某發(fā)動機數(shù)控系統(tǒng)臺架試驗轉速波動問題分析

（中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南株洲 412002）

0 引言

某數(shù)控系統(tǒng)在隨發(fā)動機進行臺架試驗時，在慢車狀態(tài)出現(xiàn)燃氣發(fā)生器轉速（Ng）、動力渦輪轉速（Np）波動的現(xiàn)象，振幅超過0.5%。典型的轉速異常波動的試車曲線見圖1。

圖1 典型轉速異常波動形態(tài)（放大）

1 轉速波動問題分析及定位

以Np轉速波動為頂事件建立故障樹，通過以下方式對故障樹各底事件進行分析排查：（1）臺架試車數(shù)據分析；（2）數(shù)控系統(tǒng)各部件檢測；（3）半物理模擬試驗復現(xiàn)；（4）臺架監(jiān)測泵調節(jié)器出口壓力。

通過對底事件逐項排查分析，問題定位為泵調節(jié)器存在滯環(huán)特性。針對泵調節(jié)器能夠造成泵調節(jié)器滯環(huán)的原因有：計量活門滯環(huán)、壓差活門滯環(huán)。由于泵調節(jié)器在出廠驗收時會檢查穩(wěn)定流量滯環(huán)，合格后方出廠，因此可排除計量活門滯環(huán)的問題。

2 機理分析

壓差活門主要由活門、襯套、薄膜、彈簧、溫度補償片、層板節(jié)流器及壓差活門蓋等部件組成，其結構原理圖如圖2所示。薄膜感受壓差活門前后油壓，當壓差活門正常工作并達到穩(wěn)態(tài)時，作用在薄膜上的力保持平衡。當壓差活門前后壓差偏離給定值時，作用在薄膜上的力平衡被打破，活門相對襯套產生位移，及時改變回油面積，使回油流量發(fā)生改變，從而引起計量前壓力增大或減小，直至壓差恢復設定值[1]。

圖2 壓差活門結構原理圖

2.1 壓差滯環(huán)理論

壓差活門在移動過程中存在摩擦力，在壓差活門打開時，摩擦力方向為關閉方向，在壓差活門關閉時，摩擦力方向為打開方向[2]。

壓差活門打開時，作用在壓差活門上的力平衡方程為：ΔP1A=K(x0+x)+Fs+Ff

式中：ΔP1為打開時的壓差值，A為壓差活門面積，F(xiàn)s為穩(wěn)態(tài)液動力，F(xiàn)f為壓差活門的摩擦力。

同樣，壓差活門關閉時，作用在壓差活門上的力平衡方程為：ΔP2A=K(x0+x)+Fs-Ff

式中：ΔP2為關閉時的壓差值。

兩式相減得 ：ΔP1-ΔP2=2Ff/A

在壓差活門打開和關閉的過程中，運動到同一位置時由于摩擦力的存在，使得二者壓差值不一致，也就產生了壓差滯環(huán)。壓差滯環(huán)的大小與摩擦力成正比，與活門面積成反比。

2.2 壓差滯環(huán)對計量流量的影響分析

建立泵調節(jié)器數(shù)學模型[3]，給定計量活門位置恒定，齒輪泵轉速從0按斜坡規(guī)律升高到100%，時間為80s，再從100%按斜坡規(guī)律降低到0，當壓差活門摩擦力設為0N，無動態(tài)滯環(huán)；當壓差活門摩擦力設為2.5N，轉速升程和降程中流量動態(tài)滯環(huán)平均大小有5.2L/h。

仿真結果表明，滯環(huán)的大小與壓差活門的摩擦力相關，摩擦力越大，滯環(huán)量越大。這是由于在計量活門位置不變的情況下，若壓差活門沒有滯環(huán)，轉速升程和降程過程中同一轉速下的計量前后壓差不變，則計量流量應該相等；當壓差活門存在滯環(huán)，在轉速升程中，壓差活門從關閉到逐漸打開，摩擦力朝關閉的方向，使得壓差和計量流量比沒有滯環(huán)時偏大；轉速降程中，壓差活門從打開到逐漸關閉，摩擦力朝打開的方向，使得壓差和計量流量比沒有滯環(huán)時偏小，因此則同一轉速下轉速升程的壓差和計量流量會大于降程，二者存在一個差值。

2.3 壓差滯環(huán)對發(fā)動機轉速波動影響分析

對故障發(fā)動機轉速波動時Np、Ng、油針位置進行分析，見圖2。試驗中未采集泵調實際出口流量信號，但慢車以上Ng轉速可反映出口流量的變化情況。

圖3 發(fā)動機轉速波動數(shù)據

從圖3可以看出，隨著油針正弦波動，Ng轉速在油針最大開始下降的過程中，先基本保持不變，直到某一點后再開始下降，上升過程同樣。一個波動周期內的變化說明：

階段1：Np緩慢上升，接近目標轉速100%，由PID算法控制油針位置減小，即需減小供油量，但由于壓差活門卡滯，計量流量并未跟隨油針減小而減小，故Np一直處于增大狀態(tài)直到超過100%。Ng轉速在此階段基本不變可佐證計量流量并未明顯減?。?/p>

