阀控非对称缸系统中气穴现象分析及解决方法

刘 念，王 帆

(中国空气动力研究与发展中心，四川 绵阳 621000)

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引言

当液体中某处的压力低于空气分离压，原先溶解在液体中的空气就会分离出来形成空气泡，如果液体的压力进一步降低到了相应温度的饱和蒸气压以下时，液体本身会迅速汽化，产生大量蒸汽泡，这种现象称为气穴。液压系统中的气穴现象除了会造成流量和压力的脉动，产生振动和噪声，影响液压系统的工作性能外，还会使系统的效率降低，缩短液压元件的寿命[1-8]。

针对某阀控非对称缸系统实验台，介绍了活塞杆伸出时，油缸无杆腔容易产生气穴的现象。利用推导建立的阀控缸系统稳态数学模型，分析了气穴现象产生的原因，提出了解决方法，并进行了实验验证。

1 现象描述

某阀控缸系统实验台原理框图如图1所示，主要包括液压油源、伺服比例阀、单伸杆非对称缸、油缸内置直线位移传感器、两腔压力传感器和运动控制器。

图1 阀控缸系统实验台原理框图

对称节流边，单边额定压差3.5 MPa，所对应的额定流量40 L/min；位移传感器采用MTS磁致伸缩直线位置传感器，SSI数字接口，分辨率0.5 μm；压力传感器量程为0～20 MPa(表压)，精度0.5%；运动控制器由MLC-L45及液压接口模块组成，接口模块采集油缸实际位置和两腔压力信号，输出电压信号控制伺服比例阀；油源供油压力设定为7 MPa，伺服比例阀回油口直接连油箱。

将阀控缸系统置于开环控制模式，阀开度控制实验结果如图2所示。当向阀输入15%、加减速时间1 s的开度信号时，油缸无杆腔进油，活塞杆伸出，油缸速度存在抖动，无杆腔压力小于0 MPa，发生气穴，当阀开度置为0 mm后，油缸并非处于静止状态，而是以某一速度缓慢“回弹”，直到油缸两腔压力恢复正常，气穴消失；当向阀输入-15%、加减速时间1 s的开度信号时，油缸有杆腔进油，活塞杆缩回，油缸速度平稳，两腔压力正常，当阀开度置为0 mm后，油缸处于静止状态。

图2 阀开度控制结果

将系统置于闭环位置控制模式，采用PI控制，取默认控制参数，设定目标速度30 mm/s、加减速时间1 s，实验结果如图3所示。活塞杆伸出时，速度存在抖动，到达目标位置后，因为闭环控制的原因，油缸不“回弹”而处于静止状态，整个过程中无杆腔压力小于0 MPa，始终存在气穴；活塞杆缩回时，先剧烈抖动，然后趋于平稳，从位置跟随误差可以看出，油缸先快速“回弹”，直至油缸两腔压力恢复正常，然后位置跟随误差变大，油缸处于正常受控状态，直至到达目标位置。

图3 油缸位置闭环控制结果

2 数学模型

阀控非对称缸系统的通用结构简图如图4所示，假设：

(1) 阀口的液流为湍流状态；

(2) 忽略液压缸的漏损；

(3) 控制阀为零开口四通滑阀[9-10]。

设阀进出液压油的节流窗口面积梯度之比为w2/w1=m(0

图4中，w1，w4为滑阀与液压缸无杆腔相连的节流窗口1，4的面积梯度，w2，w3为滑阀与液压缸有杆腔相连的节流窗口2，3的面积梯度；qV1为流入液压缸无杆腔的流量，qV2为液压缸有杆腔流出的流量；ps为油源压力，p0为回油压力；p1为液压缸无杆腔压力，p2为液压缸有杆腔压力；A1为液压缸无杆腔的有效作用面积，A2为液压缸有杆腔的有效作用面积；F为等效外负载力，针对阀控缸系统实验台，稳态外负载力包括重力和滑动摩擦力；M为等效负载质量；v为活塞速度；y为活塞位移；x为阀芯位移。

图4 阀控非对称缸系统结构简图

(1) 当阀芯位移x>0 mm时，活塞杆伸出，阀进出油口的节流方程分别为：

(1)

(2)

式中,Cd—— 阀的流量系数

ρ—— 油液密度

当活塞和负载处于稳态时，负载伸出速度v=qV1/A1=qV2/A2，由此可得：

(3)

活塞和负载处于稳态，意味着p1A1-p2A2=F，结合A2/A1=n，得(p1-np2)A1=F，于是有：

(4)

(5)

(2) 当阀芯位移x<0 mm时，活塞杆缩回，阀进出油口的节流方程分别为：

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

阀控缸动力机构反向时，两腔的压力变化为：

(11)

(12)

