閥控非對(duì)稱缸系統(tǒng)中氣穴現(xiàn)象分析及解決方法

劉 念，王 帆

(中國(guó)空氣動(dòng)力研究與發(fā)展中心，四川 綿陽(yáng) 621000)

validation

引言

當(dāng)液體中某處的壓力低于空氣分離壓，原先溶解在液體中的空氣就會(huì)分離出來形成空氣泡，如果液體的壓力進(jìn)一步降低到了相應(yīng)溫度的飽和蒸氣壓以下時(shí)，液體本身會(huì)迅速汽化，產(chǎn)生大量蒸汽泡，這種現(xiàn)象稱為氣穴。液壓系統(tǒng)中的氣穴現(xiàn)象除了會(huì)造成流量和壓力的脈動(dòng)，產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，影響液壓系統(tǒng)的工作性能外，還會(huì)使系統(tǒng)的效率降低，縮短液壓元件的壽命[1-8]。

針對(duì)某閥控非對(duì)稱缸系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，介紹了活塞桿伸出時(shí)，油缸無桿腔容易產(chǎn)生氣穴的現(xiàn)象。利用推導(dǎo)建立的閥控缸系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，分析了氣穴現(xiàn)象產(chǎn)生的原因，提出了解決方法，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

1 現(xiàn)象描述

某閥控缸系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理框圖如圖1所示，主要包括液壓油源、伺服比例閥、單伸桿非對(duì)稱缸、油缸內(nèi)置直線位移傳感器、兩腔壓力傳感器和運(yùn)動(dòng)控制器。

圖1 閥控缸系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理框圖

對(duì)稱節(jié)流邊，單邊額定壓差3.5 MPa，所對(duì)應(yīng)的額定流量40 L/min；位移傳感器采用MTS磁致伸縮直線位置傳感器，SSI數(shù)字接口，分辨率0.5 μm；壓力傳感器量程為0～20 MPa(表壓)，精度0.5%；運(yùn)動(dòng)控制器由MLC-L45及液壓接口模塊組成，接口模塊采集油缸實(shí)際位置和兩腔壓力信號(hào)，輸出電壓信號(hào)控制伺服比例閥；油源供油壓力設(shè)定為7 MPa，伺服比例閥回油口直接連油箱。

將閥控缸系統(tǒng)置于開環(huán)控制模式，閥開度控制實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖2所示。當(dāng)向閥輸入15%、加減速時(shí)間1 s的開度信號(hào)時(shí)，油缸無桿腔進(jìn)油，活塞桿伸出，油缸速度存在抖動(dòng)，無桿腔壓力小于0 MPa，發(fā)生氣穴，當(dāng)閥開度置為0 mm后，油缸并非處于靜止?fàn)顟B(tài)，而是以某一速度緩慢“回彈”，直到油缸兩腔壓力恢復(fù)正常，氣穴消失；當(dāng)向閥輸入-15%、加減速時(shí)間1 s的開度信號(hào)時(shí)，油缸有桿腔進(jìn)油，活塞桿縮回，油缸速度平穩(wěn)，兩腔壓力正常，當(dāng)閥開度置為0 mm后，油缸處于靜止?fàn)顟B(tài)。

圖2 閥開度控制結(jié)果

將系統(tǒng)置于閉環(huán)位置控制模式，采用PI控制，取默認(rèn)控制參數(shù)，設(shè)定目標(biāo)速度30 mm/s、加減速時(shí)間1 s，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖3所示。活塞桿伸出時(shí)，速度存在抖動(dòng)，到達(dá)目標(biāo)位置后，因?yàn)殚]環(huán)控制的原因，油缸不“回彈”而處于靜止?fàn)顟B(tài)，整個(gè)過程中無桿腔壓力小于0 MPa，始終存在氣穴；活塞桿縮回時(shí)，先劇烈抖動(dòng)，然后趨于平穩(wěn)，從位置跟隨誤差可以看出，油缸先快速“回彈”，直至油缸兩腔壓力恢復(fù)正常，然后位置跟隨誤差變大，油缸處于正常受控狀態(tài)，直至到達(dá)目標(biāo)位置。

圖3 油缸位置閉環(huán)控制結(jié)果

2 數(shù)學(xué)模型

閥控非對(duì)稱缸系統(tǒng)的通用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖4所示，假設(shè)：

