引言

作為電液伺服控制系統(tǒng)的核心元件，伺服閥的好壞直接決定系統(tǒng)的性能。而有些伺服閥在使用過程中，尤其是在使用很長時間后，會出現(xiàn)高頻振蕩現(xiàn)象，嚴重時會產(chǎn)生嘯叫。對于力反饋伺服閥，高頻震蕩會加劇彈簧管疲勞破壞而爆裂，使伺服閥失效。因此，對伺服閥高頻振蕩故障機理的研究顯得尤為重要。

1 伺服閥高頻震蕩現(xiàn)象

伺服閥高頻震蕩既可以發(fā)生在裝配調(diào)試過程中，也可以出現(xiàn)在使用過程中。一旦出現(xiàn)高頻震蕩，應(yīng)立即切斷油源，否則彈簧管很快產(chǎn)生疲勞破裂。

1.1 裝配調(diào)試過程中的震蕩[1]

有些伺服閥，在裝配調(diào)試過程中即會出現(xiàn)高頻震蕩現(xiàn)象：

1)調(diào)試力矩馬達部分，僅裝銜鐵組件，通油，發(fā)生嘯叫;

2)在某一測試臺上性能正常的閥，裝在其他測試臺上高頻震蕩;

3)有些閥，常溫下性能正常，高溫下嘯叫;

4)有些流道毛刺沒有去除干凈的閥，容易發(fā)生高頻震蕩;

1.2 使用過程中的震蕩

有些出廠性能正常的閥，使用多年后出現(xiàn)高頻震蕩現(xiàn)象。此時即使不給指令信號, 甚至不加負載, 只要系統(tǒng)壓力足夠,伺服閥就會出現(xiàn)高頻震蕩現(xiàn)象。

2 故障機理分析

對于裝配和調(diào)試過程中產(chǎn)生高頻震蕩的原因，田源道學(xué)者已經(jīng)在《電液伺服閥技術(shù)》專著中給出了詳盡的解釋，并給出了抑制嘯叫應(yīng)采取的措施[1]。

對于使用過程中產(chǎn)生高頻震蕩的原因，國內(nèi)一些學(xué)者也做了研究。林丞學(xué)者在《電液伺服閥高頻自激振蕩問題的初步研究》一文中指出，電液伺服閥產(chǎn)生高頻自激振蕩與滑閥和負載管道的音頻共振有關(guān)[2];許益民學(xué)者在《三級電液伺服閥零位高頻自激振蕩機理分析》一文中指出，三級電液伺服閥零位高頻自激振蕩現(xiàn)象是因小球由線性環(huán)節(jié)變化為磨損后的非線性環(huán)節(jié)并產(chǎn)生了極限環(huán)振蕩而造成的【3】。

筆者根據(jù)自己工作中的經(jīng)驗，通過理論分析計算，結(jié)合實驗驗證，發(fā)現(xiàn)絕大多數(shù)伺服閥之所以產(chǎn)生高頻震蕩現(xiàn)象，是由于其彈簧管在長期使用過程中發(fā)生疲勞破壞、剛度值降低導(dǎo)致的。伺服閥本身是一個閉環(huán)系統(tǒng)，其穩(wěn)定性應(yīng)符合勞斯穩(wěn)定判據(jù)。當彈簧管的剛度值降低后，系統(tǒng)開環(huán)增益特征方程不滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)的條件了，即系統(tǒng)失穩(wěn)，從而引起高頻震蕩。

2.1 伺服閥傳遞函數(shù)

力反饋型噴嘴擋板式電液流量伺服閥應(yīng)用較廣，而且大多數(shù)三級電反饋伺服閥均采用力反饋型電液流量伺服閥作為先導(dǎo)。因此，本文以力反饋型噴嘴擋板式電液流量伺服閥為例，推過傳遞函數(shù)的推導(dǎo)和分析，揭示產(chǎn)生高頻震蕩故障現(xiàn)象的機理。

