彈射座椅模擬器液壓系統(tǒng)建模與仿真

張祝新， 劉琛華， 孟凡亮， 王立新， 劉 謙

(燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 河北秦皇島 066004)

引言

近年來，一些國(guó)家多次發(fā)生飛行員使用彈射座椅逃生失敗的案例，除去一些外界因素的影響，飛行員平時(shí)訓(xùn)練不足也是導(dǎo)致此類事故發(fā)生的重要原因。彈射座椅模擬器主要用于初級(jí)飛行彈射理論教學(xué)與彈射模擬操作訓(xùn)練，通過使用彈射座椅模擬器進(jìn)行訓(xùn)練，使受訓(xùn)者掌握彈射座椅的基本使用方法，培訓(xùn)正確彈射姿勢(shì)，縮短彈射準(zhǔn)備時(shí)間，爭(zhēng)取更多成功救生機(jī)會(huì)[1]。因此，研制出一款實(shí)用的彈射座椅模擬器供飛行員平時(shí)彈射訓(xùn)練是非常有必要的。

在現(xiàn)有彈射裝置中，彈射動(dòng)力主要有電磁彈射、氣壓彈射和液壓彈射3種。目前，眾多學(xué)者對(duì)液壓彈射裝置進(jìn)行了廣泛的研究。龐林春等[2]介紹了一種新型無人機(jī)液壓彈射裝置的整體設(shè)計(jì)思路及新型齒輪齒條增速系統(tǒng)設(shè)計(jì)原理，為其他種類彈射系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。趙灼輝等[3]以氣囊式蓄能器作為主要?jiǎng)恿υ?、滑輪組作為增速機(jī)構(gòu)的無人機(jī)液壓彈射系統(tǒng)為研究對(duì)象，提出一種分析滑輪組模型的新方法，通過仿真得到了液壓缸進(jìn)油腔壓力和無人機(jī)及滑車速度的變化規(guī)律。權(quán)凌霄等[4]以蓄能器組作為彈射主動(dòng)力源，以液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)無人機(jī)氣液壓彈射系統(tǒng)，得出了蓄能器組充氣壓力、無人機(jī)與載物車綜合質(zhì)量以及液壓馬達(dá)排量是影響無人機(jī)起飛速度的關(guān)鍵參數(shù)。唐友亮[5]以無人機(jī)液壓彈射滑行小車緩沖系統(tǒng)為研究對(duì)象，分析了溢流閥通徑、溢流閥開啟壓力、液壓馬達(dá)排量、無人機(jī)彈射速度及小車質(zhì)量對(duì)緩沖壓力和小車制動(dòng)位移的影響規(guī)律。趙偉等[6]提出一種由高速液壓缸、活塞式蓄能器、主閥和伺服閥組成的液壓彈射動(dòng)力系統(tǒng)技術(shù)方案并設(shè)計(jì)了新型液壓缸緩沖結(jié)構(gòu)，采用數(shù)字仿真的方法對(duì)彈射和緩沖過程的特性進(jìn)行了理論研究。任銳等[7]介紹了一種以壓縮空氣為動(dòng)力源、油液為傳動(dòng)介質(zhì)，且具備油液自緩沖結(jié)構(gòu)的多級(jí)氣動(dòng)液壓彈射裝置，建立其數(shù)學(xué)模型，并通過數(shù)值求解方法，分析了該多級(jí)氣動(dòng)液壓彈射缸的運(yùn)動(dòng)規(guī)律及彈射性能。到目前為止，對(duì)液壓彈射裝置的研究，取得了較為顯著的成果。但是，由于彈射裝置的應(yīng)用場(chǎng)合不同，對(duì)彈射運(yùn)動(dòng)特性的要求也不一樣。眾多彈射裝置要求在短時(shí)間內(nèi)獲得大的彈射速度，而對(duì)彈射速度是否恒定沒有要求，導(dǎo)致對(duì)勻速?gòu)椛溲b置的相關(guān)研究較少。為了實(shí)現(xiàn)某些彈射裝置在彈射過程中保持勻速運(yùn)動(dòng)，因此，提出一種彈射速度恒定的液壓彈射方案，并分析其彈射運(yùn)動(dòng)特性具有重要的實(shí)際意義。

