插裝式液控能源選擇閥的設(shè)計(jì)與分析*

訚耀保，劉敏鑫，劉小雪，李文頂，劉洪宇，紀(jì)寶亮

(1.同濟(jì)大學(xué) 機(jī)械與能源工程學(xué)院·上?！?01804；2.上海航天控制技術(shù)研究所·上海·201109)

0 引 言

液壓系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性是衡量液壓系統(tǒng)質(zhì)量的重要指標(biāo)，尤其是在航空航天等場合或者極端環(huán)境下，要求液壓系統(tǒng)具有極強(qiáng)的適應(yīng)性和較高的容錯能力。冗余控制是一種采用多個元器件組成控制系統(tǒng)的控制方式，當(dāng)某一元器件發(fā)生故障時，不同的元器件之間可以相互切換，由其他元器件替代故障的元器件，保持系統(tǒng)正常工作。

冗余控制是提高系統(tǒng)可靠性的有效手段。二戰(zhàn)期間，英國研究航空發(fā)動機(jī)和德國研發(fā)V1火箭的過程中，提出了可靠性問題。20世紀(jì)50年代，美國國防部為改進(jìn)軍用裝備，成立了電子設(shè)備可靠性顧問團(tuán)著手研究可靠性問題，美國無線電工程學(xué)會成立的可靠性技術(shù)小組是第一個可靠性專業(yè)學(xué)術(shù)組織。1965年，國際電工委員會(International Electrotechnical Commission，IEC)成立了可靠性技術(shù)委員會，負(fù)責(zé)制訂國際性可靠性的基礎(chǔ)標(biāo)準(zhǔn)。國內(nèi)的可靠性研究始于20世紀(jì)60～70年代，主要涉及航空、電子、機(jī)械等領(lǐng)域。現(xiàn)在冗余設(shè)計(jì)方法己大量應(yīng)用于工程實(shí)踐，如機(jī)器人領(lǐng)域、飛機(jī)油源系統(tǒng)、航空航天伺服控制系統(tǒng)、電液舵機(jī)系統(tǒng)等。A320飛機(jī)主液壓能源系統(tǒng)具有綠系統(tǒng)、黃系統(tǒng)和藍(lán)系統(tǒng)，由這3個能源系統(tǒng)提供液壓動力。當(dāng)某一系統(tǒng)的壓力差超過設(shè)定值時，壓力大的系統(tǒng)通過雙向動力轉(zhuǎn)換組件(Power Transfer Unit，PTU)將故障能源系統(tǒng)切換為另一個系統(tǒng)。文獻(xiàn)[10]提出了一種高可靠性冗余液壓動力源，當(dāng)其泄壓模塊的一個支路發(fā)生故障時，可以做到輸出壓力保持不變，流量減半，以保證系統(tǒng)正常運(yùn)行，實(shí)現(xiàn)能源系統(tǒng)的冗余。文獻(xiàn)[11]介紹了一種電液舵機(jī)系統(tǒng)及其壓力脈動控制策略，其中兩泵源互為備份，完全一致且作用效果相同。此外，還有學(xué)者利用繼電器和接觸器等開關(guān)器件、聯(lián)鎖邏輯等對互為備份的能源進(jìn)行自動切換。

液壓動力源是航天運(yùn)載火箭等飛行器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的重要組成部分。傳統(tǒng)運(yùn)載火箭伺服系統(tǒng)通常采用一路油源供給一套液壓負(fù)載的獨(dú)立能源體制。為提高其可靠性，常常采用雙路能源的冗余管理。伺服系統(tǒng)能源段采取冗余設(shè)計(jì)，文獻(xiàn)[15]提出了一種機(jī)械式液壓油源選擇閥，其先導(dǎo)級結(jié)構(gòu)對主油源和備用油源的壓差進(jìn)行比較，從而使主級結(jié)構(gòu)的主閥芯運(yùn)動，實(shí)現(xiàn)主、備用油源的切換供油。

