優(yōu)先閥顫振嘯叫問題仿真分析

趙 峰， 孫世磊

(新鄉(xiāng)航空工業(yè)(集團(tuán))有限公司， 河南 新鄉(xiāng) 453002)

引言

優(yōu)先閥配套于商用飛機(jī)液壓系統(tǒng)，用于在液壓系統(tǒng)供壓壓力較低時(shí)，優(yōu)先保證系統(tǒng)中主飛控系統(tǒng)的供油，并可用于維持油箱增壓腔及蓄壓器壓力。在實(shí)際應(yīng)用中，因液壓系統(tǒng)下游負(fù)載系統(tǒng)動(dòng)作，導(dǎo)致優(yōu)先閥出口壓力突然降低，在特定工況下可能發(fā)生顫振、嘯叫等現(xiàn)象，此類故障會(huì)嚴(yán)重影響飛機(jī)的可靠性和安全性。

文獻(xiàn)[1]通過穩(wěn)態(tài)流體仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證了優(yōu)先閥的穩(wěn)態(tài)性能；文獻(xiàn)[2]從液壓系統(tǒng)壓力沖擊角度，通過系統(tǒng)仿真分析優(yōu)先閥開啟時(shí)間、系統(tǒng)管路長(zhǎng)度及壁厚對(duì)液壓系統(tǒng)壓力沖擊的影響。二者均未對(duì)優(yōu)先閥自身結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其動(dòng)態(tài)特性的影響進(jìn)行分析。

本研究通過分析優(yōu)先閥結(jié)構(gòu)及其在液壓系統(tǒng)中的工作原理，建立優(yōu)先閥及簡(jiǎn)化液壓系統(tǒng)的AMESim仿真模型，對(duì)優(yōu)先閥不同工作過程中在液壓系統(tǒng)中的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性進(jìn)行仿真分析，并通過改進(jìn)關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)優(yōu)先閥進(jìn)行優(yōu)化，改善其動(dòng)態(tài)性能，進(jìn)而最大限度地減小其在液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生顫振及嘯叫現(xiàn)象，提升商用飛機(jī)液壓系統(tǒng)的可靠性和安全性。

1 優(yōu)先閥工作原理

本研究所探討的優(yōu)先閥連接在泵與蓄能器、油箱增壓腔之間。如圖1所示，優(yōu)先閥進(jìn)口與蓄能器、增壓油箱的增壓腔相連，出口與恒壓變量泵相連，泵出口連接有飛控系統(tǒng)(即負(fù)載用戶)。優(yōu)先閥有兩種工作狀態(tài)：一是當(dāng)飛控系統(tǒng)工作時(shí)，蓄能器通過優(yōu)先閥中的先導(dǎo)式壓力閥向飛控系統(tǒng)供油，這一過程稱為優(yōu)先閥油液正向流動(dòng)；二是飛控系統(tǒng)不工作時(shí)，泵通過優(yōu)先閥中的單向活門向蓄能器及油箱增壓腔供油，這一過程稱為優(yōu)先閥油液反向流動(dòng)[3-7]。具體工作原理如下：

(1) 啟動(dòng)泵，當(dāng)飛控系統(tǒng)不工作時(shí)，恒壓泵輸出的壓力油克服優(yōu)先閥中的單向閥彈簧1，推開主閥座2(即打開單向活門)，向油箱增壓腔及蓄能器提供壓力油，恒壓泵的額定壓力為21 MPa，最大壓力23 MPa，因此，泵及蓄能器油液壓力最終穩(wěn)定在22.5～23 MPa之間，此時(shí)泵輸出少量油液維持泄漏量并保持高壓。在此工作階段，優(yōu)先閥中的油液反向流動(dòng)，如圖1a所示。

