深层矛盾亟待破解。对照第二步走目标，三大深层矛盾依然突出。一是基础研究短板突出，基础研究经费占R&D比重为7.1%，与发达国家15%-20%的水平差距较大；企业基础研究占比不足10%，发达国家普遍超40%。二是关键核心技术“卡脖子”问题未根本解决，高端芯片、工业软件、精密测量仪器等领域仍受制于人。三是产业创新体系效能不高，整体科技成果转化率仅30%-35%（高校产业化率不足10%），而美国、德国、日本达60%-80%。

发展阶段实现历史性跨越。未来十年我国制造业将从“跟跑并跑”向“并跑领跑”全面跃升。在前沿技术领域，已无现成道路可循，必须依靠自主创新开辟新赛道、定义新规则。中国产业的全面性导致我们在和所有国家竞争，与世界玩“零和”游戏对我们自身也不利。从跟随型国家迈向领导型国家意味着要勇于在“无人区”开辟新产业、拓展新空间，在自身发展的同时也让全球共享成果、共同受益。

（二）实现第二步走目标面临四大核心挑战

综合以上研判，未来十年实现制造强国战略第二步走目标，我们需要直面四大核心挑战：

挑战一：如何在技术封锁常态化下构建自主创新体系？美西方对华技术封锁将持续升级，从产品断供扩展到限制基础研究合作、排斥中国参与标准制定。关键核心技术可能要在相对封闭的环境下实现突破，难度远超过去十年。

挑战二：如何在前后夹击中重塑产业竞争优势？发达国家推动高端制造回流，新兴经济体抢占中低端市场，我国制造业面临高端失守、低端流失的双重压力。如何巩固既有优势、培育新优势，是必须回答的战略命题。

挑战三：如何在存量调整与增量培育中实现平稳过渡？传统产业改造升级面临利润空间压缩、转型成本高企等困难；新兴产业尚处培育期，短期内难以形成足够支撑。产业结构调整的阵痛期可能延长，稳增长与调结构的平衡难度加大。

挑战四：如何在“双碳约束”下保持制造业竞争力？能源消耗刚性增长与碳排放刚性约束的矛盾突出，2025年我国煤炭消费占能源消费比重仍在50%以上，工业终端煤炭消费占全国煤炭消费比重达到65-70%。绿色转型成本如何消化、绿色竞争力如何形成，是关乎制造业未来的关键问题。

如何应对四大核心挑战，是实现第二步走目标绕不开的问题，需要我们给出答案。

06 结语

制造强国战略第一步目标如期实现，来之不易、成之惟艰。这一历史性成就的取得，充分彰显了中国特色社会主义集中力量办大事的制度优势，超大规模市场的内需牵引优势、完备产业体系的韧性优势，以及党中央坚强领导下的战略定力、系统谋划能力和高效执行力。在此进程中，作为我国实施制造强国战略第一个十年的行动纲领，《中国制造2025》统一思想、凝聚共识、汇聚力量，引领制造强国战略顶压前行，为实现第一步走战略目标发挥了不可替代的引领性、基础性、关键性作用，功在当代，利在长远。

站在2026年的新起点上，制造强国建设已全面进入爬坡过坎、突破瓶颈的关键攻坚期。未来十年，外部环境复杂严峻、核心技术面临突破、产业安全亟待加强、转型升级压力加大，实现第二步走目标使命光荣、任务艰巨、挑战空前。越是攻坚时刻，越需要顶层设计；越是关键阶段，越需要战略引领。此时此刻，我们比任何时候都更需要保持“一张蓝图绘到底”的战略定力，更需要一个凝聚共识、汇聚力量的共同行动纲领，以科学指引接续奋斗，确保到2035年如期建成名副其实的世界制造强国，为中华民族的伟大复兴构筑起坚不可摧的产业脊梁！液气压世界

党的二十届四中全会审议通过的《中共中央关于制定国民经济和社会发展第十五个五年规划的建议》为未来5年中国发展指明了方向、提供了路径。择其要者，可表述为：坚持守正创新，全面深化改革，扩大高水平开放，推动科技创新和产业创新深度融合，提升产业链供应链韧性和安全水平，保持制造业合理比重，改造提升传统产业，培育壮大新兴产业和未来产业，实现制造强国建设新跨越。

在全球产业格局深度调整与技术革命加速演进的背景下，把握这一关键窗口期，对实现制造强国建设的阶段性目标具有决定性意义。

“十四五”时期我国制造业成就斐然

“十四五”时期，中国制造业在创新驱动、结构优化、全球竞争等维度实现历史性突破，为后续发展积累了雄厚实力。中国制造完成了从“规模扩张”向“质量效益”

的阶段性转型，完成了从“世界工厂”到“高端制造中心”的转型。中国制造业在全球产业链中的地位实现了根本性跃升。中国已成为名副其实的“世界第一工业大国”和“全球制造业中心”，在全球产业链中的核心地位不可替代。

过去5年，中国制造业已完成从“工业化追赶者”到“并跑者”的转变，并在多个重要产业领域成为“领跑者”。信息通信设备、先进轨道交通装备、电力装备、新能源汽车、先进轨道交通装备、家电、纺织等7个产业实现了世界领先，航空航天、汽车、钢铁、石化、建材等5个产业达到世界先进水平，产业能级实现了大幅跨越。

过去，“老三样”（服装、家电、家具）是中国出口的支柱。如今，“新三样”（电动载人汽车、锂电池、太阳能电池）成为新的出口“主角”，2024年“新三样”出口额突破1.2万亿美元，占中国出口总额的比重达到18%。中国已连续10余年保持制造业增加值第一大国、工业品进出口第一大国地位，堪称人类工业化历史上的奇迹。

通过“先进制造业集群”与“制造业企业梯度培育计划”，中国打造了“集群支撑+企业引领”的制造业生态体系，这种体系化优势具有“不可复制性”和“难以转移性”，成为中国制造抵御外部风险、实现可持续发展的核心保障。通过“自主创新”与“开放创新”双轮驱动，中国制造业的创新能力显著提升，正从“跟跑创新”向“原始创新”逐步转变，从“产品出海”向“企业出海”协同并进，开放格局不断升维，在全球产业链中的话语权持续增强。

“十四五”时期，我国制造业成就斐然，但仍存在不平衡不充分的问题。核心零部件与高端装备领域仍有“卡脖子”环节，光刻机、高端传感器等关键产品依赖度较高；制造业增加值率、利润率虽稳步提升，但与美、德、日等国家相比仍有差距；中小企业数字化转型滞后，转型成本高、技术能力弱的问题突出。这些短板若不能在“十五五”时期有效破解，将直接影响2035年远景目标的实现进度，甚至可能在全球产业竞争中陷入被动。

扬长补短，再跨一个新台阶

未来5年是抢抓全球产业变革的战略机遇期。当前，新一轮科技革命和产业变革日新月异，人工智能、量子信息、生物制造等新技术与制造业深度融合，催生了产业形态与生产模式的根本性变革。全球主要国家纷纷布局先进制造业，美国《芯片与科学法案》、欧盟《关键原材料法案》等政策加剧了高端产业竞争。“十五五”时期若能率先在传统产业智能化升级、新兴技术产业化等领域形成突破，就能在全球产业分工中占据更高价值链位置，为跻身制造强国第二阵营前列奠定基础。

未来5年是新型工业化与高质量发展的深度融合期。新型工业化的核心是“创新驱动、资源节约、环境友好、两化融合”，这与制造强国建设的内在要求高度契合。“十五五”时期，需通过推动数字经济与实体经济深度融合，实现生产方式从“规模驱动”向“创新驱动”转变；通过完善绿色制造体系，达成碳达峰阶段性目标，构建人与自然和谐共生的工业发展模式；通过推进区域协调发展，形成东中西部优势互补的制造业格局，这些都将为“基本实现新型工业化”提供关键支撑。

从国际经验看，制造强国建设往往在关键转型期呈现“加速突破”特征。德国从“工业4.0”战略提出到智能制造体系成型用了约8年时间，日本通过“机器人新战略”实现产业升级也集中在两个五年规划期。中国制造业已具备规模优势与创新基础，“十五五”时期若能保持战略定力、聚焦关键领域，完全有能力实现从“跟跑”向“并跑”“领跑”的跨越，为2035年目标达成铺平道路。

据中国工程院等机构的研究，制造强国评估指标体系围绕规模、质量、结构、创新、可持续发展能力五大核心指标展开，通过量化数据客观衡量中国制造业的发展水平，并将全球主要工业国划分为“四大阵营”：第一阵营是以美国为代表，凭借高科技制造、原始创新能力和全球产业链主导权，占据绝对领先地位；第二阵营是以德国、日本为核心，在高端装备、精密制造、汽车、化工等领域具有深厚积累，技术优势显著；第三阵营是以中国、法国、英国、韩国、意大利等为代表，制造业规模较大但高端领域仍有短板，处于“追赶一并跑”阶段；第四阵营是以印度、巴西、阿根廷等新兴工业化国家为代表，以中低端制造为主，产业基础薄弱，依赖外部技术转移。

根据规模、质量、结构、创新、可持续发展能力五项核心指标分析评估，2024年中国制造业发展指数已经与日本持平，正式进入世界制造强国第二阵营，这意味着中国制造业完成了从“大而不强”到“既大又强”的转变，实现了历史性跨越。

党的二十大明确提出“到二〇三五年基本实现新型工业化”的总体目标。“进入第二阵营前列”和“基本实现新型工业化”将是下一个大台阶。“十五五”时期作为实现这一目标的关键过渡期，既是巩固前期成果的“稳定期”，更是突破瓶颈的“攻坚期”，其战略价值不言而喻。

“十五五”时期需聚焦四大关键任务

实现2035年基本实现社会主义现代化的战略目标，其中，制造强国战略处于基础性、支撑性和根本性的核心地位，堪称“压舱石”和“总引擎”。因此，“十五五”时期，要结合2035年远景目标，坚定不移地以制造强国建设为核心，推进新型工业化，明确指标导向与关键任务，夯实实体经济根基，并以此带动和协同其他各领域强国战略的整体推进，最终形成合力，全面建成社会主义现代化强国。

未来10年是我国制造业从“跟跑”到“定义赛道”的关键窗口期，唯有系统性突破，方能奠定未来全球制造新秩序的主导权。制造强国建设是“国之大者”“国之重任”。因此，“十五五”时期要继续高举制造强国建设这面大旗，推进新型工业化，实现制造强国建设

新跨越。

围绕上述目标，“十五五”时期需聚焦四大关键任务，推动制造强国建设取得实质性突破。

一是夯实实体经济发展根基，推进产业基础高级化和产业链现代化。推广数字化、智能化工艺，在汽车、机械、电子等行业建设基础工艺创新平台。构建制造系统“人工智能+”，推进全链条智能化。继续完善产业基础，建立“六基”(基础设备、基础材料、基础零部件、基础工艺、基础软件、基础共性技术）扶持机制，培育一批“单项冠军”企业与“专精特新”中小企业，培育特色产业集群和世界级先进制造业集群，形成层次分明、协同互补的产业基础支撑体系。推动产业链全球化布局，在东南亚、欧洲等地区建设海外研发中心与生产基地，巩固“核心技术+制造能力+全球市场”的竞争优势，提升我国在全球供应链中的话语权、主导权和反制能力。

二是推动科技创新和产业创新深度融合，实现关键技术自主可控。发挥新型举国体制优势，建立“国家实验室+企业创新中心+高校研究院”的协同创新体系，重点布局光刻机、高端芯片、航空发动机、工业软件等关键领域，设立专项攻关基金，实行“揭榜挂帅”“赛马机制”，实施核心技术攻坚工程，实现高端装备和关键核心技术自主可控，形成“应用一迭代一突破”的良性循环。借鉴华为麒麟芯片、鸿蒙系统的研发经验，支持龙头企业牵头组建创新联合体，推动创新链、产业链、资金链、人才链深度融合。

三是培育新质生产力，深化数字化与绿色化双重转型。聚焦新能源、新材料、航空航天、低空经济、量子科技、生物制造、氢能和核聚变能、脑机接口、具身智能、第六代移动通信等战略性新兴产业，打造具有全球竞争力的新兴产业集群。支持企业参与国际标准制定，加速工业互联网平台规模化应用。构建零碳工业体系，推进绿色制造深度转型，建设一批零碳工厂与绿色园区，扩大绿色产品供给。构建“数字化赋能绿色化、绿色化引领数字化”的转型格局。

四是完善制造业支持政策体系，优化发展生态。在已经完成《中国制造2025》第一个制造强国建设十年行动纲领的基础上，配合“十五五”规划，制定颁布下一个十年行动纲领，明确重点工程、重点领域和技术路线。建立精准有效的财税支持政策，对重点产业集群、单项冠军、独角兽、小巨人进行专项补贴。深化“放管服”改革，进一步加大市场在资源配置中的决定性作用。构建多层次人才培养体系，在高校增设智能制造、工业软件等专业，开展“校企联合培养”，培育高技能人才与高端研发人才。加强知识产权保护，完善侵权惩罚性赔偿制度，为创新活动提供制度保障。液气压世界

面对世界领先企业，我们最大差距不是产能，也不是技术，而是背后看不见的资本投入…

一从要素驱动到创新驱动，产业胜负变量彻底重构

2026年政府工作报告提出“加紧培育壮大新动能。坚持把发展经济的着力点放在实体经济上，因地制宜发展新质生产力，建设现代化产业体系。”同时，《中华人民共和国国民经济和社会发展第十五个五年规划纲要（草案）》也强调科技创新的引领作用，着眼巩固壮大实体经济根基，构建以先进制造业为骨干的现代化产业体系。从国家最新政策部署来看，壮大实体经济、构建以先进制造业为骨干的现代化产业体系成为重中之重，经济发展逻辑正发生重要转变。

我国制造业发展，正在从要素驱动转向创新驱动阶段。回望中国制造业的发展历程，中国制造业的崛起最初依托的是要素驱动的增长模式——凭借廉价劳动力、土地资源以及大规模投资，快速完成了工业化初期的资本积累，构建起全球最完整的工业体系。2025年中国制造业增加值占全球比重达到约30%，连续15年冠居全球，成功实现了“从无到有、从弱到强”的规模跨越。但随着经济发展进入新阶段，这一模式的瓶颈逐渐显现：劳动力等生产要素成本持续上升，资源环境约束不断强化，靠要素投入、规模扩张的粗放发展路径已难以为继，转型升级、提质增效、发展新质生产力成为必然选择。