本研究針對(duì)彈射座椅模擬器需要在彈射過程中保持勻速運(yùn)動(dòng)這一要求，提出一種彈射速度恒定的液壓彈射方案，并對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行建模與仿真，通過對(duì)彈射過程進(jìn)行仿真分析，驗(yàn)證方案的合理性。

1 彈射座椅模擬器液壓系統(tǒng)工作原理

彈射座椅模擬器液壓系統(tǒng)工作原理如圖1所示。該系統(tǒng)采用蓄能器作為彈射動(dòng)力源，在彈射過程中利用調(diào)速閥來保證彈射速度恒定。彈射座椅模擬器工作過程可分為三個(gè)階段。

第一階段：準(zhǔn)備彈射，彈射前由液壓泵6向蓄能器14充壓，壓力傳感器12用于檢測(cè)蓄能器壓力，直到蓄能器14壓力達(dá)到與受訓(xùn)人員體重相匹配的壓力，停止充壓。液壓系統(tǒng)中的溢流閥8作為安全閥使用，用于限定系統(tǒng)的安全壓力。

第二階段：彈射上升，進(jìn)行彈射的時(shí)候，電磁換向閥10通電換向，蓄能器14瞬間釋放高壓液壓油，使液壓缸15獲得階躍速度沖擊，但由于調(diào)速閥9的作用，速度很快趨于恒定，液壓缸活塞桿通過滑輪組帶動(dòng)座椅和受訓(xùn)人員實(shí)現(xiàn)勻速?gòu)椛渖仙?/p>

第三階段：返程下落，當(dāng)彈射過程結(jié)束，液壓缸活塞桿伸出到最長(zhǎng)位置，觸發(fā)行程開關(guān)，使電磁換向閥10失電，液壓缸15無桿腔的液壓油通過節(jié)流閥11和油箱1相連，彈射座椅和受訓(xùn)人員在重力作用下平穩(wěn)返回初始位置。行程節(jié)流閥11用來調(diào)節(jié)返回速度。

1.油箱 2.液位計(jì) 3.濾油器 4.空氣過濾器 5.電動(dòng)機(jī) 6.液壓泵 7.單向閥 8.溢流閥 9.調(diào)速閥 10.電磁換向閥 11.行程節(jié)流閥 12.壓力傳感器 13.截止閥 14.蓄能器 15.液壓缸 16.動(dòng)滑輪 17.定滑輪 18.人和座椅圖1 彈射座椅模擬器液壓系統(tǒng)工作原理圖

2 彈射過程數(shù)學(xué)模型建立

2.1 蓄能器數(shù)學(xué)模型

本系統(tǒng)采用皮囊式蓄能器作為彈射動(dòng)力源，皮囊底部面積可以近似等效為蓄能器殼體橫截面內(nèi)圓面積，大小為Aa；而皮囊質(zhì)量與油腔油液質(zhì)量ma相比很小，可以忽略。在不考慮油液彈性模量的情況下，可以得到蓄能器油腔的受力平衡方程[8-9]：

(1)

式中，pb—— 蓄能器出口壓力

pa—— 蓄能器氣腔壓力

Aa—— 蓄能器殼體橫截面內(nèi)圓面積

ma—— 油腔油液質(zhì)量

Bb—— 油腔油液阻尼系數(shù)

Ca—— 氣體阻尼系數(shù)

ka—— 氣體剛度系數(shù)

Va—— 氣腔壓力為pa時(shí)氣腔的體積

設(shè)(pa，Va)為氣腔任意工作狀態(tài)，則根據(jù)氣體狀態(tài)方程有[9]：

(2)

對(duì)式(2)在點(diǎn)(pa，Va)處求導(dǎo)展開，略去高次項(xiàng)，可得[9]：

(3)

設(shè)蓄能器出油口流量為Qb，氣腔氣體體積為Va，則有[9]：

(4)

式中,負(fù)號(hào)表示氣體腔體積變化和油液流量相反。

將式(3)、式(4)代入式(1)，并做拉氏變換得[4,10]：

(5)