蓄能器充壓過程中，優(yōu)先閥進(jìn)口處壓力油經(jīng)過主閥阻尼孔及先導(dǎo)閥座阻尼孔作用在先導(dǎo)閥閥芯6上，當(dāng)閥進(jìn)口壓力上升至19 MPa時(shí)，壓力油克服先導(dǎo)閥彈簧7的預(yù)緊力(先導(dǎo)閥彈簧腔有單設(shè)外泄油口)打開閥口，使優(yōu)先閥進(jìn)口油液通過閥內(nèi)部與泵出口相通。其壓力隨泵出口壓力繼續(xù)上升至22.5～23 MPa，隨后充壓結(jié)束，單向活門關(guān)閉。在充壓階段，主閥芯3所受合力向左，閥芯處于最左端限位位置，沒有產(chǎn)生向右位移。

(2) 當(dāng)飛控系統(tǒng)工作時(shí)，系統(tǒng)壓力降至4～5 MPa，此時(shí)優(yōu)先閥進(jìn)口處(與蓄能器相連)為高壓狀態(tài)，出口處為低壓，油液通過主閥阻尼孔及已打開的先導(dǎo)閥口向優(yōu)先閥出口流動(dòng)，主閥芯3兩側(cè)產(chǎn)生壓力差，在壓力差的作用下主閥芯克服主閥彈簧4的預(yù)緊力迅速打開主閥口，蓄能器儲(chǔ)存的油液經(jīng)主閥閥口至優(yōu)先閥出口與泵輸出的油液合并共同向飛控系統(tǒng)供壓。在此工作階段，優(yōu)先閥中的油液正向流動(dòng)，如圖1b所示。

蓄能器向系統(tǒng)供壓的過程也是蓄能器壓力降低的過程，當(dāng)油液壓力低至主閥、先導(dǎo)閥關(guān)閉壓力時(shí)，主閥及先導(dǎo)閥閥口相繼關(guān)閉，優(yōu)先閥復(fù)位。

當(dāng)優(yōu)先閥出口壓力瞬間降低，蓄能器通過優(yōu)先閥向飛控系統(tǒng)供壓時(shí)，該特定工況下優(yōu)先閥有時(shí)會(huì)出現(xiàn)顫振、嘯叫等現(xiàn)象，因此需建立數(shù)學(xué)模型及仿真模型對(duì)優(yōu)先閥進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，并最大限度地改善該現(xiàn)象。

2 優(yōu)先閥模型建立

優(yōu)先閥反向工作時(shí)(即向蓄能器充壓)是穩(wěn)定可靠的，故而對(duì)此過程不作分析。下面主要分析當(dāng)閥出口壓力突然降低、蓄能器放油時(shí)優(yōu)先閥的工作特性，因此重點(diǎn)建立此過程閥的數(shù)學(xué)模型[8-9]。

2.1 優(yōu)先閥數(shù)學(xué)模型

為節(jié)省篇幅，將先導(dǎo)閥及主閥方程合并表述。

(1) 先導(dǎo)閥或主閥閥芯受力平衡方程:

p1A1-p2A2-py-sgn(y)·Ff

(1)

式中，p1，p2—— 閥芯兩側(cè)壓力

A1，A2—— 閥芯兩側(cè)面積

py—— 閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

Ff—— 閥芯所受摩擦力，取正值

m—— 閥芯質(zhì)量

B—— 閥芯阻尼系數(shù)

k—— 閥彈簧剛度

y—— 閥芯位移

y0—— 閥彈簧預(yù)壓縮量

(2) 先導(dǎo)閥或主閥口流量連續(xù)性方程：

(2)

式中，Qv—— 閥口流量

dv—— 閥座孔直徑

y—— 閥口開度，即閥芯位移

Δpv—— 閥口壓差

Cdv—— 閥口流量系數(shù)，取Cdv=0.61

α—— 閥芯錐閥半角

ρ—— 液壓油密度

(3) 先導(dǎo)閥座或主閥阻尼孔流量連續(xù)性方程：

(3)