在此背景下，中国制造业正式开启向创新驱动的深刻变革，成为跳出“中等收入陷阱”、迈向高收入经济体的关键支撑。如果说要素驱动阶段的竞争，是增量市场的“跑马圈地”，核心比拼的是成本控制能力和规模化产能；那么创新驱动阶段的高端制造竞争，则是存量市场的“精耕细作”，核心比拼的是长期技术沉淀、持续资本投入，以及穿越行业周期的抗风险能力，“进入拼耐力的阶段”。

谈论中国先进制造的现状，不能再简单停留在“规模全球第二” 的标签上。经过数十年积累，中国制造业的竞争力早已不只是产能和配套能力的代名词，而是在一批核心产业中完成了从跟跑、并跑到局部领跑的跃升，形成了全球最完整的产业链体系和持续迭代的工程化能力。

以半导体显示为例，中国显示产业已成为少数具备全球引领能力的核心科技产业之一。作为产业代表企业，TCL华星累计投资超过3000亿元，布局12条面板产线，拥有全球第二大LCD产能和全球第一大LTPS产能，在多项细分领域市占率位居全球第一，如55时及以上电视面板、98吋及以上电视面板、LTPS笔电、LTPS平板、电竞显示屏等。其背后所体现的，不只是单一企业的产能规模，更是中国在高世代产线建设、制造工艺、供应链协同、产品迭代和全球交付能力上的系统性优势。换句话说，在显示面板这一战略性产业上，中国企业已经不是单纯的追赶者，而是全球产业格局的重要定义者之一。

这种变化并不只存在于显示产业。在新能源汽车领域，比亚迪凭借全产业链布局和持续技术迭代，重塑了全球汽车产业竞争格局；在动力电池领域，宁德时代连续多年保持全球领先，成为中国制造向全球价值链高端跃升的代表性样本。这说明，中国先进制造业已经不是“有没有能力做高端”的问题，而是“如何在若干关键赛道继续扩大领先优势、实现从并跑到领跑”的问题。

例如，在显示面板产业中，OLED已被公认为未来显示技术的重要高地，也是全球头部企业重点争夺的核心赛道。当前，以三星为代表的国际领先企业在OLED 领域仍占据较强优势，但新一轮竞争的关键，并不只是沿着既有路线追赶，而是谁能在下一代技术方向上率先打开局面。TCL华星并未沿着传统路径简单跟进，而是瞄准印刷OLED这一更具前瞻性的技术方向主动布局，走出了一条差异化创新路径，并已取得阶段性成果。

2024年11月，TCL华星推动印刷OLED技术实现量产，这是中国企业首次在主流显示领域实现“领跑”。2025年10月，TCL华星开工建设全球首条第8.6代印刷OLED产线，意味着中国显示企业首次在高世代AMOLED领域具备超越式技术引领与市场主导潜力。

相比传统蒸镀路线，印刷OLED在大尺寸化、材料利用率、成本优化和应用拓展方面具备更大潜力，这一路线有望改写现有竞争格局，也让中国显示产业在下一轮技术竞争中看到了弯道超车、抢占先机的可能。也正因如此，这类前瞻性技术路线更需要在关键窗口期获得持续、稳定的资本支持。

从这个角度看，中国先进制造业下一步要解决的，已经不只是补短板的问题，更包括如何在一批具备全球竞争力、并有望实现技术领跑的战略产业中，持续加大投入、巩固先发优势。对于半导体显示、集成电路等“高科技、重资产、长周期”的产业而言，谁能获得长期、稳定、低成本的资本支持，谁就更有可能把技术潜力转化为产业胜势。

其中，半导体显示正是最具代表性的产业之一。一方面，它已成为中国少数具备全球竞争力并有望进一步领跑的核心科技产业；另一方面，它又天然具有投资强度高、回报周期长、产业化门槛高等特征。这意味着，显示产业的竞争从来不只是产品和技术的竞争，更是资本耐力、投入强度和产业协同能力的竞争。

尤其是在高世代OLED产线竞争中，投资规模较高，工程和工艺复杂度也更高。谁能够在这一阶段保持持续投入，谁就更有机会率先完成技术验证、产线成熟和规模化落地，进而在下一轮全球竞争中占据主动。换句话说，这类产业竞争的核心，不只是“能不能投”，而是“能不能持续投、长期投、在关键窗口期果断投”。

而这背后，比拼的已不仅是企业自身实力，更是资本体系能否真正适配产业规律。因为这类产业的盈利能力高度依赖规模、效率和时间窗口：在投产早期，单位成本和折旧较高，只有进入量产期、工艺成熟之后，成本曲线才能显著下移，而这一过程往往跨越多个产业周期。也正因如此，单靠企业自有资金滚动积累，往往难以支撑下一代技术和高世代产线所需要的持续投入。

这也是高端制造产业普遍面临的现实命题：当竞争进入深水区，决定胜负的往往不只是技术路线本身，而是谁拥有穿越周期、支撑长期投入的资本能力。

二企业的突围，不止是靠企业实力，更是资本体系

当我们探讨高端制造的资本支撑体系时，三星无疑是最值得深度剖析的样本：三星在高端OLED与集成电路的长期领先，表面看是企业的投入决心，背后是一套适配高端制造规律的金融、政策与产业协同体系。

这套体系的核心，是构建了“国家战略引导 + 财团资本托底+产业银行协同+资本市场适配”的全链条长期资本供给机制，彻底解决了高端制造“投不起、耗不起、扛不住”的痛点。

从顶层政策来看，韩国将半导体、显示等高端制造上升为国家战略，对企业形成持续性的政策支撑。政府不仅针对高端制造行业推出专项低息贷款计划，还通过税收减免、研发补贴等方式，降低企业长期投入的风险；更关键的是，这种政策支持具有长期稳定性，不会因短期经济波动或行业低谷而收缩，让企业敢于做十年、二十年的长期布局，这也是三星能持续加码OLED等高端领域的重要前提。

在资本供给层面，“财团+产业银行”形成了稳定的长期资本托底。三星集团通过复杂的交叉持股，形成了极为稳定的控制权结构，这种结构决定了三星电子无需像上市公司那样过度关注短期财报（减少分红压力），可以将利润最大限度留存用于再投资。韩国产业银行等政策性金融机构，主动承担“耐心资本”角色，为三星的长期项目提供低成本、长周期的贷款支持，融资成本仅3%-4%。如2026年1月，三星电子通过韩国产业银行半导体设备支援特别项目获得了8000亿韩元（约合人民币38.59亿元）的贷款，投入半导体设备投资。据分析，三星电子此次获得的贷款利率在3%左右，比一般利率低1个百分点。

在资本市场适配层面，韩国为高端制造设立了差异化的融资规则。针对三星、SK海力士等战略产业核心企业，资本市场开辟-融资绿色通道，实行再融资快速审核、定向豁免等政策，无需过度纠结短期业绩波动，让企业能根据产业节奏灵活、快速获得资本支持。这意味着三星在进行大规模扩产或研发时，资本市场（无论是银行还是股市再融资）更看重其技术路线图，而不是当期的市盈率。这种资本结构，让三星即便在行业低谷期出现巨额亏损，也能持续投入研发与扩产，从而形成“长期投入——技术领先——利润反哺”的良性循环。

总结三星的资本逻辑，其制胜秘诀本质是“产业规律与资本规律”的精准匹配。高端制造需要的不是“一次性的大额投入”，而是“可预期、可持续、低成本”的长期资本支持，而这必须依靠制度体系的保障。”对比之下，我国当前的资本支撑体系，恰恰在“适配性”上存在一定的短板——统一的再融资规则、较短的融资周期、较高的融资成本，难以匹配高端制造的产业规律，这也正是我们需要破解的核心问题。

针对我国先进制造业融资问题，全国人大代表，TCL创始人、董事长李东生长期呼吁，“要培育世界一流企业，必须强化资本支撑。既要依靠企业自身盈利积累，也要充分利用资本市场融资功能，为企业持续发展注入动力。”

“中国制造实现转型升级，核心在于发展高科技、重资产、长周期产业。”李东生指出。但融资机制的不完善，制约着企业自身的升级突破，更成为中国先进制造业从“规模领先”向“高端领跑”跨越的关键瓶颈。集成电路、半导体显示以及工业软件、AI大模型等核心领域，均需要长周期资本投入，要建立精准、高效、适配产业规律的融资体系。

首先，要畅通政策融资渠道。

先进制造业投资巨大且需要持续投入，但当前资本市场再融资周期长、流程繁琐，监管统一标准等现状，无法适配高科技产业特点，对此，李东生呼吁，“建议监管机构出台政策，为该类型项目设置特别融资规则和通道，推动资本市场支持先进制造业发展。”

对此可借鉴国际经验，如韩国金融服务委员会(FinancialServices Commission)将半导体、人工智能（AI）、二次电池、尖端生物等符合国家战略规划及尖端产业的企业纳入《技术特例上市》，减少其IPO上市限制，进行单数技术评价；并在上市申请阶段，为高科技和具有战略重要性的技术公司创建“超级间隔技术上市通道”(super gap techlisting track)。

因而，我国可针对集成电路、半导体显示等核心领域，设立特别融资规则，实行再融资快速审核、定向豁免、额度倾斜，打破统一标准、缩短审批周期，以制度化替代窗口指导，减少审批不确定性，让企业敢投、敢扩产，真正为先进制造业大规模资本投入筑牢通道。

第二，要增强政策支持。

例如新加坡，政府强力投入资金支持科技创新。从2020年开始，新加坡政府每年将GDP的1%投入到研发、创新和企业发展中，总计250亿新元，为30年来最大科研拨款。2024年，新加坡金融管理局推出“金融领域科技和创新3.0计划”，即额外拨款1亿新元用于支持金融机构在量子与人工智能等方面的能力建设。2025年新加坡财政预算案显示，新加坡政府将向全国生产力基金再投入30亿新元，支持科技创新领域的研发。

结合我国国情，我们要发挥产业资金引导作用，既要加大科技财政投入，更要通过产业基金等形式带动社会资本，充分激发市场的力量，聚焦技术攻坚期和产业早期，合力投向高科技产业领域，帮助企业跨越建设期与爬坡期，并在制度设计中预先明确退出路径，实现“以空间换时间”。同时要建立创新投资尽职免责制度，优化绩效考核指标，对符合规定的科技创新投资给予合理容错空间。

第三，要增强“耐心资本”供给。

高端制造业的长周期特性，决定了其需要“长钱长用”的耐心资本。以德国为例，针对隐形冠军“深耕细分领域、资金需求周期长”的特点，德国商业银行与储蓄银行推出“技术升级专项贷款”，贷款期限最长可达15年，利率较普通企业贷款低1\~2个百分点，覆盖设备更新、工艺改进等核心场景，2023年此类贷款占隐形冠军企业债务融资的62%。商业银行作为政策性贷款（如“EXIST项目”）的主要合作方，向科技型中小企业提供年利率≤1.5%的低息贷款，覆盖技术研发、市场验证等阶段。

我国可借鉴国际经验，推出10年期以上的中长期低息技改贷款，依托科技创新再贷款、贴息工具，压降优质高端制造企业的融资成本，逐步接近三星等国际巨头的融资成本水平。同时，创新授信与风险分担模式，打破传统抵押担保依赖，如以企业专利、研发投入、产业链订单、产能规模等为核心授信依据，重点支持轻资产重研发的中小配套企业，并建立研发险、中试险、首台套保险联动机制，由政府补贴部分保费，为企业技术攻关支撑，让金融机构敢贷愿贷。

结语：

总之，中国先进制造不缺产业链、不缺企业家精神、不缺政策方向，下一步更需要的是匹配国家战略、适配产业规律的长期耐心资本。

液气压世界

世界正遭遇数十年来最严重的能源供应冲击之一。伊朗冲突升级导致霍尔木兹海峡全面关闭，作为全球最重要的能源咽喉要道，2025年全球约20%的石油和液化天然气(LNG)经此过境。自2月27日起，各类能源基准价格大幅攀升：东亚LNG价格上涨87.7%，欧洲LNG价格上涨58.7%，布伦特原油价格上涨79.3%。对于多数工业经济体而言，冲击的后果立竿见影—燃料成本急剧上升、电力供应趋紧，进而直接削弱其出口竞争力。尽管中国是霍尔木兹海峡的最大使用国，也是全球最大的石油和天然气净进口国，霍尔木兹海峡被封锁而带来的全球能源供应冲击也会冲击中国的能源供应，全球经济放缓也会冲击我国的出口企业。但中国出口企业在过往外部冲击中展现了很高的韧性。制造业出口占我国整体货物出口的95%、占全球制造业出口的

25%。过去二十多年全球制造业电气化的加速趋势。中国电力系统的独特结构使中国制造业几乎不受当前席卷全球市场的LNG和石油价格波动影响。在日益电气化的世界经济中，中国现代化的、以国产煤炭为主体的、几乎不依赖于油气的、可替代能源逐步上升的且受严格监管的电力供应系统，可能会为我国出口行业赋予难得的竞争优势。占全球制造业约30%的中国制造业，其地位无意中可能会被当前的全球能源局势进一步强化。当然，若全球能源危机持续恶化，最终也会更大程度的波及中国的油气供应和外需。

霍尔木兹海峡在中国能源供应中的角色

我国73%的原油和40%的天然气供应依赖进口，其中原油进口的50%和天然气进口的16%通过需经过霍尔木兹海峡，因此当前的能源危机直接冲击我国的能源供应。从表观数据来看，中国似乎应是受冲击最严重的经济体之一。但实际情况更为复杂。中国是全球最大的能源消费国，中国能源消耗量接近美国的两倍。尽管中国也是全球最大的能源进口国，中国整体外部能源依存度仅约16%，显著低于其他多数亚洲工业经济体。这种韧性源于两个结构性现实：一是国内煤炭产量庞大且具备充足的冗余开采能力，二是核能和可再生能源的快速扩张。在我国能源消费总量中，石油占比约18%，天然气占比仅8%。因此，中国能源使用中直接与霍尔木兹海峡进口相关的份额较低原油约为6.6%，天然气仅为0.6%。此外，中国拥有庞大的战略石油储备，可覆盖100多天的净石油进口需求。

