基于PumpLinx的調(diào)壓差活門仿真分析

王勇，楊思佳，王銘章，谷俊，劉厚林

(1.江蘇大學(xué)流體機械工程技術(shù)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(diào)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(nèi)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(diào)壓差活門的選型以及結(jié)構(gòu)優(yōu)化是需要重點研究的方向。

目前關(guān)于調(diào)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(xué)者通過數(shù)學(xué)建模建立閥芯受力平衡方程，并經(jīng)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(zhǔn)則以及研究結(jié)構(gòu)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(guān)鍵因素，找到既滿足穩(wěn)定性又有較好瞬態(tài)響應(yīng)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(nèi)外學(xué)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(nèi)部流場進行模擬，得到內(nèi)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(xué)模型進行聯(lián)合數(shù)值計算，研究閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)、油溫及泵轉(zhuǎn)速對液壓閥動態(tài)響應(yīng)特性的影響。由于在國產(chǎn)航空動力潤滑系統(tǒng)首次設(shè)計并使用調(diào)壓差活門，在試驗研究、驗證等方面相對欠缺，故對調(diào)壓差活門的特性進行研究非常有必要。

本文作者以調(diào)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(jié)構(gòu)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(diào)壓差活門的結(jié)構(gòu)和工作原理

1.1 調(diào)壓差活門的結(jié)構(gòu)

如圖1所示，調(diào)壓差活門主要由活門殼體、閥體、螺塞、調(diào)整螺釘、導(dǎo)桿、彈簧以及滑閥組成。活門進油口在閥體左端，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(nèi)部留有包含阻尼孔的空腔。

圖1 調(diào)壓差活門結(jié)構(gòu)

1.2 調(diào)壓差活門的工作原理

調(diào)壓差活門安裝于航空發(fā)動機供油子系統(tǒng)機組，用于調(diào)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(diào)壓差活門在系統(tǒng)中的功能。

圖2 調(diào)壓差活門功能[15]

調(diào)壓差活門未工作時，調(diào)整螺釘設(shè)定在某個位置控制彈簧壓縮量，滑閥受到向左的彈簧預(yù)緊力，滑閥桿左端面處于活門進口位置。滑油系統(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(diào)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(nèi)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(yù)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(diào)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(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，處理流體域時需要對調(diào)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(diào)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(wǎng)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(shè)計為0.005 m。最終的模型網(wǎng)格如圖5所示，網(wǎng)格總數(shù)為224 462。

圖4 調(diào)壓活門仿真模型

圖5 模型網(wǎng)格

3 數(shù)值模擬

此次研究對象的基本參數(shù)參考某型調(diào)壓差活門，基于調(diào)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(shè)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(diào)壓差活門調(diào)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(diào)壓差活門的調(diào)壓效果越好。具體模型參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 模型參數(shù)設(shè)置

4 活門性能分析

參考上述供油壓力計算公式及前人經(jīng)驗，此次仿真選擇活門溢流孔直徑、阻尼孔直徑、彈簧預(yù)緊力以及彈簧剛度作為研究調(diào)壓差活門輸出壓力特性的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)因素，模擬分析活門不同結(jié)構(gòu)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(dāng)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(shè)計是需要權(quán)衡的重要結(jié)構(gòu)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(diào)壓差活門供油壓力前期和后期動態(tài)響應(yīng)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(diào)壓差活門響應(yīng)越快，過渡時間越短，但過大的溢流孔直徑會導(dǎo)致壓力超調(diào)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%。可見，溢流孔徑越大，調(diào)壓差活門的調(diào)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(jīng)常利用阻尼孔起節(jié)流、調(diào)壓、防振等作用。調(diào)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(guān)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。可知：阻尼孔直徑對調(diào)壓差活門調(diào)壓效果有明顯影響，阻尼孔設(shè)計不當(dāng)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(dāng)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(diào)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(yīng)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(diào)壓差活門穩(wěn)定供油壓力平均值增大，當(dāng)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(dǎo)致活門最終穩(wěn)定后的壓力超過工程實際允許范圍，當(dāng)=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(diào)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(diào)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(yù)緊力對活門性能的影響

彈簧預(yù)緊力影響活門開啟壓力的大小，為探究彈簧預(yù)緊力對供油壓力的影響，分別選取預(yù)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(yù)緊力為57.6、69.8 N時，壓力振蕩劇烈，過渡時間較長，彈簧預(yù)緊力繼續(xù)增大，過渡時間變短，預(yù)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(yù)緊力過大，壓力超調(diào)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(diào)壓效果。

圖13 不同彈簧預(yù)緊力下供油壓力前期波動

圖14為不同彈簧預(yù)緊力下供油壓力穩(wěn)定波動曲線。可知：彈簧預(yù)緊力越大，供油壓力均值和波動幅值越大,當(dāng)彈簧預(yù)緊力取52.8 N時，供油壓力在394.1～429.5 kPa范圍內(nèi)波動，幅值為17.7 kPa，壓力波動減緩值=12.4%；當(dāng)彈簧預(yù)緊力取83.8 N時，供油壓力在436.3～476.0 kPa范圍內(nèi)波動，幅值為19.8 kPa，壓力波動減緩值僅為2%。可見，若彈簧預(yù)緊力設(shè)置較大時，調(diào)壓差活門達不到預(yù)想的調(diào)壓效果。

圖14 不同彈簧預(yù)緊力下供油壓力后期波動

5 結(jié)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(diào)壓差活門為原型，利用PumpLinx軟件進行仿真計算，得到結(jié)論如下：

(1)溢流孔直徑越大，活門的調(diào)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(diào)量過大，故溢流孔徑的選取應(yīng)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(diào)壓效果并不明顯，彈簧剛度取為3、4.8 N/mm時，調(diào)壓效果理想，壓力波動減緩值約為12%；

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

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