式中，Qz—— 阻尼孔流量

Cdz—— 阻尼孔流量系數(shù)，阻尼孔為短孔，取Cdz=0.82

dz—— 阻尼孔直徑

Δpz—— 阻尼孔壓差

2.2 優(yōu)先閥仿真模型

利用AMESim所提供的HCD庫(kù)、液壓庫(kù)、信號(hào)庫(kù)和機(jī)械庫(kù)建立優(yōu)先閥應(yīng)用仿真模型如圖2所示，仿真主要參數(shù)見表1。

圖2 優(yōu)先閥仿真模型Fig.2 Simulation model of priority valve

表1 仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameter of simulation model

3 優(yōu)先閥參數(shù)影響仿真分析

在仿真模型中設(shè)置優(yōu)先閥結(jié)構(gòu)參數(shù)，分兩個(gè)階段對(duì)優(yōu)先閥的工作過程進(jìn)行仿真分析：一是蓄能器充壓階段；二是蓄能器泄壓階段。

(1) 在蓄能器充壓階段，飛控系統(tǒng)不工作，泵輸出流量經(jīng)優(yōu)先閥中的單向活門向蓄能器充壓，優(yōu)先閥處于反向工作狀態(tài)，蓄能器最終壓力穩(wěn)定在22.5～23.0 MPa 之間；

(2) 在蓄能器泄壓階段，飛控系統(tǒng)開始工作，系統(tǒng)(即優(yōu)先閥出口)壓力瞬間降至4 MPa低壓狀態(tài)，優(yōu)先閥正向打開，蓄能器向系統(tǒng)補(bǔ)充液壓能源。

仿真時(shí)，用流量控制閥模擬飛控系統(tǒng)負(fù)載，設(shè)置在0～1.5 s ，飛控系統(tǒng)不工作(關(guān)閉流量控制閥)，泵向蓄能器充壓；在1.5 s時(shí)刻，飛控系統(tǒng)工作(打開流量控制閥)，系統(tǒng)壓力瞬間降至4 MPa，蓄能器向系統(tǒng)補(bǔ)充液壓能源。產(chǎn)品的主要參數(shù)會(huì)對(duì)動(dòng)態(tài)特性有重要影響[10-13]，通過改變優(yōu)先閥主要參數(shù)分析動(dòng)態(tài)特性的變化。

將2.1節(jié)中優(yōu)先閥數(shù)學(xué)模型經(jīng)過線性化、拉氏變換得到其傳遞函數(shù)方塊圖，并假設(shè)干擾項(xiàng)(泵的出口壓力pb)為0，得到優(yōu)先閥傳遞函數(shù)為:

(4)

K0=Cdz2(Cdv1Ap1+Cdz1)，

K1=kp2[(k2+kv2)+Ap2Cdv2]，

K2=[K4(k2+kv2)+K5]，

K3=k1+kv1，

K4=Cdz2kp2+Cdz1Cdz2+Cdz1kp2，

K5=(Cdz1+Cdz2)Ap2Cdv1，

其中，Cdz1，Cdz2分別為主閥、導(dǎo)閥阻尼孔流量系數(shù)；Cdv1,Cdv2分別為主閥、導(dǎo)閥閥口流量系數(shù)；Ap1,Ap2分別為主閥、導(dǎo)閥承壓面積；kp1,kp2分別為主閥、導(dǎo)閥閥口壓力 - 流量系數(shù)；k1,k2分別為主閥、導(dǎo)閥彈簧剛度；kv1,kv2分別為主閥、導(dǎo)閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力系數(shù)；B1，B2分別為主閥、導(dǎo)閥閥芯阻尼系數(shù)。