全球能源危机中，中国在电力供应方面的比较优势

宏观层面的缓冲固然重要，全球能源危机之中，中国经济在制造业层面还因为另一优势而享有更高的韧性。过去二十年间，全球工业经历了快速电气化进程。据国际能源署数据，电力在全球最终能源消费中的占比从2010年的17.6%提升至2023年的21.2%，工业部门的这一增幅更为显著，从24.5%升至30.0%。在亚太地区，这一转型以中国为引领，同期中国工业电力消费占比跃升13.3个百分点，达到35.3%。韩国和中国台湾地区高度集中于半导体制造，其工业电力消费占比分别达到50.9%和54.8%。在这一新形势下，电力的成本、可靠性与稳定性已成为决定出口竞争力的关键因素。任何电力生产高度依赖进口LNG或石油的经济体，都将面临电力价格暴涨和潜在电力短缺的问题。相比之下，中国电力系统的一次能源来源几乎完全自给自足，发电环节几乎不使用天然气或石油，主要依赖国内开采的煤炭且备用产能充足，同时在风电、太阳能和核电领域取得快速发展。此外，中国的电力供应受政府严格监管，对制造业不存在歧视性对待。

天然气与全球电力供应

要理解中国的优势，需考察主要经济体的电力生产构成。2024年，煤炭仍是全球电力生产的最大单一来源，占比约35%，其次是可再生能源（水电、风电、太阳能）占32%，天然气占22%，核电占9%，石油仅占2%。在从煤炭向可再生能源转型的过程中，天然气一直扮演着稳定的“桥梁”燃料角色。但其经济影响受到地理因素和市场设计的放大。关键差异在于管道天然气（PNG)与LNG：管道天然气来自国内或陆上管道，而LNG需跨洋运输，完全暴露于国际现货市场波动之下。拥有管道天然气渠道的经济体，对当前霍尔木兹海峡冲击具有天然缓冲能力；而纯LNG进口国，则将全面承受价格波动和潜在供应短缺的冲击。欧洲在2022年俄乌战争后的经历，充分体现了这种脆弱性。俄罗斯管道天然气供应中断，迫使欧洲快速大规模转向LNG进口，使该燃料首次结构性嵌入欧洲能源结构。另一个重要的放大机制，是许多自由化电力市场采用的“边际定价”体系。在该机制下，所有发电企业按成本从低到高提交竞价，所有供应商的上网电价均由满足市场需求所需的最高成本发电机组决定。即便天然气在总发电量中占比不高，也常常成为边际定价者，尤其是在用电高峰时段。例如，英国天然气发电量占比约30%，但在80%-90%的时间里决定着全国电价。这一结构导致电价随国际天然气价格剧烈波动，与底层发电结构无关。

中国电力供应的结构性优势

煤炭仍是中国电力系统的支柱，历史上占发电量的70%以上，2024年仍维持在约58%。中国煤炭储量丰富，且维持着冗余开采能力。尽管我国热煤进口约占8%（主要为沿海电厂使用的低价品类），但任何进口短缺均可通过国内产量轻松弥补。此外，行政性批发价格上限和零售电价管控，进一步将终端用户电价与国际大宗商品波动隔离开来。可再生能源已实现快速扩张，目前占我国发电量的约34%（水电13%、风电10%、太阳能8%）。整个电力系统既处于低碳转型轨道，又对石油和天然气价格冲击表现出极强的韧性。天然气仅占我国发电量的3.2%，石油占比不足1%。中国天然气消费总量的79%通过管道供应，包括国内生产及来自俄罗斯、中亚的进口；LNG仅占21%，其中危机前约30%依赖霍尔木兹海峡运输。即便波斯湾LNG供应完全中断，也仅会影响中国天然气消费总量的6%。综合来看，中国制造业受益于充足、低成本且稳定的电力供应，在短期至中期内基本与全球LNG和石油市场脱钩。那些采用边际定价机制且缺乏国内燃料替代方案的竞争对手，无法复制这种稳定性。

此次能源危机中某些发达经济体在电力供应方面的脆弱性

中国制成品出口主要与少数几个经济体展开直接竞争。基于世界贸易组织数据的分析显示，2024年中国全球出口份额达到14.6%，较前五年提升1.5个百分点。这一增长覆盖面广泛，既包括高价值品类（运输设备、机械），也涵盖低价值商品（纺织品、皮革、鞋类），体现了中国工业供应链的全面性与高效性。在发达经济体竞争对手中，日本、韩国和中国台湾地区表现出最突出的脆弱性。日本34%的电力来自天然气，2.5%来自石油，且全部以进口LNG形式供应；韩国情况类似，29%的电力来自天然气，1.1%来自石油，同样完全依赖LNG进口；中国台湾地区的暴露程度更高，天然气占发电量的43.3%，石油占比约1.5%，受地理隔离限制，所有天然气均通过LNG进口，无管道替代方案。中国台湾地区约三分之一的天然气来自波斯湾(主要为卡塔尔)，韩国来自波斯湾的天然气占比为23.4%。日本直接来自波斯湾的天然气占比虽较低，为4.6%(若计入阿曼则约为11%)，但目前日本需与欧洲激烈争夺来自美国和澳大利亚的替代LNG资源，LNG进口成本不可避免会大幅上升。欧洲方面，德国16.6%的电力来自天然气，3.8%来自石油。2022年俄乌战争后，德国通过增加挪威管道天然气供应实现能源多元化。意大利对天然气的依赖度远高于德国，天然气占其发电量的47.3%。两国均保留LNG进口基础设施，但依赖程度低于亚洲竞争对手；尽管如此，它们仍会通过欧洲TTF基准价格承受间接价格压力。美国的情况则完全不同。其天然气发电量占比达42.6%，但几乎全部来自国内管道供应。作为LNG净出口国，美国在结构上不受当前能源冲击影响，甚至可能通过扩大LNG出口、增加出口收入，从全球能源高价中获益。由于美国与中国在制造业出口方面的竞争非常之小，因此相对于发达经济体而言，中国在电力供应方面的优势

新兴亚洲国家电力供应所面临的挑战

除发达市场外，中国还面临来自新兴亚洲经济体的激烈竞争。这些经济体通过供应链多元化、更低的生产成本和吸引外国直接投资，逐步提升出口份额，其中最具代表性的是越南、印度、泰国、马来西亚和印度尼西亚。可将其分为两组：高净能源进口经济体（越南34%、泰国58%、印度36%)和大宗商品出口国（马来西亚、印度尼西亚）。泰国是该地区最脆弱的经济体，天然气占其发电量的68%，其中约29%的天然气以LNG形式进口，且几乎全部来自卡塔尔。越南天然气发电量占比为7.2%，但其49%的LNG进口来自卡塔尔和阿联酋。印度电力生产仍以煤炭为主（占比75%），且已实施工业天然气配给，但仍有60%的LNG进口来自波斯湾。马来西亚虽为净能源出口国，却意外表现出较高的暴露度。天然气占其发电量的37%，占全国工业活动约80%的马来西亚半岛，其天然气消费总量的30%依赖LNG进口。该国国内天然气价格与区域LNG基准挂钩，这意味着亚洲现货价格飙升会直接将成本压力传导至出口导向型电子和石化行业的电价。印度尼西亚是该组中的相对例外。其煤炭发电量占比61%，得益于丰富的国内煤炭资源和适度的LNG进口，该国采矿、冶炼和轻型制造业出口商面临的成本压力远小于其他国家。相关国家已采取短期应对措施：越南激活燃料稳定基金，暂停非必要出口，推行错峰办公，并因喷气燃料短缺缩减航班；泰国实施柴油价格上限，禁止大部分燃料出口，并启动全国节能运动；印度实施天然气配给。这些措施仅能提供临时缓解，在电子装配（越南、泰国）、纺织和工程产品（印度）等电力密集型出口领域，持续高企的电力成本将直接削弱其相对于中国供应商的价格竞争力。

过去六年中国出口行业在面临外部冲击时所展现的韧性

自2020年以来，当全球经济面临供给冲击，遭遇严重供应链中断时，中国出口部门展现出了显著的韧性。新冠疫情期间，中国是首个有效控制疫情并恢复制造业生产的主要经济体。在全球大部分地区仍处于封锁状态时，中国巩固了其“世界工厂”的地位。2020年中国出口增长3.6%，较2019年0.5%的增速明显提升，2021年增速进一步加快至29.6%；中国全球出口份额大幅升至14.9%，远高于2016-2019年稳定在13%左右的水平。全球对个人防护装备和居家办公产品的需求激增，为中国出口提供了额外支撑。2022年初爆发的俄乌战争则提供了另一次考验。西方对俄罗斯的制裁，迫使俄罗斯将进口需求转向中国，尤其是在汽车方面。中国汽车在俄罗斯市场的份额从战前的7%跃升至2023年的50%以上。与此同时，欧洲能源危机加速了其向可再生能源转型的进程，这与中国战略性推动“新三样”，也就是电动汽车、锂离子电池和太阳能电池板的出口举措高度契合。2022年，“新三样”贡献了中国整体出口增长的29%，2021-2023年间其在总出口中的份额实现翻倍；2022年中国对欧盟出口仍实现8.6%的稳健增长，高于整体出口5.6%的增速。俄乌战争因为冲击欧洲工业国的能源供应尤其是天然气供应，大幅度抬高了德国等经济体的电力价格，损害其工业竞争力，也使得中国企业在与欧洲对手的竞争中获取了一定的竞争优势。

中国出口可能会好于预期，但也需要注意风险

在日益电气化的全球经济中，中国独特的电力系统—自给自足、以煤炭为支撑、由可再生能源强化且高效的不歧视工业的监管，可能会使我国出口企业在这场数十年来最严重的能源供应冲击中，再次获得竞争优势。若霍尔木兹海峡中断持续至下半年，这种优势可更加明显。我们在去年底所做的2026年中国经济展望中，预计中国的出口增速将从2025年的5.5%温和放缓至4.0%，而当前的能源危机可能会给这个预测带来较为显著上行风险。但需注意的是，能源冲击引发的全球需求萎缩，可能会部分抵消上述收益。若危机长期持续，全球消费下滑带来的负面影响，可能最终超过中国电力成本优势，导致出口增长放缓。另外，从内需来看，全球能源价格上涨会不可避免的传导到国内包括汽柴油等产品的零售价格，从而降低内需。我们文中的分析只是说明中国制造业尤其是其中的出口企业可能会在电力供应方面迎来更大的比较优势，但从全局来看，尤其是从长远来看，中东这场战争的尽早结束和全球稳定的能源供应对中国经济是有利的。液气压世界

●北京华德液压工业集团有限责任公司

HD-4WRLE35-4X

HD-4WRLE35-4X是一款集电气位置反馈与集成电子元件(OBE)于一体的先导式高频响二阶方向控制阀，采用直动式伺服级阀芯阀套结构的先导阀，实现主阀芯的高精度闭环控制，滞环≤0.1%，重复精度≤0.08%，动态响应速度远超传统比例阀。产品内置OBE模块，可精确调节先导与主阀芯位置，在35MPa最高工作压力下，实现对速度、位置、压力和力的多模式高精度闭环控制，支持CANopen、EtherCAT、PROFINET、ModbusRTU等主流工业总线协议，无缝接入智能产线系统。最大通径达35，额定流量高达1500L/min，配备断电安全位功能，确保极端工况下系统安全。广泛应用于注塑成型、军工装备、冶金轧机、风力发电、石油化工、汽车制造、工业母机、试验机等高端领域，是实现智能制造核心执行单元的理想选择。

全集成数字轴控制器

将轴控制器、位置反馈与阀芯驱动电路集成于阀体，实现机电液一体化。

内置位置闭环控制算法，直接驱动先导阀芯，无需外部放大器或独立运动控制卡。

支持模拟量(±10V/4-20mA)及总线通讯，灵活适配传统与智能控制系统。

高频响直动阀芯

先导阀采用伺服级阀芯阀套结构，确保高动态与低滞环。

规格35通径，额定流量高达1500 L/min，最大工作压力 35Mpa。

滞环<0.1%，重复精度≤0.08%，动态响应时间(0-100%信号）低至55ms。

全场景控制覆盖

位置控制：通过集成LVDT位置传感器实现主阀芯高精度闭环，电气位置反馈分辨率高。

速度控制：线性流量特性与渐进特性可选，满足从微流量调节到大流量快速响应的需求。

复合控制：通过外部控制器切换控制值，可实现位置-压力等复合动作模式。

工业 4.0 就绪接口

总线通讯及模拟量接口(A1/F1)，兼容主流PLC与工业网络。

内置故障安全功能：电源中断或信号故障时，先导阀芯自动复位至“故障安全”位置，主阀芯依靠弹簧返回中位(E/W机能)或偏移位(V/Q3机能)，防止执行器意外动作。

环境耐受性：防护等级IP65（已安装插头），工作温度-20℃至+60℃，耐受振动与冲击（带减振板选项）。

Hydrokraft PVZ 系列柱塞泵

丹佛斯动力系统旗下百年品牌Vickers，依托深厚技术积淀推出 Hydrokraft PVZ系列柱塞泵。

这款专为船用二冲程发动机定制的装备，集成KBF比例阀核心技术，以无凸轮轴设计颠覆传统控制，成为船舶“心脏”的高效“液压中枢”，重新定义海事液压效率与可靠性基准。

作为动力系统“关键枢纽”，PVZ系列凭借全维度优势，精准适配海事场景需求，其核心优势主要体现在以下六大方面：

优势一：全型号覆盖，适配便捷

覆盖PVZ-130至PVZ-360全型号，具备与同类竞品无缝替换性

新建船原配或旧船升级均可即插即用，大幅降低更换成本与停机损耗

优势二：重载耐用，寿命超长

采用重载级结构设计，从容抵御海洋高盐雾、高湿度严苛环境

实现48,000小时超长使用寿命，契合船舶不间断作业需求，显著减少维护频次与运营成本

优势三：工况适配，稳定可靠

新型阀盘设计支持双向运转，搭配内置止回阀，彻底解决船舶倒车发动机反转易气蚀痛点

通过全球主流船级社认证，连续工作压力300bar、峰值450bar，可从容应对复杂远洋工况

优势四：精准控压，绿色高效

集成式KBF比例阀为技术核心，具备微米级精准调节能力

精细化控制泵，配合智能泵控系统优化功率输出，降低燃油消耗与污染物排放，助力绿色航行

优势五：接口通用，运维便捷

KBF比例阀采用4-20mA标准控制信号，配备7针连接器，船用线缆最长65米，额定压力适配船舶高压工况

独特序列号设计，实现全生命周期可追溯，大幅提升运维效率

优势六：多版本可选，细节出众

提供带与不带KBF阀两种版本，对应专属丹佛斯及零件号，方便客户精准采购

涵盖多元安装配置，FKM密封件与船用防腐涂装提升耐腐蚀性，高精度位置传感器为智能运维提供数据支撑

如今，Vickers Hydrokraft PVZ系列柱塞泵以精准设计与技术突破，成为海事液压标杆，为船舶动力升级提供一体化解决方案，彰显 Vickers 深耕海事领域的雄厚技术实力。

