航空雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥閥芯振蕩機(jī)理及抑制方法

王彬，任鵬達(dá)，張偉，謝志剛，張文星

1．南京航空航天大學(xué) 江蘇省航空動(dòng)力系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南京 210016

2．南京航空航天大學(xué) 能源與動(dòng)力學(xué)院，南京 210016

3．航空工業(yè)西安飛行自動(dòng)控制研究所，西安 710076

飛機(jī)舵面、起落架及剎車(chē)等操控機(jī)構(gòu)大多為電液控制系統(tǒng)，其性能對(duì)飛行穩(wěn)定控制與安全至關(guān)重要。伺服閥因精度高、響應(yīng)快等優(yōu)點(diǎn)在飛機(jī)操控機(jī)構(gòu)中獲得廣泛應(yīng)用［1］。其組件多、工藝難度大、故障率高，給飛控系統(tǒng)性能提升帶來(lái)了嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。高可靠、輕量化和高性能電液伺服閥是機(jī)載液壓控制領(lǐng)域發(fā)展的重要課題［2］。

國(guó)內(nèi)外針對(duì)伺服閥可靠性及典型故障開(kāi)展了研究。伺服閥故障可表現(xiàn)為閥芯振蕩和嘯叫（一種尖銳噪聲），嚴(yán)重時(shí)會(huì)導(dǎo)致液壓系統(tǒng)性能惡化甚至引起災(zāi)難性后果［3］。伺服閥自激振蕩是指閥內(nèi)活動(dòng)部件的自發(fā)振動(dòng)，其頻率可高達(dá)數(shù)百至數(shù)千赫茲。研究表明，自激振蕩除與油源有關(guān)，還與流場(chǎng)中的瞬態(tài)空化和壓力脈動(dòng)密切相關(guān)［4-5］。Elsheikh［6］研究了平衡閥內(nèi)的高頻噪聲，通過(guò)改進(jìn)設(shè)計(jì)消除其不良影響。Ziada 等［7］對(duì)溢流閥和渦輪控制閥的振蕩噪聲研究發(fā)現(xiàn)，流體剪切層可能在伺服閥中誘發(fā)壓力脈動(dòng)和高頻振蕩。Gao 等［8］研究閥內(nèi)渦流、能量損失、噪聲和流體力，發(fā)現(xiàn)渦流形狀和強(qiáng)度受閥開(kāi)度影響，進(jìn)而影響振蕩形式和強(qiáng)弱。Li 等［9］通過(guò)數(shù)值模擬研究伺服閥內(nèi)渦流變化對(duì)空化的誘發(fā)機(jī)理，揭示其與流體能量損失和噪聲的內(nèi)在關(guān)聯(lián)。Liu 等［10］研究調(diào)節(jié)閥非定?？栈鲃?dòng)過(guò)程和壓力波動(dòng)特性，認(rèn)為閥芯結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)閥內(nèi)空化和壓力脈動(dòng)有較大影響。Qiu 等［11］預(yù)測(cè)了節(jié)流閥內(nèi)總氣相體積，發(fā)現(xiàn)減小閥芯位移會(huì)導(dǎo)致氣相區(qū)擴(kuò)大和氣相密度增加。Lindler 和Anderson［12］對(duì)直驅(qū)伺服閥的研究發(fā)現(xiàn)，閥芯小開(kāi)度時(shí)的高壓降易使流體流經(jīng)時(shí)發(fā)生分離或汽化，導(dǎo)致閥芯出現(xiàn)振蕩。

張鶴然等［13］以壓力伺服閥為研究對(duì)象，分析了伺服閥振蕩嘯叫現(xiàn)象特征與產(chǎn)生機(jī)理，并提出調(diào)整擋板結(jié)構(gòu)參數(shù)改變其阻尼的措施。Porteiro等［14］對(duì)平衡閥工作中的高頻振動(dòng)進(jìn)行了湍流模型下二維流動(dòng)仿真與試驗(yàn)，認(rèn)為射流引起的壓力脈動(dòng)是高頻振動(dòng)的重要原因。同時(shí)，流場(chǎng)中的氣穴、自振和剪切層振蕩是閥類(lèi)振動(dòng)產(chǎn)生的主要原因。陸亮等［15］認(rèn)為射流流域內(nèi)的剪切層振蕩是導(dǎo)致流體自激振蕩的原因，以溢流閥為例分析其自激振蕩產(chǎn)生機(jī)理。Yuan 等［16］對(duì)錐閥流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算仿真，認(rèn)為氣穴產(chǎn)生的主要原因?yàn)榱黧w剪切和流動(dòng)分離。