式(5)建立了蓄能器出口壓力和出油口流量之間的關(guān)系，可以看出蓄能器的性能主要和油腔油液質(zhì)量、蓄能器殼體橫截面內(nèi)圓面積、蓄能器氣腔壓力、氣腔體積、氣體阻尼系數(shù)、油液阻尼系數(shù)及氣體剛度系數(shù)有關(guān)。

2.2 調(diào)速閥數(shù)學(xué)模型

彈射座椅模擬器在啟動(dòng)和彈射過程中，充分利用了調(diào)速閥的特性。調(diào)速閥穩(wěn)定工作時(shí)，通過的流量穩(wěn)定，能夠保證系統(tǒng)中液壓缸的工作速度穩(wěn)定。調(diào)速閥是一種由節(jié)流閥與定差減壓閥串聯(lián)組成的流量控制閥。圖2是調(diào)速閥的結(jié)構(gòu)原理圖，其數(shù)學(xué)模型可由下列方程來描述。

圖2 調(diào)速閥結(jié)構(gòu)原理圖

流經(jīng)定差減壓閥閥口的流量q1為[11]：

(6)

式中，Cd1—— 定差減壓閥閥口流量系數(shù)

A1(x) —— 定差減壓閥閥口面積

p1—— 定差減壓閥進(jìn)油口壓力

p2—— 定差減壓閥出油口、節(jié)流閥進(jìn)油口壓力

定差減壓閥閥芯受力平衡方程為[11]：

p2A-p3A-k(x0+δ-x)+2Cd1Wxcosα×

(p1-p2)=0

(7)

由式(7)變形可得節(jié)流閥進(jìn)出油口壓力差的表達(dá)式為：

(8)

式中，A—— 定差減壓閥的閥芯受力面積

p3—— 節(jié)流閥出油口壓力

k—— 定差減壓閥的彈簧剛度

δ—— 定差減壓閥的預(yù)開口長(zhǎng)度

x0—— 定差減壓閥的彈簧預(yù)壓縮量

W—— 定差減壓閥閥口的面積梯度

x—— 定差減壓閥的閥口開度

α—— 定差減壓閥的閥口射流角

流經(jīng)節(jié)流閥閥口的流量為[11]：

(9)

式中，Cd2—— 節(jié)流閥閥口流量系數(shù)

A2(y) —— 節(jié)流閥閥口面積

根據(jù)流量連續(xù)性原理，忽略泄漏的影響，則調(diào)速閥的流量為[11]：

q=q1=q2

(10)

聯(lián)立方程式(6)、式(7)、式(9)、式(10)可求得節(jié)流閥閥口面積A2(y)調(diào)定后流經(jīng)調(diào)速閥的流量q與調(diào)速閥進(jìn)油口壓力p1(出油口壓力p3為定值)或出油口壓力p3(進(jìn)油口壓力p1為定值)之間的關(guān)系[11]，即調(diào)速閥的壓力流量特性方程如下：

p1-p3

(11)

調(diào)速閥是由定差減壓閥與節(jié)流閥串聯(lián)組成，在定差減壓閥對(duì)壓力進(jìn)行補(bǔ)償時(shí)，由于閥口開度的變化，在導(dǎo)致彈簧壓縮量變化并引起彈簧力變化的同時(shí)，還會(huì)引起液動(dòng)力的變化。結(jié)合式(8)分析可知，節(jié)流閥進(jìn)油口壓力差不可能完全保證恒定，而只能基本不變，所以流經(jīng)調(diào)速閥的流量也只是基本不變。若忽略彈簧力的變化和液動(dòng)力的影響，則節(jié)流閥進(jìn)油口壓力差為定值，定差減壓閥開口一定，從而保證流經(jīng)調(diào)速閥的流量不變。

2.3 液壓缸數(shù)學(xué)模型

在彈射過程中，液壓缸作為執(zhí)行元件推動(dòng)負(fù)載快速運(yùn)動(dòng)，從而達(dá)到彈射的效果。液壓缸的流量連續(xù)性方程的常用形式為[12]：

(12)