現(xiàn)有的非機(jī)械式能源選擇閥存在可靠性較低、安全性不高等問題。機(jī)械式能源選擇閥在主油源的壓力下降到設(shè)定的切換壓力附近時，先導(dǎo)閥常常發(fā)生頻繁啟閉，甚至產(chǎn)生誤切現(xiàn)象，最終導(dǎo)致整閥的振動。為此，研究和設(shè)計(jì)了一種機(jī)械插裝式能源選擇閥，通過2個液壓油源壓力狀態(tài)的比較與選擇，即液控方式實(shí)現(xiàn)故障時的能源自動切換，同時解決了能源選擇閥在壓力切換點(diǎn)的振動問題。所設(shè)計(jì)的能源選擇閥具有結(jié)構(gòu)簡單、整體集成度高、穩(wěn)定性好、響應(yīng)迅速等特點(diǎn)。

1 工作原理與結(jié)構(gòu)

1.1 能源選擇閥工作原理

如圖1所示，某伺服系統(tǒng)采用雙路液壓油源為雙路伺服機(jī)構(gòu)負(fù)載提供能源的方案，為了提高伺服系統(tǒng)工作的可靠性及故障下的性能穩(wěn)定性，該方案采用能源的冗余管理。當(dāng)兩路油源均正常工作時，油源1和油源2分別給負(fù)載1和負(fù)載2單獨(dú)供油。當(dāng)油源1和油源2中的任一路油源失效，例如假設(shè)油源1壓力下降時，要求負(fù)載1所連接的能源選擇閥自動切換使油源1斷路、由油源2為負(fù)載1供油；此時，油源2同時向2個負(fù)載供油，使負(fù)載1和負(fù)載2能夠完成必需的服役性能，系統(tǒng)降級使用。

圖1 能源選擇閥冗余管理原理圖Fig.1 Redundancy management schematic diagram of energy selection valve

在伺服系統(tǒng)能源的冗余控制設(shè)計(jì)時，一般要求能源選擇閥盡可能結(jié)構(gòu)尺寸小、可靠性高、響應(yīng)快、大流量和低泄漏，并且在頻繁換向時不出現(xiàn)穩(wěn)定性問題。為了保證能源選擇閥的可靠性，本文提出了除電子元件以外均采用純機(jī)械結(jié)構(gòu)，所設(shè)計(jì)能源選擇閥的能源壓力為32MPa，當(dāng)油源1和油源2的壓差為12MPa時，2個實(shí)現(xiàn)切換。圖2所示為所設(shè)計(jì)的具有先導(dǎo)閥的滑閥結(jié)構(gòu)能源選擇閥原理圖。

(a)油源1向負(fù)載1供油時能源選擇閥工作狀態(tài)

如圖2所示，當(dāng)油源1壓力正常時，能源選擇閥的工作狀態(tài)如圖2(a)所示，先導(dǎo)閥芯在油源1壓力作用下處于關(guān)閉狀態(tài)，主閥芯由于復(fù)位彈簧作用位于最左端，此時負(fù)載口由油源1供油。當(dāng)油源1發(fā)生故障，如壓力下降到設(shè)定值以下時，先導(dǎo)閥在油源1與油源2的壓差作用下打開，控制油通過先導(dǎo)閥進(jìn)入主閥芯的左端，推動閥芯向右移動，最終能源選擇閥的工作狀態(tài)如圖2(b)所示，由油源2向負(fù)載供油，此時油源1處于切斷狀態(tài)。當(dāng)油源1壓力回升到設(shè)定值以上時，先導(dǎo)閥關(guān)閉，主閥芯在右側(cè)油壓的推動下運(yùn)動回左端，能源選擇閥的工作狀態(tài)如圖2(a)所示，從而回到油源1供油的狀態(tài)。

圖2所示的能源選擇閥主閥芯為兩位三通三臺肩的滑閥，共有3個閥肩，依靠中間的閥肩將油源1與油源2隔絕。為了避免在閥芯運(yùn)動過程中出現(xiàn)負(fù)載口不與油源1或油源2任意一腔連接的困油情況，以及避免負(fù)載口同時與油源1和油源2連接的串油情況，中間的閥肩長度與油口寬度等長。主閥在其左腔的壓力作用下只存在2個工作位置，即被壓在最左端的閥座上或被壓在最右端的端蓋上，在其運(yùn)動過程中不會在某一位置停留，故不存在負(fù)載口被長時間堵住不通油的情況。

1.2 主閥結(jié)構(gòu)

