李 洋

(海裝西安局駐西安地區(qū)第六軍事代表室，陜西 西安 710089)

1 引 言

液壓系統(tǒng)具有負(fù)載大、剛度高、功重比大、技術(shù)成熟度高的優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于航空作動系統(tǒng)中。飛機(jī)的飛行控制、舵面運(yùn)動控制、飛機(jī)起飛著陸過程中的起落架收放控制、客艙門以及貨艙門運(yùn)動控制、飛機(jī)地面滑跑過程中航向、減速等控制通常都采用液壓作為傳動介質(zhì)[1]。

基于液壓系統(tǒng)的上述優(yōu)點(diǎn)，液壓剎車仍然是當(dāng)前軍民用飛機(jī)防滑剎車控制液壓作動的主流[2]。防滑剎車系統(tǒng)性能的好壞直接影響到飛機(jī)的快速反應(yīng)、安全返航和升空及持續(xù)作戰(zhàn)能力，進(jìn)而影響飛機(jī)的整體性能[3]。由于飛機(jī)著陸過程持續(xù)時間較短(約20s)，所以防滑剎車系統(tǒng)必須安全、可靠、反應(yīng)迅速，確保飛機(jī)能夠安全剎車。但飛機(jī)液壓剎車系統(tǒng)在調(diào)試、使用過程中，經(jīng)常會出現(xiàn)壓力控制振蕩、失穩(wěn)的現(xiàn)象，并引起管路振動[4]，甚至導(dǎo)致管路破裂，發(fā)生影響安全的飛行事故。如何保證液壓作動防滑剎車系統(tǒng)在各種復(fù)雜工況下都能按照設(shè)計要求的狀態(tài)平穩(wěn)實現(xiàn)飛機(jī)的減速控制，一直是防滑剎車系統(tǒng)所面臨的難題[5，6]。

本文對飛機(jī)防滑剎車系統(tǒng)壓力振動的機(jī)理進(jìn)行分析，驗證了系統(tǒng)試驗狀態(tài)與機(jī)理的統(tǒng)一性。同時，通過建模仿真，開展了回油管路長度、回油管路直徑、平衡閥芯直徑和回油容腔變化對系統(tǒng)振動影響分析，并給出了相應(yīng)的結(jié)論。

2 液壓剎車閥工作原理

液壓作動飛機(jī)防滑剎車系統(tǒng)中，防滑剎車控制閥與剎車作動器采用液壓管路連接。以典型射流管式壓力閥為例，其結(jié)構(gòu)原理如圖1所示。圖中，PS是高壓油入口，高壓油經(jīng)過濾芯和閥體右側(cè)油路在噴嘴處射流。射流接收器左孔通往先導(dǎo)級左側(cè)，最終流至回油口，射流接收器右孔通往先導(dǎo)級和主閥芯右側(cè)。PB為剎車油輸出閥口，同時通往小閥芯左端完成壓力反饋。PH為回油口，通往油箱，同時與主閥芯左側(cè)連通。

圖1 剎車閥結(jié)構(gòu)原理圖

在線圈沒有輸入控制電流的狀態(tài)下，電樞不會偏轉(zhuǎn)，此時高壓噴油嘴與接收器的左孔重合。高壓油通過先導(dǎo)閥芯的左側(cè)流回油箱，先導(dǎo)閥芯處于中間位置。平衡級的閥芯在左復(fù)位彈簧的作用下推動閥套右端的主閥芯，使得剎車壓力輸出端口PB與返回端口PH通道連通，并且油口PS油路關(guān)閉，在該狀態(tài)下沒有液壓剎車壓力輸出。

當(dāng)線圈有輸入控制電流時，銜鐵在電磁力作用下帶動射流管組件向右偏轉(zhuǎn)，使得射流管的噴嘴與射流接收器右孔之間的重合面積不斷增大，則噴嘴射出的壓力油流向先導(dǎo)閥芯和主閥芯的右端，高壓油的作用使兩閥芯向左側(cè)運(yùn)動。功率級主閥芯移動使剎車壓力輸出口PB與進(jìn)油口PS油路相通，而與回油口PH油路關(guān)閉，剎車口PB壓力升高，同時剎車壓力反饋到主閥芯左端。主閥芯在左側(cè)復(fù)位彈簧作用力、剎車腔壓力PB和回油壓力PH以及右側(cè)的控制壓力PC的作用下維持受力平衡。先導(dǎo)級閥芯上反饋桿的作用力反饋到射流管組件上，在控制壓力穩(wěn)定的情況下主閥芯處于中位。