我们提供的不仅是产品，更是与你携手攻克下一代船舶动力升级挑战的坚实保障。Vickers期待与你携手，以精准技术驱动海事未来发展。

●费斯托（中国）有限公司

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多孔介质动静压机械密封动力学特性研究

Study on Dynamics Characteristics of Porous Matrix Hydrodynamic and Hydrostatic Mechanical Seals

摘要：将多孔介质材料与L形流体动压槽相结合，提出了一种多孔介质动静压型机械密封结构，考虑密封端面润滑液膜与多孔介质内流体的传质作用及润滑的空化作用，基于摄动法建立了机械密封的动力学特性数学模型，采用有限单元法求解微扰方程，数值研究了多孔介质动静压型机械密封的动态特性系数。研究结果表明，在多孔介质的静压效应和L形槽的动压效应的协同作用下，相较于多孔介质机械密封和部分多孔介质机械密封，多孔介质动静压机械密封具有更大的刚度系数Kzz、Kαα、Kββ，增大多孔介质材料的渗透率和优化L形槽的几何参数有助于增大液膜的刚度系数Kzz、Kαα、Kββ，但会以牺牲刚度系数Kαβ、Kβα和阻尼系数dzz、dαα、dββ为代价。

0引言

机械密封是一种用于解决旋转轴与流体机械壳体之间密封问题的装置，它由至少一对垂直于旋转轴线的端面构成，在流体压力和补偿机构弹力的作用下，这对端面保持贴合并相对滑动，从而实现防止流体泄漏的功能。改善密封端面润滑是提高机械密封动态稳定性和密封性能的热点之一。为确保机械密封端面间存在稳定的润滑液膜并减少端面磨损，国内外学者提出了形式多样的流体动压型槽结构[1-3]。耿志翔[4]深入研究了不同槽型气体端面密封稳态特性，基于有限元方法对L形槽气体端面密封进行了稳态特性分析，给出了L形槽气体端面密封几何参数的较佳值。孙鑫晖等[5]在机械密封上开设枞树型槽来解决电机密封可靠性差的问题，发现该机械密

封具有较好的动压效应。

除在密封端面设置流体动静压结构外，在密封端面加设一层多孔介质材料所构成的密封是一种新型的密封结构[6-7]。多孔介质材料内部具有无数微小孔道[8]，在润滑领域已成功应用于滑动轴承。当轴承工作时，轴承基体孔隙中储存的润滑油在轴承间隙与多孔基体间循环流动，在摩擦界面形成具有一定承载能力的动压油膜[9]。相关研究表明，当载荷和转速合理匹配时，轴承摩擦界面的动压油膜足以抵挡外负载，含油轴承处于流体润滑状态[10-12]，可有效减小摩擦损失，优化轴承的刚度和阻尼特性。受到多孔介质滑动轴承的启示，ETSION等[6]设计了一种多孔介质机械密封结构，给出了液膜刚度和阻尼的理论解，研究发现与普通实心端面机械密封相比，这种多孔介质机械密封可提供良好的轴向液膜刚度。LI等[13]提出了一种在密封环上结合多孔基体和螺旋槽的混合式机械端面密封，使机械密封的开启力、泄漏率等静态特性得到提高。

图 1 几何模型

机械密封的密封性能受到其动态特性系数的影响，针对其动态特性系数，国内外进行了大量的研究[14-15]。陈源等[16]通过摄动法建立了螺旋槽干气密封微扰膜压控制方程，在高速高压条件下分析了螺旋槽结构参数对气膜动态特性系数的影响规律。孟祥铠等[17]考虑液膜空化效应的影响，基于摄动法研究了螺旋槽液体润滑机械密封的动力学特性，获得了润滑液膜的多个动态特性系数。

图 3 有限元网格

图2 动态特性几何模型

本文将多孔介质材料与L形动压槽相结合，形成一种多孔介质动静压型机械密封结构，考虑密封端面润滑液膜与多孔介质内流体介质的耦合作用及润滑膜的空化，采用摄动法建立了多孔介质动静压型机械密封动态特性模型，研究了密封工况参数、多孔介质基体和L形槽几何参数对机械密封动态特性的影响规律，为多孔介质动静压机械密封动态特性的分析提供了一种方法。

图6 不同结构的机械密封

1 几何模型

图1 为本文研究的多孔介质动静压型机械密封结构示意图。为更好地实现多孔介质基体与动压槽的动静压协同作用，考虑多孔介质基体和动压槽的结构相配性，本文选择了扇形多孔质基体和L形动压槽。如图1a所示，密封由动环、静环和润滑液膜组成，其中密封静环由扇形多孔介质材料和实体密封环构成，多孔介质材料块沿周向均匀分布于密封静环外径侧并与高压侧密封介质相通。L形流体动压槽刻蚀于密封静环端面且与扇形多孔介质材料相接。图1a中H为多孔介质材料的厚度，hg为L形槽的槽深。图1b所示为密封端面一个周期性结构，其中，ri为密封端面内半径，ro为外半径，rn为L形槽内半径（同时也是多孔介质材料的内半径）， ^ { r h } 为L形槽外半径。如图1b所示，本文定义机械密封端面计算域角度为 \zeta _ { a } ，计算域角度的一半为 \zeta b ，多孔质材料基体的角度为 \zeta _ { c } ，L 形槽外半径角度为 \zeta d L 形槽槽根内半径角度为 \zeta _ { e _ { { ~ c ~ } } } 将多孔质材料角度 \zeta _ { c } 与计算域角度一半的比值定义为多孔介质角度比Y ( \curlyvee = \zeta _ { c } / ( b ) ，Y越大表明多孔介质基体的角度越大。以多孔介质基体右侧为基准，将L形槽槽根内半径角度与计算域角度的一半之比定义为槽根内半径角度比φ \scriptstyle ( \Phi = \zeta e / \zeta b ) 。以多孔介质基体右侧为基准，将L形槽外半径角度与计算域角度的一半之比定义为槽外半径角度比δ ( δ \mathbf { = } \zeta d \zeta b )

2 理论模型

对于图1 所示的多孔介质动静压型机械密封，为便于分析，作出如下假设：①动静环两密封面间隙保持不变；②不计液膜压力在膜厚方向上的变化；③忽略密封端面的黏性剪切生热，密封流体为牛顿流体；④忽略流体在多孔介质表界面的滑移，密封端面间流体流动为层流；⑤忽略湍流、惯性、密封环的热力变形等的影响。

密封端面间润滑液膜的压力分布可由考虑{ \mathbf { } } J F O 空化理论和多孔介质内渗流原理的修正雷诺方程描述[18]，其表达式为

式中： p f 为密封端面液膜压力； _ { p d } 为多孔介质内流体压力；μ为流体动力黏度；u、ν分别为动环端面x和y方向上的速度分量；h为端面液膜厚度；θ为液膜空化时的密度比；k为多孔介质的渗透率。

在多孔介质材料中，根据渗流力学中经典的Darcy 定律，多孔介质中流体的压力 _ { p d } 满足如下方程:

假设密封处于稳态运行时的初始轴向间隙、沿x和y方向的初始偏角分别为hc、α和β，如图2所示[19]。

则密封端面任意一点 ( x , \ y ) 处的液膜初始厚度h0可表示为

向的微小扰动Δa、 \Delta β 时会引起液膜厚度的变化，则液膜动态厚度h的表达式为

根据摄动法[20]，液膜厚度的扰动会引起液膜压力的扰动，流体介质压力（包含pf和pd)可视为密封环的扰动位移和扰动速度的函数，利用Taylor级数展开并忽略二阶及以上的高阶无穷小项可得

式中：Δz、∆a、∆β为扰动位移；∆ż、∆a、\Delta β 为扰动速度； _ { p f 0 } 为稳态下的液膜压力； p d 0

稳态下的多孔介质区压力； p f { \bar { \jmath } } ( j { = } z , \ α , \ β , \ \dot { z }
a，β）为相应的液膜微扰压力； p d j ( j = z , tt { o }
β，ż，a，β)为相应的多孔介质区微扰压力。

将式（4）、式（5）代入密封液膜瞬态润滑方程（式（1））中，将式（6）代入瞬态达西定律（式（2））中，忽略高阶小项可得流体膜压力的微扰控制方程组：

为求解上述微扰方程，需补充相应的边界条 件，稳态压力pf和pd的边界条件为

式中： p i , p o 分别为内径处压力和外径处压力。

对于微扰压力，其边界条件为

由上述可知，液膜压力及其微扰压力与多孔介质内流体压力及其微扰压力相互影响，存在传质作用。采用有限单元法对偏微分方程（式(7)和式(8)）进行求解。如图3所示，采用四面体网格和三角形网格分别对多孔介质区三维流体和密封端面二维润滑液膜进行网格划分，二维液膜区网格数约为5.8万，三维多孔质区网格数约为34万，并且保证多孔介质区端面网格与相对应的液膜区三角形网格的节点保持一致。采用文献[7，21]中所述的基于有限单元法的耦合计算方法进行求解，以获得液膜压力及其微扰压力。本文在计算动力学特性系数前开展了网格无关性验证，如图4所示，以网格数8万为基准，在计算范围内随着网格数的变化，刚度系数Kzz的变化幅度不超过2%，阻尼系数dzz的变化幅度不超过0.5%。本文选择的网格数约为7万。

密封液膜的动态特性系数包含刚度系数和阻尼系数，本文用Kij表示由j向微扰引起的i向的液膜刚度系数，用dij表示由j向微扰引起的i向的液膜阻尼系数，其中i，j=z，a，β。刚度系数和阻尼系数可分别表示为

(13)

为验证本文模型计算方法的正确性，利用文献[22]中的多孔介质轴承作为计算实例，将不同膜厚下量纲一刚度系数 \scriptstyle K z z 与文献[22]中数据进行比较。由图5可知，采用本文计算方法得到的数据与文献[22]中的结果吻合度较好，从而验证了本文计算方法的准确性。

3 计算结果与讨论

表1 所示为计算分析所用的密封环几何参数和工况参数。

相关研究表明，机械密封的轴向微扰和角向微扰相互耦合，但两者的相互影响作用很小，因此轴向微扰引起的角向刚度和阻尼Kaz、Kβz、daz、dβz以及角向微扰引起的轴向刚度和阻尼Kza、Kzβ、dzα、dzβ在本文中均不讨论，则本文所研究的液膜动力学特性系数主要包括刚度系数Kzz、Kaa、Kaβ、Kβa、Kββ和阻尼系数dzz、daa、daβ、dβa、dββ，且daβ和dβa数值较小可忽略不计，在密封动静环理想对中的条件下，存在如下规律：Kaα≈Kββ、Kaβ≈-Kβa、daa≈dββ、daβ≈-dβa。

3.1 几何结构影响

表2 所示为三种多孔质机械密封的密封性能和动态特性系数对比，其结构如图6所示，分别为端面外径侧圆周方向全部为多孔介质材料（PF）、端面外径侧部分为多孔介质材料（PPF）与L形槽间隔分布的端面结构形式(PLF)。由表2可以看出，多孔介质动静压机械密封的开启力要远大于其他两种密封结构的开启力，比多孔质机械密封开启力增大了约5%，比部分多孔质机械密封开启力增大了约21%，表明多孔介质和L形槽的配合可以有效提高机械密封的承载能力。但是多孔质动静压型机械密封的泄漏率最高，要提高机械密封的密封性能，往往以高泄漏率为代价。相较于平端面普通机械密封

的Kzz为零值，多孔介质机械密封具有明显的Kzz值，这与ETSION等[6]的研究中指出多孔介质材料可以提高机械密封Kzz值的结论相同。比较而言，PLF的Kzz、Kaα、Kββ最大，PF 次之，PPF最小。这表明多孔介质和L形动压槽均有效提高了润滑膜的Kzz、Kaα、Kββ，PPF端面具有更小的多孔介质面积，所受到的多孔介质的影响最小（静压效应相对较弱），而PLF由于L形动压槽的影响，其动压效应有效提高了液膜的刚度。对于Kaβ、Kβα和阻尼系数，PPF 最大，PLF 次之，PF最小。液膜的阻尼作用可降低挠性环振动的幅度，消耗外界激励，使密封趋于稳定。由此可以看出，多孔介质动静压型机械密封相较于其他两种密封具有更好的稳定性。此外由于密封动静环处于理想对中状态，因此液膜的刚度系数Kaβ和Kβα互为相反数，阻尼系数daα和dββ相等。

