面向飛機剎車壓力伺服閥的電磁切斷閥開啟特性優化研究

陳 龍， 葛聲宏， 包逸平， 朱玉川

(1.中航工業南京伺服控制系統有限公司， 江蘇南京 210032;2.空軍裝備部駐南京地區第三軍事代表室， 江蘇南京 211100; 3.南京航空航天大學機電學院， 江蘇南京 210016)

引言

飛機的可靠性和安全性是衡量飛機性能的重要標準。飛機在滑跑過程中主要依靠剎車控制，并配合發動機推力、有限的舵面控制以及前輪操縱等多種手段來保證飛機在滑跑階段的穩定性和可操作性。飛機剎車系統作為飛機重要的機載機電系統之一，在飛機起飛、中止和著陸過程中發揮著不可替代的作用，其必須在瞬間吸收絕大部分的飛機著陸動能[1-3]。飛機剎車壓力伺服閥作為液壓剎車系統的核心元器件，具有高精度、高頻響、大功率密度等技術特性，能夠根據機輪速度和打滑深度精確地實時調節電液壓力伺服閥輸出的剎車壓力，從而提高了剎車效率和準確性，滿足飛機剎車過程中提出的各種要求[4-8]。

飛機剎車壓力伺服閥由電磁切斷閥和電液壓力伺服閥等組成，在正常飛機剎車過程中，電磁切斷閥能可靠地保證電液伺服閥的高壓供油路暢通無阻，當剎車系統或壓力伺服閥出現故障時，電磁切斷閥能立即切斷油路，停止伺服閥高壓側供油，防止因剎車壓力不斷上升而導致的拖胎現象，預防飛機爆胎，避免出現事故。

電磁切斷閥又稱作液壓鎖，是一種由電磁鐵驅動的開關式電磁閥，因此電磁閥的動態特性對飛機剎車系統的性能有著重要的影響，快速的動態響應有利于實現更迅速的剎車壓力控制，展現更良好的剎車優勢，具有更優的軍事和民航價值。

國內外學者對電磁切斷閥以及飛機剎車壓力伺服閥開展了諸多研究：原佳陽等[9]設計出一種旋轉直接驅動電液壓力伺服閥，具有較高的動靜態性能，可應用于飛機剎車壓力伺服系統中。龍謙等[10]研究了一種由切斷閥和雙自由度(2D)壓力伺服閥組成的剎車控制閥組件。尚耀星等[11]研究了一種基于開關閥陣列的飛機剎車控制閥，該剎車控制閥具有良好的抗油污染性能和穩定性。余三成等[12]設計了一種采用錐閥式軟密封結構的新型電磁切斷閥，并對其壽命和密封效果進行測試，結果表明，該新型閥具有可靠的啟閉效果和密封保壓效果，能保證伺服機構在任意位置都處于鎖緊狀態。鐘亮等[13]在對電液伺服閥和切斷閥電磁場進行分析的基礎上，探索了組合條件下切斷閥的電磁場對電液伺服閥輸出性能的影響規律，并進行了驗證性試驗。李廣濤[14]基于Fluent對電磁切斷閥內部鋼球-活門結構的流場進行了研究，分析了其工作過程中的流體速度和壓力分布狀況，驗證了鋼球-活門結構在流道阻斷和油路切換上的工作可靠性。楊鵬[15]基于AMESim建立了剎車系統模型，并通過仿真分析得出，飛機剎車系統中剎車壓力建立緩慢是因為其內部剎車切斷閥的設計存在問題，但未研究剎車切斷閥SOV的優化方法。胡偉[16]對某型民用客機由于剎車切斷閥打開響應延遲造成飛機剎車系統出現自動剎車解除，并觸發單套剎車失效告警的故障現象進行了分析，闡述了由剎車切斷閥引發的剎車失效故障機理，為故障定位和航線維護提供了參考。

綜上所述，目前關于電磁切斷閥的研究大多集中在液壓鎖的結構設計、原理驗證和鋼球活門結構的流場仿真上，很少有關于電磁切斷閥的性能仿真和結構優化的研究，然而電磁切斷閥的性能關乎整個飛機的剎車性能，常常是飛機剎車故障的問題所在，因此本研究針對某型飛機剎車系統上的電磁切斷閥組件開展基于AMESim的性能仿真研究，分析電磁切斷閥的動態響應特性，聚焦切斷閥內部壓力建立的動態過程，并針對切斷閥開啟時所產生的壓力振蕩現象開展仿真優化。

