主備份油源自動切換模塊設計分析

(1.空裝駐新鄉地區軍事代表室，河南 新鄉 453002； 2.新鄉航空工業(集團)有限公司，河南 新鄉 453002)

直升機液壓系統在向主、尾槳操縱作動器提供液壓能源時，為保證飛行的可靠性，會進行余度設計[1-2]。可以將作動器設計為雙腔供壓模式，即兩個主系統均可以給操縱作動器同時供壓。當一個主系統發生故障時，另一主系統可繼續保證操縱作動器正常工作。除了采用雙主系統供壓模式之外，另設計有備份系統可以在某個主系統發生故障造成失壓時，由備份系統代替該主系統向操縱系統供壓[3]。

為保證主備份系統供壓油路的順利切換，設計一個液控自動切換模塊，確保當某個主系統壓力降低至某值時，由備份系統代替其向操縱系統供壓。當該主系統壓力回升接近額定壓力時，系統自動切換回由該主系統繼續向操縱系統供壓的模式，保證直升機的飛行品質。

1 工作原理

主備份系統的油路切換原理圖如圖1所示，點劃框圖內為液控自動切換模塊，由兩部分組成：主換向閥和導閥。主閥為兩位八通閥，P、O分別表示主系統的進油和回油；P′、O′表示備份系統的進油和回油；PA和OA則為主閥通向操縱作動器的供油口和回油口。導閥為聯動閥，由兩個兩位兩通換向閥組合而成，其閥芯固聯在一起。主閥與導閥均為液控驅動方式。導閥作用為接通或斷開主備份系統的回油，主閥作用為接通或斷開主備份系統向操縱系統的供油回路。液控自動切換模塊工作過程如下。

圖1 主備份系統的油路切換原理圖

① 當主系統正常供油時，系統壓力為Pz1，備份系統不工作，此時切換模塊的油路狀態如圖1所示。P′、O′無壓力油進、回，主閥的左側和導閥的右側無壓力油作用。主閥右位和導閥左位接入工作，主閥向操縱系統輸入主液壓系統液壓能源。

② 當主系統壓力降低至Pz2后，1DT斷電，備份系統啟動工作，備份泵流量經過阻尼孔2和導閥之后從O′回流至備份系統油箱。阻尼孔2前后產生壓差使得主閥左端和導閥右端開始有壓力油作用，此壓力有推動導閥、主閥開始改變工作位置的趨勢。

③ 當主系統壓力繼續降至Pz3時，導閥閥芯右側的液壓力超過其左側的液壓力和彈簧力等，使得導閥閥芯向左移動開始換向，其換向的速度取決于主系統壓力降低的快慢速度。若主系統壓力繼續下降，導閥繼續換向，導閥閥口D2開始關小，當D2即將關閉時，由于回油阻力的急劇增大，備份系統油液壓力也瞬間增大，此增大的壓力也同時作用在導閥閥芯的右端，使得導閥迅速換向，導閥的兩個聯動閥右移同時接入工作。此時備份系統經導閥的回油通道D2被關閉，而主系統經導閥的回油通道D1被打開，導閥通路狀態如圖2所示。

圖2 備份系統向操縱系統供油的油路狀態

④ 導閥換向即將結束時，由于備份系統的壓力瞬間增大，則作用在主閥左側的控制壓力亦迅速增大，其克服閥芯右側液壓力、彈簧力以及摩擦力、液動力等使主閥芯迅速右移切換，主閥左位接入工作。切換完成后，切換模塊的油路狀態如圖2所示。此時，主閥向操縱系統輸入備份系統液壓能源，而主系統液壓油通過阻尼孔3、主閥、阻尼孔1與導閥口D1回流至主液壓系統油箱。

上述為主系統壓力下降時切換模塊的切換過程。反之，當主液壓系統故障排除，壓力升高至Pz4時，導閥閥芯開始向右移動，隨著主系統壓力的繼續升高，導閥換向復位，備份系統通過導閥口D2回流的通路打開，備份系統壓力降低，主閥閥芯左側液壓力隨之降低，主閥換向復位。切換閥的油路狀態又恢復至圖1所示，改為向操縱系統輸入主系統液壓能源。此過程為主系統壓力上升時切換模塊的切換過程。

