xiàn)其性能最優(yōu)。Jalayeri 和 Altare 利用平衡閥來(lái)補(bǔ)償不對(duì)稱流量，Jalayeri 使用的是開關(guān)球閥和平衡閥，而 Altare 使用的是平衡閥和稱之為雙壓閥的特殊梭閥，研究表明該系統(tǒng)的效率有所提高，但平衡閥屬于節(jié)流元件，在安靜性方面，該系統(tǒng)的節(jié)流噪聲較大，不適用于對(duì)安靜性有較高要求的領(lǐng)域，如艦艇的低噪聲操舵裝置領(lǐng)域。

Imam在理論分析非對(duì)稱電液作動(dòng)器臨界區(qū)域的基礎(chǔ)上，分析比較了實(shí)驗(yàn)評(píng)估、效率含有液控單向閥、限流節(jié)流閥、閉式梭閥以及開式梭閥的作動(dòng)器性能；同時(shí) Imam 利用2 個(gè)蓄能器和非對(duì)稱補(bǔ)償閥實(shí)現(xiàn)臨界區(qū)域向較低負(fù)載范圍移動(dòng)，在一定程度上，能夠有效減小臨界區(qū)域的面積大小，抑制壓力和速度振蕩，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：臨界區(qū)域面積減小了 50%，速度振蕩的最大幅度減小了 30%。

2.2 泵補(bǔ)償

補(bǔ)償主泵上不對(duì)稱流量最簡(jiǎn)單的解決方法就是在液壓回路中增加變量泵。1994 年，J.Lodewyks 提出使用液壓變壓器或2 個(gè)同軸驅(qū)動(dòng)的比例泵的電路原理補(bǔ)償非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的不對(duì)稱流量，原理如圖8所示，這就要求液壓變壓器的流量比必須與非對(duì)稱液壓缸的面積比匹配。液壓變壓器由2 個(gè)機(jī)械連接的液壓?jiǎn)卧M成，其中一個(gè)用作馬達(dá)，而另一個(gè)用作泵。權(quán)龍和 Caliskan將雙伺服電機(jī)和雙定排量泵的原理，獲得了與閥控系統(tǒng)相當(dāng)?shù)男阅堋?/p>

圖8 液壓變壓器補(bǔ)償流量差Fig.8 Hydraulic transformer compensates for flow differences

姚靜等發(fā)明了一種基于雙向變量泵的非對(duì)稱缸液壓動(dòng)力裝置，2 個(gè)雙向變量泵與電機(jī)同軸串聯(lián)，并分別與非對(duì)稱液壓缸的兩腔相連，通過(guò)控制電機(jī)的轉(zhuǎn)速，直接閉環(huán)控制液壓缸的運(yùn)動(dòng)。張樹忠等運(yùn)用如圖9 所示的雙泵控非對(duì)稱缸原理，仿真分析對(duì)比四象限工況下單雙泵控非對(duì)稱液壓缸的控制性和效率，結(jié)果表明雙泵系統(tǒng)消除了四象限工況引起的速度波動(dòng)，并且速度控制性能明顯優(yōu)于單泵系統(tǒng)，但系統(tǒng)效率略有降低，這是因?yàn)殡p泵系統(tǒng)與單泵系統(tǒng)相比增加了一個(gè)泵所附加的泄漏和摩擦損失

圖9 雙泵控非對(duì)稱缸Fig.9 Double pump control asymmetric cylinder

一般來(lái)說(shuō)，使用2 個(gè)泵驅(qū)動(dòng)非對(duì)稱液壓缸必須要滿足2 個(gè)液壓泵的流量比與非對(duì)稱液壓缸的活塞面積比相匹配，但在實(shí)際應(yīng)用中，存在液壓系統(tǒng)的泄漏、以及液壓元器件的制作誤差等因素的影響，使得難以在全工況下實(shí)現(xiàn)流量比與非對(duì)稱液壓缸面積比的理想匹配。另一方面，雙泵控非對(duì)稱液壓缸，每一個(gè)液壓缸均需要2 臺(tái)液壓泵驅(qū)動(dòng)，導(dǎo)致非對(duì)稱式電液作動(dòng)器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本昂貴，同時(shí)需要高度維護(hù)。

2.3 新型元件設(shè)計(jì)

