馬立瑞 韋敏潔 劉世前

(1.上海交通大學(xué)航空航天學(xué)院， 上海 200240; 2.航空工業(yè)第一飛機設(shè)計研究院，陜西西安 710089; 3.中船重工第704研究所，上海 200031； 4.西安飛豹科技有限公司，陜西西安 710089)

引言

機輪剎車系統(tǒng)是影響飛機起降安全的關(guān)鍵功能子系統(tǒng)之一，若系統(tǒng)發(fā)生振動，會導(dǎo)致系統(tǒng)管路損傷和設(shè)備故障，甚至導(dǎo)致剎車失效，危及飛機的起降安全。剎車壓力伺服閥是飛機機輪剎車系統(tǒng)的核心控制部件，主要用于根據(jù)系統(tǒng)的控制指令，輸出相應(yīng)的剎車壓力到剎車裝置，實現(xiàn)飛機減速，該閥是否正常工作，直接影響飛機剎車系統(tǒng)能否正常工作。但遺憾的是壓力伺服閥的振動和嘯叫問題，一直是行業(yè)揮之不去的夢魘，壓力伺服閥在實際使用過程中時常發(fā)生，且一旦發(fā)生，故障原因分析十分困難。因此，研究壓力伺服閥的振動問題具有十分重要的意義。

針對剎車壓力伺服閥的振動與嘯叫問題，國內(nèi)主要的生產(chǎn)廠商與高校合作，開展大量研究工作，在理論研究方面取得了長足的進步。田源道[1]對“嘯叫”原因進行了歸納和總結(jié)，認為嘯叫是力矩馬達的銜鐵組件由于某種原因而產(chǎn)生高頻強迫振動引起的，并對伺服閥振動和嘯叫的原因進行了詳細的分析；王紅玲等[2]、逯九利等[3]結(jié)合某型號飛機剎車系統(tǒng)共振的問題，對剎車壓力伺服閥多閥并聯(lián)耦合壓力振動問題進行分析研究，并給出了抑制方法；林丞[4]分析了油溫對伺服閥力矩馬達振動特性的影響； 另有學(xué)者主要從伺服閥先導(dǎo)級的受迫振動或自激振動著手，開展伺服閥振動和嘯叫問題研究[5-10]；劉玉龍[11]對剎車用壓力伺服閥嘯叫機理進行了系統(tǒng)的分析，研究認為回油結(jié)構(gòu)尺寸加工誤差、滑閥增益過大、前置級氣穴現(xiàn)象、死容腔氣泡和供油壓力脈動是導(dǎo)致銜鐵組件振蕩,進而造成伺服閥銜嘯叫的重要因素。目前對伺服閥振動和嘯叫的研究主要集中在先導(dǎo)級的結(jié)構(gòu)參數(shù)和流場分析，對主閥級的研究較少。曹飛梅等[12]研究閥芯溝槽底部不同圓弧半徑對改善滑閥性能的影響程度，以確定了合理的參數(shù)范圍，但對主閥芯環(huán)槽直徑對主閥的流場分布的影響未進行分析研究。

本研究采用有限元分析法，分析了某型機剎車壓力伺服閥主閥機因環(huán)槽直徑設(shè)計不合理導(dǎo)致的振動和嘯叫問題，并對不同環(huán)槽直徑下，閥芯流場特性進行了仿真。通過對比分析，找到相對最優(yōu)的環(huán)槽直徑參數(shù)，為該型剎車壓力伺服閥的改進和后續(xù)型號壓力伺服閥的研制提供參考依據(jù)。

1 問題描述

某型飛機機輪剎車系統(tǒng)試驗過程中，踩剎車時，系統(tǒng)管路及液壓附件產(chǎn)生高頻振動，同時伴有刺耳的“嘯叫”聲。在試驗室，對嘯叫的聲波頻率進行了測試，掃頻時達到2371 Hz，聲譜如圖1所示。經(jīng)現(xiàn)場試驗與分析，故障定位到系統(tǒng)所用的剎車壓力伺服閥。

