左 偉 ，榮芹芳 ，侯羽石 ，鄒品文

（1.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，沈陽 110015；2.中國航發(fā)貴州紅林航空動力控制科技有限公司，貴陽 550009）

0 引言

在航空發(fā)動機及燃?xì)廨啓C燃油控制系統(tǒng)中，廣泛采用定壓差流量控制原理調(diào)節(jié)燃燒室的燃油供流量。即通過壓差保持單元計量活門前后壓力差（下文“壓差”均指計量活門前后的壓力差）恒定，使燃油流量僅與流通面積相關(guān)，通過控制計量活門改變?nèi)加土魍娣e實現(xiàn)燃油流量的調(diào)節(jié)。因此，壓差保持單元作為燃油控制系統(tǒng)中的重要調(diào)節(jié)元件，直接影響燃油流量的計量精度。在不同類型的燃油控制系統(tǒng)中，壓差保持單元種類多樣，如與齒輪泵等容積式泵配合使用的回油型、與離心泵等非容積式泵配合使用的節(jié)流型、與變量柱塞泵等變排量泵配合使用的伺服型等[1]。目前，在中國發(fā)動機燃油控制系統(tǒng)中以齒輪泵作為主燃油泵的工程案例較多，故回油型壓差保持單元應(yīng)用最為普遍。根據(jù)有無放大元件，可將壓差保持單元分為直接作用式和間接作用式?；赜托椭苯幼饔檬綁翰畋３謫卧üこ躺贤ǔ７Q為壓差回油活門）集測量與執(zhí)行功能于一體，結(jié)構(gòu)簡單、抗污染能力強、響應(yīng)快，但受液動力和彈簧力等因素影響，存在全計量流量范圍內(nèi)壓差保持精度較低的問題[2-3]。

若采取一定的補償措施提高壓差保持精度，則可顯著提高壓差回油活門的整體性能和擴大工程適用范圍。在國內(nèi)外針對此問題的研究較多。Tan 等[4]通過分析活門液動力產(chǎn)生的原因，提出了一種導(dǎo)流結(jié)構(gòu)，改變了液流出口的射流角，實現(xiàn)了液動力補償；楊峰等[5]也通過優(yōu)化活門結(jié)構(gòu)，調(diào)整液流方向補償液動力，取得了提高壓差精度的較好效果；李洪勝等[6]通過壓差活門的力平衡關(guān)系，推導(dǎo)出壓差的表達式，分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對壓差的影響。

在上述研究的基礎(chǔ)上，本文以工程應(yīng)用為目標(biāo)，提出一種具有力補償功能的新型壓差回油活門結(jié)構(gòu)，建立力補償壓差回油活門的仿真模型，針對力補償壓差回油活門在多種干擾下的壓差保持精度進行仿真分析。

1 常規(guī)壓差回油活門

壓差回油活門的常規(guī)結(jié)構(gòu)如圖1 所示。為了便于說明工作原理，在圖中增加了齒輪泵和計量活門構(gòu)成的燃油計量系統(tǒng)。

圖1 常規(guī)壓差回油活門結(jié)構(gòu)

從圖中可見，系統(tǒng)進口的低壓油經(jīng)齒輪泵增壓后作用于計量活門前部與壓差回油活門閥芯下端，閥芯上端的壓力和彈簧力作用于計量活門后部。通過彈簧力設(shè)定希望的壓差值。當(dāng)壓差偏離設(shè)定值時，以偏高為例，則壓差產(chǎn)生的液壓力大于彈簧力，閥芯上移，將閥芯與襯套之間的回油窗口開大，使回油量增加，壓差減小恢復(fù)為設(shè)定值。在計量活門后部通閥芯上端的油路上，通常需設(shè)置阻尼孔，以優(yōu)化壓差活門的動態(tài)品質(zhì)。