主閥采用兩位三通三臺肩方案，主閥結(jié)構(gòu)圖如圖3所示。當(dāng)主閥位于左側(cè)時，油源1向負(fù)載口供油；當(dāng)主閥位于右側(cè)時，油源2向負(fù)載口供油。閥芯左側(cè)為控制腔，右側(cè)為彈簧腔，彈簧腔與油源1相連。主閥的端蓋對主閥位移起到機(jī)械限位的作用和緩沖作用，在主閥實(shí)現(xiàn)切換后，可以繼續(xù)運(yùn)動;但在主閥尾部和端蓋環(huán)形密封間隙作用下實(shí)現(xiàn)緩沖作用，減小液壓沖擊。

圖3 主閥結(jié)構(gòu)圖Fig.3 Main valve structure diagram

1.3 先導(dǎo)閥結(jié)構(gòu)

如圖4所示，先導(dǎo)閥的結(jié)構(gòu)主要由Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三部分組成。Ⅰ部分為滑閥結(jié)構(gòu)，其作用為隔絕油源1和油源2；Ⅱ部分為錐閥結(jié)構(gòu)，其作用為控制油液的通斷；Ⅲ部分為滑閥結(jié)構(gòu)，其作用為控制泄漏流道的啟閉。第Ⅲ部分內(nèi)部開有通孔，將流入錐閥右側(cè)的油液與主閥左側(cè)容腔聯(lián)通。內(nèi)部通孔上開有徑向孔，與先導(dǎo)閥座上的阻尼孔構(gòu)成可變阻尼結(jié)構(gòu)，可保證先導(dǎo)閥開啟時泄漏流道關(guān)閉，而先導(dǎo)閥關(guān)閉時泄漏流道開啟。

圖4 先導(dǎo)閥芯結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 Schematic diagram of pilot spool structure

先導(dǎo)閥容腔及油路如圖5(a)所示，先導(dǎo)閥芯左側(cè)為彈簧和油源1控制腔，右側(cè)為第1先導(dǎo)腔和第2先導(dǎo)腔。其中，第2先導(dǎo)腔與主閥左腔連通。

解決頻繁切換問題的原理：當(dāng)先導(dǎo)閥芯處于關(guān)閉狀態(tài)時，第2先導(dǎo)腔與油箱連通，油源2控制油僅進(jìn)入第1先導(dǎo)腔，作用面積為

A

，如圖5(b)所示,當(dāng)先導(dǎo)閥芯打開之后，第2先導(dǎo)腔與油箱不連通，油源2控制油進(jìn)入第1先導(dǎo)腔和第2先導(dǎo)腔，作用面積為

A

、

A

和

A

。所以，先導(dǎo)閥打開之后，要關(guān)閉先導(dǎo)閥則需要油源1的壓力回復(fù)到比打開先導(dǎo)閥時油源1的壓力更大，這樣就可以避免壓力波動導(dǎo)致的先導(dǎo)閥頻繁啟閉，主閥芯也不會產(chǎn)生頻繁換向。

(a)先導(dǎo)閥容腔及油路示意圖

2 數(shù)學(xué)模型

根據(jù)能源選擇閥的功能需求，結(jié)合所設(shè)計(jì)能源選擇閥的先導(dǎo)閥和主閥結(jié)構(gòu)，建立了先導(dǎo)閥和主閥從開始切換至完成切換全過程的數(shù)學(xué)模型。能源選擇閥工作過程如圖6所示，其運(yùn)動過程可分為以下幾個步驟。

圖6 能源選擇閥工作過程示意圖Fig.6 Schematic diagram of the working process of the energy selection valve

(1)先導(dǎo)閥開啟前

當(dāng)油源1壓力正常時，先導(dǎo)閥處于關(guān)閉狀態(tài)。主閥芯左腔與油箱聯(lián)通，在右側(cè)油壓和彈簧力作用下處于左位，油源1向負(fù)載口供油。此時，先導(dǎo)閥芯的力平衡方程為

k

x

+

p

A

=

p

A

+

p

A

+

F

(1)

式中，

k

為先導(dǎo)閥彈簧剛度，單位N/m；

x

為先導(dǎo)閥彈簧預(yù)壓縮量，單位m；

p

為油源1壓力，單位MPa；

p

為油源2壓力，單位MPa；

p

為第2先導(dǎo)腔壓力，單位MPa；

F

為先導(dǎo)閥座支反力，單位N；

A

為第1先導(dǎo)腔作用面積，單位m；

A

為第2先導(dǎo)腔作用面積，單位m；

A

為油源1控制腔作用面積，單位m。隨著油源1壓力的降低，閥座支反力

F

逐漸減小，當(dāng)閥座支反力

F

減小為0時，先導(dǎo)閥芯處于即將打開的臨界時刻，

p

與油箱壓力

p

相同，為0.7 MPa。此時，先導(dǎo)閥芯的力平衡方程為

kx

+

p

A

=

p

A

+

p

A

(2)