2.3.1 非對(duì)稱泵設(shè)計(jì)研究

無(wú)論是泵補(bǔ)償還是閥補(bǔ)償，通常都需要輔助閥和泵，一定程度上導(dǎo)致作動(dòng)器系統(tǒng)更加復(fù)雜龐大、成本更加昂貴。非對(duì)稱軸向柱塞泵研究與開發(fā)的難點(diǎn)在于其配流盤的設(shè)計(jì)。針對(duì)上述問(wèn)題，Huang等依據(jù)非對(duì)稱閥控非對(duì)稱液壓缸的思想，提出一種可用于平衡非對(duì)稱液壓缸不對(duì)稱流量的非對(duì)稱軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)原理如圖10 所示，并研制了原理樣機(jī)，對(duì)泵的動(dòng)靜態(tài)特性進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試，測(cè)試結(jié)果表明該非對(duì)稱柱塞泵可直接實(shí)現(xiàn)非對(duì)稱液壓缸的控制。非對(duì)稱柱塞泵的配流口為三油口結(jié)構(gòu)，故又稱為三油口泵，其3 個(gè)端口的流量比設(shè)計(jì)為1 :α:1-α，其中 α為非對(duì)稱液壓缸面積比，端口與無(wú)桿腔連接，端口與有桿腔連接，端口與蓄能器或油箱連接。對(duì)于不同活塞面積比的液壓缸，可以通過(guò)調(diào)節(jié)端口與端口的長(zhǎng)度比實(shí)現(xiàn)不對(duì)稱流量的補(bǔ)償。

圖10 串聯(lián)型結(jié)構(gòu)的配流盤原理圖Fig.10 Schematic diagram of the flow distribution plate with tandem type structure

同時(shí)，Huang等也提出了配流盤為并聯(lián)型結(jié)構(gòu)的非對(duì)稱柱塞泵原理圖如圖11 所示，和，和分別是關(guān)于軸對(duì)稱的進(jìn)/出油口，和端口距配流盤中心的半徑為，和端口距配流盤中心的半徑為，可以改變活塞直徑或配流盤與的比值來(lái)改變流量比，實(shí)現(xiàn)對(duì)不同面積比的非對(duì)稱液壓缸的不對(duì)稱流量的補(bǔ)償。在配流盤旋轉(zhuǎn)一周的周期中，柱塞泵吸入并排出2 次油，2 個(gè)卸油口的流量比設(shè)計(jì)為1-α:α。

圖11 并聯(lián)型結(jié)構(gòu)的配流盤原理圖Fig.11 Schematic diagram of the flow distribution plate with parallel type structure

非對(duì)稱柱塞泵目前只是應(yīng)用于仿真和測(cè)試控制液壓挖掘機(jī)的斗桿實(shí)驗(yàn)中，在其他方面應(yīng)用較少，尚未得到廣泛應(yīng)用。馬艷斌等分析對(duì)比了單泵控系統(tǒng)和非對(duì)稱泵控系統(tǒng)對(duì)不對(duì)稱流量的補(bǔ)償特性以及四象限工況中的能效特性，指出非對(duì)稱泵控系統(tǒng)可以完全平衡不對(duì)稱流量，且能量利用率高，且在負(fù)載變化時(shí)，速度波動(dòng)小。程冬宏等將非對(duì)稱泵應(yīng)用于負(fù)載敏感液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂回路中，仿真分析結(jié)果顯示采用非對(duì)稱泵控系統(tǒng)的液壓挖掘機(jī)，其動(dòng)臂運(yùn)行更平穩(wěn)，同時(shí)能耗降低36.9%。權(quán)龍等開展了對(duì)并聯(lián)型非對(duì)稱柱塞泵的特性理論分析及試驗(yàn)研究，通過(guò)數(shù)字仿真確定了缸體和配流盤卸荷槽尺寸等泵的關(guān)鍵參數(shù)，試驗(yàn)分析表明泵的噪聲隨轉(zhuǎn)速的降低，明顯減小，當(dāng)轉(zhuǎn)速?gòu)? 500 r/min 降低到500 r/min，噪聲值平均降低10 dB。前述非對(duì)稱柱塞泵多為定排量柱塞泵，葛磊等提出變轉(zhuǎn)速非對(duì)稱泵直驅(qū)液壓挖掘機(jī)斗桿，試驗(yàn)表明與泵閥復(fù)合進(jìn)出口獨(dú)立控制回路相比，采用非對(duì)稱泵控斗桿液壓缸，液壓缸伸出過(guò)程，能量消耗降低87.0%；斗桿液壓缸收回過(guò)程，能量消耗降低50.4%；在一個(gè)工作循環(huán)中，平均能量消耗降低了57.0%；顯著降低了斗桿液壓缸運(yùn)行中的能耗，在負(fù)載力大小及方向發(fā)生變化時(shí)，非對(duì)稱泵控非對(duì)稱液壓缸速度不受影響。