2 問題及影響因素分析

常規(guī)壓差回油活門通過閥芯的力平衡發(fā)揮調(diào)節(jié)作用。閥芯受力包括：液壓力、彈簧力、慣性力、摩擦力、穩(wěn)態(tài)液動力、瞬態(tài)液動力等（實際上，液動力是為了彌補液壓力的計算誤差而引入的數(shù)值修正[7]，并不是真實存在的“力”，但為了便于敘述，本文仍將其單獨列出）。其中，慣性力、摩擦力和瞬態(tài)液動力對壓差回油活門影響較小，本文忽略不計，則由閥芯的力平衡關(guān)系可得

式中：P1為計量活門前壓力；P2為計量活門后壓力；A為閥芯橫截面積；k為彈簧剛度；x為彈簧壓縮量；Fh為穩(wěn)態(tài)液動力。

定義回油窗口剛打開時的彈簧壓縮量為x0，此時尚無油液流動，故無液動力，則

式（2）即為通過彈簧力設(shè)定的壓差希望值，為常數(shù)。

但在系統(tǒng)運行時，壓差回油活門必然打開回油窗口，將一部分燃油放回齒輪泵進口，故

定義閥芯在x0之上的位移增量（即回油窗口開度）為t，則

穩(wěn)態(tài)液動力與回油窗口開度t成正比，但具體關(guān)系較為復(fù)雜[8]，本文不展開分析，僅記為

式中：K′h為液動力剛度，與回油窗口形狀和進出口壓力差等有關(guān)。

將式（4）、（5）代入式（1）得

比較式（2）與（6）可知，在系統(tǒng)運行時，受彈簧力增量和穩(wěn)態(tài)液動力的影響，壓差會偏離希望值而不能保持恒定。因此，彈簧力增量和穩(wěn)態(tài)液動力是影響壓差的2項主要因素。

彈簧力增量與穩(wěn)態(tài)液動力均與回油窗口開度成正比，針對常規(guī)壓差回油活門結(jié)構(gòu)系統(tǒng)（見圖1），當(dāng)計量活門開度越小，回油量越多，回油窗口開度越大，壓差偏離希望值越大，導(dǎo)致系統(tǒng)流量特性變化，這將對整機控制產(chǎn)生不利影響。

3 力補償壓差回油活門

為了補償彈簧力增量和穩(wěn)態(tài)液動力對壓差的影響，在常規(guī)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上增加力補償結(jié)構(gòu)，構(gòu)成力補償壓差回油活門如圖2所示。

圖2 力補償壓差回油活門結(jié)構(gòu)

力補償壓差回油活門與常規(guī)結(jié)構(gòu)的區(qū)別主要有2點：

（1）在閥芯設(shè)置中心腔并調(diào)整回油油路：齒輪泵后高壓油先經(jīng)回油窗口1 進入閥芯中心腔，再經(jīng)回油窗口2返回齒輪泵進口；

（2）在閥芯下端增加活塞結(jié)構(gòu)，使活塞形成的環(huán)腔與中心腔連通。

力補償壓差回油活門的工作原理與常規(guī)活門的相同，其力補償原理如下。

對于閥芯列出力平衡方程

式中：P3為中心腔及環(huán)腔壓力；A為閥芯上端橫截面積；A’為環(huán)腔橫截面積；t為回油窗口2開度；Kh為回油窗口1、2總的液動力剛度。

回油窗口1、2 構(gòu)成液壓分壓器，將齒輪泵后壓力P1分壓后得到中心腔及環(huán)腔壓力P3。由于回油窗口1、2 可視為薄壁孔口且流量相同，取齒輪泵進口處的回油壓力為0，應(yīng)用薄壁孔口流量公式[9]得