3.2 工况参数的影响

图7 所示为不同渗透率下密封压力ps 对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。由图7可知，不同的渗透率下液膜的动态特性系数的变化规律不同，当渗透率k=10-6 mm2时，随着ps的增大，刚度系数K和阻尼系数d的变化均不明显，此时由于渗透率较大，多孔介质的静压效应起主要作用；当渗透率k=10-7mm2时，随着ps的增大，Kzz、Kaα、Kββ先急剧增大后在ps=2 MPa时趋于平稳，增幅约为900%;当ps 在0.5\~1.0 MPa 时，dzz、dαα、dαβ、Kβα随ps的增大而增大，在ps>1 MPa 后趋于平稳，当渗透率k=10-8 mm2时，随着ps的增大，Kzz、Kaa、Kββ先快速增大后缓慢增大，dzz、daa、daβ、Kβa随ps的增大没有显著变化；当渗透率k=10-9mm2时，随ps的增大，Kzz 先增大后减小，这是因为此时渗透率过小，液膜刚度受L形槽动压效应的影响，此时由于高压下液膜空化程度降低，其动压效应相对减弱，导致刚度系数减小。上述结果表明Kzz、Kαα、Kββ受ps的影响较大，而刚度系数Kaβ、Kβa和阻尼系数d受ps的影响较小。密封端面多孔介质的静压效应和L形槽的动压效应协同作用，影响了刚度系数和阻尼系数的变化规律，随密封压力的增大，液膜空化程度减弱甚至消失。动压效应受液膜空化的影响，而静压效应则受到多孔介质渗透率的影响，随着渗透率的增大，静压效应相应增强。

图8所示为不同渗透率下转速n对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。由图8可知，随着n的增大，密封端面润滑油膜的刚度系数的绝对值均相应增大，且渗透率越大，n 对刚度系数Kzz、Kaa、Kββ的影响越大，而对刚度系数Kaβ、Kβα的影响越小。随着n的增大，密封端面L形槽的动压效应相应增强，渗透率越大，通过多孔介质进入密封端面的润滑介质越多，越有利于动压效应的增强，Kzz、Kaa、Kββ增大更加明显。相同渗透率下转速对阻尼系数的影响不大，随着n的增大，阻尼系数dzz、daa、dββ呈现略微线性减小的变化趋势。相同转速下渗透率的增大使液膜的dzz、daa、dββ均减小。增大多孔介质的渗透率可增强密封介质在密封内的流动性，从而提高了机械密封抵抗轴向、角向扰动的能力。

图9所示为不同渗透率下端面初始液膜厚度h0对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。由图9可以看出，当渗透率较小(k=10-9mm2)时，随着h0的增大，刚度系数Kzz、Kaα、Kββ先增大后减小，增幅约为45%，刚度系数Kaβ、Kβa和阻尼系数dzz、daa、dββ均减小，降幅约为82%；当渗透率较大时，刚度系数和阻尼系数均随h0的增大而减小，尤其是当h0 较大时，Kaβ、Kβα 及dzz、daα、dββ 趋近于一稳定的较小值。这表明过大的初始膜厚不仅增大了泄漏率，而且会使机械密封系统失去动态稳定性，同时受到扰动后恢复平稳的能力降低，究其原因是在初始液膜厚度下，液膜的静压效应增强有限而L形槽的动压效应削弱较显著。相同初始膜厚下，渗透率越大，Kzz、Kaa、Kββ越大，而渗透率对Kaβ、Kβa及dzz、daa、dββ的影响不大。

3.3 多孔介质材料参数的影响

图10 所示为不同渗透率下多孔介质材料角度比Y 对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律，Y值越大，表明多孔介质材料在圆周方向上的角度越大。由图10可知，随着γ的增大，当渗透率较小(k=10-7，10-8,10-9mm2)时，刚度系数Kzz、Kaa、Kββ随γ的增大先增大后减小，当γ约为0.4时液膜具有最大的Kzz、

Kaα、Kββ值；而当渗透率k=10-6 mm2时，随着Y的增大，L形槽右侧与下一个周期下的多孔介质边界距离减小，L形槽所产生的流体动压效应使得部分液膜流体流入多孔介质内，导致液膜刚度系数和阻尼系数均呈现线性减小的变化规律。当渗透率和多孔介质角度比均较小时，随着Y的增大，多孔介质的静压作用逐渐增强，使得Kzz、Kaa、Kββ呈现略微增大的变化趋势。

多孔介质材料的厚度H影响流体介质通过材料渗入密封端面的流量，进一步影响液膜的动态特性系数。图11所示为不同渗透率下多孔介质材料厚度H对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。当渗透率k=10-6mm2时，在研究范围内随着H的增大，刚度系数Kzz、Kaa、Kββ变化并不明显，H对其影响并不大，当H在0.5\~1.0 mm 之间时刚度系数Kaβ、Kβα 和阻尼系数dzz、daα、dββ有所减小，当H>1mm 时，

Kaβ、Kβa及dzz、daa、dββ的变化也不明显，这表明多孔介质材料厚度超出一定程度后，多孔介质内流体与液膜的质量交换变化不明显。当k=10-7，10-8 mm2时，随着H的增大，Kzz、Kaa、Kββ缓慢增大后趋于平稳，Kaβ、Kβa、dzz、daa、dββ缓慢减小后也趋于平稳。当k=10-9mm2时，随着H的增大，机械密封的刚度系数和阻尼系数都没有明显的变化。需要指出的是，本文未考虑多孔介质变形的影响，由于多孔介质材料本身弹性模量比密封环基体的弹性模量更小，故随着多孔介质材料厚度的增大，其变形势必增大，可以预见多孔介质材料的厚度对动态特性系数的影响应比本文研究结果更大。

3.4 L 形动压槽几何参数的影响

图12 所示为不同渗透率下L 形槽的槽根内半径角度比φ对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。由图12可见，φ越大（即槽宽越大），润滑液膜的刚度系数Kzz、Kaa、Kββ 也越大，而刚度系数Kaβ、Kβα 和阻尼系数dzz、daa、dββ则越小。刚度系数的增大与L形槽动压效应的增强有关（在研究范围内动压效应随φ的增大而增强）。渗透率越大，当φ增大时，Kzz、Kaa、Kββ的相对变化程度也越大，而dzz、daa、dββ的相对变化程度越小，当渗透系数较小（k=10-8，10-9mm2)时，机械密封的Kzz、Kaα、Kββ数值更加相近，表明此时多孔介质的静压作用对动态特性系数的影响减弱。

图13 所示为不同渗透率下L 形槽的槽根外半径角度比δ对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。由图13可见，不同的渗透率下刚度系数随δ变化的规律也不同。在较小渗透率（k=10-8，10-9mm2）下，刚度系数Kzz、

Kaa、Kββ随δ 的增大先增大后减小，当δ=0.2 时具有最大的Kzz、Kaa、Kββ 值；当k=10-7 mm2时，上述刚度系数随δ的增大而减小；而当k=10-6mm2时，上述刚度系数则随δ的增大呈现出先增后减的变化趋势。这种复杂的变化规律归因于渗透率和L形槽的槽根外半径角度比改变时液膜动压效应和静压效应的相互影响作用关系。不同的渗透率下刚度系数Kaβ、Kβα 和阻尼系数dzz、daa、dββ则随δ的增大而逐渐减小。

图14 所示为不同渗透率下L 形槽的槽根内半径rn对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。需要说明的是，L形槽的槽根内半径与多孔介质区的内半径相同，即rn变化时多孔介质区也在同步变化。由图14可知，当渗透率较小（k=10-9，10-8mm2)时，机械密封润滑液膜的刚度系数Kzz、Kaa、Kββ随rn的增大先增大后减小，当渗透率较大(k=10-7，10-6 mm2)时，上述刚度系数则随rn的增大而减小。这是因为随着rn的增大，多孔介质区和L形槽的径向宽度减小，其静压效应和动压效应相应减弱。不同渗透率下刚度系数Kaβ、Kβα 和阻尼系数dzz、daa、dββ则随rn的增大而增大。由此可见，合适的槽根内半径可在增强液膜动压效应的同时提高机械密封的稳定性。

图15 所示为不同渗透率下L 形槽的槽根外半径rh对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。rh 减小意味着L形动压槽的槽根区域径向扩大，液膜的动压效应增强。由图15可知，不同渗透率下随着rh的增大，机械密封液膜的刚度系数Kzz、Kaa、Kββ呈线性增大的变化趋势，而刚度系数Kaβ、Kβα和阻尼系数dzz、daa、dββ则呈现线性减小的变化趋势。这是因为槽根外半径越大，L形动压槽的动压效应越强，导致其抵抗干扰、恢复稳定状态的能力提高。

图16 所示为不同渗透率下L 形槽的槽深hg对多孔介质动静压型机械密封动态特性系数的影响规律。由图16可见，随hg的增大，刚度系数Kzz、Kaa、Kββ呈现先增大后减小的变化趋势，这种变化趋势与以往研究中液膜承载力的变化规律相似，其主要原因是液膜的动压效应随着槽深的增大先增强后减弱。随多孔介质渗透率的增大，最大刚度系数Kzz、Kaa、Kββ所对应的L形槽槽深逐渐减小，这意味着由多孔介质渗入密封端面的介质影响了L形动压槽的流体动压效应。液膜刚度系数Kaβ、Kβα 和阻尼系数dzz、daa、dββ随着槽深的增大而减小。L形槽槽深的增大会导致膜厚增大，从而使得密封降低振动幅度的能力降低。

4结论

1）将多孔介质材料和L形动压槽相结合，提出一种多孔介质动静压型机械密封端面结构，通过与多孔介质机械密封和部分多孔介质机械密封的静动态性能参数进行对比，发现多孔介质动静压型机械密封的开启力最大，表明此类型机械密封具有更高的承载能力。同时多孔质动静压型机械密封在刚度系数Kzz、Kaa、Kββ占有数量级上的优势。

2）多孔介质动静压型机械密封刚度系数Kzz、Kaa、Kββ均随转速的增大而增大，液膜的阻尼系数受转速的影响可以忽略。在多孔介质的静压效应和L形槽的动压效应交互影响下，不同渗透率下液膜的动态特性系数随密封压力的变化规律有所不同。为最大程度地提高机械密封的稳定性，推荐的多孔介质材料及L形槽几何参数最优取值范围如下：多孔介质材料角度比Y为0.3\~0.5，多孔介质材料的厚度H 为2 mm，L形槽外半径角度比δ为0.2，槽深hg为2\~4μm。

3）增大多孔介质材料的渗透率有利于提高液膜的刚度系数Kzz、Kaa、Kββ，但减小了液膜的刚度系数Kaβ、Kβα和阻尼系数dzz、daa、dββ。L形动压槽存在较优的槽根内半径角度比和槽深，使得液膜具有更大的Kzz、Kaa、Kββ；增强L形槽的动压效应有利于增大液膜的Kzz、Kaa、Kββ，但会削弱液膜的Kaβ、Kβα和dzz、daa、dββ。液气压世界

管道内缺陷影响下的内检测器密封盘振动疲劳研究

Analysis of Carbon Fiber Hydraulic Cylinder under Combined Internal Pressure and Thermomechanical Load

摘要：管道内检测器在经过管道缺陷时会加剧其密封盘的振动和疲劳损伤，影响检测可靠性并引发检测安全事故。借助ABAQUS软件研究了密封盘在管道内缺陷处的界面接触振动特性，重点探讨了接触振动的行为演化、衰减函数、疲劳脆弱点位置与疲劳寿命之间的内在联系。研究结果表明，密封盘经过管道缺陷时的振动过程包含碰撞、变形、近弹性和弹性4个阶段，其中弹性振动的动应力幅度呈指数衰减规律；总振动次数随管道缺陷深度和摩擦因数的增大而增大，且与疲劳寿命紧密相关；疲劳脆弱点集中在接触点和夹板边缘位置，与实际工况相符，验证了研究的准确性和可行性。

0引言

管道内检测器是油气管道完整性评价体系的关键设备，其检测效率和精度是评价检测质量的重要指标[1/。然而内检测器在运行过程中，受制于管道长距离运行和接触界面的不确定性[2]，通道，形成的局部压力波动和管壁变薄极易引发管道泄漏和爆炸风险[7]。由于管道内壁表面残留有蜡质油、黑粉等杂质[8]，且管道缺陷空间位置随机[9]，内检测器经过管道缺陷时界面接触条件(摩擦因数、管道缺陷深度等)的变化会引起随机振动和动应力幅值变化，这些因素进一步加剧了振动模态的复杂性和不确定性，使得密封盘材料的寿命预测更为困难。

目前，对密封盘材料(高分子聚氨酯橡胶[10/)力学性能的描述多采用超弹本构模型[11/或黏弹本构模型。LIU等[12/考虑黏弹性的滞后效应，通过建立四元模型分析了管道内检测器运行过程中不同阶段的动力学变形状态，通过牵拉实验验证了模型的正确性。WANG 等[13/采用五阶广义Max-well 模型分析了密封盘材料摩擦生热和应力应变的滞后演化行为，得到了与摩擦实验一致的变化规律。以上研究表明，超弹性模型与不随时间变化的应力应变关系有关，黏弹性模型与随时间变化的变形能迟滞行为有关，对不同模型的选取和改进需结合实际应用场景分析。由于内检测器经过管道缺陷时仅涉及短时间(约0.05 s)内的弹性碰撞，因此可近似忽略与时间相关的黏弹性行为，仅考虑超弹性材料振动与疲劳之间的内在联系。刘超等[14/基于超弹性本构模型和CIACSAFE疲劳仿真软件提出了一套橡胶材料及制品的疲劳寿命预测方法，并预测了V形履带稳态滚动疲劳寿命。XU 等[15/同样采用超弹性模型对橡胶套管双头螺栓剪切接头的疲劳寿命进行了预测，得到的疲劳裂纹发生位置与测试结果一致。橡胶疲劳的断裂力学理论包括简化后的Thomas 模型[16]、Lake-Lindley 模型[17]以及基于试验数据插值模型[18]，其中Thomas 模型将材料裂纹增长和疲劳寿命定量联系起来，认为材料裂纹扩展速度与撕裂能存在幂指数关系。FU等[19/基于Thomas 模型中的能量释放率G和J参数环路积分理论对聚氨酯支撑轮胎的材料裂纹扩展结构进行了研究，结果表明，柔性辐条中相对较大的非充气轮胎主要集中在柔性辐条和侧辐条之间的连接处，证明了Thomas模型对聚氨酯材料疲劳仿真的可行性。综上所述，管道内检测器高分子橡胶材料在特殊工况下的疲劳仿真是可行的。本文以管道内检测器高分子橡胶密封盘为研究对象，测试聚氨酯材料的应力应变参数并采用超弹性Ogden模型进行拟合，通过ABAQUS 结合MATLAB 软件采集经过不同管道缺陷时界面接触应力的振动信号并拆解分析，联合FE-SAFE软件对不同工况下的密封盘疲劳脆弱点位置及寿命进行标定，寻求振动拟合参数与疲劳寿命之间的内在关系，为保障油气管道内检测器的安全运行和管道检测风险评估提供参考。

