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1、 航空双系统直驱伺服阀阀芯振荡机理及抑制方法 王彬，任鹏达，张伟，谢志刚，张文星1南京航空航天大学 江苏省航空动力系统重点实验室，南京 2100162南京航空航天大学 能源与动力学院，南京 2100163航空工业西安飞行自动控制研究所，西安 710076飞机舵面、起落架及刹车等操控机构大多为电液控制系统，其性能对飞行稳定控制与安全至关重要。伺服阀因精度高、响应快等优点在飞机操控机构中获得广泛应用1。其组件多、工艺难度大、故障率高，给飞控系统性能提升带来了严峻挑战。高可靠、轻量化和高性能电液伺服阀是机载液压控制领域发展的重要课题2。国内外针对伺服阀可靠性及典型故障开展了研究。伺服阀故障可表现为阀
2、芯振荡和啸叫（一种尖锐噪声），严重时会导致液压系统性能恶化甚至引起灾难性后果3。伺服阀自激振荡是指阀内活动部件的自发振动，其频率可高达数百至数千赫兹。研究表明，自激振荡除与油源有关，还与流场中的瞬态空化和压力脉动密切相关4-5。Elsheikh6研究了平衡阀内的高频噪声，通过改进设计消除其不良影响。Ziada 等7对溢流阀和涡轮控制阀的振荡噪声研究发现，流体剪切层可能在伺服阀中诱发压力脉动和高频振荡。Gao 等8研究阀内涡流、能量损失、噪声和流体力，发现涡流形状和强度受阀开度影响，进而影响振荡形式和强弱。Li 等9通过数值模拟研究伺服阀内涡流变化对空化的诱发机理，揭示其与流体能量损失和噪声的内
3、在关联。Liu 等10研究调节阀非定常空化流动过程和压力波动特性，认为阀芯结构参数对阀内空化和压力脉动有较大影响。Qiu 等11预测了节流阀内总气相体积，发现减小阀芯位移会导致气相区扩大和气相密度增加。Lindler 和Anderson12对直驱伺服阀的研究发现，阀芯小开度时的高压降易使流体流经时发生分离或汽化，导致阀芯出现振荡。张鹤然等13以压力伺服阀为研究对象，分析了伺服阀振荡啸叫现象特征与产生机理，并提出调整挡板结构参数改变其阻尼的措施。Porteiro等14对平衡阀工作中的高频振动进行了湍流模型下二维流动仿真与试验，认为射流引起的压力脉动是高频振动的重要原因。同时，流场中的气穴、自振和
4、剪切层振荡是阀类振动产生的主要原因。陆亮等15认为射流流域内的剪切层振荡是导致流体自激振荡的原因，以溢流阀为例分析其自激振荡产生机理。Yuan 等16对锥阀流场进行数值计算仿真，认为气穴产生的主要原因为流体剪切和流动分离。随着伺服阀性能要求的不断提升，新结构原理的伺服阀也相继出现，如直驱伺服阀（Direct Driving Servovalve， DDSV）、多 路 伺 服 阀等17-19。另外，新型智能材料在电-机械转换器中的应用也是伺服阀的研究方向之一。彭畅20设计了直动式压电伺服阀和喷嘴挡板压电伺服阀并研究了其静动态特性。徐现荣21提出了一种基于形状记忆合金的微型气动伺服阀。李跃松22研
5、究了一种超磁致伸缩射流伺服阀，实测了线性度、响应等指标并与传统伺服阀进行了对比。传统两级伺服阀元件数量多、工艺要求高、可靠性低，成为航空液压系统故障率高的主要部件之一。近年来，在抗污染、高可靠伺服阀研究方面，直驱伺服阀成为主要热点之一23。其直接由电机驱动，驱动力大且可增加阀芯行程，提高了阀的抗污染能力。然而，对不同负载，直驱伺服阀需重新调试控制参数，耗时较长24。飞机舵面操控系统多为对称分布，往往需要两套电液伺服机构实现有时序的关联驱动。同一控制任务需要两套液压作动机构联合协同动作，不利于简化系统而保证可靠性。长期以来，航空飞行控制领域迫切需要一种可实现双系统或多系统操控的高可靠、大流量伺服