式中，qL—— 負(fù)載流量

Ap—— 液壓缸活塞有效面積

xp—— 活塞位移

Ctp—— 液壓缸總泄漏系數(shù)

pL—— 液壓缸進(jìn)、出油口壓力差

Vt—— 液壓缸總壓縮容積

βe—— 有效體積彈性模量(包括油液、連接管道和液壓缸體的機(jī)械柔度)

液壓缸的輸出力和負(fù)載力的平衡方程為[12]：

(13)

式中，mt—— 活塞及負(fù)載折算到活塞上的總質(zhì)量

Bp—— 活塞及負(fù)載的黏性阻尼系數(shù)

K—— 負(fù)載彈簧剛度

FL—— 作用在活塞上的任意外負(fù)載力

2.4 彈射負(fù)載動(dòng)力學(xué)模型

彈射負(fù)載在彈射過程中受到了鋼絲繩的拉力、負(fù)載重力、鋼絲繩與滑輪組之間摩擦力、座椅與彈射軌道之間摩擦力的共同作用。其中，由圖1可知，鋼絲繩的拉力為液壓缸推力的一半；負(fù)載質(zhì)量為受訓(xùn)人員和座椅的質(zhì)量、活塞桿和動(dòng)滑輪的質(zhì)量以及鋼絲繩質(zhì)量的總和。于是可以列出彈射負(fù)載的運(yùn)動(dòng)方程：

(14)

式中，m—— 負(fù)載質(zhì)量

x—— 彈射上升位移

F—— 液壓缸推力

g—— 重力加速度

θ—— 座椅后仰安裝角，θ=10°

μ—— 座椅與導(dǎo)軌之間的摩擦系數(shù)

f—— 鋼絲繩與滑輪組之間摩擦力

3 基于AMESim液壓系統(tǒng)建模仿真

3.1 液壓系統(tǒng)仿真模型搭建

根據(jù)彈射座椅模擬器的液壓系統(tǒng)原理，以及調(diào)速閥的工作原理，利用AMESim軟件搭建的回路仿真模型[13]，如圖3所示。本研究主要側(cè)重對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，在仿真模型中并沒有搭建圖1所示的鋼絲繩和滑輪組機(jī)構(gòu)。圖1中的座椅用鋼絲繩通過滑輪組和液壓缸活塞桿連接，使座椅獲得了液壓缸的2倍行程(2倍速度)，同時(shí)也使液壓缸承受了2倍負(fù)載力。因此，在本仿真模型中設(shè)置仿真參數(shù)時(shí)，需要施加2倍負(fù)載力在液壓缸上。

圖3 AMESim中液壓系統(tǒng)模型

為了驗(yàn)證調(diào)速閥能使彈射速度保持恒定，搭建只用節(jié)流閥來控制彈射速度的液壓系統(tǒng)模型與原液壓系統(tǒng)模型相對(duì)比，如圖4所示。

圖4 AMESim中用節(jié)流閥取代調(diào)速閥液壓系統(tǒng)模型

3.2 彈射過程仿真分析

根據(jù)實(shí)際情況，設(shè)置液壓系統(tǒng)在彈射過程中的主要參數(shù)，如表1所示。將表1的參數(shù)設(shè)置為系統(tǒng)在初始狀態(tài)下的參數(shù)，運(yùn)行仿真，得到如圖5所示的液壓缸活塞桿的速度曲線和如圖6所示的液壓缸活塞桿的位移曲線。

表1 主要參數(shù)表

圖5 液壓缸活塞桿的速度曲線

圖6 液壓缸活塞桿的位移曲線

對(duì)于圖3中具有調(diào)速閥的液壓系統(tǒng)模型而言，由圖5曲線和圖6曲線可知整個(gè)彈射過程如下：

在蓄能器14充壓完成后，使電磁換向閥10通電打開，此時(shí)，蓄能器14瞬間釋放高壓油，使液壓缸活塞桿從靜止獲得階躍速度沖擊，然后在調(diào)速閥的作用下保持勻速運(yùn)動(dòng)，當(dāng)活塞桿伸出到最長(zhǎng)位置時(shí)，速度立刻由勻速減為0，并停止運(yùn)動(dòng)。與此同時(shí)，在活塞桿最長(zhǎng)位置處，觸發(fā)行程開關(guān)，使電磁換向閥10斷電換向，受訓(xùn)人員和座椅在重力的作用下返程下落，并使活塞桿往回縮，直到受訓(xùn)人員和座椅著地。在返程下落過程中，調(diào)節(jié)行程節(jié)流閥11的開口大小，控制返程下落的速度大小。由于滑輪組的作用，在彈射過程中，受訓(xùn)人員與座椅的速度和位移均為液壓缸活塞桿速度和位移的兩倍。