(1) 閥口的液流為湍流狀態(tài)；

(2) 忽略液壓缸的漏損；

(3) 控制閥為零開口四通滑閥[9-10]。

設(shè)閥進(jìn)出液壓油的節(jié)流窗口面積梯度之比為w2/w1=m(0

圖4中，w1，w4為滑閥與液壓缸無桿腔相連的節(jié)流窗口1，4的面積梯度，w2，w3為滑閥與液壓缸有桿腔相連的節(jié)流窗口2，3的面積梯度；qV1為流入液壓缸無桿腔的流量，qV2為液壓缸有桿腔流出的流量；ps為油源壓力，p0為回油壓力；p1為液壓缸無桿腔壓力，p2為液壓缸有桿腔壓力；A1為液壓缸無桿腔的有效作用面積，A2為液壓缸有桿腔的有效作用面積；F為等效外負(fù)載力，針對(duì)閥控缸系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，穩(wěn)態(tài)外負(fù)載力包括重力和滑動(dòng)摩擦力；M為等效負(fù)載質(zhì)量；v為活塞速度；y為活塞位移；x為閥芯位移。

圖4 閥控非對(duì)稱缸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

(1) 當(dāng)閥芯位移x>0 mm時(shí)，活塞桿伸出，閥進(jìn)出油口的節(jié)流方程分別為：

(1)

(2)

式中,Cd—— 閥的流量系數(shù)

ρ—— 油液密度

當(dāng)活塞和負(fù)載處于穩(wěn)態(tài)時(shí)，負(fù)載伸出速度v=qV1/A1=qV2/A2，由此可得：

(3)

活塞和負(fù)載處于穩(wěn)態(tài)，意味著p1A1-p2A2=F，結(jié)合A2/A1=n，得(p1-np2)A1=F，于是有：

(4)

(5)

(2) 當(dāng)閥芯位移x<0 mm時(shí)，活塞桿縮回，閥進(jìn)出油口的節(jié)流方程分別為：

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

閥控缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)反向時(shí)，兩腔的壓力變化為：

(11)

(12)

由推導(dǎo)可知，油缸穩(wěn)態(tài)運(yùn)動(dòng)時(shí)，兩腔壓力與控制閥的開度和流量增益曲線形式無關(guān)。

3 分析及解決方法

針對(duì)閥控缸系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，采用對(duì)稱閥控制時(shí)，非對(duì)稱缸在穩(wěn)態(tài)伸出和縮回時(shí)的兩腔壓力如表1所示?；钊麠U伸出時(shí)，無桿腔壓力理論計(jì)算值為-1.33 MPa，實(shí)際測(cè)試值-0.04 MPa(表壓)，二者均表明無桿腔因補(bǔ)油不足，出現(xiàn)氣穴。因?yàn)橛透讐毫?絕壓)不可能為負(fù)，穩(wěn)態(tài)伸出時(shí)，對(duì)應(yīng)的有桿腔壓力理論計(jì)算值沒有實(shí)際意義。活塞桿縮回時(shí)，待無桿腔氣穴消失，壓力恢復(fù)正常后，油缸兩腔壓力理論計(jì)算值與實(shí)測(cè)值相符。

表1 對(duì)稱閥控制時(shí)油缸兩腔壓力 MPa

實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，閥控缸系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型給出的油缸兩腔壓力計(jì)算值，對(duì)開環(huán)和閉環(huán)控制均成立，前提是油缸兩腔無負(fù)壓產(chǎn)生。

實(shí)際工程運(yùn)用中，液壓缸兩腔壓力不允許為負(fù)，以避免氣穴的產(chǎn)生。此外，活塞桿伸出時(shí)，油缸無桿腔壓力還應(yīng)小于供油壓力，由式(4)和式(5)可得油缸有效承載范圍如式(13)所示：

(13)

活塞桿縮回時(shí)，油缸有桿腔壓力還應(yīng)小于供油壓力，由式(9)和式(10)可得油缸有效承載范圍如式(14)所示：

(14)

針對(duì)閥控缸系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，在油缸結(jié)構(gòu)參數(shù)固定不變的情況下，為了避免無桿腔因?yàn)樨?fù)壓而產(chǎn)生的氣穴現(xiàn)象，根據(jù)式(13)，可選用和非對(duì)稱缸匹配的伺服比例閥，使得控制閥節(jié)流邊面積梯度之比m與油缸兩腔面積比n相等或接近。由式(11)和式(12)可知，m=n時(shí)，動(dòng)力機(jī)構(gòu)反向不產(chǎn)生壓力突變。

此外，還可以通過降低外負(fù)載力或提升油源供油壓力，避免活塞桿伸出時(shí)，無桿腔出現(xiàn)負(fù)壓。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 選用非對(duì)稱伺服比例閥