通過故障樹分析方法和試驗，排除伺服閥先導(dǎo)級導(dǎo)致該故障，在排故試驗過程中發(fā)現(xiàn)：

(1) 主閥芯旋轉(zhuǎn)時，剎車壓力伺服閥振動，并有嘯叫聲；

(2) 通過虎鉗夾緊引出桿，阻止閥芯旋轉(zhuǎn)后，壓力伺服閥工作正常；

(3) 對比其他工作正常的閥，閥芯均不旋轉(zhuǎn)。

初步分析認為該型射流管壓力伺服閥振動和嘯叫是由于閥芯在工作過程中旋轉(zhuǎn)所致。

2 工作原理

某型射流管壓力伺服閥主要由力矩馬達、射流放大器、先導(dǎo)級和功率級等組成，工作原理圖如圖3所示。馬達供油口為J1，主閥供油口為J2， 回油口為H，

圖1 聲譜測試結(jié)果

圖2 閥芯旋轉(zhuǎn)試驗

圖3 聲譜測試結(jié)果

負載口為S。無電流輸入時，負載口S與回油口H相通，進油口J2關(guān)閉，負載腔的壓力等于回油壓力。當正控制電流流過力矩馬達線圈時將產(chǎn)生一控制力矩使銜鐵組件順時針偏轉(zhuǎn)，射流管向左偏移，接受器兩控制腔內(nèi)形成壓差，該壓差作用到功率級閥芯環(huán)形面積上，閥芯右移，造成回油窗口遮蓋，進油窗口開啟；壓力油從供油口J2進入負載腔輸出負載壓力S，此壓力又作用在功率級閥芯反饋端面上，直到反饋力與控制力平衡為止。剎車伺服閥輸出與輸入信號成比例的負載壓力。輸入信號越大，輸出的負載壓力越大，實現(xiàn)正增益壓力控制。

3 建模與仿真

3.1 計算邊界條件

基于Fluent軟件，對剎車壓力伺服閥主閥芯流場進行建模與仿真，仿真計算的邊界條件設(shè)置如下：

(1) 入口壓力為28 MPa，湍流強度為5%；

(2) 出口壓力為0.6 MPa，湍流強度為5%；

(3) 液壓油系數(shù)：密度870 kg/m3，動力黏度0.0087 kg·s-1·m-1；

1.文獻研究法：通過網(wǎng)絡(luò)、圖書等途徑查閱、收集有關(guān)互聯(lián)網(wǎng)背景下的教學(xué)手段的科研文獻，獲取相關(guān)信息，并進行綜合分析，從中提煉出與本課題研究有價值的資料。

(4) 閥芯直徑8 mm；

(5) 環(huán)槽直徑9.5 mm。

3.2 網(wǎng)格劃分

根據(jù)剎車壓力伺服閥主閥級內(nèi)部流道幾何尺寸和實際走向，抽取流道模型，如圖4所示。并根據(jù)表1中的參數(shù)，進行主閥級流道的網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示。

圖4 閥芯旋轉(zhuǎn)試驗 圖5 流道整體網(wǎng)格圖

3.3 仿真結(jié)果

利用Fluent軟件對主閥級流道進行流場仿真，仿真結(jié)果如圖6所示。從仿真結(jié)果可以看出，環(huán)槽直徑9.5 mm時，環(huán)槽內(nèi)部流場速度分布不均，高速射流沖擊到閥芯表面，對閥芯施加驅(qū)動力矩。

圖6 環(huán)槽直徑9.5 mm主閥流場速度矢量圖

表1 主閥級網(wǎng)格劃分參數(shù)設(shè)置

默認值物理參數(shù)CFD求解器參數(shù)Fluent關(guān)聯(lián)性0尺寸高級尺寸功能關(guān)閉關(guān)聯(lián)中心精細元素尺寸0.00025 m初始種子大小激活組件平滑性中等過渡慢跨度角中心精細最小邊緣長度0.000020239 附面層應(yīng)用自動附面層無附面層選項平滑過渡過渡比0.272最大層數(shù)5增長率1.2附面層算法預(yù)設(shè)值高級查看選項無

4 分析與討論

4.1 閥芯旋轉(zhuǎn)分析與優(yōu)化

剎車壓力伺服閥為典型的不對稱三通伺服閥，這是剎車壓力伺服閥的工作原理決定，無法避免。主閥流道上的不對稱結(jié)構(gòu)，必然導(dǎo)致在閥芯位置產(chǎn)生不對稱的流體流動，閥腔內(nèi)流體的速度和壓力呈不對稱分布。閥芯兩側(cè)流體作用于閥芯上的沖量不相等，形成旋轉(zhuǎn)扭矩，從而使閥芯有旋轉(zhuǎn)的趨勢。當旋轉(zhuǎn)扭矩大于流體黏性摩擦力及其他摩擦扭矩時，就會使閥芯旋轉(zhuǎn)。