由推导可知，油缸稳态运动时，两腔压力与控制阀的开度和流量增益曲线形式无关。

3 分析及解决方法

针对阀控缸系统实验台，采用对称阀控制时，非对称缸在稳态伸出和缩回时的两腔压力如表1所示。活塞杆伸出时，无杆腔压力理论计算值为-1.33 MPa，实际测试值-0.04 MPa(表压)，二者均表明无杆腔因补油不足，出现气穴。因为油缸压力(绝压)不可能为负，稳态伸出时，对应的有杆腔压力理论计算值没有实际意义。活塞杆缩回时，待无杆腔气穴消失，压力恢复正常后，油缸两腔压力理论计算值与实测值相符。

表1 对称阀控制时油缸两腔压力 MPa

实验结果表明，阀控缸系统稳态数学模型给出的油缸两腔压力计算值，对开环和闭环控制均成立，前提是油缸两腔无负压产生。

实际工程运用中，液压缸两腔压力不允许为负，以避免气穴的产生。此外，活塞杆伸出时，油缸无杆腔压力还应小于供油压力，由式(4)和式(5)可得油缸有效承载范围如式(13)所示：

(13)

活塞杆缩回时，油缸有杆腔压力还应小于供油压力，由式(9)和式(10)可得油缸有效承载范围如式(14)所示：

(14)

针对阀控缸系统实验台，在油缸结构参数固定不变的情况下，为了避免无杆腔因为负压而产生的气穴现象，根据式(13)，可选用和非对称缸匹配的伺服比例阀，使得控制阀节流边面积梯度之比m与油缸两腔面积比n相等或接近。由式(11)和式(12)可知，m=n时，动力机构反向不产生压力突变。

此外，还可以通过降低外负载力或提升油源供油压力，避免活塞杆伸出时，无杆腔出现负压。

4 实验验证

4.1 选用非对称伺服比例阀

实验台油缸面积比为0.49，选用节流边面积比0.5的伺服比例阀替换原对称阀。新阀详细型号为4WRPEH6C1B40P，流量增益为折线形(转折点±40%)，其他条件不变，进行实验验证。

采用开环控制模式，输入40%的阀开度信号，实验结果如图5所示。活塞杆稳态伸出和缩回时，油缸速度平稳，阀开度置为0 mm后，油缸处于静止状态，无“回弹”。

图5 采用非对称阀时阀开度控制结果

将系统置于闭环位置控制模式，采用PI反馈和速度前馈控制，同时将阀非线性流量增益进行线性化补偿[11-12]，设定目标速度60 mm/s，实验结果如图6所示。活塞杆做往复运动时，正反向速度均无抖动。

图6 采用非对称阀时油缸位置闭环控制结果

采用非对称伺服比例阀，稳态伸出和缩回时，油缸两腔的压力如表2所示。可以看出，压力理论计算值与实测值相符，阀控缸动力机构换向时，基本无压力突变。

表2 非对称阀控制时油缸两腔压力 MPa

4.2 降低外负载力

将油缸与重物质量块脱开，油缸处于近似空载状态，仅受摩擦力，仍选用对称伺服比例阀控制非对称油缸，进行实验验证。

采用开环控制模式，输入20%的阀开度信号，实验结果如图7所示。将系统置于闭环位置控制模式，采用PI反馈控制，辅以速度前馈，设定目标速度50 mm/s，实验结果如图8所示。

图7 降低外负载时阀开度控制结果

图8 降低外负载时油缸位置闭环控制结果

实验结果表明，油缸稳态运动时，速度平稳，两腔压力正常，无气穴现象产生。降低外负载，稳态伸出和缩回时，油缸两腔压力如表3所示，可以看出，理论计算值与实测值相符，证明了阀控缸系统稳态数学模型的正确性。

4.3 提升油源供油压力

由式(13)和式(14)可知，其他条件不变，提升油源供油压力，可以增大油缸的有效承载范围，从而避免气穴的发生。如表4所示，将实验台油源供油压力从7 MPa升高至21 MPa,稳态伸出和缩回时，油缸两腔压力均正常，实验结果不再赘述。

表4 升高油源压力时油缸两腔压力 MPa

5 结论

针对阀控非对称缸系统中，油缸无杆腔容易产生气穴的问题，开展了理论与实验研究，推导建立了阀控缸系统稳态数学模型，提出了解决方法并进行了实验验证，得出以下结论：

(1) 为了避免油缸无杆腔产生气穴现象，必须使得负载运动时，无杆腔压力始终高于并尽量远离大气压力，在油缸结构参数固定不变时，可以采取选用和油缸匹配的控制阀、降低外负载力、提升油源供油压力等措施；

(2) 选用和非对称缸匹配的控制阀，使得控制阀节流边面积梯度之比与油缸两腔面积比相等或接近，可以提高油缸的有效承载范围，阀和油缸完全匹配时，可以消除动力机构换向时的压力突变；

(3) 降低外负载力或者提升油源供油压力，均可以在一定范围内，避免油缸无杆腔因为负压而产生气穴现象；

(4) 阀控缸系统稳态数学模型给出的油缸两腔压力计算值，对开环和闭环控制均成立，前提是油缸两腔无负压产生，两腔压力与控制阀的开度和流量增益曲线形式无关。