李晶，王康景，訚耀保，湯何勝

(1.民用飛機(jī)飛行模擬國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海200092;2.同濟(jì)大學(xué)機(jī)械工程與能源學(xué)院，上海200092)

飛機(jī)液壓管路振動主要是由液壓泵輸出的周期性脈動流體產(chǎn)生壓力脈動，引起流體諧振，是激勵管道振動和噪聲的主要原因。當(dāng)液壓管路結(jié)構(gòu)滿足諧振條件時，由于液壓管路本身具有分布參數(shù)特性，容易發(fā)生自激諧振。當(dāng)液壓泵的脈動頻率與固體管道的固有頻率相接近時，容易導(dǎo)致流體與管道之間產(chǎn)生流固耦合共振現(xiàn)象，這種振動不僅影響液壓系統(tǒng)的工作性能及壽命，還將嚴(yán)重影響飛機(jī)的飛行安全［1］。除此之外，液壓管路和工作介質(zhì)的物理參數(shù)及其布局方式等均會對液壓管路振動特性產(chǎn)生較大影響。林君哲等［2－3］考慮流體黏彈性系數(shù)和脈動流因素，采用牛頓法建立航空發(fā)動機(jī)液壓管路的非線性流固耦合振動數(shù)學(xué)模型;陶瑜華等［4－5］圍繞液壓管路振動問題，對某型號飛機(jī)進(jìn)行液壓系統(tǒng)脈動應(yīng)力的數(shù)值模擬，為復(fù)雜管系的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度分析提供了理論依據(jù);包日東等［6－7］深入研究了不同邊界條件下輸流管道的動力學(xué)特性，數(shù)值模擬管道振動參數(shù)之間的耦合關(guān)系;KUIPER等［8］研究了垂直懸臂充液管道的動態(tài)穩(wěn)定性，對PAIDOUSSIS的理論預(yù)測進(jìn)行了試驗(yàn)研究;HANSSON等［9］圍繞在一維流體作用下充液管道流固耦合振動問題開展有限元分析。

文中建立了部分液壓管道的三維模型，運(yùn)用有限元法計(jì)算在周期性脈動流體作用下某型飛機(jī)液壓管路振動響應(yīng)特性，深入分析不同管道材料對不同位置管路系統(tǒng)振動響應(yīng)的影響，并提出改善飛機(jī)液壓管路減振性能的方法。

1 飛機(jī)液壓管路振動機(jī)制

飛機(jī)液壓管路系統(tǒng)中常見的激振源為泵的壓力脈動與各種閥切換造成的壓力脈沖。截取某型飛機(jī)液壓系統(tǒng)從柱塞泵出口到負(fù)載的一段液壓管路為研究對象，利用集中參數(shù)法對飛機(jī)液壓管路系統(tǒng)流動特性進(jìn)行建模，且利用油液容積可壓縮性對柱塞泵的壓力流量進(jìn)行耦合，分析柱塞泵的出口壓力特性對液壓管路振動特性的影響。液壓系統(tǒng)簡化模型如圖1所示，Vt為液壓泵與節(jié)流閥之間的管道總?cè)萸蝗莘e，l為管道長度，pH為管道壓力;A為節(jié)流閥過流面積，cq為流量系數(shù)，Q2為流過節(jié)流閥的流量，pT為節(jié)流閥回油壓力，Ke為油與管道的體積彈性模量。

圖1 柱塞泵所在液壓管路系統(tǒng)簡化模型

液壓泵的出口流量為各個柱塞排量之和，即:)

節(jié)流閥流量公式:

考慮流體的可壓縮性，液壓管路流體的連續(xù)性方程，即:

由方程 (1)— (3)聯(lián)立可得:

由式 (4)可知:如果其他條件為恒定值，當(dāng)柱塞泵各個柱塞耦合時形成流量Q1產(chǎn)生脈動時，將引起管道內(nèi)壓力pH的脈動，而且壓力脈動的基頻與流量脈動的基頻保持一致。

為了建立管道中任意位置的壓力和柱塞泵出口流量之間的關(guān)系，分析柱塞泵壓力脈動引起液壓管路的振動響應(yīng)特性，其管路流動特性方程為:

式中:pe為負(fù)載的入口壓力;Qe為負(fù)載的入口流量;p1為柱塞泵的出口壓力;Q1為柱塞泵的出口流量;Γ為傳播算子，Ze為特性阻抗。

由式 (4)— (5)可知:通過計(jì)算柱塞泵的出口壓力脈動，可得到液壓管路任意位置的諧振頻率、振幅等分布參數(shù)特性。

2 飛機(jī)液壓管路振動特性建模

2.1 液壓泵模型構(gòu)建

根據(jù)上述理論分析可知，多個柱塞腔壓力瞬時變化的相互耦合形成了泵出口的壓力脈動現(xiàn)象，所以對每個柱塞腔建立流量模型。同時由于油液黏度對柱塞泵的泄漏量有很大影響，而內(nèi)泄漏量直接影響柱塞泵的出口壓力脈動特性，需建立泄漏流量模型。柱塞相對于缸體的往復(fù)運(yùn)動，實(shí)現(xiàn)柱塞腔的交替吸排油動作過程，為了協(xié)調(diào)各個柱塞的運(yùn)動關(guān)系，需建立柱塞的速度模型。液壓油通過配流盤的腰形槽進(jìn)出缸體容腔，實(shí)現(xiàn)柱塞泵的配流工作過程，需要對配流盤進(jìn)行建模。因此，結(jié)合某型號軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)，在AMESim環(huán)境下搭建軸向柱塞液壓泵液壓模型，如圖2所示。

圖2 軸向柱塞泵液壓模型

由于柱塞運(yùn)動呈正弦周期性變化，液壓油通過配流盤的腰形槽進(jìn)出缸體容腔，通過控制腰形槽開度來實(shí)現(xiàn)柱塞泵油液吸入和排出的周期性變化過程。液壓泵輸出流量是隨缸體旋轉(zhuǎn)而呈周期變化的脈動流量，導(dǎo)致柱塞泵輸出壓力脈動也是正弦周期性脈動波形。圖3所示為軸向柱塞的9個柱塞腔合成的壓力脈動曲線，出口壓力為21 MPa。通過搭建軸向柱塞泵液壓模型，獲取軸向柱塞泵的出口壓力脈動曲線，作為液壓管路的壓力載荷譜，分析實(shí)際工況下液壓管路的振動響應(yīng)特性。

圖3 軸向柱塞泵壓力脈動曲線

2.2 液壓管路有限元模型構(gòu)建

為了分析液壓管路在周期性脈動流體工況下的振動響應(yīng)，截取從柱塞泵出口到負(fù)載的一段液壓管路為研究對象，將液壓管路的三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并將液壓管路所受壓力載荷譜引入到有限元模型中，從而實(shí)時觀測液壓管路的振動響應(yīng)情況。

在這里主要討論三維模型中不同材料工況下周期性脈動流體對液壓管路1和2的振動響應(yīng)特性的影響。液壓管道內(nèi)部壓力為軸向柱塞泵脈動載荷譜，如圖4所示。根據(jù)實(shí)際飛機(jī)液壓管路材料，設(shè)置三維模型中管路的材料參數(shù)，如表1所示。

圖4 柱塞泵所在液壓管路系統(tǒng)有限元模型

表1 管路材料參數(shù)設(shè)置

3 結(jié)果與分析

通過有限元軟件ANSYS計(jì)算液壓管路振動幅值，分析在不同管道材料下管道模型的振動響應(yīng)特性，繪制管路1和管路2在周期性脈動流體作用下不同位置、不同方向上的位移響應(yīng)曲線。

圖5所示為管路1在垂直方向 (Z向)上振動幅值響應(yīng)曲線。管路1在垂直方向上振動幅值波形與軸向柱塞泵壓力脈動波形保持一致，脈動幅值為0.002 m。鋁合金液壓管路振動幅值為0.019 m，鈦合金液壓管路振動幅值為0.012 m，45鋼液壓管路振動幅值為0.007 m。鋁合金液壓管路振動幅值最大，其原因是鋁合金材料的彈性模量最小，且鋁合金材料的彈性變形應(yīng)力最小，導(dǎo)致鋁合金液壓管路容易發(fā)生彈性變形。因此，飛機(jī)液壓管路材料應(yīng)該盡量選擇剛度較大的材料，可降低在脈動流體壓力作用下液壓管路的振動幅值。

圖6所示為管路2在垂直方向 (Z向)上振動幅值響應(yīng)曲線。鋁合金液壓管路振動幅值為0.012 m，鈦合金液壓管路振動幅值為0.008 m，45鋼液壓管路振動幅值為0.005 m。與管路1在垂直方向 (Z向)上的振動幅值 (圖5)相比:鋁合金液壓管路振動幅值下降0.007 m，鈦合金液壓管路振動幅值下降為0.004 m，45鋼液壓管路振動幅值下降0.002 m。鋁合金液壓管路振幅下降最大，其原因是管路2與軸向柱塞泵壓力源之間的距離較遠(yuǎn)，液壓管道內(nèi)周期性脈動流體的壓力波受管路內(nèi)部傳遞時間的影響，呈衰減趨勢。因此，液壓管路振動幅值與液壓管路布局設(shè)置有關(guān)，合理布置液壓管路布局可以有效地降低管路振動位移量。

