周魏雄，毛德愛(ài)，邵明華，焦奇峰

(中航工業(yè)洪都,江西 南昌330024)

0 引 言

應(yīng)急剎車系統(tǒng)作為飛機(jī)的備份系統(tǒng)，在剎車系統(tǒng)發(fā)生故障時(shí)，應(yīng)能實(shí)現(xiàn)機(jī)輪剎車。應(yīng)急剎車閥是應(yīng)急剎車系統(tǒng)的關(guān)鍵件，輸出的剎車壓力直接影響著飛機(jī)安全著陸性能。為提高剎車閥動(dòng)態(tài)工作性能，國(guó)內(nèi)外目前的研究主要有兩個(gè)方面：一是閥結(jié)構(gòu)與工作參數(shù)的研究；二是將控制理論應(yīng)用到剎車閥上的研究。考慮到實(shí)際使用條件，以下將從應(yīng)急剎車閥的結(jié)構(gòu)及工作參數(shù)方面進(jìn)行分析研究。

1 應(yīng)急剎車系統(tǒng)及剎車閥工作原理

應(yīng)急剎車系統(tǒng)由應(yīng)急剎車閥和轉(zhuǎn)換活門組成，它與正常剎車系統(tǒng)相互獨(dú)立。向后拉動(dòng)裝于前、后艙中央操縱臺(tái)上的應(yīng)急剎車手柄，手柄通過(guò)鋼索拉動(dòng)應(yīng)急剎車閥搖臂，搖臂壓縮剎車閥的頂桿，氮?dú)庀到y(tǒng)提供的高壓氣體經(jīng)過(guò)應(yīng)急剎車閥減壓后，經(jīng)轉(zhuǎn)換閥進(jìn)入機(jī)輪剎車裝置進(jìn)行剎車。剎車壓力隨手柄向后拉的距離增大而增大，最大剎車壓力為 5MPa～5.7MPa。應(yīng)急剎車系統(tǒng)工作原理如圖1所示。

圖1 應(yīng)急剎車系統(tǒng)工作原理圖

應(yīng)急剎車閥由殼體、減壓彈簧、進(jìn)氣活門、排氣活門、活塞等零組件組成。氮?dú)鈴膭x車閥進(jìn)氣腔進(jìn)入剎車腔，并輸往機(jī)輪剎車裝置。隨著氮?dú)獾牟粩噍斎?，剎車腔內(nèi)的壓力和排氣活門正面的壓力逐漸增大，當(dāng)剎車腔壓力達(dá)到調(diào)壓彈簧調(diào)定的對(duì)應(yīng)壓力時(shí)，進(jìn)氣活門關(guān)閉，剎車腔保持恒壓。松開(kāi)剎車手柄時(shí)，壓頭松開(kāi)，剎車腔內(nèi)的氮?dú)饨?jīng)殼體中部排氣孔放出，以解除剎車。不剎車時(shí)，進(jìn)氣活門處于關(guān)閉位置，排氣活門處于打開(kāi)位置，剎車腔與大氣相通。

2 調(diào) 試

應(yīng)急剎車閥裝機(jī)使用前需在車間進(jìn)行調(diào)試，調(diào)試時(shí)首先需編制鋼索，將鋼索兩端通過(guò)滑輪分別與剎車手柄、剎車閥配套架相連，然后拉剎車手柄，調(diào)整平衡架上螺釘長(zhǎng)度，測(cè)試閥輸出壓力。對(duì)應(yīng)急剎車系統(tǒng)輸出壓力調(diào)試情況進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，表1為調(diào)試的工作情況。

表1 應(yīng)急剎車壓力調(diào)試

由于應(yīng)急剎車閥輸出壓力精度要求高，調(diào)試過(guò)程復(fù)雜，從表1可以看出經(jīng)過(guò)7次車間累積調(diào)試，3次不同車間循環(huán)調(diào)試，裝機(jī)后應(yīng)急剎車系統(tǒng)輸出壓力沒(méi)有合格。通過(guò)在機(jī)上進(jìn)行調(diào)試，應(yīng)急剎車閥輸出壓力合格。但是這種方法是不推薦采用的，對(duì)飛機(jī)使用有一定影響。另外，調(diào)試過(guò)程中會(huì)出現(xiàn)返工情況（如鋼索重新編制及調(diào)整），以及消耗大量資源（如車間調(diào)試一次就需要耗盡200元的氮?dú)鈿庠矗?。因此需進(jìn)行應(yīng)急剎車閥及系統(tǒng)輸出壓力的研究，并模擬應(yīng)急剎車閥機(jī)上工作環(huán)境，進(jìn)行仿真分析。