隨著伺服閥性能要求的不斷提升，新結(jié)構(gòu)原理的伺服閥也相繼出現(xiàn)，如直驅(qū)伺服閥（Direct Driving Servovalve， DDSV）、多 路 伺 服 閥等［17-19］。另外，新型智能材料在電-機(jī)械轉(zhuǎn)換器中的應(yīng)用也是伺服閥的研究方向之一。彭暢［20］設(shè)計(jì)了直動(dòng)式壓電伺服閥和噴嘴擋板壓電伺服閥并研究了其靜動(dòng)態(tài)特性。徐現(xiàn)榮［21］提出了一種基于形狀記憶合金的微型氣動(dòng)伺服閥。李躍松［22］研究了一種超磁致伸縮射流伺服閥，實(shí)測(cè)了線性度、響應(yīng)等指標(biāo)并與傳統(tǒng)伺服閥進(jìn)行了對(duì)比。

傳統(tǒng)兩級(jí)伺服閥元件數(shù)量多、工藝要求高、可靠性低，成為航空液壓系統(tǒng)故障率高的主要部件之一。近年來(lái)，在抗污染、高可靠伺服閥研究方面，直驅(qū)伺服閥成為主要熱點(diǎn)之一［23］。其直接由電機(jī)驅(qū)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)力大且可增加閥芯行程，提高了閥的抗污染能力。然而，對(duì)不同負(fù)載，直驅(qū)伺服閥需重新調(diào)試控制參數(shù)，耗時(shí)較長(zhǎng)［24］。飛機(jī)舵面操控系統(tǒng)多為對(duì)稱(chēng)分布，往往需要兩套電液伺服機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)有時(shí)序的關(guān)聯(lián)驅(qū)動(dòng)。同一控制任務(wù)需要兩套液壓作動(dòng)機(jī)構(gòu)聯(lián)合協(xié)同動(dòng)作，不利于簡(jiǎn)化系統(tǒng)而保證可靠性。長(zhǎng)期以來(lái)，航空飛行控制領(lǐng)域迫切需要一種可實(shí)現(xiàn)雙系統(tǒng)或多系統(tǒng)操控的高可靠、大流量伺服閥，避免傳統(tǒng)兩級(jí)電液伺服閥放大能力有限、可靠性低的不足。直驅(qū)閥可用于飛機(jī)舵面液壓作動(dòng)機(jī)構(gòu)。將直驅(qū)伺服閥雙閥芯或三閥芯串聯(lián)固結(jié)，可實(shí)現(xiàn)多系統(tǒng)同步驅(qū)動(dòng)與控制。因雙液壓系統(tǒng)協(xié)同工作是飛機(jī)舵面驅(qū)動(dòng)的獨(dú)有特點(diǎn)，直驅(qū)閥可滿(mǎn)足雙系統(tǒng)乃至多系統(tǒng)的控制需求。同樣功能下，直驅(qū)閥可大幅提高飛控系統(tǒng)功率密度且增加了機(jī)載部件的可靠性。主閥芯由電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)并構(gòu)成位置閉環(huán)，有利于保證控制精度，已在部分飛機(jī)的舵面操控系統(tǒng)應(yīng)用。

直驅(qū)方案雖然避免了多級(jí)閥級(jí)間油液流動(dòng)，但傳動(dòng)件間的機(jī)械聯(lián)結(jié)和雙系統(tǒng)閥結(jié)構(gòu)極易因剛度不足發(fā)生局部彈性變形或流固耦合誘發(fā)振蕩。直驅(qū)閥閥芯振蕩的影響因素諸多，如構(gòu)件耦合振動(dòng)、油液壓力脈動(dòng)等［25-26］。閥芯振蕩導(dǎo)致作動(dòng)筒和連接氣動(dòng)面高頻抖動(dòng)，影響液壓作動(dòng)器的調(diào)節(jié)過(guò)程，極易加速作動(dòng)器疲勞失效，威脅飛行穩(wěn)定和安全。因此，對(duì)直驅(qū)伺服閥閥芯振蕩，需要通過(guò)研究揭示其發(fā)生發(fā)展機(jī)理，確定其關(guān)鍵影響因素，從設(shè)計(jì)上抑制或避免其發(fā)生，為高性能舵面操控機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)打下必要的基礎(chǔ)。

