轉換活門密封對航空發動機數控系統通道切換的影響分析及改進

胡文豪， 楊 晨

(中國航發控制系統研究所，江蘇無錫 214063)

引言

航空發動機因其獨特的使用環境，對航空安全具有重大影響，一般要求其具備較強的安全性、可靠性[1]。隨著技術的不斷進步，航空發動機的控制系統也從液壓機械控制系統、液壓機械-電子綜合控制系統發展到全權限數字電子控制系統(FADECs)[2]。FADECs的特點是能實現對發動機多變量的精確控制及對發動機運行健康的實時監控[3-4]。目前典型的FADECs電子控制器采用雙通道技術，液壓機械裝置也具備主、備2套執行機構，通過冗余技術可以實現擁有多達4個控制余度，大幅提高控制系統的可靠性[5-6]。但是FADECs在引入多余度的同時也引入了多余度間相互切換的執行機構及切換邏輯，判斷當前通道健康程度、故障時通道切換操作是否執行成功以及切換成功后通道的健康程度顯得尤為重要，一些科研人員在余度切換問題上開展了研究[7-9]。

1 控制通道切換原理

FADECs對燃油流量的控制主要通過控制計量活門的開度實現，工作中壓差活門保證計量前后壓差基本恒定，則出口燃油流量與計量活門開度面積成正比[10]。數字電子控制器(EEC)采集液壓機械裝置(HMU)中燃油計量活門位置傳感器(LVDT)的信號，獲知計量活門的位置，再通過計算輸出控制電流控制燃油電液伺服閥(EHSV)的控制油輸出實現對計量活門位置閉環控制[11-12]。若使用2個EHSV，并在其輸出控制油路中增加1個通過電磁閥控制的轉換活門，則可以實現2個EHSV對計量活門分時控制，其原理框圖如圖1所示，主備切換原理示意如圖2所示。

圖1 FADECs對燃油流量的控制原理

圖2 主備切換原理示意圖

2 摩擦力對通道切換的影響分析

為保證伺服回路正常工作時雙通道間無影響，轉換活門與襯套間存在重疊量[13]。當主、備EHSV切換時，控制油輸出在重疊區內無法進入控制腔，而控制腔內的控制油因活門間隙泄漏將導致計量活門往關閉的方向運動(簡稱下掉)。為避免切換時間過長引起流量減小導致發動機工作異常，設定切換規則如下：

(1) 判故階段：在24 ms(控制周期)×3內進行確認當前EHSV控制回路異常需要切換；

(2) 切換階段：轉換電磁閥通電(或斷電)使控制閥切換并等待24 ms×3；

(3) 再判定階段：在24 ms×2內判斷計量活門位置是否恢復正常(計量活門位置反饋與給定差值小于1 mm)，若未恢復則判定故障。

試驗測試2臺切換異常的HMU轉換活門處的摩擦力，結果如圖3所示，即轉換活門與襯套間的靜摩擦力約為40 N，動摩擦力約為30 N。

圖3 異常產品摩擦力實測曲線

圖4 轉換活門響應曲線

采用AMESim模擬計量控制通道切換的過程，分別將轉換活門處的摩擦力設置為0(無摩擦)和試驗實測值，仿真結果如圖4、圖5所示。無摩擦時通道切換時，轉換活門動作需要85 ms，此過程中計量活門下掉0.55 mm，因為完全無摩擦力導致轉換活門運動無阻尼，擾動將造成轉換活門往返運動；而當存在摩擦力后轉換時間增加為130 ms，計量活門位置下掉1.05 mm，且擾動僅能影響活門運動速度而無法改變方向。對比圖5中2條曲線可見，轉換活門摩擦力對計量活門下掉量影響明顯，實際中可通過減小摩擦力實現減小計量活門下掉。

圖5 計量活門響應曲線

圖6為異常切換產品計量活門在切換時的試驗數據，試驗時計量活門位置下掉1.17 mm，對比圖5可知，帶摩擦力的仿真模型計算與實際試驗結果基本一致，仿真模型結果可信。

圖6 計量活門響應曲線(試驗實測值)

3 摩擦力影響因素分析及改進

3.1 摩擦力的形成與理論計算

轉換活門與襯套間采用O形密封圈加膠圈保護圈的方式進行密封。摩擦力是在保護圈與轉換活門襯套之間產生的，與保護圈和轉換活門襯套內孔的接觸應力密切相關，其結構形式及O形膠圈因此造成的接觸應力分布如圖7所示。