先導(dǎo)閥開啟壓力為

(3)

(2)先導(dǎo)閥開啟過程

當(dāng)油源1壓力小于

p

時，先導(dǎo)閥芯開啟，先導(dǎo)閥芯開啟后的力平衡方程為

(4)

式中，

x

為先導(dǎo)閥芯位移，單位m；

m

為先導(dǎo)閥芯質(zhì)量，單位kg；

C

為先導(dǎo)閥流量系數(shù)；

d

為先導(dǎo)閥座孔平均直徑，單位m；

a

為閥芯錐角；

B

為黏性阻尼系數(shù)。

先導(dǎo)閥容腔油液連續(xù)性方程為

(5)

式中，

q

為油源1流入先導(dǎo)閥流量，單位m/s；

q

為第2先導(dǎo)腔流入油箱流量，單位m/s；

A

為閥座孔面積，單位m；

V

為控制容腔體積，單位m；

E

為油液體積彈性模量，單位MPa。

油液通過錐閥閥口的流量方程為

(6)

其中，

ρ

為油液密度，單位g/cm。

油液通過先導(dǎo)閥上可變節(jié)流口的流量方程為

(7)

其中，

C

為主閥流量系數(shù)，可變節(jié)流口通流面積

A

(

x

)的面積公式為

A

(

x

)=

(8)

其中，

r

為圖4中Ⅲ部分中小孔的半徑，單位m。

(3)主閥開啟前

第2先導(dǎo)腔與主閥左腔相連，當(dāng)?shù)?先導(dǎo)腔的壓力小于主閥右側(cè)彈簧力及油液壓力時，主閥處于關(guān)閉狀態(tài)。此時，主閥芯的力平衡方程為

p

A

+

F

=

p

A

+

k

y

(9)

式中，

A

為主閥油液作用面積，單位m；

F

為主閥閥套支反力，單位N；

k

為主閥彈簧剛度，單位N/m；

y

為主閥彈簧預(yù)壓縮量，單位m。隨著主閥左腔壓力

p

的升高，閥座支反力

F

逐漸減小，當(dāng)閥座支反力

F

減小為0時，主閥芯處于即將打開的臨界時刻。此時，主閥芯的力平衡方程為

p

A

=

p

A

+

k

y

(10)

主閥開啟壓力為

(11)

(4)主閥開啟過程

當(dāng)主閥左腔的壓力

p

大于主閥芯開啟壓力

p

時，主閥芯開啟，主閥芯開啟后的力平衡方程為

(12)

式中，

m

為先導(dǎo)閥芯質(zhì)量，單位kg；

y

為主閥芯位移，單位m；

y

為主閥油口長度，單位m；

d

為主閥芯直徑，單位m；

θ

為主閥射流角；Δ

p

為主閥閥口前后壓差，單位MPa；

B

為黏性阻尼系數(shù)。

(5)先導(dǎo)閥關(guān)閉過程

隨著油源1壓力

p

開始回升，當(dāng)先導(dǎo)閥處于開始方向關(guān)閉的臨界狀態(tài)時，此時第2先導(dǎo)腔壓力仍為高壓，先導(dǎo)閥的力平衡方程為

k

(

x

+

s

)+

p

A

=

p

A

+

p

A

(13)

關(guān)閉壓力為

(14)

式中，

s

為先導(dǎo)閥芯運(yùn)動行程，單位m。當(dāng)油源1壓力

p

升高至大于

p

時，先導(dǎo)閥芯開始方向關(guān)閉，其力平衡方程與式(4)相同。油液通過錐閥閥口的流量方程和通過先導(dǎo)閥上可變節(jié)流口的流量方程與式(6)和式(7)相同。

先導(dǎo)閥容腔油液連續(xù)性方程為

(15)