1)將噴嘴擋板特性做小信號線性化處理，則力矩馬達動態(tài)方程為[4]：

式中：Kt為力矩馬達中位電磁力矩系數(shù);i為輸入電流;Ja為銜鐵組件轉(zhuǎn)動慣量;S為拉普拉斯算子;θ為擋板偏轉(zhuǎn)角度;Ba為力矩馬達速度阻尼系數(shù); Kf為反饋桿剛度;b為小球中心至噴嘴中心的距離;r為轉(zhuǎn)動中心至噴嘴中心的距離;Xv為閥芯位移;△P為擋板輸出負載壓差;AN為噴嘴孔面積;Kan為力矩馬達綜合剛度[5]。

(2)

式中：Ka為彈簧管剛度，Km為力矩馬達磁剛度。

2)前置級流量方程：

(3)

式中：△qp為前置級流量增量;Kq為前置級流量增益;△xf為擋板位移增量;Kcp為前置級流量壓力系數(shù);

3)滑閥級流量方程【6】：

(4)

式中：△qv為流入主閥芯兩側(cè)油液增量;Av為閥芯端面積;Vcp為擋板一側(cè)噴嘴封閉容腔容積;E為油液彈性模量。

4)空載情況下主閥芯受力平衡方程：

(5)

式中：mv為閥芯質(zhì)量;Bv為閥芯阻尼系數(shù);Ps為系統(tǒng)供油壓力;wp為滑閥級液壓固有頻率，

由于閥芯兩側(cè)的液壓驅(qū)動力非常大，因此閥芯質(zhì)量、液動力、阻尼力可以忽略不計。假設(shè)油液不可壓縮，聯(lián)立方程(1)(2)(3)(4)(5)，可以求得力反饋型噴嘴擋板式電液流量伺服閥的動態(tài)特性傳遞函數(shù)框圖：

式中：

為力矩馬達固有頻率;

為力矩馬達相對阻尼系數(shù)(忽略電磁阻尼系數(shù))。

2.2 故障機理分析

伺服閥本身為閉環(huán)伺服系統(tǒng)，穩(wěn)定工作時其傳遞函數(shù)應(yīng)滿足勞斯判據(jù)。根據(jù)傳遞函數(shù)框圖，可求出伺服閥開環(huán)增益為：

系統(tǒng)特征方程為：

根據(jù)勞斯穩(wěn)定判據(jù)，其特征方程應(yīng)滿足[7]：

(8)

也即：

上式中，當一臺伺服閥設(shè)計定型后，r、b、Av、Kq、Ba、Ja、Km均為定值。由于伺服閥大部分時間工作在平衡點附近、且隨著被控量的變化而不斷動作，因此長期使用過程中反饋桿剛度Kf、彈簧管剛度Ka由于疲勞損壞，數(shù)值會有所降低。

由于和均為變量，且都隨著伺服閥使用時間的延長而降低，為了便于分析，可以假設(shè)極限情況下，隨著Ka值的降低，當

時，不等式右邊為負，而左邊恒為正值，顯然不可能。也即當彈簧管剛度值Ka降低到不等式(9)不再成立時，系統(tǒng)特征方程不再滿足勞斯判據(jù)，也即系統(tǒng)失穩(wěn)，伺服閥開始震蕩。零位時，流量增益Kq最大，因此也最容易發(fā)生高頻震蕩現(xiàn)象。

3 高頻震蕩解決措施

3.1 解決措施

為了在彈簧管剛度值Ka減小的情況下，不等式仍然成立，根據(jù)式(9)，可以采取以下幾種措施：

1)給力矩馬達退磁，減小銜鐵組件極化磁通密度，使磁剛度Km降低。此時不等于右邊數(shù)值增大，可以滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)。

2)降低系統(tǒng)供油壓力Ps，當Ps降低后，不等式右邊數(shù)值增大，可以滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)。