6、阀，避免传统两级电液伺服阀放大能力有限、可靠性低的不足。直驱阀可用于飞机舵面液压作动机构。将直驱伺服阀双阀芯或三阀芯串联固结，可实现多系统同步驱动与控制。因双液压系统协同工作是飞机舵面驱动的独有特点，直驱阀可满足双系统乃至多系统的控制需求。同样功能下，直驱阀可大幅提高飞控系统功率密度且增加了机载部件的可靠性。主阀芯由电机直接驱动并构成位置闭环，有利于保证控制精度，已在部分飞机的舵面操控系统应用。直驱方案虽然避免了多级阀级间油液流动，但传动件间的机械联结和双系统阀结构极易因刚度不足发生局部弹性变形或流固耦合诱发振荡。直驱阀阀芯振荡的影响因素诸多，如构件耦合振动、油液压力脉动等25-26。阀芯振荡
7、导致作动筒和连接气动面高频抖动，影响液压作动器的调节过程，极易加速作动器疲劳失效，威胁飞行稳定和安全。因此，对直驱伺服阀阀芯振荡，需要通过研究揭示其发生发展机理，确定其关键影响因素，从设计上抑制或避免其发生，为高性能舵面操控机构设计打下必要的基础。针对双系统直驱伺服阀阀芯振荡，提出一种与阀内空化具有对应关系的振荡机理模型。通过气液两相数值模拟获得典型工况下阀芯凸肩面上的压力脉动，基于阀芯动力学仿真复现了阀芯振荡。在仿真与试验基础上提出了抑制阀芯振荡的方法，为工程设计提供理论参考。1 双系统直驱式伺服阀1.1 工作原理双系统直驱式伺服阀由直线电机、拉杆、阀芯、阀套及位移传感器等组成，如图1 所示
8、。阀芯为两只四通阀连接为一体的结构，通过拉杆将其与直线电机连接。电机驱动阀芯时带动两组阀口变化，从而实现双液压系统的同步调节。位移传感器实时测量阀芯位移并反馈至阀控制器，以构成阀内闭环回路。阀套与阀口对应部位开有4处通油口，分别为供油口P、回油口T 及控制口A、B，阀套与阀芯构成非全周开口以满足最大开度内的节流边可控。图1 双系统直驱伺服阀构成Fig.1 Architecture of dual-system DDSV1.2 阀芯受力分析滑阀阀芯受液动力、惯性力、黏性阻尼力、弹簧力及外驱动力等联合作用，而当阀芯上作用力的合力存在交变或脉动时则会使阀芯位置不稳定即出现振荡。关联阀芯受力如图2 所
9、示，图中：Ft为电机驱动力；Ff为黏性摩擦力；Fp为油液空化产生的气穴附着力；Fk为两侧阻尼腔液压弹簧产生的液压恢复力；FL为液动力；v1、v2为阀腔进出口油液速度；p1、p2为阀腔两侧油液压力；pd1、pd2为两侧阀腔短暂封闭时油液压缩产生的压力。图2 阀芯受力图Fig.2 Force diagram of spool通常认为，同一阀腔内两侧凸肩对应受力面上的压力相等。但流场仿真显示，油液由一节流孔流入阀腔瞬时易发生空化，气泡随油液流动及自身发展、溃灭过程均可导致两侧凸肩面上的压力不稳定。另外，液动力是油液流经阀口时速度大小和方向变化对阀芯的反作用力，也直接影响阀芯的整体受力。因此，在阀芯动
10、力学建模时，液动力的作用可并入凸肩面所受流体作用力。阀芯两端为阻尼腔，阀芯快速运动时可视作短暂封闭，腔内油液压缩形成液压弹簧效应，建模时也应考虑。这里阀芯受力主要包括阀腔凸肩面液压力、阀口液动力、两端阻尼腔流体等效的液压弹簧力、黏性摩擦力以及驱动力等。本文研究的双系统直驱伺服阀，当双阀处于同一开度时，阀芯同时受两组对应阀口凸肩面液压力和液动力的耦合作用。不同于单阀芯仅一个阀口压降较大，双系统直驱阀的双阀芯极易因对应阀口较大的匹配偏差使两大压降阀口产生的不稳定瞬态液压力叠加耦合，当两者合力克服电机驱动轴的弹性力等阻力即引起阀芯高频振荡。2 阀内流动数值模拟2.1 模型及边界条件当局部压力达到特定
11、温度下的饱和蒸气压，油液会发生汽化现象，产生的汽泡随液体从入口向外周流动时，又因压力突增而急剧冷凝。液体从四周急速冲向汽泡中心，产生较大的瞬时压力。节流是流量伺服阀的主要工作方式。阀腔内油液汽化主要发生在阀口及相邻凸肩垂直面附近。无背压时伺服阀回油口压力接近油箱压力，从伺服阀进入执行元件或执行元件进入伺服阀回油腔的油压与油箱压力相比较高。高压降阀口处的汽泡流入管路或执行元件，再由阀口进入回油阀腔，因此高压降诱发的空化对阀芯影响主要部分通常在回油阀腔内。图3 为某开度时单系统直驱伺服阀阀口结构。图中，PA、PB分别为直驱伺服阀A、B 口油压。数值模型对应的回油腔网格如图4 所示。进油腔网格与之相
