基于Fluent軟件的剎車壓力伺服閥振動問題仿真與分析

馬立瑞 韋敏潔 劉世前

(1.上海交通大學航空航天學院， 上海 200240; 2.航空工業第一飛機設計研究院，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

機輪剎車系統是影響飛機起降安全的關鍵功能子系統之一，若系統發生振動，會導致系統管路損傷和設備故障，甚至導致剎車失效，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的核心控制部件，主要用于根據系統的控制指令，輸出相應的剎車壓力到剎車裝置，實現飛機減速，該閥是否正常工作，直接影響飛機剎車系統能否正常工作。但遺憾的是壓力伺服閥的振動和嘯叫問題，一直是行業揮之不去的夢魘，壓力伺服閥在實際使用過程中時常發生，且一旦發生，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，國內主要的生產廠商與高校合作，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，認為嘯叫是力矩馬達的銜鐵組件由于某種原因而產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]結合某型號飛機剎車系統共振的問題，對剎車壓力伺服閥多閥并聯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； 另有學者主要從伺服閥先導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的分析，研究認為回油結構尺寸加工誤差、滑閥增益過大、前置級氣穴現象、死容腔氣泡和供油壓力脈動是導致銜鐵組件振蕩,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級的結構參數和流場分析，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范圍，但對主閥芯環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槽直徑設計不合理導致的振動和嘯叫問題，并對不同環槽直徑下，閥芯流場特性進行了仿真。通過對比分析，找到相對最優的環槽直徑參數，為該型剎車壓力伺服閥的改進和后續型號壓力伺服閥的研制提供參考依據。

1 問題描述

某型飛機機輪剎車系統試驗過程中，踩剎車時，系統管路及液壓附件產生高頻振動，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。經現場試驗與分析，故障定位到系統所用的剎車壓力伺服閥。

通過故障樹分析方法和試驗，排除伺服閥先導級導致該故障，在排故試驗過程中發現：

(1) 主閥芯旋轉時，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。

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 聲譜測試結果

圖2 閥芯旋轉試驗

圖3 聲譜測試結果

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生一控制力矩使銜鐵組件順時針偏轉，射流管向左偏移，接受器兩控制腔內形成壓差，該壓差作用到功率級閥芯環形面積上，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：密度870 kg/m3，動力黏度0.0087 kg·s-1·m-1；

1.文獻研究法：通過網絡、圖書等途徑查閱、收集有關互聯網背景下的教學手段的科研文獻，獲取相關信息，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) 環槽直徑9.5 mm。

3.2 網格劃分

根據剎車壓力伺服閥主閥級內部流道幾何尺寸和實際走向，抽取流道模型，如圖4所示。并根據表1中的參數，進行主閥級流道的網格劃分，網格劃分結果如圖5所示。

圖4 閥芯旋轉試驗 圖5 流道整體網格圖

3.3 仿真結果

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

圖6 環槽直徑9.5 mm主閥流場速度矢量圖

表1 主閥級網格劃分參數設置

默認值物理參數CFD求解器參數Fluent關聯性0尺寸高級尺寸功能關閉關聯中心精細元素尺寸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5增長率1.2附面層算法預設值高級查看選項無

4 分析與討論

4.1 閥芯旋轉分析與優化

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構，必然導致在閥芯位置產生不對稱的流體流動，閥腔內流體的速度和壓力呈不對稱分布。閥芯兩側流體作用于閥芯上的沖量不相等，形成旋轉扭矩，從而使閥芯有旋轉的趨勢。當旋轉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。

圖7 進油口和剎車口位置示意圖

在閥芯旋轉試驗過程中發現，正常工作的閥，閥芯均無異旋轉的現象。而從仿真結果看環槽直徑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的驅動力。要使得閥芯不轉動，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驅動力。由于閥芯直徑與先導級增益、系統的剎車壓力值要求和閥芯抗污染驅動力要求均緊密關聯，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槽直徑來實現減小閥芯旋轉驅動力的目標。

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

圖8 環槽直徑9.0 mm主閥流場速度矢量圖

圖9 環槽直徑8.5 mm主閥流場速度矢量圖

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

根據以上分析可得：

(1) 環槽直徑9.5 mm時，閥口高速射流直接沖擊閥芯表面；

(2) 環槽直徑為8.5 mm時，高速射流沖擊到閥體孔壁；

(3) 環槽為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。

觀察環槽直徑9.5 mm和8.5 mm時主閥芯環槽內的速度矢量圖，如圖10所示。

圖10 不同環槽直徑流場速度矢量對比圖

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

4.2 閥芯旋轉導致振動的機理

已有的研究表明氣穴的發生程度與低壓區的壓力和范圍有直接的關系[13]。初步分析認為由于閥口處存在高速射流，根據伯努利原理，會在射流區域產生低壓區，而環槽直徑為9.5 mm時，閥芯旋轉，導致主閥內部流場隨之旋轉，渦流增加，低壓區擴大，氣泡析出加劇，產生氣穴現象，氣泡的連續爆破產生高頻的振動和尖銳的“嘯叫”聲。目前閥芯旋轉與振動/“嘯叫”之間的關聯，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4.1節的仿真分析結果，環槽直徑設計為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槽直徑更改為8.5 mm。

5.2 試驗驗證

為了改變流道結構，設計了銅環置入故障閥的閥體環槽中，銅環外形見圖11，將環槽直徑填充到8.5 mm，工作時，無振動與嘯叫。將銅環取出，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現了以上現象。

圖11 銅環外形

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

6 結論

本研究使用Fluent軟件，對某型飛機機輪剎車系統所用射流管壓力伺服閥主閥流場進行建模與仿真。仿真結果表明：該型壓力伺服閥主閥環槽直徑設計不合理，是導致主閥芯異常旋轉，進而引起伺服閥振動與“嘯叫”的根本原因；根據仿真結果，選取了相對優化的環槽直徑參數，對并伺服閥的結構參數進行優化改進；經試驗驗證，該閥振動和“嘯叫”問題解決。但閥芯的旋轉導致振動和“嘯叫”的機理，有待進一步研究。