2 設計分析

2.1 設計要求

① 主系統和備份系統均采用恒壓泵供油，額定壓力28 MPa[3]，額定流量50 L/min；

② 主系統壓力降低至24 MPa時，備份系統啟動工作，導閥準備換向；

③ 主系統壓力低至23.5～22.5 MPa時，導閥換向；

④ 導閥換向即將結束時，主閥開始并迅速換向，備份系統向操縱系統供油；

⑤ 主系統壓力升至26.5～28 MPa時，導閥復位，隨后主閥迅速復位，主系統向操縱系統供油；

⑥ 要求換向迅速，壓力超調小，流量穩定。

2.2 參數確定

設計時，合理選擇閥芯尺寸和彈簧剛度，使導閥先于主閥換向，導閥換向即將結束時，主閥開始換向，這樣可減小換向壓力沖擊。

主閥及導閥通過的最大流量相同，其結構參數可合并一起計算。

2.2.1 主閥及導閥通徑d0

按所通過的最大流量Q=50 L/min以及取所允許的流速v0=4 m/s來計算，則主閥及導閥通徑d0為

(1)

2.2.2 主閥及導閥閥芯外徑Df、閥桿直徑df

在Df和df形成的環形通道內液體流速為

(2)

按一般設計準則，可取df/Df=0.8，環形通道內液體流速v=2v0=8 m/s，因此由式(2)可計算出閥芯外徑Df=19.2 mm，取Df=20 mm，則閥桿直徑df=0.8Df=16 mm。

2.2.3 閥軸向和徑向尺寸[4]

按一般設計準則：

取閥體沉割槽寬度b=1.1d0=17.6 mm；

取單邊遮蓋量a=3 mm；

閥芯臺肩寬度l0=b+2a=23.6 mm；

按照閥口開至最大時，油液通過閥口的流速最大不超過其通過環形通道的流速來設計，則閥芯最大開度xvmax≥Q/(πDfv)=1.66 mm，該值可相對取大以減少壓力損失，可取xvmax=3 mm；

閥芯行程xfmax=xvmax+a=6mm;

沉割槽間距取值范圍為lkmax=b+l0=39.2 mm，lkmin=b+2a+xvmax=26.6 mm，可取lk=28 mm；

取閥芯徑向間隙δ=0.01 mm；

臺肩上開卸荷槽，取槽深及槽寬為1 mm。

2.2.4 主閥及導閥彈簧剛度ktz、ktd

按照設計要求，當主系統壓力降低至24 MPa時，備份系統啟動工作，其壓力油通向導閥右側，導閥準備換向。設計時，可通過合理選擇阻尼孔2直徑大小，使此刻備份系統壓力值亦為24 MPa，即導閥兩側液壓力相同。

初步設計時，忽略摩擦力、液動力等，因導閥換向必須克服彈簧力，因此在換向過程中與換向結束時有：

(3)

式中：pb為備份液壓系統壓力；pz為主液壓系統壓力；ktd為導閥復位彈簧剛度；xtd0為導閥復位彈簧預壓縮量；xfd為導閥閥芯位移量。

初步設計時，① 按照當主系統壓力降至23 MPa時，導閥開始換向；② 換向結束時，導閥兩側壓力差(pb-pz)最小達到1.5 MPa，可得：

(4)

式中：xfdmax為導閥閥芯最大位移量，即導閥行程。

按照2.2.3 節中的計算取值，將xfdmax=6 mm，Df=20 mm代入式(4)得：xtd0=12 mm，ktd≈26 N/mm。

對于主閥，當導閥換向即將結束時，備份系統壓力迅速上升，主閥迅速換向。同樣，初步設計時忽略摩擦力、液動力等，主閥在換向過程中及換向結束時，有：

(5)

式中：ktz為主閥復位彈簧剛度；xtz0為主閥復位彈簧預壓縮量；xfz為主閥閥芯位移量。

初步設計時，① 按照主閥開始換向時，主閥兩側壓力差(pb-pz)達到2 MPa；② 換向結束時，主閥兩側壓力差(pb-pz)最小達到3 MPa,可得：

(6)

式中：xfzmax為主閥閥芯最大位移量。

同樣按照2.2.3 節中的計算取值，將xfzmax=6 mm，Df=20 mm代入式(6)得：xtz0=12 mm，ktz≈52 N/mm。

2.2.5 阻尼孔1～阻尼孔3直徑dk1、dk2、dk3

阻尼孔1～阻尼孔3按短孔設計，其流量公式[5-6]為

(7)