3)適當增大回油背壓Pr，此時不等式右邊數(shù)值增大，可以滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)。

4)增大噴嘴和擋板間隙xf0，使不等式重新滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)。需要注意的是，當增大xf0時，力矩馬達綜合剛度Kan(不等式右邊第二項)固然會減小，但由于噴嘴和擋板間隙的增加，前置級流量壓力系數(shù)Ba會減小，導(dǎo)致右邊第一項力矩馬達速度阻尼系數(shù)會變大，從而使特征根方程重新滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)。

在實際測試時，通過以上幾種措施，均可以改善伺服閥高頻震蕩現(xiàn)象，與理論推導(dǎo)相一致。但由于工況限制，以上四條措施在實際應(yīng)用中并不可能都實施。

3.2 解決措施利弊分析

1)對于第一條措施，當力矩馬達充磁量減小后，伺服閥輸出流量會降低，根據(jù)ARP490F，伺服閥額定流量有±10%公差【8】。因此在滿足額定流量下公差要求下，可以適當降低充磁量，消除高頻震蕩現(xiàn)象。

2)對于第二條措施，由于負載壓力要求，系統(tǒng)供油壓力Ps減小的空間并不大。

3)對于第三條措施，在伺服閥設(shè)計時，為了消除回油管路壓力波動對伺服閥零漂的影響，往往在伺服閥回油處設(shè)計有回油節(jié)流器。此時再增大管路回油背壓意義不明顯?？梢酝ㄟ^更換節(jié)流孔徑更小的回油節(jié)流器，來提高伺服閥回油腔的背壓。

4)對于第四條措施，在設(shè)計伺服閥時，為了滿足前置級流量增益和壓力增益，在力矩馬達調(diào)試時，噴嘴有零位壓力要求。因此在滿足噴嘴零位壓力下限要求下，可以適當增大噴嘴和擋板間隙xf0。

通過分析，以上四條解決措施中，第一條簡單易行，實際應(yīng)用中也經(jīng)常采取該措施。如果以上措施均不能消除伺服閥高頻震蕩，則只能更換彈簧管。

4 結(jié)論

1)伺服閥高頻震蕩，本質(zhì)是一種失穩(wěn)，也即不能達到穩(wěn)態(tài)。伺服閥在長期使用過程中，其彈簧管剛度值由于疲勞損壞而降低，導(dǎo)致勞斯穩(wěn)定條件被破壞，系統(tǒng)失穩(wěn)而產(chǎn)生震蕩。

2)當震蕩現(xiàn)象出現(xiàn)后，可以通過適當退磁、降低系統(tǒng)供油壓力、提高背壓、增大噴嘴與擋板初始間隙等措施予以消除;

3)當以上解決措施均不能湊效時，只能更換彈簧管或者銜鐵組件。

參考文獻

[1] 田源道. 電液伺服閥技術(shù)【M】.北京：航空工業(yè)出版社，2008.17-18.

[2] 林丞.電液伺服閥高頻自激振蕩的問題的初步研究【J】.機床與液壓，1985(4)：3-7.

[3] 許益民，三級電液伺服閥零位高頻自激震蕩機理分析【J】.武漢科技大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版，2008,31(1):50-53.

[4](美)H.E.梅里特，陳燕慶譯. 液壓控制系統(tǒng)【M】.北京：科學(xué)出版社，1976.210-214.

[5] 王春行.液壓控制系統(tǒng)【M】. 北京：機械工業(yè)出版社,1999.80.

[6](西德)W.巴克，周文譯. 液壓阻尼回路系統(tǒng)學(xué)【M】.北京：機械工業(yè)出版社，1980.

[7] 楊叔子, 楊克沖.機械工程控制基礎(chǔ)【M】 .武漢:華中科技大學(xué)出版社, 2002 .

[8] SAE ARP490 F. Electrohydraulic Servo valves【S】.