图 1 密封盘和管道模型

图 2 直板运动力学简化模型示意图

1 模型构建

1.1 有限元模型

根据现场设备尺寸型号，分别构建了皮碗和直板密封盘两种形式的结构模型，为简化计算，采用二维轴对称模型空间。设置密封盘过盈量为

3%。管壁缺陷深度h为3.5、3.0、2.5 mm，分别对应分离、接触和过盈三种状态。为保证模型收敛，对夹板、直板和管道前端进行倒角处理。模型尺寸及仿真数据采集节点如图1所示。网格类型及数量如表1所示。

1.2 力学简化模型

为明确密封盘的运动方式，建立运动力学简化模型，因皮碗与直板仅接触面积不同，因此以直板为例。图2为直板密封盘在工作状态下经过管道缺陷前、中、后部时的力学示意图。在驱动力Fd 作用下直板密封盘以固定速度v=0.1 m/s 运动，整个运动为准平衡受力过程。考虑到密封盘材料的超弹性形变，在与管道3%的过盈配合下，直板发生变形，并在与管壁接触区域施加一个弹性力Fe。在运行过程中管壁对密封盘存在一个切向的摩擦力Ff和法向接触压力Fn。4个力在轴向z和径向r的分解如下：

其中，θ、α分别为Ff和Fe 与z 轴的夹角，θ与管道缺陷形状有关，α与材料超弹性性能有关。各分量间恒存在以下关系：

1.3 材料本构模型

通过单轴压缩实验测试材料的超弹性性能，并用Ogden超弹本构模型拟合表示。材料的力学性能参数和Ogden三阶模型参数如表2 和表3 所示。其中，μi为剪切模量参数；ai为应变硬化指数，与材料硬化/软化行为有关；Di为可压缩参数，用于表示体积变化。仿真的初始分析步分别定义了前夹板和后夹板与密封盘的接触属性：切向无摩擦，法向硬接触，不允许分离。采用动态隐式分析步对密封盘与管道之间的接触行为进行仿真，分析步时间为1s，接触属性定义为切向罚函数，摩擦因数μ分别为0.4、0.6、0.8。固定夹板和密封盘左侧的径向移动，对后夹板施加轴向位移85 mm，固定管道的轴向和径向(图1)。

图5 直板在μ=4、h=3.5 mm 条件下经过管道缺陷时的振动行为演化过程

2接触应力拆解拟合

在后处理模块中提取了选中节点的接触压力，如图3所示。图3a和图3b分别为直板和皮碗选中节点的接触压力p随运行距离s的变化，从中可以看出，直板在平滑的管道表面运行时(节点4，运行距离为10\~40mm)，接触节点压力大于皮碗(节点1，运行距离为25\~55mm)的压力，约为皮碗的2倍。在经过管道缺陷(h=3.5mm)时，弹性体材料碰撞管壁，发生了不同程度的振动。

相比于皮碗，直板密封盘接触点的最大动应力幅值更大，振动次数更多，接触节点周边区域也产生振动。在经过管道缺陷后，接触节点压力平稳增大，表明振动停止，并在弹性形变下沿管壁运动，最终的接触压力云图见图3c和图3d。

为进一步了解密封盘在缺陷处的振动行为，对振动特征更为明显的直板节点4进行拆解分析，如图4所示。由图4a可知，整体接触压力呈振荡衰减的趋势，最终接触压力趋近于1 MPa。在振动前期(运行距离为64\~65 mm)出现了间距很近的多个尖峰，结合仿真云图(图5)可以合理解释这些尖峰的出现。根据密封盘的振动行为演化过程，可以近似将振动前期分为撞击峰、形变峰和近弹性峰(图4b)。密封盘接触点在脱离平滑表面后，由于直板整体的运行动能和弹性形变，率先撞击管道缺陷的后表面，此时接触压力达到最大值，远远超过了平滑表面的接触压力，大约是平滑表面的2\~2.5倍。之后在夹板和接触点之间的密封盘发生弹性变形，形变最大位置在靠近前夹板处向接触点移动，引起第二个尖峰，数值略低于碰撞峰。形变后，密封盘与管壁的接触区域应力传导和材料的弹性形成第三个尖峰，由于碰撞和形变的影响，表现为近弹性峰。之后接触点完全脱离管壁，接触压力降为零。以上行为过程

(a) 直板疲劳云图

重复三次，后两次的最大动应力幅值逐渐减小，特别是碰撞峰和形变峰，逐渐衰减至1MPa，此时表明不再发生碰撞形变分离。之后完全由接触点材料的弹性性能主导(图4c)。考虑到碰撞、形变和弹性耦合的复杂性，将碰撞峰和形变峰去除，仅考虑材料的弹性，通过对接触压力的拟合可以量化由于材料弹性引起的振动特性。使用

MATLAB 软件对近弹性和弹性行为进行拟合，拟合函数和结果如图4d所示。拟合函数中，y为接触压力，x为运行距离，a、b分别为衰减系数和最大动应力幅值，k、w分别为振动频率和振动相位，c为接触压力偏置项。可以看出弹性区域的拟合相较于近弹性区域具有更好的拟合效果。这归因于两个方面，首先碰撞和形变对弹性的影响在近弹性曲线中无法消除，表现为一种耦合峰的形式；另外在接触点与管壁分离过程中，接触压力均为零，因此对拟合曲线小于零的情况归零处理。

结合拟合方程，考虑不同管道缺陷深度的直板弹性区域拟合情况，相应的拟合参数如表4所示。随着管道缺陷深度减小，衰减系数(参数a)增大，这是由过管道缺陷时接触界面未分离，切向存在摩擦阻尼引起的；最大动应力幅值(参数b)减小，频率(参数k)基本不变，说明参数k是密封盘材料的本征振动频率。此外，统计了不同缺陷深度条件下单次经过管道缺陷时的峰谷数，作为接触点振动次数的表征参数。

3 不同工况下的振动特性分析

不同管道缺陷深度对接触点(直板节点4、皮碗节点1)接触压力的影响如图6所示，可以看出皮碗振动次数和最大动应力幅值与直板相比都小很多。随着管道缺陷深度减小，直板和皮碗在接触点和周围区域(直板节点3、5，皮碗节点2、3)的振动次数均有所减少，表现为峰谷数的减少；直板接触点的最大动应力幅值减小，但皮碗接触点的最大动应力幅值增大；二者的接触点振动在管道缺陷处均呈现指数衰减形式。

管道内壁接触界面情况复杂，摩擦因数并不是一个定值。摩擦因数对直板接触点的影响如图7所示，可以看出，随着摩擦因数的增大，两种密封盘振动发生的位置逐渐滞后，直板更为明显，滞后率约为单位摩擦因数滞后2.5 mm。两种密封盘接触点的最大动应力幅值和振动次数变化不大，但接触点周围区域振动次数有所增加。直板节点5在μ=0.6和μ=0.8的振动次数接近，约为μ=0.4的两倍，最大动应力幅值基本不变。皮碗的节点3最大动应力幅值先增大后减小。

图9 密封盘在管道内的运行失效

4 振动疲劳仿真

使用FE-SAFE 软件对两种密封盘经过管道缺陷时产生的疲劳振动进行仿真计算。采用类橡胶Endurica插件下的Plugin：Endurica：Bulk算法，以Thomas断裂力学理论作为橡胶疲劳损伤模型，定义公式如下：

式中：I为裂纹扩展长度；Ⅳ为循环次数；rc为基准裂纹扩展速率，设置值为0.001 mm/cycle;Tmax为最大撕裂能，表示单个循环中裂纹尖端承受的最大能量释放率；Tc为临界撕裂能，表示材料抵抗裂纹扩展的阈值能量，设置值为18.6kJ/m2；F为疲劳指数，反映裂纹扩展速率对撕裂能的敏感度，设置值为2.21。

材料裂纹能量释放率G 定义为

式中：U为材料裂纹生长过程中释放的弹性应变能；V为材料裂纹生长过程中外界所做的功；A为材料裂纹面积。

小尺寸材料裂纹释放率G表示为

式中：K为量纲一比例常数；W为橡胶超弹本构模型的应变能密度函数。

图10 直板密封盘位置B 在不同缺陷深度下的接触状态

疲劳寿命[14/定义为

式中：Nf为重复经过管道缺陷的次数，作为表示疲劳寿命的量度；c0为初始材料裂纹尺寸，设置为0.1mm；cf为最终材料裂纹尺寸，设置为5mm；r为材料裂纹生长速率，是材料裂纹能量释放率G的函数。

图8a和图8b为直板和皮碗在μ=0.4、h=3.5mm条件下的疲劳寿命分布云图。可以看出，两种密封盘的疲劳发生位置均在前后夹板边缘(位置A、C)和与管壁的接触区域(位置B)，这与实际密封盘发生疲劳的位置一致(图9)。皮碗最小疲劳寿命(Nfmin=1.063×108)远高于直板( N f m i n { = } 6 . 8 9 4 x 1 0 5 ) ，约为直板的154倍。另外直板密封盘的最小疲劳寿命出现在位置C，皮碗密封盘的最小疲劳寿命出现在位置B。根据不同摩擦因数和管道缺陷深度的疲劳脆弱点变化图谱(图8c、图8d)，不同工况下的疲劳脆弱点图谱形状变化不大，这表明决定疲劳发生位置的最主要因素是密封盘的结构。此外，密封盘三个位置的疲劳寿命随摩擦因数的增大而减小，管道缺陷深度的减小对不同位置的疲劳寿命影响不同。如直板位置A的疲劳寿命随深度的减小先增大后减小，位置B 和C的疲劳寿命随深度的减小而增大。这与管道缺陷深度变化后，密封盘的接触行为(分离、接触、过盈)相应发生变化有关(图10)。当h=3.0mm 和h=2.5 mm 时，密封盘的接触点会在管道缺陷中部先接触，由于摩擦力阻尼作用和较短的弹性形变距离，减少了振动的发生，所以A、B、C三个位置的寿命相比h=3.5mm时都增大。不同的是，在h=3.0mm 状态下，碰撞过后，密封盘与管壁还发生了接触分离，而h=2.5 mm接触未分离。由于h=3.0 mm 和h=2.5 mm的初始弹性形变能是一致的(进入管道缺陷前)，接触分离(h=3.0mm)表明整个直板的一部分弹性形变能转移到了B 位置，B 位置更易发生振动，所以h=3.0 mm要比h=2.5 mm 情况下B 位置的寿命略小(图8c B 位置蓝线)。在接触未分离(h=2.5mm)的情况下，大变形拉伸位置A会承担更多的弹性形变能，因此h=2.5 mm 状态下的A 位置更易发生振动疲劳，相应地，h=2.5 mm 比h=3.0 mm状态下在A 位置的寿命更小(图8c A位置绿线)。

综合分析振动与最小疲劳寿命之间的关系可以得出，密封盘的最小疲劳寿命主要与经过管道缺陷时各节点的总振动次数(总峰谷数)相关，与最大动应力幅值关系较小，例如直板和皮碗的总振动次数(图6)在管道缺陷深度减小时减小，相应的最小疲劳寿命(图8c 位置C、8d 位置B 红蓝绿线)在深度减小时增大。摩擦因数增大时(图6)，直板的总振动次数先增大，在μ=0.6和μ=0.8时，振动次数接近，相应的直板最小疲劳寿命(图8c位置C 红紫黄线)先减小，在μ=0.6 和μ=0.8 时接近；皮碗振动次数先增大后减小，最小疲劳寿命(图8d位置B 红紫黄线)先减小后增大。但直板接触点的最大动应力幅值(图7)在摩擦因数增大时基本不变，最小疲劳寿命却在减小。

5 结论

本文选取了皮碗和直板两种密封盘、三种管道缺陷深度和三种摩擦因数，仿真分析了密封盘经过管道缺陷时的振动疲劳失效问题，探讨了影响密封盘经过管道缺陷时接触压力振动衰减的相关因素，得到的结论如下：

1)经过管道缺陷时，密封盘会经历碰撞、变形、近弹性、弹性4个阶段的循环过程，动应力振幅表现为指数衰减的函数形式，并且随着管道缺陷深度减小，衰减率增大，频率不变，最大动应力幅值减小。

2)随着管道缺陷深度减小，总振动次数减少，直板最大动应力幅值减小，皮碗最大动应力幅值增大；随着摩擦因数增大，接触压力整体发生滞后，总振动次数增加，直板最大动应力幅值基本不变，皮碗最大动应力幅值先增大后减小。

3)通过Thomas 断裂力学理论得到了疲劳脆弱点变化图谱，疲劳脆弱点发生位置与实际工况吻合，最小疲劳寿命主要与总振动次数有关，与最大动应力幅值关系较小。总振动次数越多，疲劳寿命越小。

4)皮碗的最小疲劳寿命远高于直板的最小疲劳寿命，约为154倍，直板更容易在夹板位置疲劳断裂，皮碗更容易在与管道的接触点位置发生疲劳，这与密封盘的结构设计有关。液气压界

基于自抗扰控制算法的负载敏感多路阀阀口压差精准调控

Precise Regulation of Differential Pressures at Port of Load-sensitive Multi-way Valves Based on ADRC Algorithm

摘要：负载敏感多路阀是工程机械液压系统的核心部件，通过压力补偿器保持阀口压差恒定，但压差易受阀芯开度和负载变化的影响，导致主阀流量控制精度低.提出了一种新型的负载敏感多路阀阀口压差连续调控方法，采用比例电磁铁推动补偿阀阀芯，利用自抗扰控制（ADRC)算法控制比例电磁铁推力，实现主阀压差闭环控制，从而对流量进行精确控制.介绍了系统工作原理，建立了数学模型，基于AMESimGMATLAB联合仿真平台建立了仿真模型，并搭建试验台架进行了实验验证，分析了负载变化、主阀开度变化工况下阀口压差保持特性以及主阀流量调节特性.研究结果表明：与负载变化相比，主阀开度变化对压差的影响更大，采用新型阀口压差控制结构与方法可以精准控制负载敏感多路阀阀口压差，达到精确控制流量的效果，并且可以在不改变主阀开度的情况下主动调控压差，从而实现流量的进一步调控.