保持圖4液壓系統(tǒng)模型的仿真參數(shù)與圖3模型的仿真相同，并將圖4中節(jié)流閥開口大小設(shè)置為與圖3中調(diào)速閥出油口開口大小一致，都為4 mm。運(yùn)行仿真，對(duì)比調(diào)速閥和節(jié)流閥對(duì)系統(tǒng)彈射速度的影響。由圖5曲線和圖6曲線可知，在彈射過程中，調(diào)速閥能使彈射速度保持恒定，從而實(shí)現(xiàn)勻速?gòu)椛溥\(yùn)動(dòng)；在彈射過程中，節(jié)流閥不能使彈射速度保持恒定，并且彈射速度會(huì)隨時(shí)間的推移而減小。

對(duì)于圖3液壓系統(tǒng)模型，在其他初始參數(shù)不變的情況下，改變調(diào)速閥出油口直徑的大小，使其取值分別為3.5， 4， 4.5 mm，得到如圖7所示的液壓缸活塞桿的速度曲線和如圖8所示的液壓缸活塞桿的位移曲線。

圖7 不同調(diào)速閥出油口直徑液壓缸活塞桿的速度曲線

圖8 不同調(diào)速閥出油口直徑液壓缸活塞桿的位移曲線

對(duì)于圖3液壓系統(tǒng)模型，在其他初始參數(shù)不變的情況下，改變負(fù)載的大小，使其取值分別為2200， 2400， 2600 N，得到如圖9所示的液壓缸活塞桿的速度曲線和如圖10所示的液壓缸活塞桿的位移曲線。

圖9 不同負(fù)載時(shí)液壓缸活塞桿的速度曲線

圖10 不同負(fù)載時(shí)液壓缸活塞桿的位移曲線

對(duì)于圖3液壓系統(tǒng)模型，在其他初始參數(shù)不變的情況下，改變蓄能器供油壓力的大小，使其取值分別為13， 15， 17 MPa。得到如圖11所示的液壓缸活塞桿的速度曲線和如圖12所示的液壓缸活塞桿的位移曲線。

結(jié)合圖7～圖12，得出在不同調(diào)速閥出油口直徑、不同負(fù)載和不同蓄能器供油壓力時(shí)液壓缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度如表2～表4所示。

圖11 不同供油壓力時(shí)液壓缸活塞桿的速度曲線

圖12 不同供油壓力時(shí)液壓缸活塞桿的位移曲線

表2 不同調(diào)速閥出油口直徑時(shí)液壓缸活塞桿速度

調(diào)速閥出油口直徑/mm活塞桿速度/m·s-13.50.6564.00.8574.51.084

表3 不同負(fù)載時(shí)液壓缸活塞桿速度

表4 不同蓄能器供油壓力時(shí)液壓缸活塞桿速度

由圖7～圖12和表2～表4分析可得：改變調(diào)速閥出油口直徑對(duì)液壓缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度有明顯的影響，液壓缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度隨著調(diào)速閥出油口直徑的增大而增大；在保證蓄能器的供油壓力能驅(qū)動(dòng)液壓缸走完一個(gè)完整行程的前提下，改變負(fù)載大小和蓄能器供油壓力大小，對(duì)液壓缸活塞桿的瞬時(shí)階躍速度有較小的影響，但對(duì)液壓缸活塞桿的勻速運(yùn)動(dòng)沒有影響。