實(shí)驗(yàn)臺(tái)油缸面積比為0.49，選用節(jié)流邊面積比0.5的伺服比例閥替換原對(duì)稱閥。新閥詳細(xì)型號(hào)為4WRPEH6C1B40P，流量增益為折線形(轉(zhuǎn)折點(diǎn)±40%)，其他條件不變，進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

采用開環(huán)控制模式，輸入40%的閥開度信號(hào)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖5所示?；钊麠U穩(wěn)態(tài)伸出和縮回時(shí)，油缸速度平穩(wěn)，閥開度置為0 mm后，油缸處于靜止?fàn)顟B(tài)，無“回彈”。

圖5 采用非對(duì)稱閥時(shí)閥開度控制結(jié)果

將系統(tǒng)置于閉環(huán)位置控制模式，采用PI反饋和速度前饋控制，同時(shí)將閥非線性流量增益進(jìn)行線性化補(bǔ)償[11-12]，設(shè)定目標(biāo)速度60 mm/s，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖6所示?；钊麠U做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，正反向速度均無抖動(dòng)。

圖6 采用非對(duì)稱閥時(shí)油缸位置閉環(huán)控制結(jié)果

采用非對(duì)稱伺服比例閥，穩(wěn)態(tài)伸出和縮回時(shí)，油缸兩腔的壓力如表2所示?？梢钥闯觯瑝毫碚撚?jì)算值與實(shí)測(cè)值相符，閥控缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)換向時(shí)，基本無壓力突變。

表2 非對(duì)稱閥控制時(shí)油缸兩腔壓力 MPa

4.2 降低外負(fù)載力

將油缸與重物質(zhì)量塊脫開，油缸處于近似空載狀態(tài)，僅受摩擦力，仍選用對(duì)稱伺服比例閥控制非對(duì)稱油缸，進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

采用開環(huán)控制模式，輸入20%的閥開度信號(hào)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖7所示。將系統(tǒng)置于閉環(huán)位置控制模式，采用PI反饋控制，輔以速度前饋，設(shè)定目標(biāo)速度50 mm/s，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖8所示。

圖7 降低外負(fù)載時(shí)閥開度控制結(jié)果

圖8 降低外負(fù)載時(shí)油缸位置閉環(huán)控制結(jié)果

實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，油缸穩(wěn)態(tài)運(yùn)動(dòng)時(shí)，速度平穩(wěn)，兩腔壓力正常，無氣穴現(xiàn)象產(chǎn)生。降低外負(fù)載，穩(wěn)態(tài)伸出和縮回時(shí)，油缸兩腔壓力如表3所示，可以看出，理論計(jì)算值與實(shí)測(cè)值相符，證明了閥控缸系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型的正確性。

4.3 提升油源供油壓力

由式(13)和式(14)可知，其他條件不變，提升油源供油壓力，可以增大油缸的有效承載范圍，從而避免氣穴的發(fā)生。如表4所示，將實(shí)驗(yàn)臺(tái)油源供油壓力從7 MPa升高至21 MPa,穩(wěn)態(tài)伸出和縮回時(shí)，油缸兩腔壓力均正常，實(shí)驗(yàn)結(jié)果不再贅述。

表4 升高油源壓力時(shí)油缸兩腔壓力 MPa

5 結(jié)論

針對(duì)閥控非對(duì)稱缸系統(tǒng)中，油缸無桿腔容易產(chǎn)生氣穴的問題，開展了理論與實(shí)驗(yàn)研究，推導(dǎo)建立了閥控缸系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，提出了解決方法并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，得出以下結(jié)論：

(1) 為了避免油缸無桿腔產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象，必須使得負(fù)載運(yùn)動(dòng)時(shí)，無桿腔壓力始終高于并盡量遠(yuǎn)離大氣壓力，在油缸結(jié)構(gòu)參數(shù)固定不變時(shí)，可以采取選用和油缸匹配的控制閥、降低外負(fù)載力、提升油源供油壓力等措施；

(2) 選用和非對(duì)稱缸匹配的控制閥，使得控制閥節(jié)流邊面積梯度之比與油缸兩腔面積比相等或接近，可以提高油缸的有效承載范圍，閥和油缸完全匹配時(shí)，可以消除動(dòng)力機(jī)構(gòu)換向時(shí)的壓力突變；

(3) 降低外負(fù)載力或者提升油源供油壓力，均可以在一定范圍內(nèi)，避免油缸無桿腔因?yàn)樨?fù)壓而產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象；

(4) 閥控缸系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型給出的油缸兩腔壓力計(jì)算值，對(duì)開環(huán)和閉環(huán)控制均成立，前提是油缸兩腔無負(fù)壓產(chǎn)生，兩腔壓力與控制閥的開度和流量增益曲線形式無關(guān)。