階段2：當Np達到最大值點的時候，也讓油針給定快達到了最低點。壓差活門克服了摩擦力開始運動，計量流量跟隨油針減小而減小，使得Np、Ng開始減?。?/p>

階段3：當轉速從最大值降低時，這時的油針給定已經偏離了能使得系統(tǒng)穩(wěn)定的平衡點，PID也會調節(jié)油針給定回調上升，故油針給定反向增大，壓差活門應該換向，但由于壓差活門卡滯，計量流量并未跟隨油針增大而增大，故Np一直持續(xù)減小直到小于100%。Ng轉速在此階段基本不變可佐證計量流量并未明顯增大；

階段4：壓差活門克服了摩擦力開始運動，計量流量跟隨油針增大而增大，使得Np、Ng開始增大。

實際使用中，改變載荷時，控制器通過PID算法調節(jié)供油量來保證Np恒定，調節(jié)的過程中，Np會出現(xiàn)超調，假設使Np低于100%，此時PID算法控制使油針給定增大，增大供油量。正常情況下，供油量及時跟隨油針給定，很快能使Np穩(wěn)定。但泵調節(jié)器由于壓差活門的滯環(huán)使得供油量未能及時增大，則PID算法會一直調節(jié)使油針給定繼續(xù)增大，直到計量流量跟隨油針給定開始增大，Np開始增大，此時的油針給定已大于正常狀態(tài)下的油針給定，Np也已超過100%；根據PID算法，油針給定又要減小，但計量流量仍然不能及時跟隨并減小，如此反復，使得Np、Ng和油針持續(xù)波動，無法穩(wěn)定。

2.4 分析結果

壓差活門滯環(huán)的存在使得壓差活門響應滯后，供油量無法及時跟隨油針給定，當控制油針給定增大時，供油量未能及時增大，則PID算法會一直調節(jié)使油針給定繼續(xù)增大，直到計量流量跟隨油針給定開始增大，發(fā)動機轉速開始增大，此時的油針給定已大于正常狀態(tài)下的油針給定，根據PID算法，油針給定又要減小，但計量流量仍然不能及時跟隨并減小，如此反復，使得發(fā)動機轉速和油針位置無法穩(wěn)定，導致發(fā)動機轉速波動的產生。

3 故障復現(xiàn)

壓差活門在移動過程中產生摩擦力的原因很多，本文以壓差活門的彈簧與活門未對中故障使壓差活門在襯套內發(fā)生偏磨并使活門產生徑向力，來模擬移動過程中的摩擦力。

圖4 半物理大閉環(huán)慢車轉速波動復現(xiàn)

3.1 壓差活門滯環(huán)復現(xiàn)

為驗證彈簧未對中對壓差滯環(huán)的影響，選用泵調器作為試驗載體，在壓差活門彈簧座上加一個3mm的偏斜墊片觀察動態(tài)滯環(huán)前后的變化情況。加偏斜墊片前壓差活門經過多次拆裝試驗動態(tài)滯環(huán)均合格。加偏斜墊片后，動態(tài)滯環(huán)約為10L/h～30L/h，滯環(huán)明顯增大。

圖5 重新安裝壓差活門后動態(tài)滯環(huán)

3.2 轉速波動故障復現(xiàn)

進行半物理試驗對故障進一步驗證，在壓差活門彈簧座上加一個3mm的偏斜墊片，使得彈簧偏斜，并在半物理臺的大閉環(huán)轉速穩(wěn)定性試驗，如圖4所示。地慢狀態(tài)復現(xiàn)了轉速波動，波動可持續(xù)且無法穩(wěn)定，空慢以上穩(wěn)定。地慢Np波動幅值74.93%±0.98%，周期8.6s～9.6s。新安裝壓差活門后復測動態(tài)滯環(huán)合格（如圖5），大閉環(huán)測試各狀態(tài)轉速無明顯波動。

4 結論

針對某型發(fā)動機臺架試驗出現(xiàn)的轉速波動現(xiàn)象，本文對故障進行數(shù)字仿真和半物理試驗，驗證了壓差活門的滯環(huán)可以引起計量流量的波動，使得供油量無法及時跟隨油針給定，導致發(fā)動機轉速波動的產生。在本研究的基礎上，可以針對泵調節(jié)器的其他活門，如增壓活門、定壓活門等進行滯環(huán)研究，并對活門與彈簧的結構進行改進設計，以提高泵調節(jié)器的可靠性。