伺服閥高頻震蕩故障機理分析
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,田源道學者已經(jīng)在《電液伺服閥技術》專著中給出了詳盡的解釋,并給出了抑制嘯叫應采取的措施[1]。
對于使用過程中產(chǎn)生高頻震蕩的原因,國內(nèi)一些學者也做了研究。林丞學者在《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[2];許益民學者在《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、剛度值降低導致的。伺服閥本身是一個閉環(huán)系統(tǒng),其穩(wěn)定性應符合勞斯穩(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。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為銜鐵組件轉動慣量;S為拉普拉斯算子;θ為擋板偏轉角度;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]。
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:
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】:
式中:△qv為流入主閥芯兩側油液增量;Av為閥芯端面積;Vcp為擋板一側噴嘴封閉容腔容積;E為油液彈性模量。
4)空載情況下主閥芯受力平衡方程:
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,
由于閥芯兩側的液壓驅動力非常大,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),其特征方程應滿足[7]:
(8)
也即:
上式中,當一臺伺服閥設計定型后,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,與理論推導相一致。但由于工況限制,以上四條措施在實際應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【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】.武漢科技大學學報:自然科學版,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【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【M】 .武漢:華中科技大學出版社, 2002 .
[8] SAE ARP490 F. Electrohydraulic Servo valves【S】.
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