1 電磁切斷閥組件結構及工作原理

電磁切斷閥是一種由電磁鐵驅動的開關式電磁閥，由電磁鐵、鋼球活門、活塞以及閥芯等部分組成，其主要作用為開啟和關閉伺服閥的供油路，實現伺服閥油路的緊急切斷。切斷閥具體的工作原理為：初始狀態下，主閥芯處于關閉狀態，此時線圈未通電，銜鐵在彈簧力作用下處在左極限位置，而鋼球也在液壓力的作用下處在左極限位置堵住回油口，此時活塞左端與閥芯右端的作用壓力均為供油壓力，但由于左端面積大于右端面積，驅動主閥芯向右運動，切斷閥關閉，停止給伺服閥供油，如圖1a所示；當切斷閥通電時，線圈產生磁場，銜鐵產生電磁力并向右運動，推動鋼球向右運動，使活塞左端油路與回油路接通，主閥芯在右端供油壓力作用下向左運動，切斷閥開啟，開始給伺服閥供油，如圖1b所示，實現切斷閥通電開鎖、斷電閉鎖的功能。

圖1 電磁切斷閥通斷油路示意圖Fig.1 Schematic diagram of switching oil circuit of solenoid shut-off valve

2 電磁切斷閥仿真分析

2.1 AMESim仿真模型

電磁切斷閥涉及電、磁、機、液等多物理場耦合，利用AMESim仿真平臺提供的液壓元件設計庫、電磁元件設計庫以及機械元件設計庫，根據切斷閥的結構與工作原理搭建的仿真模型如圖2所示，其中包括電磁鐵模塊、鋼球活門模塊、活塞模塊、閥芯模塊以及負載模塊等。綜合考慮切斷閥的實際工況和工作性能，在主閥芯和活塞子模型中均增加了泄漏模塊，并設計相應的負載模塊，通過施加恒定外力的方式以便在液壓缸無桿腔產生固定的壓力負載。

圖2 電磁切斷閥AMESim仿真模型Fig.2 AMESim simulation model of solenoid shut-off valve

此外，根據切斷閥的結構參數，仿真模型中主要的參數設置如表1所示， 其他參數均按系統子模型的默認參數，并設置系統的仿真步長為0.0001 s。

表1 系統模型的主要參數Tab.1 Main parameters of system model

2.2 動態響應特性分析

將表1的系統參數輸入模型中，并設置系統的驅動信號為幅值28 V、頻率5 Hz、占空比0.5的PWM信號，且通過設計液壓缸的外力使得液壓缸無桿腔的壓力負載為21 MPa，仿真得到電磁切斷閥先導級第一個周期的動態響應曲線如圖3所示，其中x1為先導級鋼球活門位移。電磁切斷閥的先導級實際上為一個二位三通的開關閥，由圖3可知，由于采用電磁驅動，則鋼球活門的開啟與關閉將不可避免地存在一定延遲，鋼球活門的開啟延遲時間為11.6 ms，總的開啟時間為14.4 ms，關閉延遲時間11.2 ms，總的關閉時間為14.8 ms。

圖3 先導級動態響應曲線Fig.3 Dynamic response curve of pilot stage

隨著先導級鋼球活門的開啟，活塞左端與回油路連通，此時左端壓力迅速下降，主閥芯在右端壓力的作用向左運動，主閥芯的位移曲線如圖4所示。由圖可知，主閥芯的開啟與關閉直接受到先導級的影響，也存在一定的延遲，其開啟延遲為14.2 ms，總的開啟時間為16.5 ms，關閉延遲為15.2 ms，總的關閉時間為19.5 ms。

圖4 主閥芯位移曲線Fig.4 Displacement curve of main valve core

此外，為了分析負載腔的壓力響應特性，輸出主閥芯開啟階段負載腔的壓力變化曲線，如圖5所示。由圖可知，在主閥芯開啟過程中，負載腔出現了壓力振蕩現象，壓力脈動的最大值達到了23.04 MPa。

圖5 負載腔的壓力響應曲線Fig.5 Pressure response curve of load chamber

3 壓力振蕩優化仿真

由上述分析可知，在切斷閥開啟過程中，負載腔會產生壓力振蕩現象，由于切斷閥的負載腔在實際剎車系統中連接著電液伺服閥，因此壓力振蕩現象將會對伺服閥造成瞬時液壓沖擊，對其性能產生嚴重影響。為了減小壓力振蕩，且不改變切斷閥的原始結構，本研究對活塞左端油路添加節流阻尼孔與主閥芯重疊處開先導槽兩種優化方法進行了仿真分析。

3.1 節流阻尼孔對壓力振蕩的影響

如圖6所示在活塞左端油路添加節流阻尼孔，其目的在于當切斷閥通電開啟時，活塞左端油路與回油路接通，通過減小通流面積的方式減小活塞左端壓力下降的速度，即減小主閥芯開啟的速度。

圖6 活塞左端油路加節流阻尼孔仿真模型Fig.6 Pressure curve of load chamber under different damping hole diameters

