王勇，楊思佳，王銘章，谷俊，劉厚林

(1.江蘇大學流體機械工程技術研究中心，江蘇鎮(zhèn)江 210031；2.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，遼寧沈陽 110015；3.中國航空發(fā)動機集團航空發(fā)動機動力傳輸重點實驗室，遼寧沈陽 110015)

0 前言

調壓差活門運用于航空發(fā)動機滑油系統(tǒng)中，通過兩個壓力差值來控制潤滑油的流量和壓力，保證潤滑系統(tǒng)工作穩(wěn)定。航空發(fā)動機潤滑系統(tǒng)采用容積式齒輪泵輸送潤滑油，包括外嚙合和內嚙合兩種。為盡可能降低容積泵壓力波動對供油穩(wěn)定的影響，調壓差活門的選型以及結構優(yōu)化是需要重點研究的方向。

目前關于調壓差活門的研究較少，考慮其工作原理與溢流閥和減壓閥相近，可借鑒兩者的研究成果。20世紀60年代陸續(xù)有學者通過數(shù)學建模建立閥芯受力平衡方程，并經拉普拉斯變換成傳遞函數(shù)，以此分析閥芯受力，尋找閥芯穩(wěn)定性判定準則以及研究結構參數(shù)對液壓閥特性的影響。王建森分析影響直動型溢流閥靜、動態(tài)特性的關鍵因素，找到既滿足穩(wěn)定性又有較好瞬態(tài)響應特性的閥門流量增益條件式。20世紀80年代后，陳明雄、DASGUPTA、BORGHI、劉桓龍等國內外學者借助各專業(yè)液壓仿真軟件分析閥的動態(tài)過程，包括采用CFD軟件對液壓閥的內部流場進行模擬，得到內部流場的壓力分布圖、速度分布圖和閥芯表面的液動力分布；采用MATLAB、Simulink、AMESim等軟件對液壓閥數(shù)學模型進行聯(lián)合數(shù)值計算，研究閥的結構參數(shù)、油溫及泵轉速對液壓閥動態(tài)響應特性的影響。由于在國產航空動力潤滑系統(tǒng)首次設計并使用調壓差活門，在試驗研究、驗證等方面相對欠缺，故對調壓差活門的特性進行研究非常有必要。

本文作者以調壓差活門為研究對象，通過PumpLinx軟件對活門進行仿真計算，模擬不同結構參數(shù)下其工作性能，掌握活門運用規(guī)律，避免出現(xiàn)供油壓力波動不穩(wěn)定等現(xiàn)象，從而影響航空發(fā)動機各部件的潤滑。

1 調壓差活門的結構和工作原理

1.1 調壓差活門的結構

如圖1所示，調壓差活門主要由活門殼體、閥體、螺塞、調整螺釘、導桿、彈簧以及滑閥組成?；铋T進油口在閥體左端，供油孔、中腔供壓孔和溢流孔數(shù)為4個，均布在圓周面上，滑閥內部留有包含阻尼孔的空腔。

圖1 調壓差活門結構

1.2 調壓差活門的工作原理

調壓差活門安裝于航空發(fā)動機供油子系統(tǒng)機組，用于調節(jié)供油壓力，同時控制潤滑系統(tǒng)的供油量。圖2所示為調壓差活門在系統(tǒng)中的功能。

圖2 調壓差活門功能[15]

調壓差活門未工作時，調整螺釘設定在某個位置控制彈簧壓縮量，滑閥受到向左的彈簧預緊力，滑閥桿左端面處于活門進口位置?；拖到y(tǒng)開始工作后，滑油進入活門進口及供油腔，同時恒壓氣源向中腔提供恒壓。調壓差活門處于開啟狀態(tài)時，滑閥受力平衡公式為

+=++

(1)

式中:為滑油泵供油壓力;為中腔恒壓;為滑閥內腔油液向左作用的壓力;為彈簧力;、、、分別為圖3所示的各壓力受力面積。其中：

圖3 滑閥受力示意

=+

(2)

(3)

式中:為彈簧預緊力，N；為彈簧剛度，N/m；為彈簧壓縮增量，m；為流量系數(shù)；為阻尼孔孔徑，m。

最后，得到供油壓力的表達式為

(4)