式中，Qki為通過阻尼孔i的流量；Cdk為阻尼孔流量系數，對于短孔，取Cdk=0.82；dki為阻尼孔i的直徑；Δpki為通過阻尼孔i的壓差；ρ為油液密度。

由圖1可知，導閥換向前，備份系統經導閥回油時油路暢通，因此可不計回油損失；換向前備份系統的設計壓力為24 MPa，因此阻尼孔2的前后壓差即為Δpk2=24 MPa。

由圖2可知，備份系統向操縱系統輸油時，主系統油液經阻尼孔3、主閥、阻尼孔1、導閥回油箱，而當主系統故障解除壓力回升時，按設計要求，主系統壓力恢復至26.5 MPa時，導閥開始復位，進而主閥復位，備份系統停止工作，重新由主系統向操縱系統供壓。

不計主閥及導閥節流損失，為保證導閥先于主閥而換向，按照通過全流量50L/min時阻尼孔3的壓降為4 MPa、阻尼孔1的壓降為24 MPa來進行設計，即取Δpk1=24 MPa,Δpk3=4 MPa。

依流量式(7)，令Qki=50 L/min，Cdk=0.82，ρ=833.33 kg/m3，可計算得：dk1=2.32 mm,dk2=2.32 mm,dk3=3.63 mm。

至此，基本參數已確定，接下來進行仿真驗證。

3 模型建立

3.1 數學模型

3.1.1 主閥和導閥受力平衡方程[7-9]

考慮閥芯所受到的摩擦力、液動力、阻尼力和彈簧力等，建立主閥和導閥閥芯受力平衡方程為

(8)

式中：Af為主閥、導閥閥芯兩側受力面積；Fyz、Fyd分別為主閥、導閥閥芯所受液動力；fz、fd分別為主閥、導閥閥芯所受摩擦力；mz、md分別為主閥、導閥閥芯質量；Bz、Bd分別為主閥、導閥閥芯所受黏性阻尼；xfz、xfd分別為主閥、導閥閥芯位移。

3.1.2 系統流量方程

① 阻尼孔1～阻尼孔3流量方程。

阻尼孔1～阻尼孔3流量方程即為2.2.5 節式(7)。

② 主閥和導閥閥口流量方程。

(9)

式中：Qn為通過主閥或導閥閥口流量；Cd為主閥或導閥閥口流量系數；xv為主閥或導閥閥口開度；ΔPn為主閥或導閥閥口壓差。

③ 主閥和導閥控制腔流量方程[10]。

(10)

式中：Qm為流入閥端控制腔的流量；Vm為閥端控制腔體積，Vm=Vm0±Afxf；pz,b為兩端控制腔內壓力；E為油液彈性模量。

以上為系統的主要環節數學模型。

3.2 仿真模型

依據主備份系統的油路切換原理圖1，利用AMESim軟件的HCD模型庫[11-13]，建立主備份系統油路切換仿真模型如圖3所示。

圖3 主備份系統油路切換仿真模型

說明以下幾點。

① 仿真時，主系統壓力作為系統的輸入。模型中，在主泵的出口處設置一個數字溢流閥，依要求可實時改變溢流壓力，進而改變主系統壓力值。

② 在模型中設置一個可變節流閥以模擬操縱系統負載。

③ 閥芯向右或左移動時均進行了限位設置。仿真初始時主系統處于高壓狀態，主閥閥芯初始位置處于最左端(位移為-3 mm)，導閥閥芯初始位置處于最右端(位移為+3 mm)。仿真時，規定閥芯向右移動為正方向，設置主閥和導閥閥口即將關閉(或即將打開)時的閥芯位置為零位(位移為0 mm)。

模型仿真參數見表1。

表1 仿真模型參數

通過仿真，分析備份系統及操縱系統的壓力變化規律、主閥和導閥閥芯的位移規律，以及3個阻尼孔的流量變化規律；觀察主備份系統的油路切換過程，驗證切換模塊功能的可靠性。

4 仿真分析[14-15]

4.1 靜態仿真

4.1.1 主系統壓力變化曲線(輸入)

已知主系統壓力隨時間的變化規律如圖4所示。壓力波動分為兩個階段。

① 壓力下降階段：主系統壓力經10 s從28 MPa降至24 MPa，再經20 s降至22 MPa；

② 壓力上升階段：主系統壓力經10 s從22 MPa上升至26.5 MPa,而后經10 s上升至28 MPa。

圖4 主系統壓力波動曲線

4.1.2 靜態仿真曲線

(1) 系統壓力變化曲線。

備份系統及切換模塊輸出油液壓力隨主系統壓力變化的仿真曲線如圖5所示。

圖5 備份系統及操縱系統壓力變化曲線

由仿真結果可以看出：主系統壓力在28～23 MPa時，切換模塊向操縱系統輸入主系統液壓能源；在壓力降至23 MPa時，切換模塊換向，向操縱系統輸入備份系統液壓能源；在主系統壓力重新升至27 MPa時，切換模塊復位，重新向操縱系統輸入主系統液壓能源。

