伺服阀高泼魅震荡故障机理剖析

引言

作为电液伺服控制系统的焦点元件，伺服阀的优劣直接决定系统的性能。而有些伺服阀在使用历程中，尤其是在使用很长时间后，会泛起高泼魅振荡现象，严重时会爆发啸叫。关于力反响伺服阀，高泼魅震荡会加剧弹簧管疲劳破坏而爆裂，使伺服阀失效。因此，对伺服阀高泼魅振荡故障机理的研究显得尤为重要。

1 伺服阀高泼魅震荡现象

伺服阀高泼魅震荡既可以爆发在装配调试历程中，也可以泛起在使用历程中。一旦泛起高泼魅震荡，应立即切断油源，不然弹簧管很快爆发疲劳破裂。

1.1 装配调试历程中的震荡[1]

有些伺服阀，在装配调试历程中即会泛起高泼魅震荡现象：

1)调试力矩马达部分，仅装衔铁组件，通油，爆发啸叫;

2)在某一测试台上性能正常的阀，装在其他测试台上高泼魅震荡;

3)有些阀，常温下性能正常，高温下啸叫;

4)有些流道毛刺没有去除洁净的阀，容易爆发高泼魅震荡;

1.2 使用历程中的震荡

有些出厂性能正常的阀，使用多年后泛起高泼魅震荡现象。此时纵然不给指令信号, 甚至不加负载, 只要系统压力足够,伺服阀就会泛起高泼魅震荡现象。

2 故障机理剖析

关于装配和调试历程中爆发高泼魅震荡的原因，田源道学者已经在《电液伺服阀技术》专著中给出了详尽的解释，并给出了抑制啸叫应接纳的步伐[1]。

关于使用历程中爆发高泼魅震荡的原因，海内一些学者也做了研究。林丞学者在《电液伺服阀高频自激振荡问题的开端研究》一文中指出，电液伺服阀爆发高频自激振荡与滑阀和负载管道的音频共振有关[2];许益民学者在《三级电液伺服阀零位高频自激振荡机理剖析》一文中指出，三级电液伺服阀零位高频自激振荡现象是因小球由线性环节变革为磨损后的非线性环节并爆发了极限环振荡而造成的【3】。

笔者凭据自己事情中的经验，通过理论剖析盘算，结合实验验证，发明绝大大都伺服阀之所以爆发高泼魅震荡现象，是由于其弹簧管在恒久使用历程中爆发疲劳破坏、刚度值降低导致的。伺服阀自己是一个闭环系统，其稳定性应切合劳斯稳定判据。当弹簧管的刚度值降低后，系统开环增益特征方程不满足劳斯稳定判据的条件了，即系统失稳，从而引起高泼魅震荡。

2.1 伺服阀通报函数

力反响型喷嘴挡板式电液流量伺服阀应用较广，并且大大都三级电反响伺服阀均接纳力反响型电液流量伺服阀作为先导。因此，本文以力反响型喷嘴挡板式电液流量伺服阀为例，推过通报函数的推导和剖析，揭示爆发高泼魅震荡故障现象的机理。

1)将喷嘴挡板特性做小信号线性化处理，则力矩马达动态方程为[4]：

(1)

式中：Kt为力矩马达中位电磁力矩系数;i为输入电流;Ja为衔铁组件转动惯量;S为拉普拉斯算子;θ为挡板偏转角度;Ba为力矩马达速度阻尼系数; Kf为反响杆刚度;b为小球中心至喷嘴中心的距离;r为转动中心至喷嘴中心的距离;Xv为阀芯位移;△P为挡板输出负载压差;AN为喷嘴孔面积;Kan为力矩马达综合刚度[5]。

(2)

式中：Ka为弹簧管刚度，Km为力矩马达磁刚度。

2)前置级流量方程：

(3)

式中：△qp为前置级流量增量;Kq为前置级流量增益;△xf为挡板位移增量;Kcp为前置级流量压力系数;

3)滑阀级流量方程【6】：

(4)

式中：△qv为流入主阀芯两侧油液增量;Av为阀芯端面积;Vcp为挡板一侧喷嘴关闭容腔容积;E为油液弹性模量。

4)空载情况下主阀芯受力平衡方程：

(5)

式中：mv为阀芯质量;Bv为阀芯阻尼系数;Ps为系统供油压力;wp为滑阀级液压固有频率，

由于阀芯两侧的液压驱动力很是大，因此阀芯质量、液动力、阻尼力可以忽略不计。假设油液不可压缩，联立方程(1)(2)(3)(4)(5)，可以求得力反响型喷嘴挡板式电液流量伺服阀的动态特性通报函数框图：

式中：

为力矩马达固有频率;

为力矩马达相对阻尼系数(忽略电磁阻尼系数)。

2.2 故障机理剖析

伺服阀自己为闭环伺服系统，稳定事情时其通报函数应满足劳斯判据。凭据通报函数框图，可求出伺服阀开环增益为：

(6)