分別設置阻尼孔的直徑為0.8，0.7，0.6，0.5，0.4 mm 5種規格進行仿真，并與未加阻尼孔的仿真進行對比，如圖7所示。由圖可知，隨著阻尼孔直徑的減小，負載腔壓力上升時間越長，相應的壓力峰值也越小。相較于未加阻尼孔的仿真結果，當阻尼孔直徑為0.5 mm時，最大壓力減小了0.94 MPa，但上升時間增加了4.3 ms；而當阻尼孔直徑為0.4 mm時，最大壓力減小了1.17 MPa，但上升時間卻增加了7.7 ms。即通過增加節流阻尼孔，能夠減小壓力振蕩的峰值，但隨著阻尼孔直徑進一步減小，對于減小壓力振蕩峰值的作用逐漸減弱，但壓力上升時間卻快速增加。

圖7 不同阻尼孔直徑下負載腔的壓力曲線Fig.7 Comparison of flow area under different groove sizes

因此，通過上述仿真分析，在活塞左端油路添加0.5 mm的節流阻尼孔，能夠在犧牲一定上升時間的情況下保證壓力振蕩現象的減小，一定程度削弱壓力振蕩的影響。

3.2 閥芯重疊處加先導槽對壓力振蕩的影響

切斷閥的主閥芯在初始狀態時存在1.5 mm的重疊量，保證切斷閥能夠可靠關閉。但一旦主閥芯開啟后，通流面積快速增大，也可能會對壓力振蕩現象產生影響。因此，通過在閥芯重疊處開不同規格的先導槽進行仿真研究，分析其對負載腔壓力振蕩的影響，閥芯先導槽結構如圖8所示。

(注：高度即槽深)圖8 閥芯先導槽Fig.8 Pilot groove of valve core

根據主閥芯的重疊量，分別選取5種規格的先導槽尺寸，如表2所示。此外，根據仿真軟件的特點，僅對先導槽尺寸對于閥口的通流面積的變化作用進行分析。通過對不同先導槽尺寸對于通流面積影響的研究，可得如圖9所示的閥芯位移與通流面積的關系，并將該曲線導入AMESim中進行仿真。

表2 先導槽的尺寸規格Tab.2 Dimensions of pilot groove

圖9 不同先導槽尺寸下通流面積比較Fig.9 Pressure curve under different groove sizes

通過對不同先導槽尺寸的仿真，得到對應的負載腔壓力曲線如圖10所示。由圖可知，閥芯重疊處開先導槽的方法相較于在活塞左端油路加阻尼節流孔對于壓力振蕩峰值減弱較小，但卻能在一定程度上減小壓力上升時間；減小壓力上升時間即加快壓力響應，能夠有助于剎車壓力的快速控制，提高剎車系統靈敏性；同時開先導槽還有助于改善正重疊閥易產生氣穴的特性。

圖10 不同槽尺寸下負載腔的壓力曲線Fig.10 Pressure curve under different groove sizes

4 結論

本研究針對某型飛機剎車系統上的電磁切斷閥進行性能仿真研究，根據切斷閥的實際結構與工作原理，搭建了AMESim仿真模型并進行仿真研究，得到如下結論：

(1) 通過對切斷閥進行動態響應特性分析，可知基于電磁驅動的先導級鋼球-活門結構在開啟和關閉階段均存在不可避免的延遲，其中鋼球活門的開啟延遲時間為11.6 ms，總的開啟時間為14.4 ms，關閉延遲時間11.2 ms，總的關閉時間為14.8 ms，由此造成主閥芯的開啟與關閉時間也分別達到了16.5 ms與19.5 ms；

(2) 為減小切斷閥開啟過程中在負載腔產生的壓力振蕩現象，在不改變切斷閥原始結構的前提下，對活塞左端油路添加節流阻尼孔與主閥芯重疊處開先導槽2種方法進行了仿真分析。仿真結果表明，通過增加節流阻尼孔，能夠減小壓力振蕩的最大壓力值，但是會增加壓力上升時間，通過對比分析，在活塞左端油路添加0.5 mm的節流阻尼孔，能夠在犧牲一定上升時間的情況下較好地削弱壓力振蕩的影響。而閥芯重疊處開先導槽的方法對于壓力振蕩現象基本沒有影響，但是卻能在一定程度上縮短壓力上升時間，加快壓力響應；

(3) 由于21 MPa的液壓系統要求剎車系統所有附件能夠在31.5 MPa的長時間耐壓下正常工作，通過仿真結果可知2種優化方法下的壓力振蕩峰值都在22.5 MPa以內，均在切斷閥的可承受范圍足夠裕度內；且2種優化方法下壓力振蕩峰值差大約僅為0.5 MPa；但是快速的動態響應卻有助于提高剎車壓力控制的靈敏性，故在壓力振蕩峰值相差不大的情況下，能夠加快壓力響應的在閥芯重疊處開先導槽優化方法更符合工程實際需要。某型飛機剎車電磁切斷閥選擇閥芯開先導槽優化結構設計，實際使用效果良好。