式中：A1(t)為回油窗口1 流通面積；A2(t)為回油窗口2流通面積。

可見，分壓壓力P3由回油窗口2、1的流通面積比值決定。

對比式（7）與式（2），若參數(shù)設(shè)為

則式（7）將簡化為式（2），壓差可保持常數(shù)，由此得出壓差回油活門的力補償原理。即為：力補償壓差回油活門通過增加活塞和分壓器結(jié)構(gòu)，引入由P1與分壓壓力P3的差值產(chǎn)生的補償力，消除彈簧力增量和穩(wěn)態(tài)液動力的影響，提高壓差保持精度。

4 力補償參數(shù)設(shè)計方法

由式（8）、（9）聯(lián)立得

該式為力補償壓差回油活門參數(shù)設(shè)計的基本約束方程，只要回油窗口1 與回油窗口2 的流通面積滿足此約束關(guān)系，即可實現(xiàn)力補償。

由于式（10）涉及穩(wěn)態(tài)液動力，多個參數(shù)相互耦合，不易得到簡明的數(shù)值解，下面介紹一種適于工程應(yīng)用的力補償參數(shù)設(shè)計方法。

第1步：確定系統(tǒng)主要參數(shù)見表1。

表1 系統(tǒng)主要參數(shù)

力補償壓差回油活門是燃油計量系統(tǒng)內(nèi)部的元件，設(shè)計力補償壓差回油活門應(yīng)明確必要的系統(tǒng)參數(shù)，主要包括：齒輪泵最大流量、計量活門最大流量、計量活門出口處的反壓特性、壓差希望值等。

下面及后續(xù)步驟給出研究過程中所用算例的部分參數(shù)，供參考。

第2 步：確定活門常規(guī)結(jié)構(gòu)參數(shù)初值，見表2。

表2 活門常規(guī)結(jié)構(gòu)參數(shù)初值

力補償壓差回油活門的常規(guī)結(jié)構(gòu)參數(shù)包括：閥芯上端直徑、彈簧剛度、彈簧預(yù)緊力等。

常規(guī)結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算可參考文獻[10]等，本文不介紹。

第3步：確定回油窗口2流通面積初值線性插值，見表3。

表3 回油窗口2流通面積初值線性插值

當(dāng)系統(tǒng)處于某穩(wěn)定狀態(tài)時，令P1與P3的差值取較小值（本文算例初始值取P3=0.9P1），回油窗口2的進出口壓差可近似為P1，則回油窗口2 的工作條件與常規(guī)結(jié)構(gòu)壓差回油活門的回油窗口相近。因此可按常規(guī)回油窗口的設(shè)計方法初步確定回油窗口2 的流通面積A2（t），具體方法本文不介紹。

第4 步：初步確定回油窗口1 流通面積初值線性插值，見表4。

表4 回油窗口1流通面積初值線性插值

在第3步中已取初始值P3=0.9P1，代入式（8）得

根據(jù)式（11）確定回油窗口1流通面積的初始值。

由式（8）、（9）分析可知，為了保證回油窗口2 剛打開時能實現(xiàn)力補償，回油窗口1 相對回油窗口2 應(yīng)有一定預(yù)開口。預(yù)開口初始值取0.5 mm。

第5步：初步確定閥芯環(huán)腔端直徑。

由式（9）及第3步確定的P3=0.9P1，得

取系統(tǒng)中的任意穩(wěn)態(tài)點，計算式（12）右側(cè)有關(guān)參數(shù)，從而得到環(huán)腔橫截面積A’，結(jié)合第2步得到的閥芯上端直徑即可初步確定閥芯環(huán)腔端直徑。具體計算方法見5.2節(jié)。

第6步：迭代計算。

參數(shù)設(shè)計從第2 步開始，需反復(fù)迭代的計算過程，參數(shù)設(shè)計流程如圖3所示。迭代結(jié)束的條件是計算得到的各結(jié)構(gòu)參數(shù)互相匹配，同時既保證性能（全流量范圍的壓差保持精度）滿足要求，又保證結(jié)構(gòu)易于實現(xiàn)。

