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(xiàn)高頻震蕩現(xiàn)象：
1)調試力矩馬達部分，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(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)并產生了極限環(huán)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(fā)現(xiàn)絕大多數(shù)伺服閥之所以產生高頻震蕩現(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。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]：
(1)
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]。
(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(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。根據傳遞函數(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)
根據勞斯穩(wěn)定判據，其特征方程應滿足[7]：
(8)
也即：
(9)
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，也即系統(tǒng)失穩(wěn)，伺服閥開始震蕩。零位時，流量增益Kq最X，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。
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。
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。
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。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X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。
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X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(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X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(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。