(6)主閥關(guān)閉過程

在先導(dǎo)閥芯減小至完全關(guān)閉過程中，主閥左腔壓力

p

下降，主閥開始向左移動，主閥芯的力平衡方程與式(11)相同。

式(1)～(15)共同構(gòu)成能源選擇閥的數(shù)學(xué)模型。

3 能源選擇閥切換特性分析

為了分析所提出的能源選擇閥自開始切換至完成切換的全過程性能，根據(jù)式(1)～式(15)的數(shù)學(xué)模型，搭建了仿真模型，如圖7所示。設(shè)定合適的結(jié)構(gòu)參數(shù)，進(jìn)行仿真計(jì)算。通過仿真分析切換壓力及回復(fù)壓力、切換時間、油源壓力脈動對特性的影響，以驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的能源選擇閥結(jié)構(gòu)是否滿足相關(guān)性能指標(biāo)。定義切換壓力為：當(dāng)油源1壓力低于某一壓力即發(fā)生故障，此時負(fù)載1的供油由油源1切換到油源2，油源1的壓力稱為切換壓力；回復(fù)壓力為：負(fù)載1的供油由油源2切換回油源1時，油源1的壓力。

圖7 仿真模型Fig.7 Simulation model

3.1 油源1切換壓力及切換時間

以所設(shè)計(jì)的能源選擇閥為例，假設(shè)油源2正常工作，其壓力穩(wěn)定在32MPa;油源1壓力存在以下兩種故障工況，并分別進(jìn)行故障模擬與分析。圖8所示為故障工況1：在0～0.05s內(nèi)壓力保持在32MPa，0.05～0.2s發(fā)生泄漏故障，壓力線性下降至14MPa，0.3～0.45s壓力線性回升至32MPa，0.45～0.5s內(nèi)壓力保持在32MPa。圖9所示為故障工況2：在0～0.1s內(nèi)壓力保持在32MPa，在0.1s時壓力瞬間階躍下降至14MPa，0.1～0.4s壓力保持在14MPa，在0.4s時壓力瞬間上升至32MPa，0.4～0.5s壓力保持在32MPa。兩種故障工況下的閥芯位移變化如圖8和圖9所示。

(a)油源1壓力及先導(dǎo)閥芯位移

(a)油源1壓力及先導(dǎo)閥芯位移

對于故障工況1，從圖8(a)中可知，先導(dǎo)閥開啟(切換)壓力為20MPa，關(guān)閉(回復(fù))壓力為30.65MPa，先導(dǎo)閥在0.15s開始打開，0.156s完全打開，開啟時間為6ms；在0.439s開始關(guān)閉，0.442s完全關(guān)閉，關(guān)閉時間為3ms，開啟關(guān)閉迅速且不存在振動現(xiàn)象。從圖8(b)中可知，主閥開啟壓力為19.28MPa，關(guān)閉壓力為31.04MPa，主閥在0.156s開始打開，0.163s完全打開，開啟時間為7ms；在0.442s開始關(guān)閉，0.444s完全關(guān)閉，關(guān)閉時間為2ms。所以，故障工況1下的主閥的啟閉時間遠(yuǎn)小于設(shè)計(jì)要求50ms，具有較快的響應(yīng)速度。此外，主閥的回復(fù)壓力大于切換壓力，可避免主油源在切換壓力附近波動時，先導(dǎo)閥始終保持打開狀態(tài)。這是由于所設(shè)計(jì)的先導(dǎo)閥右側(cè)在開啟前后的油液作用面積不同，從而使得切換壓力和回復(fù)壓力之間存在一段壓差。

對于故障工況2，從圖9(a)中可知，先導(dǎo)閥開啟和關(guān)閉均在油源瞬間下降時刻，先導(dǎo)閥在0.1s開始打開，0.1014s完全打開，開啟時間為1.4ms；在0.4s開始關(guān)閉，0.401s完全關(guān)閉，關(guān)閉時間為1ms。從圖9(b)中可知，主閥在0.101s開始打開，0.105s完全打開，開啟時間為4ms；在0.4s開始關(guān)閉，0.403s完全關(guān)閉，關(guān)閉時間為3ms。所以，故障工況2下的主閥的啟閉時間遠(yuǎn)小于設(shè)計(jì)要求50ms，具有較快的響應(yīng)速度。

3.2 油源1壓力脈動下的切換特性

當(dāng)油源1在開啟壓力附近波動時，設(shè)其壓力波動形式為

p

=20+2cos(10π

t

)。通過仿真可得,油源脈動環(huán)境下閥芯先導(dǎo)閥和主閥芯位移如圖10所示。

圖10 油源脈動環(huán)境下的閥芯位移Fig.10 Spool displacement under oil source pulsation environment