出現(xiàn)上述情況的原因主要是系統(tǒng)中調(diào)速閥作用的結(jié)果。由圖2可知，調(diào)速閥是一種由節(jié)流閥與定差減壓閥串聯(lián)組成的流量控制閥。閥的進(jìn)油口壓力p1經(jīng)定差減壓閥閥口減為p2，然后經(jīng)節(jié)流閥閥口降為p3輸出，節(jié)流閥的進(jìn)出油口壓力p2與p3經(jīng)閥體內(nèi)部流到反饋?zhàn)饔迷诙ú顪p壓閥閥芯的兩端，與作用在閥芯的彈簧力Ft相比較，閥芯兩端的作用面積相等[11]，記為A。若忽略液動(dòng)力等因素的影響，則定差減壓閥閥芯受力平衡處于某一位置時(shí)，該閥芯兩端的壓力差，即節(jié)流閥進(jìn)出油口壓力差Δp=p2-p3=Ft/A為一確定值，定差減壓閥的開口一定，使壓力p1減至p2，因此，流經(jīng)調(diào)速閥的流量與節(jié)流閥的開口面積成正比[11]。在節(jié)流閥開口面積一定時(shí)，若系統(tǒng)的負(fù)載變化引起調(diào)速閥的進(jìn)油口或出油口壓力p1與p3變化，因?yàn)橛卸ú顪p壓閥的壓力補(bǔ)償作用，可以保證節(jié)流閥的進(jìn)出油口壓力差Δp=Ft/A基本不變，從而保證流經(jīng)調(diào)速閥的流量不變[11]。

由圖5、圖7、圖9和圖11可知，當(dāng)系統(tǒng)中用調(diào)速閥來控制彈射速度時(shí)，在彈射瞬間，液壓缸活塞桿產(chǎn)生了瞬時(shí)階躍速度，這部分階躍速度產(chǎn)生的原因?qū)⒔Y(jié)合圖2和圖3進(jìn)行如下說明：在彈射前，電磁換向閥10關(guān)閉，即調(diào)速閥出口處于關(guān)閉狀態(tài)，從蓄能器14中出來的液壓油充滿了整個(gè)調(diào)速閥內(nèi)部流道，使各處壓力相等，在彈簧力的作用下，定差減壓閥開口達(dá)到最大，且p1=p2=p3為系統(tǒng)最大壓力，當(dāng)電磁換向閥10通電換向，p3瞬間減小，節(jié)流閥進(jìn)出口壓力差達(dá)到最大值，瞬時(shí)產(chǎn)生大的流量沖擊，從而使液壓缸活塞桿產(chǎn)生階躍速度。由于定差減壓閥的壓力補(bǔ)償作用，可以保證節(jié)流閥的進(jìn)出口壓差基本不變，從而使流經(jīng)調(diào)速閥的流量不變，所以在彈射瞬間產(chǎn)生的流量沖擊和階躍速度也很快趨于平穩(wěn)。該流量沖擊和階躍速度只發(fā)生在彈射瞬間且持續(xù)時(shí)間非常短，所以并不會(huì)對(duì)整個(gè)勻速?gòu)椛溥^程產(chǎn)生不利影響。

4 結(jié)論

本研究為實(shí)現(xiàn)彈射座椅模擬器在彈射過程中保持勻速運(yùn)動(dòng)，提出一種用調(diào)速閥保證彈射速度恒定的液壓彈射方案。對(duì)該液壓系統(tǒng)進(jìn)行建模，并用AMESim軟件對(duì)彈射過程進(jìn)行仿真分析，得到以下結(jié)論：

(1) 在彈射座椅模擬器液壓系統(tǒng)中，可以通過調(diào)速閥來保證彈射速度恒定，從而實(shí)現(xiàn)勻速?gòu)椛溥\(yùn)動(dòng)，這為設(shè)計(jì)勻速液壓彈射裝置提供了一定參考;

(2) 改變調(diào)速閥出油口直徑對(duì)彈射速度有明顯的影響，彈射速度隨著調(diào)速閥出油口直徑的增大而增大；在保證蓄能器的供油壓力能驅(qū)動(dòng)液壓缸走完一個(gè)完整行程的前提下，改變負(fù)載大小和蓄能器供油壓力大小，不會(huì)影響彈射過程中的勻速運(yùn)動(dòng)。