2 仿真模型的建立

根據(jù)調壓差活門在航空潤滑組中的連接位置、功能，同時考慮滑閥結構的復雜性，處理流體域時需要對調壓差活門進行簡化，簡化后的水體模型如圖4所示，包括過油管道、存儲溢流出口油量的滑油箱以及調壓差活門。在繪制水體時，為了后期能順利劃分閥門變形區(qū)域的網格，需要將閥芯移至1/3或2/3開度位置，故水體中閥芯的位置設計為0.005 m。最終的模型網格如圖5所示，網格總數(shù)為224 462。

圖4 調壓活門仿真模型

圖5 模型網格

3 數(shù)值模擬

此次研究對象的基本參數(shù)參考某型調壓差活門，基于調壓差活門在潤滑系統(tǒng)中的進口壓力由齒輪泵提供，進口1的邊界條件模擬了泵出口壓力特性，設置成規(guī)律的脈動壓力：

=0.4sin140π+455

(5)

圖6所示為活門進口壓力的變化曲線，壓力波動周期約為0.021 5 s，波動幅值達到20.27 kPa。此次研究將壓力輸出波動減緩值作為評價調壓差活門調壓效果的參考值：

圖6 進口壓力p1曲線

=(-)

(6)

式中:為泵出口壓力波動幅值，kPa；為供油壓力波動幅值，kPa。越大，供油壓力的波動相對于泵出口壓力的波動減緩得越明顯，調壓差活門的調壓效果越好。具體模型參數(shù)設置如表1所示。

表1 模型參數(shù)設置

4 活門性能分析

參考上述供油壓力計算公式及前人經驗，此次仿真選擇活門溢流孔直徑、阻尼孔直徑、彈簧預緊力以及彈簧剛度作為研究調壓差活門輸出壓力特性的關鍵結構因素，模擬分析活門不同結構因素對供油壓力的動態(tài)特性、穩(wěn)定性以及跟隨性的影響。

4.1 溢流孔直徑對活門性能的影響

當供油壓力較高時，活門需要通過溢流孔卸壓達到滑閥受力動平衡。因此，溢流孔的設計是需要權衡的重要結構因素。

分別取溢流孔直徑為4、5、6、7和7.5 mm，得到在該組參數(shù)下調壓差活門供油壓力前期和后期動態(tài)響應曲線，分別如圖7和圖8所示。

圖7 不同溢流孔直徑下供油壓力前期波動

圖8 不同溢流孔直徑下供油壓力后期波動

由圖7、圖8可知：溢流孔越大，調壓差活門響應越快，過渡時間越短，但過大的溢流孔直徑會導致壓力超調量過大。供油壓力穩(wěn)定后，供油壓力平均值和波動幅值隨溢流孔徑的增大而減小，溢流孔徑為4 mm時，壓力波動幅值為18.8 kPa，壓力輸出波動減緩值=7%，溢流孔徑增大到7.5 mm時，壓力波動幅值降低到17 kPa，壓力輸出波動減緩值=12%?？梢姡缌骺讖皆酱?，調壓差活門的調壓效果越理想。

4.2 阻尼孔直徑對活門性能的影響

在液壓系統(tǒng)中，經常利用阻尼孔起節(jié)流、調壓、防振等作用。調壓差活門阻尼孔用于減緩對閥芯的壓力沖擊，如何確定阻尼孔的尺寸是研究的關鍵問題。

圖9和圖10分別為阻尼孔徑分別取0.3、0.5、1.0、1.5、2.0 mm時供油壓力的變化曲線?？芍鹤枘峥字睆綄φ{壓差活門調壓效果有明顯影響，阻尼孔設計不當容易造成供油壓力波動劇烈，供油穩(wěn)定所需的過渡時間過長。在所有仿真方案中，阻尼孔直徑取1.5 mm時，過渡時間最短，且前期壓力振蕩較小。隨著阻尼孔直徑的增大，供油壓力平穩(wěn)變化時的波動幅值減小，當阻尼孔直徑增大到2.0 mm時，波動幅值降低至13.7 kPa，壓力波動減緩值為32%，調壓效果非常理想。