3 應(yīng)急剎車閥數(shù)學(xué)模型的建立

應(yīng)急剎車閥的輸出壓力影響因素包括二次側(cè)腔容積、閥口直徑、彈簧剛度、閥芯質(zhì)量、粘性阻尼系數(shù)等。閥生產(chǎn)交付后內(nèi)部結(jié)構(gòu)不再改變，高壓氣源介質(zhì)為固定的氮?dú)庠矗蓱?yīng)急剎車系統(tǒng)及閥的工作原理分析，可知影響調(diào)試壓力的可變因素主要為二次側(cè)腔容積和頂桿行程。將應(yīng)急剎車閥結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，如圖2所示。用可變負(fù)載容積模擬二次側(cè)腔容積V2，調(diào)壓彈簧壓縮量模擬頂桿行程X1。由于實(shí)際的剎車閥氣動(dòng)模型是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)，數(shù)學(xué)模型分析作以下假設(shè)：

1）工作介質(zhì)假定為理想氣體，可忽略氣體分子體積及分子間的相互作用力，可用理想氣體狀態(tài)方程；

2）進(jìn)入剎車閥的高壓氣體流動(dòng)速度快，氣體在各通道以及各閥門口流動(dòng)行程短，可假設(shè)氣體流動(dòng)為絕熱等熵流動(dòng)；

3）各容腔內(nèi)氣體的狀態(tài)參數(shù)可以用集中參數(shù)表示[1]；

4）不考慮密封不良造成的氣體泄漏。

圖2 應(yīng)急剎車閥的模型簡(jiǎn)圖

高壓氣體從入口腔進(jìn)入剎車閥二次側(cè)腔，直至二次側(cè)腔達(dá)到設(shè)定工作壓力，進(jìn)氣活門關(guān)閉，這是一個(gè)絕熱恒定氣源的充氣過(guò)程。因此，二次側(cè)腔一階壓力微分方程為[2]：

二次側(cè)腔是有限容積氣腔，即體積不變dV=0,則上式簡(jiǎn)化為：

式中，k為比熱容比，氮?dú)獾膋值為1.4，R為氣體常數(shù)287J/(kg·K)，T為容腔內(nèi)氣體的溫度，QMS、QM為流入、流出容腔的氣體質(zhì)量流量。

進(jìn)氣、出氣處節(jié)流孔的氣體流動(dòng)，可假定為理想氣體通過(guò)收縮噴嘴的一維等熵流動(dòng)，節(jié)流孔的質(zhì)量流量[3]為式（3），其中bp為臨界壓力比，Cd為縮流系數(shù)，A為有效節(jié)流面積。bp臨界壓力比理想值為0.5283。細(xì)長(zhǎng)孔的質(zhì)量流量為式（4），其中d為細(xì)長(zhǎng)孔直徑，l為細(xì)長(zhǎng)孔長(zhǎng)度,μ為氣體黏度，g為重力加速度。

根據(jù)牛頓第二定律進(jìn)行閥芯受力分析，可得剎車閥力學(xué)平衡方程：

式中：m為閥芯質(zhì)量，x為閥芯位移，fs為粘性摩擦系數(shù)，v閥芯運(yùn)動(dòng)速度。

4 應(yīng)急剎車閥優(yōu)化調(diào)試分析

4.1 應(yīng)急剎車閥及系統(tǒng)仿真模型

根據(jù)建立的數(shù)學(xué)模型，利用流體仿真軟件HyPneu，進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化建立剎車閥以及應(yīng)急剎車系統(tǒng)仿真模型。系統(tǒng)模型的負(fù)載為剎車缸，在HyPneu氣動(dòng)元件庫(kù)中可應(yīng)用相對(duì)應(yīng)的氣缸元件以及質(zhì)量模型來(lái)建立。應(yīng)急剎車閥模型中彈簧壓縮量，即頂桿行程，通過(guò)斜坡信號(hào)來(lái)確定。二次側(cè)腔容積由閥本身出口容積、氣體管道容積以及10個(gè)應(yīng)急剎車盤(pán)容積確定。系統(tǒng)氣源為恒定壓力源12±1MPa。具體仿真模型見(jiàn)圖3。

4.2 應(yīng)急剎車閥調(diào)試優(yōu)化

圖3 應(yīng)急剎車系統(tǒng)仿真模型

設(shè)置仿真模型參數(shù)值，包括各彈簧剛度值以及壓縮量、剎車閥初始間隙、閥芯質(zhì)量、氣源壓力、二次側(cè)腔容積、剎車缸行程等參數(shù)。各彈簧剛度值K1=5E4（N/m），K2=2E4（N/m），K3=2E4（N/m），K4=2E4（N/m），滑塊質(zhì)量M1=0.2kg，M2=0.1kg，M3=0.05kg，應(yīng)急源壓力P=12MPa，剎車缸行程S=18mm。在HyPneu中進(jìn)行仿真分析，圖4所示為三組二次側(cè)腔體積不同其它參數(shù)相同，即 V1=0.2E-3m3，V2=0.4E-3m3，V3= 0.6E-3m3，獲到的二次側(cè)腔壓力曲線結(jié)果。圖5所示為三組頂桿行程不同其它參數(shù)相同，即X1=4mm，X2= 5mm，X3=6mm，獲到的二次側(cè)腔壓力曲線。