式(4)優(yōu)先閥傳遞函數(shù)中，2個(gè)振蕩環(huán)節(jié)的固有頻率ωe，ωm及阻尼比ξe，ξm是決定優(yōu)先閥動(dòng)態(tài)特性的主要參數(shù)，這些參數(shù)與閥本身結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)。結(jié)構(gòu)參數(shù)包括主閥及導(dǎo)閥閥座的阻尼孔直徑dz1，dd2，閥芯承壓面積Ap1,Ap2，閥芯和彈簧的等效質(zhì)量m1,m2以及彈簧剛度k1,k2等；而且也與閥穩(wěn)態(tài)工作參數(shù)有關(guān)，例如壓力等[14]。在其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，通過仿真分析來討論主閥、導(dǎo)閥閥座的阻尼孔直徑及主閥、導(dǎo)閥的彈簧剛度對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響。

3.1 主閥阻尼孔徑對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響

優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，設(shè)置主閥阻尼孔徑dz1分別為0.7， 0.8， 0.9，1.0 mm，并啟動(dòng)泵完成蓄能器充壓、放壓過程，則其先導(dǎo)閥及主閥閥芯位移仿真結(jié)果如圖3所示。

圖3 主閥阻尼孔徑對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響Fig.3 Influence of damping hole of main valve on dynamic characteristics of priority valve

仿真結(jié)果(局部放大)顯示，在現(xiàn)有優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，當(dāng)閥工況發(fā)生變化時(shí)，主閥阻尼孔直徑越小，先導(dǎo)閥、主閥閥芯位移超調(diào)量會(huì)越大，穩(wěn)定時(shí)間會(huì)越長(zhǎng)，即動(dòng)態(tài)特性越差。因此，當(dāng)閥受到干擾力作用時(shí)，閥芯產(chǎn)生顫振的可能性也就越大。故而可通過增大主閥阻尼孔徑來改善閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，但孔徑不能過大，否則會(huì)影響主閥的正常開啟。

3.2 先導(dǎo)閥座阻尼孔徑對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響

優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，設(shè)置其先導(dǎo)閥座阻尼孔直徑dz2分別為1.5， 2.0， 2.5 mm，并啟動(dòng)泵完成蓄能器充壓、放壓過程，則其先導(dǎo)閥及主閥閥芯位移仿真結(jié)果如圖4所示。

圖4 先導(dǎo)閥座阻尼孔徑對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響Fig.4 Influence of damping hole of pilot seat on dynamic characteristics of priority valve

仿真結(jié)果(局部放大)顯示，在現(xiàn)有優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，當(dāng)工況改變后，優(yōu)先閥閥芯位移超調(diào)量及穩(wěn)定時(shí)間隨著先導(dǎo)閥座阻尼孔徑的增大而增大，即動(dòng)態(tài)特性相應(yīng)變差。因此可通過減小先導(dǎo)閥座阻尼孔徑來改善閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性。但先導(dǎo)閥座阻尼孔徑不能過小，否則會(huì)影響主閥的正常開啟。

3.3 主閥彈簧剛度對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響

優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，在保證主閥彈簧預(yù)緊力不變的前提下，設(shè)置主閥彈簧剛度k1分別為4， 4.5， 5 N/mm，并啟動(dòng)泵完成蓄能器充壓、放壓過程，則其先導(dǎo)閥及主閥位移仿真結(jié)果如圖5所示。

仿真結(jié)果(局部放大)顯示，在一定范圍內(nèi)，在保證彈簧預(yù)緊力不變的情況下，改變優(yōu)先閥主閥彈簧剛度大小對(duì)閥的動(dòng)態(tài)特性幾乎沒有影響。

圖5 主閥彈簧剛度對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響Fig.5 Influence of spring stiffness of main valve on dynamic characteristics of priority valve

3.4 先導(dǎo)閥彈簧剛度對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響

優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，在保證先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力不變的前提下，設(shè)置先導(dǎo)閥彈簧剛度k2分別為5， 5.5， 6 N/mm，并啟動(dòng)泵完成蓄能器充壓、放壓過程，則其先導(dǎo)閥及主閥位移仿真結(jié)果如圖6所示。