圖5 液壓管路1振動幅值響應(yīng)曲線(Z向)

圖6 液壓管路2振動幅值響應(yīng)曲線(Z向)

圖7所示為管路1在側(cè)面方向 (X向)上的振動幅值響應(yīng)曲線。鋁合金液壓管路振動位移為0.013 m，鈦合金液壓管路振動位移為0.008 m，45鋼液壓管路振動位移為0.005 m。與管路1在垂直方向 (Z向)上振動幅值 (圖5)相比，管路1在側(cè)面方向(X向)上振動幅值有所降低，其原因是管路1振動幅值分布規(guī)律與液壓管道彎曲形狀有關(guān)，導(dǎo)致周期性脈動流體的壓力波對液壓管路在Z方向上產(chǎn)生較大壓力沖擊，在X方向上液壓管路的壓力沖擊較小，進(jìn)而引起液壓管路振動的不均勻性。這種液壓管路的不均勻振動現(xiàn)象容易導(dǎo)致管路破裂。

圖8所示為管路2在側(cè)面方向 (X向)上振動幅值響應(yīng)曲線。鋁合金液壓管路振動幅值為0.001 1 m，鈦合金液壓管路振動幅值為0.000 8 m，45鋼液壓管路振動幅值為0.000 4 m。與管路2在垂直方向 (Z向)上振動幅值 (圖6)相比，管路2在側(cè)面方向(X向)上振動幅值較小，其原因是管路2與軸向柱塞泵壓力源之間的距離較遠(yuǎn)，周期性脈動流體的壓力波在液壓管路內(nèi)壁呈衰減趨勢，且與管路2彎曲形狀有關(guān)，導(dǎo)致脈動壓力主要集中在液壓管路2的垂直方向 (Z向)上，而液壓管路2在側(cè)面方向 (X向)上所受壓力沖擊有所降低。因此，采用在管路2的垂直方向和側(cè)面方向上安裝卡箍的方法，可以優(yōu)化液壓管路布局，降低液壓管路振動幅值，防止液壓管路破裂。

圖7 液壓管路1振動幅值響應(yīng)曲線(X向

圖8 液壓管路2振動位移響應(yīng)曲線(X向)

圖9所示為管路1在軸線方向 (Y向)上振動幅值響應(yīng)曲線。鋁合金液壓管路振動幅值為0.007 m，鈦合金液壓管路振動幅值為0.004 m，45鋼液壓管路振動幅值為0.003 m。管路1在軸線方向上振動幅值較小，其原因是周期性脈動流體主要對垂直方向和側(cè)面方向上的液壓管路振動產(chǎn)生較大壓力沖擊，從而降低液壓管路在軸線方向上的振動幅值。

圖10所示為管路2在軸線方向 (Y向)上振動幅值響應(yīng)曲線。鋁合金液壓管路振動幅值為0.003 5 m，鈦合金液壓管路振動幅值為0.002 5 m，45鋼液壓管路振動幅值為0.001 5 m。與管路1在軸線方向(Y向)上的振動幅值 (圖8)相比，管路2在軸線方向 (Y向)上的振動幅值降低，其主要原因是管路2與軸向柱塞泵壓力源之間的距離較遠(yuǎn)，周期性脈動流體的壓力波在管路2的軸線方向 (Y向)上的作用力呈衰減趨勢，且流體脈動壓力主要對垂直方向上液壓管路產(chǎn)生較大壓力沖擊，從而降低液壓管路在軸線方向上的振動幅值。

圖9 液壓管路1振動位移響應(yīng)曲線(Y向)

圖10 液壓管路2振動位移響應(yīng)曲線(Y向)

4 結(jié)論

(1)在周期性脈動流體作用下不同材料參數(shù)影響液壓管路的振動特性。彈性模量最小的鋁合金液壓管路，該液壓管路的振動幅值最大，45號鋼液壓管路的振動幅值最小。

(2)在周期性脈動流體作用下，液壓管路布局設(shè)置影響液壓管路的振動特性。液壓管路的振動幅值隨著液壓管道與軸向柱塞泵壓力源之間的距離增加而降低。合理設(shè)置液壓管道布局可以有效地降低管路振動幅值。

(3)在周期性脈動流體作用下液壓管路在垂直方向 (Z向)和側(cè)面方向 (X向)的振動幅值較大，而沿著軸線方向 (Y向)上振動幅值較小，容易引起液壓管路振動的不均勻性。在液壓管路振動幅值最大的方向上安裝卡箍，可以有效地減低液壓管路振動幅值，防止管路破裂，提高液壓管路的使用壽命。

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