圖9 不同阻尼孔直徑下供油壓力前期波動

圖10 不同阻尼孔直徑下供油壓力后期波動

4.3 彈簧對活門性能的影響

(1)彈簧剛度對活門性能的影響

彈簧剛度越小，對壓縮量的反應越靈敏。為研究彈簧剛度對供油壓力動態(tài)特性的影響，分別取1、3、4.8、7、9 N/mm 5個不同剛度值進行仿真分析，得到供油壓力變化曲線如圖11和圖12所示。

由圖11和圖12可以看出：隨著彈簧剛度的增加，調壓差活門穩(wěn)定供油壓力平均值增大，當彈簧剛度=1 N/mm時，供油壓力在初始階段波動較劇烈，穩(wěn)定時間超出此次仿真時間；偏大的彈簧剛度會導致活門最終穩(wěn)定后的壓力超過工程實際允許范圍，當=4.8 N/mm時，供油壓力波動平穩(wěn)，過渡時間短，供油壓力變化曲線比較理想。由圖12可以看出：彈簧剛度為3、4.8 N/mm時，調壓效果較好，相較于進口壓力，供油壓力波動減緩值約為12%，其余彈簧剛度對進口壓力的調壓效果并不明顯。

圖11 不同彈簧剛度下供油壓力前期波動

圖12 不同彈簧剛度下供油壓力后期波動

(2)彈簧預緊力對活門性能的影響

彈簧預緊力影響活門開啟壓力的大小，為探究彈簧預緊力對供油壓力的影響，分別選取預緊力為52.8、57.6、69.8、76.8和83.8 N 5種情況進行對比分析。

由圖13可知：彈簧預緊力為57.6、69.8 N時，壓力振蕩劇烈，過渡時間較長，彈簧預緊力繼續(xù)增大，過渡時間變短，預緊力為83.8 N時供油壓力在0.015 s后達到動平衡，但若彈簧預緊力過大，壓力超調量同時增大，反之，或造成閥芯抵在閥體最右端而達不到理想的調壓效果。

圖13 不同彈簧預緊力下供油壓力前期波動

圖14為不同彈簧預緊力下供油壓力穩(wěn)定波動曲線?？芍簭椈深A緊力越大，供油壓力均值和波動幅值越大,當彈簧預緊力取52.8 N時，供油壓力在394.1～429.5 kPa范圍內波動，幅值為17.7 kPa，壓力波動減緩值=12.4%；當彈簧預緊力取83.8 N時，供油壓力在436.3～476.0 kPa范圍內波動，幅值為19.8 kPa，壓力波動減緩值僅為2%?？梢姡魪椈深A緊力設置較大時，調壓差活門達不到預想的調壓效果。

圖14 不同彈簧預緊力下供油壓力后期波動

5 結論

在進口壓力為，中腔供壓為101 325 Pa的邊界條件下，以某型調壓差活門為原型，利用PumpLinx軟件進行仿真計算，得到結論如下：

(1)溢流孔直徑越大，活門的調壓性能越好，溢流孔徑增大到7.5 mm時，壓力輸出波動減緩值=12%，但過大的溢流孔徑容易造成壓力超調量過大，故溢流孔徑的選取應該適中；

(2)阻尼孔直徑取1.5 mm時，過渡時間最短，且前期壓力振蕩較小，同時壓力穩(wěn)定波動幅值適中；

(3)過大或者過小的彈簧剛度，對供油進口壓力的調壓效果并不明顯，彈簧剛度取為3、4.8 N/mm時，調壓效果理想，壓力波動減緩值約為12%；

(4)彈簧預緊力增大，過渡時間變短，預緊力為83.8 N時供油壓力在0.015 s后達到動平衡，彈簧預緊力過大，壓力超調量隨之增大，反之，或造成閥芯抵在閥體最右端而導致調壓效果不理想。

結果表明：為達到較為理想的工程要求，在不改變調壓差活門材料以及采取特殊結構下，可根據(jù)仿真結果，選取合適的參數(shù)，以此滿足工程需要。