另一種用來(lái)平衡非對(duì)稱液壓缸流量差的非對(duì)稱泵是非對(duì)稱齒輪泵。趙斌等設(shè)計(jì)了一種閉式泵控非對(duì)稱液壓缸靜動(dòng)態(tài)流量實(shí)時(shí)匹配回路，用于實(shí)時(shí)匹配非對(duì)稱液壓缸的不對(duì)稱流量。該系統(tǒng)中補(bǔ)償不對(duì)稱流量的主要是非對(duì)稱齒輪泵，其實(shí)質(zhì)是由一個(gè)定量齒輪泵和一個(gè)變排量齒輪泵組成，通過(guò)變量齒輪泵排量的變化，可以匹配非對(duì)稱液壓缸的活塞面積比。焦宗夏等發(fā)明了非對(duì)稱液壓泵直接控制非對(duì)稱液壓缸進(jìn)行加載的一體化作動(dòng)器，具有高動(dòng)態(tài)、靈活布置、能量利用率高等優(yōu)點(diǎn)，是解決現(xiàn)有的閥控液壓缸系統(tǒng)管路冗長(zhǎng)、能量消耗大，是提高普通液壓缸控制非對(duì)稱液壓缸動(dòng)態(tài)性能低等難點(diǎn)的很好途徑。前述2 種研究中非對(duì)稱齒輪泵的大排量輸出端均與非對(duì)稱液壓缸的無(wú)桿腔相連，小排量輸出端均與非對(duì)稱液壓缸的有桿腔相連，第三油口的工作狀態(tài)則與伺服電機(jī)的旋轉(zhuǎn)方向有關(guān)：當(dāng)伺服電機(jī)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)，第三油口從蓄能器吸油以補(bǔ)償液壓缸兩腔的流量差，控制液壓缸活塞桿伸出；當(dāng)伺服電機(jī)逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)，多余油液經(jīng)第三油口排入蓄能器，液壓缸活塞桿收回。

從根本上來(lái)看，非對(duì)稱柱塞泵驅(qū)動(dòng)的作動(dòng)器與2 個(gè)定排量泵同軸的作動(dòng)器類似，但其在緊湊型與高效性等方面存在優(yōu)勢(shì)，這可能是由于單個(gè)泵驅(qū)動(dòng)所產(chǎn)生的摩擦損失較小。使用一個(gè)非對(duì)稱齒輪泵即可定排量齒輪泵和變排量齒輪泵2 個(gè)獨(dú)立泵的功能，且具有四象限工作特性，但是在不同負(fù)載作用下，非對(duì)稱齒輪泵會(huì)出現(xiàn)泵工況、馬達(dá)工況、泵—馬達(dá)復(fù)合工況，存在較為頻繁的內(nèi)部能量轉(zhuǎn)換，通過(guò)解決系統(tǒng)能量傳遞途徑及作用規(guī)律，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)動(dòng)勢(shì)能自動(dòng)轉(zhuǎn)換及高效利用。但是非對(duì)稱齒輪泵和非對(duì)稱柱塞泵都只適用于某一特定面積比的非對(duì)稱缸，受系統(tǒng)泄漏、油液壓縮、制造誤差等因素影響，非對(duì)稱泵2 個(gè)配流口的流量之比很難與非對(duì)稱液壓缸兩腔的流量比完美匹配，因此不能普遍應(yīng)用，同時(shí)也存在著結(jié)構(gòu)復(fù)雜、需要高度維護(hù)等缺點(diǎn)。

2.3.2 單出桿對(duì)稱式液壓缸研究

為了避免非對(duì)稱液壓缸的壓力和速度振蕩問(wèn)題，研究人員提出用單出桿對(duì)稱式液壓缸取代非對(duì)稱式液壓缸。單出桿對(duì)稱式液壓缸結(jié)合了雙出桿對(duì)稱式液壓缸液壓參數(shù)對(duì)稱的特點(diǎn)，同時(shí)具備單出桿非對(duì)稱液壓缸工作空間小的優(yōu)點(diǎn)。由于活塞的有效作用面積相同，所以當(dāng)壓力相同時(shí)，液壓缸的輸出力相等；當(dāng)流量相同時(shí)，液壓缸伸出、縮回的速度相等，保證了單出桿對(duì)稱式液壓缸液壓參數(shù)對(duì)稱的特性。