3 剎車液壓系統(tǒng)振動機(jī)理分析

在地面試驗臺上開展防滑剎車系統(tǒng)動態(tài)性能試驗過程中，系統(tǒng)出現(xiàn)周期性壓力脈動[7]。為查找引起壓力脈動的原因，進(jìn)行了地面對比試驗。試驗中發(fā)現(xiàn)，剎車閥是引起壓力脈動的主要因素。在試驗臺上進(jìn)行系統(tǒng)聯(lián)調(diào)試驗時，使用地面油源沒有回油背壓，剎車系統(tǒng)工作穩(wěn)定，沒有振動現(xiàn)象出現(xiàn)。但當(dāng)系統(tǒng)改為使用飛機(jī)油源進(jìn)行試驗后，在0.6MPa的油源背壓下發(fā)現(xiàn)剎車壓力控制過程中發(fā)生較大脈動，并使得管路出現(xiàn)振動。試驗過程中得到的壓力脈動數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 剎車閥剎車壓力脈動

考慮到回油背壓是引起系統(tǒng)振動的必要條件之一，通過在回油管路上加裝單向閥、消振器以期通過消除回油壓力脈動來抑制系統(tǒng)振動，但試驗結(jié)果表明，該措施未能改善系統(tǒng)共振。一般情況下，通過增加阻尼的方法可以加快振動能量的耗散速度，從而削弱振動。在這一問題中，給剎車閥先導(dǎo)級回油口增加阻尼孔對抑制振動確有一定效果，但未能完全消除振動。通過改變小閥芯直徑來削弱回油的反饋面積，對抑制振動有明顯效果。

基于上述試驗結(jié)果，對剎車液壓系統(tǒng)發(fā)生振動的物理過程進(jìn)行分析。圖2所示為剎車閥功率級結(jié)構(gòu)原理圖，閥芯在控制壓力和反饋的剎車壓力、回油壓力作用下保持平衡，從而控制剎車壓力。

圖2 剎車閥功率級原理圖

在建立壓力的過程中，主閥芯左偏，剎車壓力PB上升，回油壓力PH不變。閥芯受到向右的力增大，阻礙左移，故建立壓力過程為負(fù)反饋。

在泄壓過程中，回油反饋的存在是造成壓力振動的主要因素，主閥芯右偏，剎車腔與回油腔連通，雖然剎車壓力PB下降，但回油壓力PH上升，可能導(dǎo)致給閥芯向右的力繼續(xù)增大，則構(gòu)成正反饋，造成剎車壓力不穩(wěn)定。

基于上述分析，可以得到如下系統(tǒng)自振過程：剎車閥通過閥芯的左右移動來調(diào)節(jié)剎車壓力。當(dāng)閥芯左移偏離零位時，剎車壓力上升構(gòu)成負(fù)反饋，使閥芯右移回零。但由于超調(diào)的存在，閥芯會右移越過零位，此時回油壓力上升(正反饋)，繼續(xù)推動閥芯右移。當(dāng)剎車壓力下降較多時，閥芯才會左移回零，如此往復(fù)。在上述過程中，如果正反饋的輸入能量可以超過閥芯運(yùn)動的耗散能量時，則往復(fù)運(yùn)動會一直持續(xù)下去，如圖3所示。