仿真結(jié)果(局部放大)顯示，在一定范圍內(nèi)，在保證彈簧預(yù)緊力不變的情況下，改變優(yōu)先閥先導(dǎo)閥彈簧剛度對(duì)閥的動(dòng)態(tài)特性有影響，但影響較小?？傮w比較，優(yōu)先閥動(dòng)態(tài)特性隨著先導(dǎo)閥彈簧剛度的增大而略有改善。先導(dǎo)閥彈簧剛度增大后，閥芯位移超調(diào)略有減小，穩(wěn)定時(shí)間相對(duì)變短。

4 優(yōu)先閥參數(shù)優(yōu)化仿真分析

4.1 參數(shù)優(yōu)化

由前述知，主閥阻尼孔徑、先導(dǎo)閥座阻尼孔徑以及先導(dǎo)閥彈簧剛度會(huì)對(duì)閥的動(dòng)態(tài)特性有影響，因此可通過優(yōu)化相關(guān)參數(shù)來改善閥的動(dòng)態(tài)性能。根據(jù)3.1～3.4節(jié)仿真結(jié)果，現(xiàn)提出兩組閥參數(shù)優(yōu)化方案，見表2。

圖6 先導(dǎo)閥彈簧剛度對(duì)閥動(dòng)態(tài)特性的影響Fig.6 Influence of spring stiffness of pilot valve on dynamic characteristics of priority valve

表2 參數(shù)優(yōu)化方案Tab.2 Parameter optimization scheme

保持優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，分別采用方案1及方案2設(shè)置主閥阻尼孔徑、先導(dǎo)閥座阻尼孔徑及先導(dǎo)閥彈簧剛度數(shù)值，并啟動(dòng)泵完成蓄能器充壓、放壓過程，則主閥芯及先導(dǎo)閥芯的位移仿真結(jié)果如圖7所示。

圖7 優(yōu)化方案與初始方案對(duì)比Fig.7 Comparsion of optimization scheme and original scheme

仿真結(jié)果(局部放大)顯示，對(duì)于初始方案，其閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)較慢，在受到外部干擾時(shí)更容易發(fā)生顫振；對(duì)于方案2，雖然其動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，但其主閥開啟、關(guān)閉壓力過高，導(dǎo)致主閥打開的時(shí)間非常短，蓄能器通過優(yōu)先閥向系統(tǒng)輸油的時(shí)間也非常短，優(yōu)先閥失去了意義，不能體現(xiàn)其工作特性。因此，可推斷方案1最為合理。

4.2 方案1仿真結(jié)果

采用方案1，取蓄能器初始?jí)毫?7.5 MPa，在蓄能器充壓、放壓過程中其主閥芯、主閥座和先導(dǎo)閥芯的位移仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 方案1各閥芯位移變化曲線Fig.8 Displacement of main valve and pilot valve in optimization scheme 1

先導(dǎo)閥和主閥的流量變化曲線如圖9所示。

圖9 方案1閥流量變化曲線Fig.9 Displacement of main valve and pilot valve in optimization scheme 2

蓄能器與主閥進(jìn)口之間有節(jié)流孔(見圖1)，壓力有差異，蓄能器壓力與主閥進(jìn)口壓力變化曲線如圖10所示。

圖10 方案1蓄能器壓力、主閥進(jìn)口壓力變化曲線Fig.10 Pressure curve of accumulator and main valve in optimization scheme 1

從圖8～圖10仿真結(jié)果可以看出：

在0～0.45 s，主閥座打開至最大(其位移向左，圖中為負(fù)值)，主閥芯進(jìn)口壓力迅速上升至恒壓泵壓力，向蓄能器充壓蓄能器壓力上升至20.8 MPa時(shí)，在0.45 s，主閥座開始向右移動(dòng)，單向活門閥口開始變小，蓄能器壓力繼續(xù)上升至22.9 MPa，在1 s，單向活門關(guān)閉，充壓結(jié)束，不再有流量通過，優(yōu)先閥進(jìn)口油液通過閥內(nèi)部與泵出口相通，整個(gè)閥腔通道內(nèi)的油液可看作靜壓。