系统特征方程为：

(7)

凭据劳斯稳定判据，其特征方程应满足[7]：

(8)

也即：

(9)

上式中，当一台伺服阀设计定型后，r、b、Av、Kq、Ba、Ja、Km均为定值。由于伺服阀大部分时间事情在平衡点四周、且随着被控量的变革而不绝行动，因此恒久使用历程中反响杆刚度Kf、弹簧管刚度Ka由于疲劳损坏，数值会有所降低。

由于和均为变量，且都随着伺服阀使用时间的延长而降低，为了便于剖析，可以假设极限情况下，随着Ka值的降低，当

时，不等式右边为负，而左边恒为正值，显然不可能。也即当弹簧管刚度值Ka降低到不等式(9)不再建立时，系统特征方程不再满足劳斯判据，也即系统失稳，伺服阀开始震荡。零位时，流量增益Kq最大，因此也最容易爆发高泼魅震荡现象。

3 高泼魅震荡解决步伐

3.1 解决步伐

为了在弹簧管刚度值Ka减小的情况下，不等式仍然建立，凭据式(9)，可以接纳以下几种步伐：

1)给力矩马达退磁，减小衔铁组件极化磁通密度，使磁刚度Km降低。此时不即是右边数值增大，可以满足劳斯稳定判据。

2)降低系统供油压力Ps，当Ps降低后，不等式右边数值增大，可以满足劳斯稳定判据。

3)适当增大回油背压Pr，此时不等式右边数值增大，可以满足劳斯稳定判据。

4)增大喷嘴和挡板间隙xf0，使不等式重新满足劳斯稳定判据。需要注意的是，当增大xf0时，力矩马达综合刚度Kan(不等式右边第二项)虽然会减小，但由于喷嘴和挡板间隙的增加，前置级流量压力系数Ba会减小，导致右边第一项力矩马达速度阻尼系数会变大，从而使特征根方程重新满足劳斯稳定判据。

在实际测试时，通过以上几种步伐，均可以改善伺服阀高泼魅震荡现象，与理论推导相一致。但由于工况限制，以上四条步伐在实际应用中并不可能都实施。

3.2 解决步伐利弊剖析

1)关于第一条步伐，当力矩马达充磁量减小后，伺服阀输出流量会降低，凭据ARP490F，伺服阀额定流量有±10%公差【8】。因此在满足额定流量下公差要求下，可以适当降低充磁量，消除高泼魅震荡现象。

2)关于第二条步伐，由于负载压力要求，系统供油压力Ps减小的空间并不大。

3)关于第三条步伐，在伺服阀设计时，为了消除回油管路压力波动对伺服阀零漂的影响，往往在伺服阀回油处设计有回油节流器。此时再增大管路回油背压意义不明显�？梢酝ü唤诹骺拙陡〉幕赜徒诹髌�，来提高伺服阀回油腔的背压。

4)关于第四条步伐，在设计伺服阀时，为了满足前置级流量增益和压力增益，在力矩马达调试时，喷嘴有零位压力要求。因此在满足喷嘴零位压力下限要求下，可以适当增大喷嘴和挡板间隙xf0。

通太过析，以上四条解决步伐中，第一条简单易行，实际应用中也经常接纳该步伐。如果以上步伐均不可消除伺服阀高泼魅震荡，则只能更换弹簧管。

4 结论

1)伺服阀高泼魅震荡，实质是一种失稳，也即不可抵达稳态。伺服阀在恒久使用历程中，其弹簧管刚度值由于疲劳损坏而降低，导致劳斯稳定条件被破坏，系统失稳而爆发震荡。

2)当震荡现象泛起后，可以通过适当退磁、降低系统供油压力、提高背压、增大喷嘴与挡板初始间隙等步伐予以消除;

3)当以上解决步伐均不可凑效时，只能更换弹簧管或者衔铁组件。

参考文献

[1] 田源道. 电液伺服阀技术【M】.北京：航空工业出书社，2008.17-18.

[2] 林丞.电液伺服阀高频自激振荡的问题的开端研究【J】.机床与液压，1985(4)：3-7.

[3] 许益民，三级电液伺服阀零位高频自激震荡机理剖析【J】.武汉科技大学学报:自然科学版，2008,31(1):50-53.

[4](美)H.E.梅里特，陈燕庆译. 液压控制系统【M】.北京：科学出书社，1976.210-214.

[5] 王春行.液压控制系统【M】. 北京：机械工业出书社,1999.80.

[6](西德)W.巴克，周文译. 液压阻尼回路系统学【M】.北京：机械工业出书社，1980.

[7] 杨叔子, 杨克冲.机械工程控制基础【M】 .武汉:华中科技大学出书社, 2002 .

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

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