12、似，仅流动方向和腔体尺寸不同。计算域模型网格数量为250 万，最低网格质量为0.4，后面将对网格无关性进行验证。因双系统直驱滑阀的2 个三位四通阀结构相同，不考虑因加工安装误差导致双阀芯受力不均而诱发的振荡，重点讨论空化对阀芯振荡的影响机制，即假定某一开度下两组滑阀流动状态相同。图3 单系统直驱伺服阀阀口结构Fig.3 Opening structure of single-system DDSV图4 回油腔网格及模型参数Fig.4 Meshes and model parameters for return cavity典型描述流体微团运动的Navier-Stokes（N-S）方程：式（1）
13、描述流体连续性，表示单位时间内控制体的质量变化等于该时间内流入控制体的净质量；式（2）为动量方程，描述单位时间内控制体的动量变化等于其所受的合力。式中：xi、xj为流体微团地面坐标系两方向的坐标；为单元体流体密度；ui、uj为相应速度分量；ij为应力张量；t为时间。流场中空化产生或溃灭引起的相变及相间输运过程由Schnerr-Sauer 空化模型描述，见式（3）。该模型在复杂形状的多相流计算中较为稳定。计算中忽略不同相间的滑移速度，即假设紧邻的液汽两相运动速度相同。式中：v为气相体积分数；v、l和m分别为气相、液相和混合相介质密度；pv为饱和蒸气压，pm为混合相压力；Re和Rc分别为气相蒸发速
14、率与凝结速率；RB为气泡直径。数值模拟时求解器采用基于压力的SIMPLE 算法和二阶迎风离散格式。进油腔入口、出口边界分别为21 MPa 和7 MPa，回油腔入口、出口边界分别为5 MPa 和0.1 MPa。仿真条件设置与实验工况一致。数值模拟主要参数见表1。表1 数值模拟主要参数Table 1 Main parameters for numerical simulation2.2 结果分析为验证数值模型的可靠性，提取仿真回油流量与实验值对比，如图5 所示。实验流量与不同网格数模型计算结果基本吻合，证明网格无关性及数值模型的可靠性。因出口压力高，进油腔内无气穴发生，而回油腔阀口附近存在气穴分布
15、，如图6 所示。因高速射流自节流孔和阀口流入阀腔时冲击阀腔壁，射流两侧产生涡旋，油压不断降低至饱和蒸气压以下，诱发气泡析出，产生气穴。图5 回油流量Fig.5 Return flow rate图6 回油腔气穴Fig.6 Cavitation in return cavity为直观看出回油腔两侧凸肩面上的压力分布，图7 给出了不同时刻T回油腔两侧凸肩面压力分布，图中上方为远阀口侧，下方为近阀口侧，T为瞬时时刻。两侧瞬时压力并不完全相同，故阀芯振动模型需考虑油腔两侧压力差异及变化。图8 为回油腔近阀口一侧部分凸肩面上的压力与气相体积分数分布。可以看出，低压区与气穴区位置基本吻合，气穴区扩大时，低压
16、区也随之扩大。由此得出，伺服阀阀腔内的压力脉动与气穴程度直接相关。图7 凸肩面压力分布Fig.7 Pressure distribution on ring faces为了进一步说明该问题，提取阀口凸肩面近域的平均压力和平均气相体积分数，其随时间变化规律如图9 所示。图10 中压力与气相体积分数的变化趋势对应，气相体积分数位于波峰时，压力处于最低点。取同一流域网格模型，分别计算有无气穴模型时阀腔凸肩面上的平均压力，图10 即为气穴对其影响曲线。图10 中看出，同一时间跨度内，有气穴模型时此处压力变化较为剧烈，且具有一定的规律性，呈反复升高或降低趋势；而无气穴模型时凸肩面上的压力基本稳定，波动范围远小于前者。这进一步验证了气穴发生易加剧流场不稳定，导致流域内压力波动，可通