于安才等采用直驅(qū)式容積控制技術(shù)與單出桿對(duì)稱液壓缸相結(jié)合，設(shè)計(jì)了一種新型電液作動(dòng)器，具有控制靈活、出力大、無(wú)溢流節(jié)流損失、發(fā)熱量低、效率高、正反向運(yùn)動(dòng)特性相同等優(yōu)點(diǎn)。圖12 為于安才等提出的單出桿對(duì)稱液壓缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖，可以看出，單出桿對(duì)稱液壓缸的結(jié)構(gòu)比非對(duì)稱液壓缸和雙出桿對(duì)稱液壓缸都復(fù)雜，需要3 處動(dòng)態(tài)密封，加工難度大，成本高，其可靠性也有待考證。

圖12 單出桿對(duì)稱液壓缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖Fig.12 Internal structure of single outlet symmetrical hydraulic cylinder

由于單出桿對(duì)稱液壓缸的成本昂貴，對(duì)加工精度要求較高，國(guó)內(nèi)研制和使用單出桿對(duì)稱液壓缸的單位較少。盡管單出桿對(duì)稱液壓缸工作空間小、可實(shí)現(xiàn)雙向?qū)ΨQ控制，但單出桿對(duì)稱液壓缸結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，對(duì)制作工藝要求較高，價(jià)格昂貴，尚未得到廣泛應(yīng)用。

3 控制策略研究

非對(duì)稱式電液作動(dòng)器是一個(gè)集電氣控制、機(jī)械、液壓傳動(dòng)于一體的復(fù)雜系統(tǒng)。在對(duì)泵控技術(shù)的研究過(guò)程中，國(guó)內(nèi)外的許多專家學(xué)者對(duì)非對(duì)稱電液作動(dòng)器的控制策略也做了大量研究。對(duì)稱式電液作動(dòng)器的2 個(gè)被控腔體積相等，流量對(duì)稱，控制相對(duì)較簡(jiǎn)單，技術(shù)較成熟；然而泵控非對(duì)稱作動(dòng)器，其控制策略相對(duì)泵控對(duì)稱作動(dòng)器要復(fù)雜很多。由于流量不對(duì)稱性的固有特性帶來(lái)的控制模型不對(duì)稱性，導(dǎo)致非對(duì)稱式作動(dòng)器的穩(wěn)定性、準(zhǔn)確性等相對(duì)對(duì)稱式作動(dòng)器更難以控制。另一方面，電液作動(dòng)器本身就是一個(gè)強(qiáng)非線性系統(tǒng)，其非線性主要包括兩類：負(fù)載子系統(tǒng)和作動(dòng)器子系統(tǒng)，作動(dòng)器子系統(tǒng)包括非線性傳輸、變化的流體體積、液壓元件的非線性，而負(fù)載子系統(tǒng)主要包括庫(kù)倫摩擦和靜摩擦。這就進(jìn)一步加大了對(duì)非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的控制難度。

Wang Longke研究了泵控系統(tǒng)的非線性特性，并應(yīng)用奇異點(diǎn)攝動(dòng)理論簡(jiǎn)化了液壓控制設(shè)計(jì)，研究結(jié)果顯示新方法可以消除液壓缸輕載速度波動(dòng)現(xiàn)象，提高系統(tǒng)可靠性。Killic還提出了以泵的轉(zhuǎn)速、液壓缸的位置和平均速度為變量輸入，采用結(jié)構(gòu)化的遞歸神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)來(lái)預(yù)測(cè)變速泵控系統(tǒng)的液壓缸中的壓力，實(shí)現(xiàn)泵控回路的精確控制。熊志林等提出了將采用狀態(tài)估計(jì)的模型預(yù)測(cè)控制器應(yīng)用于泵控非對(duì)稱液壓缸系統(tǒng)建立了含輸入和輸出約束的狀態(tài)空間模型，并以此設(shè)計(jì)了模型預(yù)測(cè)控制器和狀態(tài)觀測(cè)器，對(duì)比了兩種狀態(tài)估計(jì)方法，結(jié)果表明：模型預(yù)測(cè)控制能應(yīng)用于實(shí)際泵控系統(tǒng)，且能應(yīng)對(duì)一定的干擾和模型誤差。國(guó)內(nèi)對(duì)電液作動(dòng)器的控制研究依舊以PID 控制為主。鄭建明針對(duì)閉式泵控回路采用傳統(tǒng) PID 控制存在響應(yīng)速度慢、滯后時(shí)間長(zhǎng)及控制精度低的問(wèn)題，提出采用模糊 PID 控制方法，改善了系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性。韓江等將PID 控制分段化處理，同時(shí)劃分控制的速度等級(jí)，研究表明液壓缸在不同條件下的位置精度和連續(xù)平穩(wěn)性均有所提高。呂麗麗采用非線性PID 神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制算法，其PID 增益參數(shù)是具有動(dòng)態(tài)系數(shù)的非線性函數(shù)，能夠真實(shí)反映控制信號(hào)與偏差量之間的非線性，從而補(bǔ)償系統(tǒng)非線性，改善控制性能，提高控制精度。PID 控制本身是一種線性控制，不適用于非線性系統(tǒng)，但PID 控制與先進(jìn)控制策略的結(jié)合，隨著控制模型的改變實(shí)現(xiàn)PID 參數(shù)的自適應(yīng)整定，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)非線性系統(tǒng)的控制。