0引言

负载敏感多路阀是一种广泛应用于工程机械的重要组件[1G2].在工程机械作业过程中需要对流量进行控制，目前大多通过补偿器来控制压差以达到流量的精确控制[3G4],但是多路阀的压差会受到负载和主阀开度变化的影响[5G6],难以实现流量精确控制.

为提高多路阀流量控制精度，国内外进行了大量研究.王庆丰等[7]提出了一种采用数字压力补偿的方法，通过压力传感器检测阀进出口压力，并将其信号反馈到数字压力补偿器中来控制流量阀输出流量.赵斌等[8]提出一种先导流量闭环控制,通过PID控制对先导阀实现闭环控制进而控制主阀的流量输出.周思聪等[9]针对多路阀滑阀稳态液动力造成的稳定性降低等问题,运用FLUENT软件对多路阀内部流场进行了仿真模拟，提出对阀芯结构增设环形凸台的改进方案，提高了多路阀的稳定性和控制精度.杨涛等[10]研究了不同节流槽方向阀芯稳态液动力的变化规律，为提高流量控制精度提供理论指导.XU等[11]利用粒子群优化算法对节流槽结构进行了优化，提高了多路阀的工作性能.葛磊等[12]研究了负载补偿阀阀芯的节流槽及负载敏感油腔有无弹簧对响应速度的影响.HUANG 等[13]设计了一种带先导数字压力补偿器的两级比例流量控制阀,通过简化的分析模型和数值方法进行了理论研究.陈革新等[14]、李立科等[15]针对多路阀的微动特性，提出通过液压力和滚珠丝杠直接推动补偿器阀芯的方法来进行压力补偿,从而改善多路阀压差特性.王波等[16]设计了一种补偿压差可控型多路阀，采用先导式三通比例减压阀作为补偿阀的控制元件，通过控制比例减压阀的压力输出来控制压力补偿阀的补偿压差，从而提高流量控制精度.艾超等[17]提出一种在比例减压阀与主阀之间增设阻尼孔的方法，提高了主阀换向时的稳定性.YUAN等[18]研究了压力补偿阀与主阀的匹配特性，通过精确的建模和仿真技术解决了流量精细控制和抗干扰性能的问题.BIGLIARDI等[19]采用计算流体动力学(CFD)方法研究了负载敏感比例多路阀不同开口度和流量时的阀口压降、油液射流角和空化区域.

图1 电控负载敏感供油压力补偿系统液压原理图

通过上述分析可知，为控制多路阀流量控制精度，传统多路阀采用弹簧作用于补偿阀芯的结构来实现压差保持,并补偿负载变化对流量产生的波动，但是阀口流量控制精度较低，为此大量学者进行了结构的改进和阀口的设计等.本文以多路阀的压力补偿器为研究对象,在现有补偿阀的基础上增设比例电磁铁，使得电磁铁推力和弹簧力共同作用于补偿阀阀芯,并采用自抗扰控制(activedisturbancerejectioncontrol,ADRC)算法[20G21]进行压差闭环控制，从而实现压差主动调控，以达到精确控制流量的目的.

1电控负载敏感供油压力补偿系统设计

电控负载敏感供油压力补偿液压原理图见图1,主要由定量泵、伺服电机、溢流阀、主阀、比例电磁铁、电比例溢流阀等组成.负载敏感系统的伺服电机和定量泵代替传统负载敏感系统的定速电机和变量泵,压力传感器采集泵出口压力、主阀进口压力、负载压力,将泵出口压力和最高负载压力作差,所得压差与负载敏感系统设定压差∆p1 进行比较,通过PID控制器输出控制信号,进一步控制伺服电机转速,使定量泵输出压力与负载压力相匹配，从而实现负载敏感.右联采用压差闭环控制，左联不进行改动,压力传感器采集主阀进口压力和右联阀的负载压力，然后将两者作差，所得压差与主阀设定压差Δp2 进行比较,通过电磁铁控制器输出控制信号，进一步控制比例电磁铁推力，并作用于补偿阀阀芯，从而改变主阀压差以实现主阀压差闭环控制.

图2 推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀结构图

2推力补偿式负载敏感多路阀的设计

2.1 工作原理

本研究的核心是控制补偿阀来维持主阀压差，从而达到精确控制主阀流量的目的.小流量的多路阀压差波动区间小，只需要施加较小的外力作用于补偿阀芯,通过改变补偿阀阀芯的受力平衡关系即可实现压差的控制.为此，本文采用以比例电磁铁推动补偿阀阀芯的结构开展研究.推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀原理如图2所示.在原有多路阀的基础上增加比例电磁铁进行压差补偿，由于原有多路阀安装空间有限,故增加一连接管用于多路阀和电磁铁的固定.压力补偿阀位于主阀进油口前，其左腔受力为主阀进油口压力和电磁铁推力，右腔受力为负载压力和弹簧力，当补偿阀阀芯达到力平衡时，其通流面积保持不变，若力平衡状态被破坏,则通过电磁铁推力进行补偿，以保证主阀压差不变.多路阀工作时，液压油在电比例减压阀的控制下进入主阀的控制腔，液压油推动主阀动作,直至液压油压力和主阀控制腔内的弹簧力达到力平衡，主阀停止动作.当主阀向右移动时，左侧比例减压阀控制液压油进入左控制腔，从而推动主阀芯右移.泵出口液压油经过补偿阀进入主阀，此时主阀的P口与A口相连通,B口与T口相连通.同理，主阀向左移动时,主阀的P口与B口相连通，A口与T口相连通.当多联阀同时动作时，通过梭阀比较各联的负载压力,选择最大负载压力反馈到LS油道梭阀的阀口.

图3 推力补偿式阀前压力补偿多路阀简化原理图

图 4 ADRC 控制器原理图

2.2 推力补偿式阀前压力补偿多路阀建模

为方便理论计算分析，将推力补偿式阀前压力补偿多路阀进行简化,如图3所示,其中，pL为主阀阀芯左腔控制压力;pR为主阀阀芯右腔控制压力;ps 为泵出口压力;p1为主阀进口压力;pA为主阀A 口压力;pB 为主阀B口压力;pLS为负载压力;T

表示主阀泄油口.

忽略瞬态液动力,得到主阀的动态受力平衡方程为

式中:Am为主阀阀芯左右腔受力面积;km为主阀弹簧刚度;xm为主阀弹簧压缩变化量;xm0为主阀弹簧预压量;m为主阀阀芯质量;B 为黏性阻尼系数 { } _ { i } F x 为主阀阀芯受到的稳态液动力 ; C m 为节流口流量系数;Cmv为速度系数 _ { ; \Theta } 为油液流经主阀时的射流角 { \bf \nabla } * W 为主阀阀芯流量面积梯度.

图 5 MATLAB/SimulinkADRC 控制器模型

图6 AMESim 液压系统模型

令x0 为主阀的开度 \mathbf { \nabla } _ { \mathbf { \mu } } \mathbf { { P } } ^ { 1 0 } 、 ±b { p 2 0 } 分别为主阀开度为 \mathbf { \nabla } _ { x \mathbf { 0 } } 时的主阀进口压力和出口压力，假设主阀在某稳定工作点 Q \mathbf { 0 } \ ( x \mathbf { 0 } , p \mathbf { 1 0 } , p 2 \mathbf { 0 } ) 工作,将式(1)线性化得

式中 : K wq为流量增益系数 ; K wc为流量压力系数.

式(2)中(km+K wq)为液压刚度,是流量增益系数与弹簧刚度之和，用来分析主阀的工作稳定性，得到其特征方程为

根据RouthGHurwitz稳定判据来判定补偿阀二阶系统的稳定性，其条件为

式(2)表示二阶系统,无阻尼固有频率为

\omega n = / { k _ { { s s } } + K _ { { w q } } } { m } \omega n 阻尼比 \xi = / { C } { 2 sqrt { m ( \mathbf { k } _ { { m } } + \mathbf { K } _ { { w q } } ) } } 调整

时间 t { = } 4 \ \omega n \xi , 其中C为系统的阻尼系数.二阶系统的特征参数固有频率ωn和阻尼比ξ决定系统的调整时间,而固有频率ωn和阻尼比ξ均与流量增益系数K wq有关,其中K wq与主阀压差 p 1 \ - p L S 有关，因此可以通过调节主阀压差来满足快速响应工况和流量微调工况.

补偿阀流量和主阀流量相等,流量计算公式可表示为

式中 : q V 为主阀的流量 ; \rho 为流体密度.

(5)

压力补偿阀在压力补偿过程中只能水平运动，补偿阀左端受到压力p1和电磁铁推力,右端受到压力 p L S 和弹簧力,建立补偿阀阀芯的静态受力平衡方程为

式中：Ab 为补偿阀作用面积;kb 为补偿阀弹簧刚度 ^ { ; x b } 为补偿阀弹簧压缩变化量;xb0为补偿阀弹簧初始压缩量 { } _ { i } F 为电磁铁推力.

由式(6)可知,通过调整电磁铁推力 \boldsymbol { F } 实现与弹

簧压缩力的平衡,即可实现主阀压差的稳定.

由式(5)可知,主阀流量与主阀开度、压差有关，当压差稳定时，主阀流量与主阀开度线性对应，可实现流量精确控制，当主阀开度一定时，主动增大压差可以得到更大的流量，反之，主动减小压差可以获得更小的流量，从而扩大流量调控范围.

根据图3所示的原理，可得

由式(7)、式(8)可得

式中:∆pc为补偿阀前后压差;∆pm 为主阀前后压差.负载敏感系统的压差基本可以保持恒定值,即 p s / { - p L S } 为恒定值，因此由式(9)可知,负载敏感系统对主阀压差 \Delta p m 的影响可以忽略不计，而仅与补偿阀有关，即与补偿阀弹簧力和电磁铁推力有关.

2.3 基于ADRC算法的电磁铁驱动单元设计

本研究的压差闭环控制器采用自抗扰控制(ADRC)算法,从而取代传统PID 控制.ADRC算法相较于PID控制具有以下优势:ADRC算法可以检测和估计外部扰动，并针对这些扰动进行主动控制,相比之下,PID控制通常需要依赖滞后的积分部分来抵消扰动 ; A D R C 算法对非线性系统的控制效果更好,可以自适应地调整控制参数以适应不断变化的系统特性和工作条件，具有更强的鲁棒性、抗扰性和更快的响应等.

ADRC控制器的原理图见图4,包括跟踪微分器、误差反馈控制律、扩展状态观测器(ESO).

1)跟踪微分器.跟踪微分器的输入信号为主阀设定压差 \Delta p 2 输出信号为过渡目标压差 \Delta p 2 d 和过渡目标压差的微分 ( \Delta p 2 d ) ^ { \prime } .其公式为

式中 : \Delta p 2 ( t ) 为t时刻下的期望设定压差;∆p2d(t)为t时刻下的过渡目标压差 ; ( \Delta p 2 d ( t ) ) ^ { \prime } 为t时刻下的过渡目标压差的微分;h0为滤波因子;h为积分步长;r为跟踪微分器的可调参数 { \bf \nabla } _ { j } f s t ( . ) 表示最速控制函数[22].

2)扩展状态观测器.如图4所示,扩展状态观测器的输入为压力传感器采集的主阀前后压力的差值y、输出控制电流u与扰动常数b0的乘积,输出信号为观测压差z1、观测压差的微分z2和观测误差z3.扩张状态观测器的基本思想是：

将总扰动扩张成系统的一个新变量,然后利用系统的输入和输出观测出包含系统原有状态变量与扰动的所有状态.将系统的输入量和未知扰动进行辨识,得到非线性扩张观测器的方程：

式中:e1 为系统误差 ; y 为检测出的系统压差 ; z 1 为系统的跟踪输出信号 ; z 2 为跟踪信号的微分信号 ; z 3 为系统的总扰动值;β01、β02、β03为扩张观测器的可调参数参数 { ; } δ 为滤波因子;a1、a2为非线性因子.

其中非线性函数 f a l ( e 1 , { { G } } , δ ) 定义为

3)误差反馈控制律.如图4所示,误差反馈控制的输入为过渡目标压差∆p2d与观测压差z1的差值、过渡目标压差的微分 ( \Delta p 2 d ) ^ { \prime } 与观测压差的微分z2的差值,输出为u0.

3 仿真模型的搭建与分析

3.1 AMESimGMATLAB仿真模型搭建

AMESim 在机械液压领域中有接近实际的仿真性能,MATLAB/Simulink拥有强大的计算能力，因此将两者联合仿真以实现优势互补.ADRC算法在MATLAB/Simulink中搭建,如图5所示.液压系统模型使用AMESim 软件进行搭建,如图6所示,模型参数如表1所示.同时添加与MATLAB联合仿真的接口模块SimulinkGCosim 将两个软件进行连接，其接口的输入端为设定压差和压力传感器采集到的实际压差,输出端为MATLAB/Simulink计算得到的比例电磁铁的控制信号.为验证推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀的压差控制效果，本文进行以下仿真验证.

3.2 联合仿真数据分析

3.2.1 负载敏感特性分析

图7为负载敏感特性曲线，采集泵出口压力和负载压力，将两者相减得到压差.设定的负载敏感压差为 _ { 2 M P a , } 从图7中可以看出，泵出口压力始终比负载压力高1.93 MPa左右,由于存在管路压损，导致压力损失0.07MPa左右,根据式(9)负载敏感压差基本为恒定值,故主阀压差控制主要依靠补偿阀进行调节.泵出口流量受负载影响呈现正弦趋势变化,波动区间为19.0\~20.5L/min.