從圖10中可知，在壓力正弦波動的影響下，先導(dǎo)閥和主閥在打開后位移都保持不變，均能保持穩(wěn)定。這是由于設(shè)計(jì)先導(dǎo)閥的開啟關(guān)閉壓差不同，從而使主閥切換和回復(fù)的壓差不同。此外，先導(dǎo)閥在0.05s開始打開，0.058s完全打開，打開時間為8ms；主閥在0.058s開始打開，0.065s完全打開，打開時間為7ms。所以，壓力正弦波動影響下的主閥的啟閉時間遠(yuǎn)小于設(shè)計(jì)要求50ms，符合設(shè)計(jì)要求。

3.3 切換壓力和回復(fù)壓力的影響因素

由式(3)和式(14)可知，影響切換壓差和回復(fù)壓差的因素分別為第1先導(dǎo)腔外圈半徑、第2先導(dǎo)腔外圈半徑、先導(dǎo)彈簧剛度和先導(dǎo)彈簧預(yù)壓縮量。其中，第1先導(dǎo)腔外圈半徑如圖5(b)中

A

的外圈半徑，第2先導(dǎo)腔外圈半徑如圖5(b)中

A

的內(nèi)圈半徑。圖11所示為先導(dǎo)腔外圈半徑與切換壓力和回復(fù)壓力的關(guān)系曲線。

(a)第1先導(dǎo)腔外圈半徑影響

從圖11(a)中可以看出，切換壓力和回復(fù)壓力均隨著第1先導(dǎo)腔外圈半徑的增加而增加，且第1先導(dǎo)腔外圈半徑對切換壓力影響較大，對回復(fù)壓力影響相對較小。從圖11(b)中可以看出，切換壓力隨著第2先導(dǎo)腔外圈半徑的增加而減小，回復(fù)壓力不受第2先導(dǎo)腔外圈半徑的影響。所以，能源選擇閥的切換壓力和回復(fù)壓力可以通過調(diào)整先導(dǎo)腔外圈半徑來實(shí)現(xiàn)。圖12所示為先導(dǎo)彈簧剛度及壓縮量與切換壓力和回復(fù)壓力的關(guān)系曲線。

(a)先導(dǎo)彈簧剛度影響

從圖12(a)和(b)中可以看出，切換壓力和回復(fù)壓力均隨著先導(dǎo)彈簧剛度和預(yù)壓縮量的增加而減小，但這兩項(xiàng)參數(shù)對切換壓力和回復(fù)壓力的影響較小。

4 結(jié) 論

設(shè)計(jì)了一種插裝式液控能源選擇閥，主閥采用三臺肩滑閥結(jié)構(gòu)，且在滑閥末端設(shè)置換向緩沖結(jié)構(gòu)。先導(dǎo)閥采用錐閥和可變阻尼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，用于控制主閥的切換和減小泄漏。通過先導(dǎo)閥油路及容腔設(shè)計(jì)，可使先導(dǎo)閥在開啟和關(guān)閉狀態(tài)下右側(cè)控制油液的作用面積不同，進(jìn)而使先導(dǎo)閥開啟時兩油源的壓差和關(guān)閉時兩油源的壓差不同，避免了先導(dǎo)閥芯在切換壓力附近的頻繁啟閉問題。建立了能源選擇閥各工作過程的數(shù)學(xué)模型。得到了油源1切換壓力和回復(fù)壓力的特性，油源1切換時的壓力隨第1先導(dǎo)腔外圈半徑的增大而減小，隨第2先導(dǎo)腔外圈半徑的減小而減小，而油源1回復(fù)時的壓力受影響較小。此外，先導(dǎo)彈簧剛度和預(yù)壓縮量對油源1的切換壓力和回復(fù)壓力影響較小。

所設(shè)計(jì)的能源選擇閥工作壓力為32MPa。當(dāng)油源1發(fā)生故障，壓力線性下降時，油源1的切換壓力為19.28MPa，回復(fù)壓力為31.04MPa，主閥開啟時間為7ms。當(dāng)油源1發(fā)生故障，壓力階躍下降時，主閥開啟時間為5ms，能實(shí)現(xiàn)能源選擇閥快速性要求。