圖3 正反饋推動下的閥芯位移

4 剎車系統(tǒng)振動影響分析

4.1 回油管路長度對系統(tǒng)振動的影響

利用AMESim軟件建立3通道防滑剎車同時工作狀態(tài)下的系統(tǒng)仿真模型[8]，如圖4所示。

圖4 系統(tǒng)仿真模型

當(dāng)回油背壓為0.6MPa，回油管路長度為9.4m、管路直徑18mm時，仿真結(jié)果得到的壓力脈動約為17Hz。將回油管路長度分別設(shè)置為6m、12m，回油背壓、管路直徑不變，所得結(jié)果如圖5、圖6所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，當(dāng)回油管路長度減小為6m時，剎車作動器容腔處壓力脈動幅值減小，但脈動頻率增大為22Hz左右。當(dāng)回油管路長度增加為12m時，剎車作動器容腔處壓力脈動幅值變大，脈動頻率減小為8Hz左右。由此可見，回油管路越長，對波動影響越明顯，這是管路液阻特性的體現(xiàn)。

圖5 管路長度6m剎車作動器容腔處壓力曲線

圖6 管路長度12m剎車作動器容腔處壓力曲線

4.2 回油管路直徑對系統(tǒng)振動的影響

將回油管路直徑分別設(shè)置為6mm、12mm、24mm，回油背壓、管路長度不變，所得結(jié)果如圖7-圖9所示。可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)回油管路直徑減小為6mm時，剎車作動器容腔處壓力脈動幅值大幅增加，脈動頻率減小為3Hz左右。當(dāng)回油管路直徑為12mm時，剎車作動器容腔處壓力脈動幅值同樣十分明顯，脈動頻率為7Hz左右。當(dāng)回油管路直徑增加為24mm時，剎車作動器容腔處壓力脈動幅值基本保持不變，脈動頻率為18Hz左右。由此可見，回油管路直徑越小，對波動影響越明顯。

圖7 管路直徑6mm剎車作動器容腔處壓力曲線

圖8 管路直徑12mm剎車作動器容腔處壓力曲線

圖9 管路直徑24mm剎車作動器容腔處壓力曲線

4.3 平衡閥芯直徑變化仿真分析

在回油容腔為0.2L的情況下，當(dāng)小閥芯直徑為4mm時，剎車壓力有明顯振動；當(dāng)小閥芯直徑增大到5mm時，振動消失(如圖10和圖11所示)，即削弱回油正反饋的影響可以讓系統(tǒng)穩(wěn)定，這與試驗現(xiàn)象和理論分析的結(jié)果相吻合。

圖10 小閥芯直徑為4mm時的剎車壓力曲線

圖11 小閥芯直徑為5mm時的剎車壓力曲線

4.4 回油容腔變化仿真分析

調(diào)整回油容腔進(jìn)行系統(tǒng)試驗，剎車壓力曲線如圖12、圖13所示。由容腔方程可定性判斷回油容腔對剎車系統(tǒng)穩(wěn)定性造成的影響，在仿真中對回油容腔參數(shù)進(jìn)行對比，可以看到，在閥工作時，如果回油容腔減小到0.2L，會讓系統(tǒng)發(fā)生振動。

5 結(jié) 論

基于典型壓力閥結(jié)構(gòu)原理，建立防滑剎車閥仿真模型，對耦合壓力振動進(jìn)行分析與仿真，提出了自激振蕩理論，認(rèn)為閥芯運(yùn)動的右半周期存在回油路正反饋，導(dǎo)致自激振蕩發(fā)生，并驗證了該理論的正確性。建立防滑剎車系統(tǒng)仿真模型并通過仿真分析，得到以下結(jié)論：

(1)回油對主閥芯的作用力左右兩個方向是不平衡的，回油背壓不經(jīng)節(jié)流直接作用在主閥芯上，回油背壓的波動可以很快引起主閥芯受力波動。

圖12 回油容腔為2L時剎車壓力曲線

圖13 回油容腔為0.2L時剎車壓力曲線

(2)剎車腔壓力反饋到小閥芯處，回油壓力反饋到環(huán)形腔中，根據(jù)剎車閥主閥芯的力平衡公式可知，滑閥的反饋面積對回油壓力反饋具有放大作用。

(3)在仿真分析中，改變回油管路的長度、直徑、回油背壓的大小和剎車管路的長度，會對系統(tǒng)振動情況產(chǎn)生不同的影響，說明管路特性的變化也是影響系統(tǒng)振動的因素之一。