图10 推力补偿式负载敏感多路阀试验台架介绍

3.2.2 变负载工况仿真分析

图8为正弦负载仿真曲线，同时对比PID控制算法和ADRC算法的控制效果.此时多路阀只开一联，比例溢流阀按照正弦负载进行加载，振幅为1 3 M P a , 频率为 \mathbf { 0 . 3 } H z , 增加一个外部干扰负载信号，变化范围为 { \bf 0 } { ~ } 1 M P a , 主阀开度不变.从整个仿真结果来看，负载波动对压差的影响并不明显，具体分析如下:在0\~15s内不进行主阀压差补偿，此时电磁铁推力为0,压差基本控制在 ^ { 1 M P a , } 流量在19.0\~20.5L/min之间变化,补偿阀阀芯位移变化较小.15s后开启主阀压差补偿,期望压差为0.7MPa,两种控制算法的主阀压差均从1MPa左右降低至0.7MPa左右,主阀流量变化区间为15.8\~16.8L/min,电磁铁推力达到96 N左右,同时补偿阀的压缩量增加了0.16mm,电磁铁推力大于弹簧变形所产生的弹力，从而降低了主阀压差.由压差放大图可以看到,与PID控制算法相比,ADRC 算法受外部干扰的影响更小,PID算法控制压差波动达到± { \bf 0 . 0 0 1 5 } M P a 左右,ADRC算法控制压差波动仅有±0.0005 MPa左右,同样地,PID 算法下的电磁铁推力波动更大.同时整体流量相较于前15s下降明显，表明主动控制压差可以在不进行主阀开度调节的情况下进行流量微调.

图11 推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀三维图

3.2.3 变主阀开度工况仿真分析

图9为变主阀开度工况仿真曲线，此时多路阀只开一联，主阀阀芯位移呈现正弦曲线变化，主阀开度变化的振幅为1.5mm2 左右,频率为0.2Hz,加载压力保持10MPa的恒定值,同时存在0\~1 MPa的随机干扰负载.0\~15s内未开启主阀压差闭环控制，补偿阀阀芯位移也呈现正弦趋势变化，导致主阀压差同样呈正弦趋势变化，变化范围为1.02\~1.13MPa;流量和主阀开度存在对应关系，主阀开度增大，流量增大，反之则减小，但对应关系存在一定偏差.15\~35s内开启主阀压差闭环控制,ADRC和PID控制算法的实际主阀压差能够很好地跟随参考压差.从两者控制压差的放大图来看,与PID控制算法相比,ADGRC算法的压差控制效果稍好一些,并且抗干扰能力更强,其中,ADRC控制压差波动区间为0.698\~0.702 MPa,PID 控制压差波动区间为0.696\~0.702MPa.补偿阀阀芯位移量呈正弦曲线趋势变化，但此时比例电磁铁推力进行压差补偿,输出力在95\~115N之间,从而使主阀压差维持在期望值;流量和主阀开度的变化趋势基本线性对应,根据式(5)在压差控制精准的情况下,主阀流量只与主阀开度有关，进一步表明压差闭环控制可以有效地提高流量控制精度.

4 试验台架搭建与实验数据分析

4.1 试验台架介绍

根据推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀原理搭建试验台架,如图10所示，试验台架包括伺服电机、定量泵、多路阀、比例电磁铁、EPEC4602控制器、上位机、压力传感器、流量传感器等.伺服电机带动定量泵给多路阀供油，多路阀连接电比例溢流阀进行加载.多路阀一共有三联，第一、三联有电磁铁压差补偿，多路阀底部有主阀进油测压口,连接压力传感器采集主阀进口压力.控制器型号为EPEC4602,可以采集传感器信号并进行逻辑判断和算法控制，输出脉冲宽度调制(pulsewidthmodulation,PWM)信号,不需要经过放大器，直接控制比例电磁铁，用于压差补偿的比例电磁铁带有位移传感器，可以采集补偿阀阀芯的位移;Codesys软件用来编写ADGRC算法和相应程序，通过CAN通信将程序下载到EPEC控制器,上位机使用LabVIEW,通过CAN通信与控制器进行数据传输.试验台架参数如表2所示,图11为推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀三维图.

4.2 实验数据分析

为进一步验证推力补偿式负载敏感阀前压力补偿多路阀的实际压差控制效果,在压力补偿型负载敏感多路阀压力补偿试验台架上进行正弦负载

实验和正弦开度实验，并比较了ADRC和PID控制算法的控制效果，其中两种算法参数均选择最优控制效果下的参数.

4.2.1 负载敏感实验数据分析

图12为负载敏感实验曲线,采集泵出口压力和负载压力,两者差值始终维持在设定压差2MPa左右,存在±0.3MPa的压差波动,泵出口流量基本维持在8.5L/min,且呈正弦趋势变化.

4.2.2 正弦负载工况实验分析

正弦负载工况的实验数据如图13所示,只开启多路阀的第一联，比例溢流阀的设定压力呈正弦曲线变化,频率为0.3 Hz,压力变化区间为2.7\~4.6MPa,主阀开度不变，第一联阀在8.2s后开始开启压差闭环控制.在前0\~8.2s内,主阀压差在1.05 MPa上下波动,8.2\~20.0s内,ADRC控制压差和PID 控制压差基本维持在目标压差0.7MPa左右.但是,PID 控制压差波动较大,变化区间为0.63\~0.80 MPa,ADRC 控制压差的变化区间为0.66\~0.76MPa,同时两者流量从9L/min左右减小到7L/min左右,由于PID控制的压差波动较大,导致主阀流量也存在6.5\~7.5L/min的波动区间;比例电磁铁推力与控制电流成对应关系，通过采集电磁铁控制电流得到电磁铁推力，从图13中可以看到,电磁铁推力在80N上下变化,而PID控制下的电磁铁推力变化波动较大.从整体压差控制效果来看，压差对负载变化并不是很敏感，但是主动控制压差可以在不改变主阀开度时进一步精确微调流量.

4.2.3 变主阀开度工况实验分析

图14为变主阀开度实验曲线,多路阀只开第一联，负载保持不变，主阀的换向通过比例电磁铁控制比例减压阀实现，因此比例电磁铁的控制电流与主阀开度对应,前9s内不开启ADRC压差闭环控制,9s后开启.0\~9s内主阀比例电磁铁的控制电流变化范围在200\~220mA 之间,压差波动明显,从1.1MPa增大到1.52 MPa,补偿阀阀芯位移从1.33mm变化到2.7mm,此时流量变化范围为9.8\~15.6L/min.9s后开启压差闭环控制,主阀比例电磁铁的控制电流与前9s一致,此时ADRC控制压差和PID控制压差基本维持在设定值0.7MPa左右，两者的控制效果相差不大,但是ADRC 控制下的电磁铁推力响应更快.通过主动控制主阀压差、改变主阀的流量增益，可以简化主阀阀芯的节流槽的设计,降低加工难度,同时提高流量控制精度.

5 结论

1)仿真结果表明,变负载工况对主阀压差变化的影响并不明显，但主动控制压差可以实现在不改变主阀开度的情况下调节主阀流量，从而实现流量的微调;在主阀开度变化工况下,主阀的0.11MPa压差波动基本消除，实现了流量只与主阀开度有关;并且通过与PID算法比较,可得自抗扰控制(ADRC)算法抵抗外部负载扰动的能力更强.

2)实验结果和仿真数据趋势基本一致，在变负载工况下，两种控制算法均可跟随到设定压差，但ADRC算法抗扰性更强;在主阀开度变化工况下,主阀0.42MPa的压差波动基本消除.

3)进行主动压差补偿可以改变主阀流量增益，简化主阀节流槽设计，降低加工难度，并且主阀压差可控，能够在不发生主阀开度变化的情况下进行流量微调，从而达到精确控制流量的效果.液气压世界

在企业管理中，很多管理者往往聚焦于宏大的战略规划和业绩目标，却忽视了那些看似微不足道的小事，正悄无声息地吞噬着员工的工作热情与核心精力。这些小事如同细沙，慢慢磨掉员工的积极性，最终导致团队活力衰退、效率低下。真正高明的管理，从来不是在细节上“吹毛求疵”，而是懂得为员工“减负松绑”，让他们将能量聚焦于创造价值的核心工作上。

管理的本质：激活人，而非控制细节

管理的核心价值在于激活个体潜能，实现组织与个人的共赢，而非通过对细节的极致控制来彰显管理权威。不少管理者陷入“细节管理陷阱”，将大量精力投入到员工的考勤打卡精准到分钟、工位物品摆放是否整齐、汇报材料的字体格式是否统一等无关核心价值的小事上。这种管理模式本质上是一种“惰性管理”，管理者试图通过标准化的小事管控，降低管理难度，却忽略了管理的本质是对人的赋能。

员工的工作热情建立在“自我价值被认可”的基础上，当他们发现自己的核心能力被忽视，反而要为诸多形式化的小事耗费心神时，内心会产生强烈的挫败感与抵触情绪。这种情绪会逐渐蔓延，让员工从“主动创造”转变为“被动应付”，将工作的重心从“如何做好核心业务”转移到“如何规避小事失误”上。真正高效的管理，应当明确管理的边界，区分“核心工作”与“次要细节”，给予员工在非核心领域的自主空间，让他们感受到被尊重与信任，从而将热情投入到能为企业带来实际价值的工作中。

流程冗余：别让“形式”吞噬“实效”

企业流程的设计初衷是为了规范工作、提高效率，但当流程逐渐冗余，便会从“助力工具”异化为“精力枷锁”。很多企业存在这样的现象：一项简单的工作需要经过多层审批，一份简短的报告需要多个部门签字确认，甚至日常的办公用品申领、差旅费报销都需要填写繁杂的表格、提交大量的证明材料。这些冗余的流程看似是“规范管理”的体现，实则在不断消耗员工的精力。

员工为了完成这些流程性的小事，往往需要花费大量时间在沟通协调、材料准备上，原本可以用于业务拓展、问题解决的精力被严重分散。更严重的是，冗余流程会让员工产生“多一事不如少一事”的消极心态，因为突破常规、尝试创新往往意味着要面对更复杂的流程阻碍，这就直接抑制了员工的创新积极性。企业应当定期对现有流程进行“瘦身”，剔除那些无实际意义的审批环节、简化重复的表单内容，让流程回归“服务工作”的本质，让员工能够将精力聚焦于流程背后的核心任务。

沟通内耗：无效互动是隐形的精力杀手

沟通是团队协作的基础，但无效的沟通则是消耗员工热情与精力的隐形杀手。这种无效沟通往往体现在“无明确目标的会议”“反复修改的指令”“模糊不清的需求传达”等小事上。很多管理者习惯通过会议来推进工作，却不提前明确会议主题、议程与参会人员，导致会议冗长低效，员工在会议中既无法获取有效信息，也无法高效表达观点，反而浪费了大量宝贵的工作时间。

部分管理者在下达指令时模糊不清，或频繁修改要求，导致员工需要反复确认、重新调整工作，不仅增加了工作负担，更让员工陷入“努力却无成果”的迷茫中。还有些跨部门沟通中，由于责任划分不清晰，员工需要在多个部门之间来回协调，这些沟通上的小事看似琐碎，却会不断消磨员工的耐心与热情。高效的沟通应当建立在“目标明确、指令清晰、责任到人”的基础上，减少不必要的沟通环节，采用精准的沟通方式，让员工能够快速获取信息、推进工作，避免在无意义的沟通内耗中浪费精力。

评价偏差：别用“小事标准”衡量“核心价值”

员工评价体系是引导员工工作方向的“指挥棒”，如果评价体系过度聚焦于小事，而忽视核心工作成果，就会导致员工的工作导向出现偏差，进而消耗其创造热情。有些企业的评价标准中，“考勤情况”、“汇报及时性”或“卫生状况”等小事占据了过高的权重，而真正能体现员工价值的“业务业绩”、“创新成果”或“问题解决能力”等核心指标却被弱化。

这种评价偏差会让员工产生“重形式轻实效”的认知，认为只要在小事上不出错，就能获得认可，从而将大量精力投入到这些非核心事务中。与之相对，那些专注于核心业务、敢于突破常规的员工，反而可能因为在小事上的疏忽而受到批评，这无疑会打击他们的工作热情。合理的评价体系应当以“核心价值贡献”为导向，明确核心指标与次要指标的权重，让员工清楚地知道“什么才是最重要的”，引导他们将精力投入到能为企业创造核心价值的工作中，同时对非核心的小事保持适度包容，避免“因小失大”。

人文缺失：忽略“小需求”，凉了“大人心”

员工的热情不仅来源于工作本身的价值，更来源于企业的人文关怀。很多管理者往往关注员工的“大成就”，却忽视了员工在工作与生活中的“小需求”，而这些小需求的满足与否，直接影响着员工的归属感与工作热情。比如，员工提出的“优化办公设备”、“调整加班餐标准”或“简化请假流程”等看似微小的需求，若被管理者忽视或推诿，会让员工感受到自己“不被重视”。

一些管理者在日常工作中缺乏同理心，对员工的合理困难缺乏包容，比如员工因突发情况迟到几分钟就严厉批评，因家庭事务需要临时调班就态度生硬。这些小事看似是“按制度办事”，却暴露了企业人文关怀的缺失。员工是有情感的个体，当他们的小需求被满足、小困难被理解时，会转化为强烈的工作动力；反之，当他们在小事上不断受到冷漠对待，内心的热情就会逐渐冷却。企业应当建立完善的员工反馈机制，重视员工的合理需求，在制度的刚性与人文的柔性之间找到平衡，让员工感受到企业的温度，从而保持持续的工作热情。

结语

员工的热情与精力是企业最宝贵的财富，这些财富往往不是在重大的挑战中被消耗，而是在日复一日的小事中被侵蚀。作为管理者，应当树立“抓大放小”的管理思维，明确管理的核心目标，精简冗余流程、减少无效沟通、优化评价体系、强化人文关怀，为员工扫清那些消耗精力的“小事障碍”。当员工不再为琐事烦恼，能够将全部热情与精力投入到核心工作中时，个人价值才能得到最大发挥，企业也才能获得源源不断的发展动力。液气压世界

<宁波> 宁波高新协力机电液有限公司宁波电液比例阀厂

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积三十多年專業生產電液比例閥及系統之经验，我厂目前已是国内电液比例配套相当全、生产规模较大、技术力量雄厚、有较高信誉的比例阀专业厂家。近期又成功开发了专制小塑料齿轮类的气动环保热流道微型注塑机。