圖3 參數(shù)設(shè)計流程

5 建模與仿真

5.1 系統(tǒng)建模

上述參數(shù)設(shè)計計算量很大，應(yīng)用仿真軟件建立系統(tǒng)模型，輔助進行參數(shù)的計算、分析極大地提高了工作效率[11-13]。本文采用AMESim 軟件輔助設(shè)計[14-16]，建立的常規(guī)及力補償壓差回油活門（及其系統(tǒng)）模型如圖4、5所示。

圖4 常規(guī)壓差回油活門模型

下面以參數(shù)設(shè)計過程中計算量較大的第5、6 步為例，介紹模型的具體應(yīng)用。

5.2 應(yīng)用模型確定閥芯環(huán)腔端直徑初值

在參數(shù)設(shè)計中，閥芯環(huán)腔端直徑初值的計算較為繁瑣，適于用模型輔助計算。

將第4章得到的參數(shù)或參數(shù)初值賦于如圖5所示的力補償壓差回油活門模型，其中閥芯環(huán)腔端直徑暫取40 mm略大于閥芯上端直徑的數(shù)值；齒輪泵保持最大流量；計量活門從最大開度勻速關(guān)到最小。當(dāng)運行模型時，將反復(fù)調(diào)整閥芯上端直徑的數(shù)值，使壓差在計量活門全行程范圍內(nèi)分布于希望值附近即可。此時閥芯上端直徑的初值為44.5 mm，結(jié)果如圖6所示。

圖5 力補償壓差回油活門模型

圖6 閥芯上端直徑的仿真結(jié)果（初值）

從圖中可見，在第5 s以前為系統(tǒng)啟動過程，不予考慮。在第5 s后，壓差在計量活門全行程內(nèi)，偏離希望值較?。ā?.04 MPa以內(nèi)），說明上述參數(shù)初值合理、參數(shù)設(shè)計方法有效。

5.3 應(yīng)用模型迭代計算

在參數(shù)設(shè)計的迭代過程中，確定回油窗口1 流通面積最為關(guān)鍵，故選擇此參數(shù)來說明迭代過程。

基于參數(shù)初值的仿真結(jié)果（圖6），將壓差與回油窗口1 開度繪于同一圖中。由力補償原理可知，按以下2種方法：

（1）在壓差偏低處調(diào)大相應(yīng)開度位置的流通面積；

（2）在壓差偏高處調(diào)小相應(yīng)開度位置的流通面積。

通過反復(fù)調(diào)整回油窗口1 流通面積即可得到滿意的壓差特性。

最終得到的仿真結(jié)果如圖7 所示，相應(yīng)的回油窗口1流通面積見表5，其他參數(shù)均保持初值。

表5 回油窗口1流通面積終值線性插值

圖7 閥芯上端直徑的最終仿真結(jié)果

繼續(xù)迭代優(yōu)化各項參數(shù)，使性能滿足要求同時保證結(jié)構(gòu)易于實現(xiàn)，限于篇幅本文不再詳細(xì)介紹，下文的性能分析仍基于上述參數(shù)進行。

6 性能分析

6.1 壓差精度分析

將力補償壓差回油活門的相關(guān)參數(shù)賦于常規(guī)壓差回油活門模型（圖4），（系統(tǒng)及閥芯采用表1、2 數(shù)據(jù)，回油窗口采用表3 數(shù)據(jù)）。當(dāng)運行模型時，將常規(guī)的和力補償壓差回油活門的計量活門開度與壓差特性繪于同一圖中，如圖8所示。

圖8 壓差仿真結(jié)果對比

可見，對于常規(guī)壓差回油活門在計量活門的全行程范圍內(nèi)，當(dāng)壓差在0.41~0.49 MPa 變化時，精度較低；而在同等條件下，力補償壓差回油活門可保證壓差不超過（0.4±0.01）MPa，其精度顯著優(yōu)于常規(guī)壓差回油活門的。