(2) 主閥及導閥閥芯位移變化曲線。

圖6為主閥及導閥閥芯位移變化曲線。

圖6 主閥及導閥閥芯位移變化曲線

由仿真結果可以看出：當主系統壓力降至23.16 MPa時，導閥閥芯開始左移，當閥口即將關閉時，主閥閥芯開始右移；降至23 MPa時，導閥迅速換向；進而主閥迅速換向。當主系統壓力回升至26.77 MPa時，導閥開始復位；升至27 MPa時，導閥、主閥迅速換向復位。

(3) 阻尼孔流量變化曲線。

阻尼孔流量變化曲線如圖7所示。

圖7 阻尼孔流量變化曲線

由仿真結果可以看出：阻尼孔流量的變化與導閥、主閥的切換相一致。通過阻尼孔1、阻尼孔3的流量基本相同，與通過阻尼孔2的流量變化過程相反。

4.2 動態仿真

4.2.1 主系統壓力變化曲線(輸入)

為仿真分析主液壓系統壓力瞬間降低或升高時，液控自動切換模塊的切換狀態，設置主系統壓力隨時間的變化規律如圖8所示。主系統壓力在第10 s由28 MPa瞬間降低至0 MPa，在第40 s由0 MPa瞬間升高至28 MPa。

圖8 主系統壓力波動曲線

4.2.2 動態仿真曲線

(1) 系統壓力變化曲線。

備份系統及切換模塊輸出油液壓力變化曲線如圖9和圖10所示。

圖9 備份系統壓力變化曲線

圖10 切換模塊輸出壓力曲線

由仿真結果可以看出：

① 主系統壓力處于28 MPa高壓狀態時，備份系統壓力為23.9 MPa；當第10 s主系統壓力瞬間降至0 MPa時，備份系統壓力從23.9 MPa先瞬間降低，而后迅速升高至28 MPa，產生局部壓力波動。這是由于主系統壓力降低瞬間，切換模塊輸出壓力也瞬間降低，從而導致當切換模塊換向后，備份系統油液與低壓接觸，壓力也瞬間減小，而后又突然增大，因此導致備份系統壓力和切換模塊輸出壓力出現波動。

② 當第40 s主系統壓力從零瞬間升高至28 MPa后，切換模塊迅速復位，備份系統壓力瞬間從28 MPa再次降低到23.9 MPa，此過程沒有產生壓力波動。這是由于主系統壓力升高過程中，切換模塊輸出壓力處于高壓狀態，因此當切換模塊復位時，系統沒有產生壓力波動。

③ 在以上主系統壓力瞬間升高和降低過程中，液控自動切換模塊也瞬間實現操縱系統供壓油路的切換，從而保證切換模塊輸出壓力一直處于高壓狀態。

(2) 主閥及導閥閥芯位移變化曲線。

主閥及導閥閥芯位移變化曲線如圖11所示。

圖11 主閥及導閥閥芯位移曲線

由仿真結果可以看出：

① 當主系統壓力瞬間降至0 MPa時，導閥和主閥閥芯瞬間換向，導閥閥芯左移，主閥閥芯右移；

② 當主系統壓力瞬間升高至28 MPa時，導閥和主閥閥芯瞬間復位，導閥閥芯右移，主閥閥芯左移。

5 結論

通過前述分析，得出以下結論：

① 自動切換模塊滿足設計要求，能夠在主系統壓力升降要求的范圍內準確換向，且換向響應快，實現了主、備份系統向操縱系統供油的自動切換功能，提升了直升機液壓系統的余度設計及直升機飛行的可靠性。

② 自動切換模塊實現了導閥先于主閥換向的設計要求，確保了換向的平穩、迅速及進回油路的暢通；減小了換向液壓沖擊及流量波動。

③ 當主系統壓力瞬間下降時，備份系統和切換模塊的輸出壓力瞬間降低，產生壓力波動；當主系統壓力瞬間升高時，備份系統和切換模塊輸出壓力未產生壓力波動。

④ 對于該自動切換模塊，可在減小液動力、減小油液泄漏及摩檫力等方面進一步完善設計和分析。