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伺服閥高頻震蕩故障機(jī)理分析

作者: vch12261503
發(fā)布于: 2023-03-17 15:33
分類: 行業(yè)新聞

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(shí)間后,會(huì)出現(xiàn)高頻振蕩現(xiàn)象,嚴(yán)重時(shí)會(huì)產(chǎn)生嘯叫。對(duì)于力反饋伺服閥,高頻震蕩會(huì)加劇彈簧管疲勞破壞而爆裂,使伺服閥失效。因此,對(duì)伺服閥高頻振蕩故障機(jī)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(huì)出現(xiàn)高頻震蕩現(xiàn)象:

1)調(diào)試力矩馬達(dá)部分,僅裝銜鐵組件,通油,發(fā)生嘯叫;

2)在某一測試臺(tái)上性能正常的閥,裝在其他測試臺(tái)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(shí)即使不給指令信號(hào), 甚至不加負(fù)載, 只要系統(tǒng)壓力足夠,伺服閥就會(huì)出現(xiàn)高頻震蕩現(xiàn)象。

2 故障機(jī)理分析

對(duì)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(duì)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(fù)載管道的音頻共振有關(guān)[2];許益民學(xué)者在《三級(jí)電液伺服閥零位高頻自激振蕩機(jī)理分析》一文中指出,三級(jí)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(yàn),通過理論分析計(jì)算,結(jié)合實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(gè)閉環(huán)系統(tǒng),其穩(wěn)定性應(yīng)符合勞斯穩(wěn)定判據(jù)。當(dāng)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(jí)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(jī)理。

1)將噴嘴擋板特性做小信號(hào)線性化處理,則力矩馬達(dá)動(dòng)態(tài)方程為[4]:

(1)

式中:Kt為力矩馬達(dá)中位電磁力矩系數(shù);i為輸入電流;Ja為銜鐵組件轉(zhuǎn)動(dòng)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(dá)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(dòng)中心至噴嘴中心的距離;Xv為閥芯位移;△P為擋板輸出負(fù)載壓差;AN為噴嘴孔面積;Kan為力矩馬達(dá)綜合剛度[5]。

(2)

式中:Ka為彈簧管剛度,Km為力矩馬達(dá)磁剛度。

2)前置級(jí)流量方程:

(3)

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

3)滑閥級(jí)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(jí)液壓固有頻率,

由于閥芯兩側(cè)的液壓驅(qū)動(dòng)力非常大,因此閥芯質(zhì)量、液動(dòng)力、阻尼力可以忽略不計(jì)。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(dòng)態(tài)特性傳遞函數(shù)框圖:

式中:

為力矩馬達(dá)固有頻率;

為力矩馬達(dá)相對(duì)阻尼系數(shù)(忽略電磁阻尼系數(shù))。

2.2 故障機(jī)理分析

伺服閥本身為閉環(huán)伺服系統(tǒng),穩(wěn)定工作時(shí)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:

(6)

系統(tǒng)特征方程為:

(7)

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

(8)

也即:

(9)

上式中,當(dāng)一臺(tái)伺服閥設(shè)計(jì)定型后,r、b、Av、Kq、Ba、Ja、Km均為定值。由于伺服閥大部分時(shí)間工作在平衡點(diǎn)附近、且隨著被控量的變化而不斷動(dòng)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(huì)有所降低。

由于和均為變量,且都隨著伺服閥使用時(shí)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(dāng)

時(shí),不等式右邊為負(fù),而左邊恒為正值,顯然不可能。也即當(dāng)彈簧管剛度值Ka降低到不等式(9)不再成立時(shí),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(shí),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(dá)退磁,減小銜鐵組件極化磁通密度,使磁剛度Km降低。此時(shí)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(dāng)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(dāng)增大回油背壓Pr,此時(shí)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(dāng)增大xf0時(shí),力矩馬達(dá)綜合剛度Kan(不等式右邊第二項(xiàng))固然會(huì)減小,但由于噴嘴和擋板間隙的增加,前置級(jí)流量壓力系數(shù)Ba會(huì)減小,導(dǎo)致右邊第一項(xiàng)力矩馬達(dá)速度阻尼系數(shù)會(huì)變大,從而使特征根方程重新滿足勞斯穩(wěn)定判據(jù)。

在實(shí)際測試時(shí),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(shí)際應(yīng)用中并不可能都實(shí)施。

3.2 解決措施利弊分析

1)對(duì)于第一條措施,當(dāng)力矩馬達(dá)充磁量減小后,伺服閥輸出流量會(huì)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(dāng)降低充磁量,消除高頻震蕩現(xiàn)象。

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

3)對(duì)于第三條措施,在伺服閥設(shè)計(jì)時(shí),為了消除回油管路壓力波動(dòng)對(duì)伺服閥零漂的影響,往往在伺服閥回油處設(shè)計(jì)有回油節(jié)流器。此時(shí)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(duì)于第四條措施,在設(shè)計(jì)伺服閥時(shí),為了滿足前置級(jí)流量增益和壓力增益,在力矩馬達(dá)調(diào)試時(shí),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(dāng)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(shí)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(dá)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(dāng)震蕩現(xiàn)象出現(xiàn)后,可以通過適當(dāng)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(dāng)以上解決措施均不能湊效時(shí),只能更換彈簧管或者銜鐵組件。

 

參考文獻(xiàn)

[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(jī)床與液壓,1985(4):3-7.

[3] 許益民,三級(jí)電液伺服閥零位高頻自激震蕩機(jī)理分析【J】.武漢科技大學(xué)學(xué)報(bào):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(jī)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(jī)械工業(yè)出版社,1980.

[7] 楊叔子, 楊克沖.機(jī)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】.

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