引言

作為電液伺服控制系統的核心元件，伺服閥的好壞直接決定系統的性能。而有些伺服閥在使用過程中，尤其是在使用很長時間后，會出現高頻振蕩現象，嚴重時會產生嘯叫。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 伺服閥高頻震蕩現象

伺服閥高頻震蕩既可以發生在裝配調試過程中，也可以出現在使用過程中。一旦出現高頻震蕩，應立即切斷油源，否則彈簧管很快產生疲勞破裂。

1.1 裝配調試過程中的震蕩[1]

有些伺服閥，在裝配調試過程中即會出現高頻震蕩現象：

1)調試力矩馬達部分，僅裝銜鐵組件，通油，發生嘯叫;

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，使用多年后出現高頻震蕩現象。此時即使不給指令信號, 甚至不加負載, 只要系統壓力足夠,伺服閥就會出現高頻震蕩現象。

2 故障機理分析

對于裝配和調試過程中產生高頻震蕩的原因，田源道學者已經在《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]。

對于使用過程中產生高頻震蕩的原因，國內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象是因小球由線性環節變化為磨損后的非線性環節并產生了極限環振蕩而造成的【3】。

筆者根據自己工作中的經驗，通過理論分析計算，結合實驗驗證，發現絕大多數伺服閥之所以產生高頻震蕩現象，是由于其彈簧管在長期使用過程中發生疲勞破壞、剛度值降低導致的。伺服閥本身是一個閉環系統，其穩定性應符合勞斯穩定判據。當彈簧管的剛度值降低后，系統開環增益特征方程不滿足勞斯穩定判據的條件了，即系統失穩，從而引起高頻震蕩。

2.1 伺服閥傳遞函數

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，推過傳遞函數的推導和分析，揭示產生高頻震蕩故障現象的機理。

1)將噴嘴擋板特性做小信號線性化處理，則力矩馬達動態方程為[4]：

式中：Kt為力矩馬達中位電磁力矩系數;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; 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]。

(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;

3)滑閥級流量方程【6】：

(4)

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：

(5)

式中：mv為閥芯質量;Bv為閥芯阻尼系數;Ps為系統供油壓力;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，因此閥芯質量、液動力、阻尼力可以忽略不計。假設油液不可壓縮，聯立方程(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特性傳遞函數框圖：

式中：

為力矩馬達固有頻率;

為力矩馬達相對阻尼系數(忽略電磁阻尼系數)。

2.2 故障機理分析

伺服閥本身為閉環伺服系統，穩定工作時其傳遞函數應滿足勞斯判據。根據傳遞函數框圖，可求出伺服閥開環增益為：

系統特征方程為：

根據勞斯穩定判據，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，系統特征方程不再滿足勞斯判據，也即系統失穩，伺服閥開始震蕩。零位時，流量增益Kq最大，因此也最容易發生高頻震蕩現象。

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。此時不等于右邊數值增大，可以滿足勞斯穩定判據。

2)降低系統供油壓力Ps，當Ps降低后，不等式右邊數值增大，可以滿足勞斯穩定判據。

3)適當增大回油背壓Pr，此時不等式右邊數值增大，可以滿足勞斯穩定判據。

4)增大噴嘴和擋板間隙xf0，使不等式重新滿足勞斯穩定判據。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Ba會減小，導致右邊第一項力矩馬達速度阻尼系數會變大，從而使特征根方程重新滿足勞斯穩定判據。

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，消除高頻震蕩現象。

2)對于第二條措施，由于負載壓力要求，系統供油壓力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流器。此時再增大管路回油背壓意義不明顯。可以通過更換節流孔徑更小的回油節流器，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，本質是一種失穩，也即不能達到穩態。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，導致勞斯穩定條件被破壞，系統失穩而產生震蕩。

2)當震蕩現象出現后，可以通過適當退磁、降低系統供油壓力、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【M】.北京：科學出版社，1976.210-214.

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

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