4 研究展望

非對(duì)稱式電液作動(dòng)器是一個(gè)集電氣控制、機(jī)械、液壓傳動(dòng)于一體的復(fù)雜系統(tǒng)，具有高度集成化、功率密度大、響應(yīng)迅速等優(yōu)點(diǎn)，是機(jī)械與控制領(lǐng)域的研究熱點(diǎn)之一。在總結(jié)上述研究的基礎(chǔ)上，未來(lái)對(duì)非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的研究可從以下4 個(gè)方面展開：

1）高度集成化和低功耗研究。隨著非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的推廣應(yīng)用，高度集成化以及低功耗是非對(duì)稱式電液作動(dòng)器未來(lái)的發(fā)展趨勢(shì)。

2）冷卻回路研究。對(duì)于大功率的作動(dòng)器來(lái)說(shuō)，發(fā)熱嚴(yán)重，僅靠自然冷卻或風(fēng)冷不足以達(dá)到冷卻目的，因此需要采用冷卻效率更高的水冷方式來(lái)冷卻液壓油。而目前對(duì)閉式液壓回路的冷卻回路設(shè)計(jì)幾乎沒(méi)有，這在很大程度上限制了大功率非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的應(yīng)用。

3）穩(wěn)定性及低噪聲特性研究。作動(dòng)器的一些應(yīng)用領(lǐng)域?qū)ζ浞€(wěn)定性與噪聲特性有所要求，如艦艇的操舵裝置，低噪聲特性一定程度能夠提高艦艇的操縱性和隱身性能，尤其是對(duì)大功率低噪聲集成作動(dòng)器的研究，具有重要意義。

4）作動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案、控制策略研究。對(duì)作動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案、控制策略進(jìn)行研究，提高其穩(wěn)定性、魯棒性、自適應(yīng)能力和控制精度，保證在復(fù)雜負(fù)載（負(fù)載突變、非線性等）下運(yùn)行時(shí)，能夠迅速響應(yīng)，具有良好的操縱性能。

5 結(jié) 語(yǔ)

穩(wěn)定性與可靠性是作動(dòng)器的重要技術(shù)指標(biāo)，然而非對(duì)稱式電液作動(dòng)器不對(duì)稱流量帶來(lái)的壓力和速度振蕩嚴(yán)重影響作動(dòng)器的穩(wěn)定性與可靠性?？偨Y(jié)來(lái)看，補(bǔ)償非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的不對(duì)稱流量主要從以下幾個(gè)方面開展：

1）閥補(bǔ)償。使用各類閥門將液壓缸端口連接到低壓油源或蓄能器，補(bǔ)償不對(duì)稱流量的同時(shí)能夠保證緊湊性；

2）泵補(bǔ)償。在液壓回路中增加變量泵，根據(jù)需要提供匹配的流量流入或流出回路，是補(bǔ)償主泵不對(duì)稱流量的最簡(jiǎn)單的方法；

3）新型元件設(shè)計(jì)。主要包括非對(duì)稱軸向柱塞泵、非對(duì)稱齒輪泵、單出桿對(duì)稱液壓缸的設(shè)計(jì)，但目前僅處于研發(fā)試驗(yàn)階段，可靠性無(wú)法保證，尚未得到廣泛應(yīng)用；

4）控制策略研究。對(duì)于非對(duì)稱電液作動(dòng)器，其控制模型具有不對(duì)稱性，加上電液系統(tǒng)本身的非線性、參數(shù)的不確定性等，因此對(duì)非對(duì)稱式電液作動(dòng)器的控制難度較大。