趙 峰， 孫世磊

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

引言

優(yōu)先閥配套于商用飛機液壓系統(tǒng)，用于在液壓系統(tǒng)供壓壓力較低時，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。在實際應用中，因液壓系統(tǒng)下游負載系統(tǒng)動作，導致優(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，此類故障會嚴重影響飛機的可靠性和安全性。

文獻[1]通過穩(wěn)態(tài)流體仿真和試驗驗證了優(yōu)先閥的穩(wěn)態(tài)性能；文獻[2]從液壓系統(tǒng)壓力沖擊角度，通過系統(tǒng)仿真分析優(yōu)先閥開啟時間、系統(tǒng)管路長度及壁厚對液壓系統(tǒng)壓力沖擊的影響。二者均未對優(yōu)先閥自身結構參數(shù)對其動態(tài)特性的影響進行分析。

本研究通過分析優(yōu)先閥結構及其在液壓系統(tǒng)中的工作原理，建立優(yōu)先閥及簡化液壓系統(tǒng)的AMESim仿真模型，對優(yōu)先閥不同工作過程中在液壓系統(tǒng)中的動態(tài)響應特性進行仿真分析，并通過改進關鍵結構參數(shù)對優(yōu)先閥進行優(yōu)化，改善其動態(tài)性能，進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)(即負載用戶)。優(yōu)先閥有兩種工作狀態(tài)：一是當飛控系統(tǒng)工作時，蓄能器通過優(yōu)先閥中的先導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；二是飛控系統(tǒng)不工作時，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[3-7]。具體工作原理如下：

(1) 啟動泵，當飛控系統(tǒng)不工作時，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，如圖1a所示。

蓄能器充壓過程中，優(yōu)先閥進口處壓力油經(jīng)過主閥阻尼孔及先導閥座阻尼孔作用在先導閥閥芯6上，當閥進口壓力上升至19 MPa時，壓力油克服先導閥彈簧7的預緊力(先導閥彈簧腔有單設外泄油口)打開閥口，使優(yōu)先閥進口油液通過閥內部與泵出口相通。其壓力隨泵出口壓力繼續(xù)上升至22.5～23 MPa，隨后充壓結束，單向活門關閉。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) 當飛控系統(tǒng)工作時，系統(tǒng)壓力降至4～5 MPa，此時優(yōu)先閥進口處(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閥口向優(yōu)先閥出口流動，主閥芯3兩側產(chǎn)生壓力差，在壓力差的作用下主閥芯克服主閥彈簧4的預緊力迅速打開主閥口，蓄能器儲存的油液經(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，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，當油液壓力低至主閥、先導閥關閉壓力時，主閥及先導閥閥口相繼關閉，優(yōu)先閥復位。

當優(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，該特定工況下優(yōu)先閥有時會出現(xiàn)顫振、嘯叫等現(xiàn)象，因此需建立數(shù)學模型及仿真模型對優(yōu)先閥進行動態(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(即向蓄能器充壓)是穩(wěn)定可靠的，故而對此過程不作分析。下面主要分析當閥出口壓力突然降低、蓄能器放油時優(yōu)先閥的工作特性，因此重點建立此過程閥的數(shù)學模型[8-9]。

2.1 優(yōu)先閥數(shù)學模型

為節(jié)省篇幅，將先導閥及主閥方程合并表述。

(1) 先導閥或主閥閥芯受力平衡方程:

p1A1-p2A2-py-sgn(y)·Ff

(1)

式中，p1，p2—— 閥芯兩側壓力

A1，A2—— 閥芯兩側面積

py—— 閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動力

Ff—— 閥芯所受摩擦力，取正值

m—— 閥芯質量

B—— 閥芯阻尼系數(shù)

k—— 閥彈簧剛度

y—— 閥芯位移

y0—— 閥彈簧預壓縮量

(2) 先導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、液壓庫、信號庫和機械庫建立優(yōu)先閥應用仿真模型如圖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

在仿真模型中設置優(yōu)先閥結構參數(shù)，分兩個階段對優(yōu)先閥的工作過程進行仿真分析：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)補充液壓能源。

仿真時，用流量控制閥模擬飛控系統(tǒng)負載，設置在0～1.5 s ，飛控系統(tǒng)不工作(關閉流量控制閥)，泵向蓄能器充壓；在1.5 s時刻，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)補充液壓能源。產(chǎn)品的主要參數(shù)會對動態(tài)特性有重要影響[10-13]，通過改變優(yōu)先閥主要參數(shù)分析動態(tài)特性的變化。

將2.1節(jié)中優(yōu)先閥數(shù)學模型經(jīng)過線性化、拉氏變換得到其傳遞函數(shù)方塊圖，并假設干擾項(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、導閥阻尼孔流量系數(shù)；Cdv1,Cdv2分別為主閥、導閥閥口流量系數(shù)；Ap1,Ap2分別為主閥、導閥承壓面積；kp1,kp2分別為主閥、導閥閥口壓力 - 流量系數(shù)；k1,k2分別為主閥、導閥彈簧剛度；kv1,kv2分別為主閥、導閥穩(wěn)態(tài)液動力系數(shù)；B1，B2分別為主閥、導閥閥芯阻尼系數(shù)。

式(4)優(yōu)先閥傳遞函數(shù)中，2個振蕩環(huán)節(jié)的固有頻率ωe，ωm及阻尼比ξe，ξm是決定優(yōu)先閥動態(tài)特性的主要參數(shù)，這些參數(shù)與閥本身結構參數(shù)有關。結構參數(shù)包括主閥及導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，例如壓力等[14]。在其他結構參數(shù)不變的情況下，通過仿真分析來討論主閥、導閥閥座的阻尼孔直徑及主閥、導閥的彈簧剛度對閥動態(tài)特性的影響。