圖7 進油口和剎車口位置示意圖

在閥芯旋轉(zhuǎn)試驗過程中發(fā)現(xiàn)，正常工作的閥，閥芯均無異旋轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。而從仿真結(jié)果看環(huán)槽直徑9.5 mm時，首先是主閥級流場分布不均勻性十分明顯；其次是高速射流直接沖擊閥芯表面，兩個方面均直接增大了閥芯旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動力。要使得閥芯不轉(zhuǎn)動，則須反其道行之，減小流場不均勻度，改變閥口高速射流的方向，進而減小閥芯的旋轉(zhuǎn)驅(qū)動力。由于閥芯直徑與先導(dǎo)級增益、系統(tǒng)的剎車壓力值要求和閥芯抗污染驅(qū)動力要求均緊密關(guān)聯(lián)，改變閥芯直徑并不是一個可行的方案，因此本研究通過改變環(huán)槽直徑來實現(xiàn)減小閥芯旋轉(zhuǎn)驅(qū)動力的目標。

對環(huán)槽直徑為9， 8.5 mm時的主閥芯流場分別進行仿真分析。仿真結(jié)果如圖8、圖9所示。

圖8 環(huán)槽直徑9.0 mm主閥流場速度矢量圖

圖9 環(huán)槽直徑8.5 mm主閥流場速度矢量圖

從仿真結(jié)果可以看出，環(huán)槽直徑8.5 mm時，高速射流沖擊閥體孔壁。環(huán)槽中液流速度相對較低。

根據(jù)以上分析可得：

(1) 環(huán)槽直徑9.5 mm時，閥口高速射流直接沖擊閥芯表面；

(2) 環(huán)槽直徑為8.5 mm時，高速射流沖擊到閥體孔壁；

(3) 環(huán)槽為9.0 mm時，閥口高速射流的方向性不強，射流的方向介于環(huán)槽直徑9.5 mm和8.5 mm之間，對閥芯仍有一定的沖擊。

觀察環(huán)槽直徑9.5 mm和8.5 mm時主閥芯環(huán)槽內(nèi)的速度矢量圖，如圖10所示。

圖10 不同環(huán)槽直徑流場速度矢量對比圖

從仿真結(jié)果可以看出，環(huán)槽直徑為8.5 mm時主閥芯的流場均勻性明顯優(yōu)于環(huán)槽直徑為9.5 mm時，且整個流場中流速低。

4.2 閥芯旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致振動的機理

已有的研究表明氣穴的發(fā)生程度與低壓區(qū)的壓力和范圍有直接的關(guān)系[13]。初步分析認為由于閥口處存在高速射流，根據(jù)伯努利原理，會在射流區(qū)域產(chǎn)生低壓區(qū)，而環(huán)槽直徑為9.5 mm時，閥芯旋轉(zhuǎn)，導(dǎo)致主閥內(nèi)部流場隨之旋轉(zhuǎn)，渦流增加，低壓區(qū)擴大，氣泡析出加劇，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象，氣泡的連續(xù)爆破產(chǎn)生高頻的振動和尖銳的“嘯叫”聲。目前閥芯旋轉(zhuǎn)與振動/“嘯叫”之間的關(guān)聯(lián)，尚需進一步開展理論研究和試驗驗證。

5 改進措施與驗證

5.1 改進措施

根據(jù)4.1節(jié)的仿真分析結(jié)果，環(huán)槽直徑設(shè)計為8.5 mm時，閥口射流角度和主閥流場均勻性均有明顯改進，油液流速降低。因此，將壓力伺服閥主閥芯環(huán)槽直徑更改為8.5 mm。

5.2 試驗驗證

為了改變流道結(jié)構(gòu)，設(shè)計了銅環(huán)置入故障閥的閥體環(huán)槽中，銅環(huán)外形見圖11，將環(huán)槽直徑填充到8.5 mm，工作時，無振動與嘯叫。將銅環(huán)取出，再次工作時，閥體高頻振動，伴有刺耳嘯叫，并在其他兩臺閥上復(fù)現(xiàn)了以上現(xiàn)象。

圖11 銅環(huán)外形

試驗結(jié)果表明通過銅環(huán)將環(huán)槽底徑填充為8.5 mm能夠解決異響，仿真計算結(jié)果正確。

6 結(jié)論

本研究使用Fluent軟件，對某型飛機機輪剎車系統(tǒng)所用射流管壓力伺服閥主閥流場進行建模與仿真。仿真結(jié)果表明：該型壓力伺服閥主閥環(huán)槽直徑設(shè)計不合理，是導(dǎo)致主閥芯異常旋轉(zhuǎn)，進而引起伺服閥振動與“嘯叫”的根本原因；根據(jù)仿真結(jié)果，選取了相對優(yōu)化的環(huán)槽直徑參數(shù)，對并伺服閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行優(yōu)化改進；經(jīng)試驗驗證，該閥振動和“嘯叫”問題解決。但閥芯的旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致振動和“嘯叫”的機理，有待進一步研究。