圖4 不同容積下二次側(cè)腔壓力曲線

圖5 不同頂桿行程下二次側(cè)腔壓力曲線

根據(jù)建立的數(shù)學(xué)模型以及上述不同組參數(shù)得到的壓力曲線，應(yīng)用HyPneu仿真模塊對(duì)二次側(cè)腔體積以及頂桿行程進(jìn)一步優(yōu)化，可知當(dāng)二次側(cè)腔容積為V=0.383E-3m3，頂桿行程X=5.5mm時(shí)，應(yīng)急剎車閥壓力特性最佳。圖6所示為優(yōu)化后的二次側(cè)腔壓力曲線，當(dāng)二次側(cè)腔壓力趨于調(diào)定壓力后，滑門座向上運(yùn)動(dòng)將剎車閥輸入腔關(guān)閉，從輸入腔進(jìn)入閥的流量變?yōu)榱?，切斷閥的高壓氣源，使得閥輸出工作壓力穩(wěn)定。其工作穩(wěn)定壓力為5.2MPa滿足要求。圖7為應(yīng)急剎車閥啟閉流量曲線，從圖中可以看出剎車閥開(kāi)啟以及建壓速度很快，該流量工作曲線圖表明剎車閥工作過(guò)程中存在高頻振動(dòng)現(xiàn)象，即滑芯高頻開(kāi)閉現(xiàn)象，這主要是因彈簧振動(dòng)引起的。閥關(guān)閉的過(guò)程K1逐漸被壓縮，K2、K3、K4逐漸伸長(zhǎng)，至閥關(guān)閉后，由于結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性，K1壓縮狀態(tài)又逐漸釋放，K2、K3、K4逐漸復(fù)位，閥開(kāi)始慢慢開(kāi)啟。在閥不斷的開(kāi)啟、關(guān)閉過(guò)程中，高壓氣體不斷的進(jìn)入二次側(cè)腔，使得閥輸出壓力逐漸升高，彈簧變化量逐漸減小，滑芯開(kāi)啟量逐漸減小，高壓氣體進(jìn)入量逐漸變小至零，此時(shí)閥工作壓力達(dá)到穩(wěn)定的狀態(tài)。

圖6 優(yōu)化后二次側(cè)腔壓力曲線

圖7 應(yīng)急剎車閥啟閉流量曲線

由于應(yīng)急剎車閥在81K車間調(diào)試，二次側(cè)腔容積只包含了閥本身容積，沒(méi)有考慮管道以及剎車缸容積，二次側(cè)腔容積不是最佳容積，因此調(diào)試結(jié)果沒(méi)有反應(yīng)剎車閥實(shí)際工作情況。應(yīng)急剎車壓力精度要求高，7K調(diào)試時(shí)二次側(cè)腔容積發(fā)生變化，使得經(jīng)81K調(diào)試后的剎車閥輸出壓力發(fā)生改變，因而需要返回81K重新調(diào)試。但是81K與7K車間之間的反復(fù)調(diào)試，很難提高應(yīng)急剎車閥輸出壓力的精度。根據(jù)仿真分析結(jié)果，在81K可通過(guò)預(yù)設(shè)密閉固定容腔V= 0.383E-3m3，以及剎車閥壓頭行程X=5.5mm，可提高剎車閥輸出壓力的裝機(jī)精度，解決剎車閥反復(fù)調(diào)試的問(wèn)題。

5 結(jié) 語(yǔ)

針對(duì)應(yīng)急剎車閥及系統(tǒng)重要工作性能參數(shù)，即輸出壓力，其精度要求高且調(diào)試復(fù)雜的特點(diǎn)，基于氣動(dòng)理論知識(shí)及相關(guān)力學(xué)知識(shí)，本文分析并建立了剎車閥及系統(tǒng)數(shù)學(xué)及HyPneu仿真模型。通過(guò)仿真分析獲得的最佳二次側(cè)腔容積及頂桿行程，優(yōu)化了剎車閥的調(diào)試方法，縮短了飛機(jī)的生產(chǎn)周期，減少了大量人力、物力成本。同時(shí)，可為后續(xù)應(yīng)急剎車閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化，以及應(yīng)急剎車系統(tǒng)優(yōu)化改進(jìn)提供參考。

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[3]SMC（中國(guó)）有限公司.現(xiàn)代實(shí)用氣動(dòng)技術(shù)[M]. 2版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.