6.2 抗干擾能力分析

在系統(tǒng)運行時，多項參數(shù)的變化對壓差有干擾，如計量活門出口反壓、齒輪泵進口壓力、齒輪泵流量等，下面分析力補償壓差回油活門在以下幾種干擾下的壓差特性。

6.2.1 計量活門出口反壓干擾

因油濾堵塞等原因計量活門出口反壓有一定變化，在表1數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上向上平移0.5 MPa，計量活門出口反壓特性模擬此影響，新舊參數(shù)的壓差仿真結(jié)果如圖9所示。從圖中可見，壓差變化量最大不超過5 kPa。

圖9 反壓干擾新舊參數(shù)的壓差仿真結(jié)果對比

6.2.2 齒輪泵進口壓力干擾

齒輪泵進口壓力受低壓供油系統(tǒng)影響有可能變化，將齒輪泵進口壓力由0 MPa 調(diào)整為0.5 MPa 模擬此影響，新舊參數(shù)的壓差仿真結(jié)果對比如圖10 所示。從圖中可見，壓差變化量最大不超過0.01 MPa。

圖10 進口壓力干擾新舊參數(shù)的壓差仿真結(jié)果對比

6.2.3 齒輪泵流量干擾

齒輪泵最大流量受容積效率影響有可能變化，將齒輪泵最大流量下調(diào)1000 L/h模擬此影響，新舊參數(shù)的壓差仿真結(jié)果對比如圖11 所示。從圖中可見，壓差變化量最大不超過5 kPa。

圖11 流量干擾新舊參數(shù)的壓差仿真結(jié)果對比

由以上仿真結(jié)果可知，各項干擾對壓差特性的影響小，表明力補償壓差回油活門抗干擾能力強。

6.3 動態(tài)響應(yīng)

由于力補償壓差回油活門較常規(guī)壓差回油活門增加了力補償結(jié)構(gòu)，使活門直徑和質(zhì)量增大，對活門的動態(tài)響應(yīng)速度有一定不利影響。

設(shè)置常規(guī)活門質(zhì)量為0.2 kg、力補償活門質(zhì)量為0.4 kg，通過關(guān)小計量活門流通面積5%的方法進行壓差回油活門階躍響應(yīng)仿真，其結(jié)果對比如圖12所示。

圖12 壓差回油活門階躍響應(yīng)仿真結(jié)果對比

從圖中可見，常規(guī)壓差回油活門調(diào)節(jié)時間約為27 ms；力補償壓差回油活門調(diào)節(jié)時間略長，約為32 ms。

7 結(jié)論

（1）對于常規(guī)壓差回油活門，與回油窗口開度成正比的彈簧力增量和穩(wěn)態(tài)液動力是影響壓差保持精度的主要因素。

（2）通過增加活塞和分壓器結(jié)構(gòu)，引入補償力，可消除力補償壓差回油活門彈簧力增量和穩(wěn)態(tài)液動力的影響，提高壓差保持精度。

（3）建立了常規(guī)壓差回油活門及力補償壓差回油活門的仿真模型，經(jīng)仿真驗證，力補償壓差回油活門的壓差保持精度顯著優(yōu)于常規(guī)壓差回油活門的。

（4）經(jīng)仿真驗證，力補償壓差回油活門抗干擾能力強，參數(shù)干擾對壓差的影響小。

（5）提出了力補償參數(shù)的設(shè)計方法，經(jīng)仿真驗證，方法有效，可用于指導(dǎo)力補償壓差回油活門的工程設(shè)計。

本文從原理分析及理論計算方面對力補償壓差回油活門進行了研究，得到了一些有益成果，但由于研究中作了簡化處理，故實際產(chǎn)品的工程設(shè)計仍需通過試驗進行驗證、優(yōu)化；力補償壓差回油活門雖然提高了壓差保持精度，但同時也使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、設(shè)計難度增加并對響應(yīng)速度有一定不利影響，因此在項目具體應(yīng)用中需綜合考慮。