(1)

式中，E—— 橡膠材料的彈性模量

ε—— O形橡膠密封圈壓縮率

1.轉換活門襯套 2.聚四氟乙烯保護圈3.O形密封圈 4.轉換活門圖7 密封結構及應力分布

(2)

若被密封液體存在壓力，則密封表面間的接觸應力σ0可用下式計算：

(3)

式中，p—— 被密封液體工作時的壓力

m—— 壓力傳遞系數，m=0.8～1(橡膠)

3.2 膠圈壓縮量對摩擦力影響仿真

由于理論計算無法得到精確的應力傳遞系數和油壓作用系數，也無法準確得到接觸面應力的分布情況，需通過仿真作進一步分析。采用ANSYS仿真轉換活門密封處的應力分布情況，考慮膠圈壓縮量及產品真實工作時液壓力[16]。在名義尺寸有液壓力的情況下，O形密封圈和膠圈保護圈的應力云圖及應力分布圖如圖8和圖9所示。

膠圈保護圈與襯套的接觸面為主要密封面，對接觸應力在寬度面積上積分即為正壓力F：

(4)

式中，F—— 正壓力

D—— 保護圈外徑

p—— 接觸應力

x—— 保護圈寬度尺寸

對圖9中的數據進行計算，可得正壓力F=300.2 N，靜摩擦力f靜=30 N。根據圖3試驗結果，修正動摩擦力系數為0.07，則仿真所得動摩擦力f動=21 N。

圖8 名義尺寸有液壓力下應力云圖

圖9 名義尺寸有液壓力下應力分布圖

圖10 最小壓縮量有液壓力下應力云圖

在最小和最大壓縮量下仿真，結果如圖10和圖11所示，并按式(4)計算摩擦力，結果見表1。

圖11 最大壓縮量有液壓力下應力云圖

表1 摩擦力仿真數據匯總

計算結果可見，壓縮量對摩擦力影響較大，需要加以控制避免摩擦力過大而影響切換性能。

3.3 摩擦力與密封性的綜合考量

減小摩擦力的前提是保證該動密封結構的密封性能，即需滿足式(5)條件：

σmax≥pL

(5)

式中，σmax—— 最大接觸應力

pL—— 密封面液壓力

需要考慮密封的面有兩處：襯套與保護圈之間、保護圈和膠圈之間。由圖10、圖11可見2個接觸面在任何尺寸下接觸應力足夠，在設計公差范圍內重點考慮保護圈和襯套之間的摩擦力。為盡量減小動密封結構的改動量，只對保護圈的尺寸進行加嚴控制。

仿真計算保護圈內徑從9.3 mm逐漸增大至9.5 mm的過程中，外徑為12.10, 12.05, 12.00, 11.95, 11.90 mm條件下的動摩擦力，結果如圖12所示，并采用AMESim模型仿真，切換過程中計量活門下掉量不大于1 mm要求轉換活門動摩擦力需不大于22 N，在圖12中以直實線標示。

圖12 保護圈尺寸對摩擦力的影響

3.4 改進效果實測

按照外徑12 mm、內徑9.4 mm加工保護圈，加工后實測外徑12.05 mm、內徑9.49 mm(加工過程保證尺寸，加工后測量存在形變)，試驗測量摩擦力對比，結果如表2和表3所示。尺寸更改后比原狀態摩擦力明顯減小，且滿足仿真要求的小于22 N。

表2 改進前摩擦力實測數據 N

表3 改進后摩擦力實測數據 N

圖13 改進前后試驗結果對比

為驗證實際效果，將改進后的膠圈保護圈裝配HMU并進行同一狀態的通道切換試驗，試驗結果如圖13所示，裝原保護圈的HMU通道切換功能異常(下掉1.22 mm)，而裝改進尺寸保護圈的HMU通道切換功能正常(下掉0.82 mm)，即改進設計有效。

4 結論

本研究通過對某型雙通道數控系統計量控制回路轉換活門的摩擦力測試，結合仿真分析，發現在雙通道數控系統中，轉換活門運動的摩擦力對控制通道切換的時間存在較大影響，繼而會影響控制目標的穩定性；而轉換活門運動的摩擦力主要由轉換活門處的密封結構及尺寸所決定，所以在后續的雙通道數控系統轉換活門設計時，不僅需要考慮轉換活門的密封性能，還需要兼顧轉換活門運動的摩擦力，可提前采用仿真的方法提前驗證，避免造成數控系統通道切換時的控制異常或波動。