在1.5 s，系統(tǒng)壓力突降至4 MPa，先導(dǎo)閥開始有流量通過，其開口迅速變小以維持閥口壓差，隨后主閥口迅速打開，蓄能器向系統(tǒng)補(bǔ)充液壓能源。蓄能器向系統(tǒng)供壓的同時(shí)，其壓力逐漸降低，供油流量逐漸減小，當(dāng)蓄能器油液壓力降低至主閥關(guān)閉壓力時(shí)，在1.62 s時(shí)刻，主閥關(guān)閉，隨后蓄能器油液經(jīng)主閥阻尼孔、先導(dǎo)閥閥口緩慢向系統(tǒng)泄壓，其先導(dǎo)閥在一段時(shí)間后才漸漸關(guān)閉(時(shí)間長(zhǎng)，圖中未顯示)，而后優(yōu)先閥復(fù)位，蓄能器壓力維持在某一壓力值。

需注意：優(yōu)先閥雖復(fù)位，但其主閥座及主閥芯均處于位移0.5 mm處，而未處于零位。這是因?yàn)?，雖然主閥口已關(guān)閉，但此時(shí)優(yōu)先閥進(jìn)口壓力(即蓄能器壓力)相對(duì)于其出口仍為高壓狀態(tài)，因此主閥座2(即單向活門)在壓力油作用下處于最右端限位位置。此位置下，主閥芯不在零位，而是相對(duì)于其左端限位(即零位)有0.5 mm的向右位移量。這個(gè)0.5 mm的間隙設(shè)計(jì)是保證無論主閥座處于最右端限位位置還是主閥芯處于最左端限位位置，均應(yīng)保證主閥口能夠關(guān)緊，不留縫隙(見圖1)。

可以看出，采用方案1，在蓄能器充壓、泄壓整個(gè)過程中，閥芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性良好。因此，當(dāng)閥受到干擾力作用時(shí)，該方案能夠有效改善其可能產(chǎn)生的顫振及嘯叫現(xiàn)象。

5 結(jié)論

建立了優(yōu)先閥的數(shù)學(xué)模型，給出了傳遞函數(shù)表達(dá)式，并建立了基于AMESim的仿真模型。在優(yōu)先閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，當(dāng)閥工況發(fā)生變化時(shí)，通過仿真分析得出以下結(jié)論：

(1) 主閥阻尼孔直徑越小，優(yōu)先閥閥芯位移超調(diào)量會(huì)越大，閥動(dòng)態(tài)特性會(huì)變差。當(dāng)閥受到干擾力作用時(shí)，閥芯產(chǎn)生顫振的可能性也就越大；

(2) 先導(dǎo)閥座阻尼孔直徑越大，優(yōu)先閥閥芯位移超調(diào)量會(huì)增大，閥動(dòng)態(tài)特性相應(yīng)變差?？赏ㄟ^減小先導(dǎo)閥座阻尼孔直徑來改善閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性；

(3) 先導(dǎo)閥彈簧剛度的大小會(huì)對(duì)優(yōu)先閥的動(dòng)態(tài)特性產(chǎn)生影響，而主閥彈簧剛度的大小對(duì)優(yōu)先閥動(dòng)態(tài)特性的影響可以忽略不計(jì)；

(4) 主閥阻尼孔直徑取0.9 mm，先導(dǎo)閥座阻尼孔徑取1.5 mm，導(dǎo)閥彈簧剛度取6.0 N/mm時(shí)，閥的動(dòng)態(tài)特性效果最佳。即當(dāng)系統(tǒng)工況發(fā)生突變時(shí)，閥芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)更加迅速，可有效改善其可能產(chǎn)生的顫振及嘯叫現(xiàn)象。