3.1 主閥阻尼孔徑對閥動態(tài)特性的影響

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

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

仿真結果(局部放大)顯示，在現(xiàn)有優(yōu)先閥其他結構參數(shù)不變的情況下，當閥工況發(fā)生變化時，主閥阻尼孔直徑越小，先導閥、主閥閥芯位移超調量會越大，穩(wěn)定時間會越長，即動態(tài)特性越差。因此，當閥受到干擾力作用時，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態(tài)響應特性，但孔徑不能過大，否則會影響主閥的正常開啟。

3.2 先導閥座阻尼孔徑對閥動態(tài)特性的影響

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

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

仿真結果(局部放大)顯示，在現(xiàn)有優(yōu)先閥其他結構參數(shù)不變的情況下，當工況改變后，優(yōu)先閥閥芯位移超調量及穩(wěn)定時間隨著先導閥座阻尼孔徑的增大而增大，即動態(tài)特性相應變差。因此可通過減小先導閥座阻尼孔徑來改善閥的動態(tài)響應特性。但先導閥座阻尼孔徑不能過小，否則會影響主閥的正常開啟。

3.3 主閥彈簧剛度對閥動態(tài)特性的影響

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

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

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

3.4 先導閥彈簧剛度對閥動態(tài)特性的影響

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

仿真結果(局部放大)顯示，在一定范圍內，在保證彈簧預緊力不變的情況下，改變優(yōu)先閥先導閥彈簧剛度對閥的動態(tài)特性有影響，但影響較小。總體比較，優(yōu)先閥動態(tài)特性隨著先導閥彈簧剛度的增大而略有改善。先導閥彈簧剛度增大后，閥芯位移超調略有減小，穩(wěn)定時間相對變短。

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、先導閥座阻尼孔徑以及先導閥彈簧剛度會對閥的動態(tài)特性有影響，因此可通過優(yōu)化相關參數(shù)來改善閥的動態(tài)性能。根據(jù)3.1～3.4節(jié)仿真結果，現(xiàn)提出兩組閥參數(shù)優(yōu)化方案，見表2。

圖6 先導閥彈簧剛度對閥動態(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)先閥其他結構參數(shù)不變，分別采用方案1及方案2設置主閥阻尼孔徑、先導閥座阻尼孔徑及先導閥彈簧剛度數(shù)值，并啟動泵完成蓄能器充壓、放壓過程，則主閥芯及先導閥芯的位移仿真結果如圖7所示。

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

仿真結果(局部放大)顯示，對于初始方案，其閥的動態(tài)響應較慢，在受到外部干擾時更容易發(fā)生顫振；對于方案2，雖然其動態(tài)響應快，但其主閥開啟、關閉壓力過高，導致主閥打開的時間非常短，蓄能器通過優(yōu)先閥向系統(tǒng)輸油的時間也非常短，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仿真結果

采用方案1，取蓄能器初始壓力為17.5 MPa，在蓄能器充壓、放壓過程中其主閥芯、主閥座和先導閥芯的位移仿真結果如圖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，圖中為負值)，主閥芯進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，在0.45 s，主閥座開始向右移動，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，單向活門關閉，充壓結束，不再有流量通過，優(yōu)先閥進口油液通過閥內部與泵出口相通，整個閥腔通道內的油液可看作靜壓。

在1.5 s，系統(tǒng)壓力突降至4 MPa，先導閥開始有流量通過，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)補充液壓能源。蓄能器向系統(tǒng)供壓的同時，其壓力逐漸降低，供油流量逐漸減小，當蓄能器油液壓力降低至主閥關閉壓力時，在1.62 s時刻，主閥關閉，隨后蓄能器油液經(jīng)主閥阻尼孔、先導閥閥口緩慢向系統(tǒng)泄壓，其先導閥在一段時間后才漸漸關閉(時間長，圖中未顯示)，而后優(yōu)先閥復位，蓄能器壓力維持在某一壓力值。

需注意：優(yōu)先閥雖復位，但其主閥座及主閥芯均處于位移0.5 mm處，而未處于零位。這是因為，雖然主閥口已關閉，但此時優(yōu)先閥進口壓力(即蓄能器壓力)相對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，而是相對于其左端限位(即零位)有0.5 mm的向右位移量。這個0.5 mm的間隙設計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，均應保證主閥口能夠關緊，不留縫隙(見圖1)。

可以看出，采用方案1，在蓄能器充壓、泄壓整個過程中，閥芯動態(tài)響應特性良好。因此，當閥受到干擾力作用時，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 結論

建立了優(yōu)先閥的數(shù)學模型，給出了傳遞函數(shù)表達式，并建立了基于AMESim的仿真模型。在優(yōu)先閥其他結構參數(shù)不變的情況下，當閥工況發(fā)生變化時，通過仿真分析得出以下結論：

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

(2) 先導閥座阻尼孔直徑越大，優(yōu)先閥閥芯位移超調量會增大，閥動態(tài)特性相應變差?？赏ㄟ^減小先導閥座阻尼孔直徑來改善閥的動態(tài)響應特性；

(3) 先導閥彈簧剛度的大小會對優(yōu)先閥的動態(tài)特性產(chǎn)生影響，而主閥彈簧剛度的大小對優(yōu)先閥動態(tài)特性的影響可以忽略不計；

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