針對(duì)雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥閥芯振蕩，提出一種與閥內(nèi)空化具有對(duì)應(yīng)關(guān)系的振蕩機(jī)理模型。通過(guò)氣液兩相數(shù)值模擬獲得典型工況下閥芯凸肩面上的壓力脈動(dòng)，基于閥芯動(dòng)力學(xué)仿真復(fù)現(xiàn)了閥芯振蕩。在仿真與試驗(yàn)基礎(chǔ)上提出了抑制閥芯振蕩的方法，為工程設(shè)計(jì)提供理論參考。

1 雙系統(tǒng)直驅(qū)式伺服閥

1.1 工作原理

雙系統(tǒng)直驅(qū)式伺服閥由直線電機(jī)、拉桿、閥芯、閥套及位移傳感器等組成，如圖1 所示。閥芯為兩只四通閥連接為一體的結(jié)構(gòu)，通過(guò)拉桿將其與直線電機(jī)連接。電機(jī)驅(qū)動(dòng)閥芯時(shí)帶動(dòng)兩組閥口變化，從而實(shí)現(xiàn)雙液壓系統(tǒng)的同步調(diào)節(jié)。位移傳感器實(shí)時(shí)測(cè)量閥芯位移并反饋至閥控制器，以構(gòu)成閥內(nèi)閉環(huán)回路。閥套與閥口對(duì)應(yīng)部位開(kāi)有4處通油口，分別為供油口P、回油口T 及控制口A、B，閥套與閥芯構(gòu)成非全周開(kāi)口以滿(mǎn)足最大開(kāi)度內(nèi)的節(jié)流邊可控。

圖1 雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥構(gòu)成Fig.1 Architecture of dual-system DDSV

1.2 閥芯受力分析

滑閥閥芯受液動(dòng)力、慣性力、黏性阻尼力、彈簧力及外驅(qū)動(dòng)力等聯(lián)合作用，而當(dāng)閥芯上作用力的合力存在交變或脈動(dòng)時(shí)則會(huì)使閥芯位置不穩(wěn)定即出現(xiàn)振蕩。關(guān)聯(lián)閥芯受力如圖2 所示，圖中：Ft為電機(jī)驅(qū)動(dòng)力；Ff為黏性摩擦力；Fp為油液空化產(chǎn)生的氣穴附著力；Fk為兩側(cè)阻尼腔液壓彈簧產(chǎn)生的液壓恢復(fù)力；FL為液動(dòng)力；v1、v2為閥腔進(jìn)出口油液速度；p1、p2為閥腔兩側(cè)油液壓力；pd1、pd2為兩側(cè)閥腔短暫封閉時(shí)油液壓縮產(chǎn)生的壓力。

圖2 閥芯受力圖Fig.2 Force diagram of spool

通常認(rèn)為，同一閥腔內(nèi)兩側(cè)凸肩對(duì)應(yīng)受力面上的壓力相等。但流場(chǎng)仿真顯示，油液由一節(jié)流孔流入閥腔瞬時(shí)易發(fā)生空化，氣泡隨油液流動(dòng)及自身發(fā)展、潰滅過(guò)程均可導(dǎo)致兩側(cè)凸肩面上的壓力不穩(wěn)定。另外，液動(dòng)力是油液流經(jīng)閥口時(shí)速度大小和方向變化對(duì)閥芯的反作用力，也直接影響閥芯的整體受力。因此，在閥芯動(dòng)力學(xué)建模時(shí)，液動(dòng)力的作用可并入凸肩面所受流體作用力。閥芯兩端為阻尼腔，閥芯快速運(yùn)動(dòng)時(shí)可視作短暫封閉，腔內(nèi)油液壓縮形成液壓彈簧效應(yīng)，建模時(shí)也應(yīng)考慮。這里閥芯受力主要包括閥腔凸肩面液壓力、閥口液動(dòng)力、兩端阻尼腔流體等效的液壓彈簧力、黏性摩擦力以及驅(qū)動(dòng)力等。本文研究的雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥，當(dāng)雙閥處于同一開(kāi)度時(shí)，閥芯同時(shí)受兩組對(duì)應(yīng)閥口凸肩面液壓力和液動(dòng)力的耦合作用。不同于單閥芯僅一個(gè)閥口壓降較大，雙系統(tǒng)直驅(qū)閥的雙閥芯極易因?qū)?yīng)閥口較大的匹配偏差使兩大壓降閥口產(chǎn)生的不穩(wěn)定瞬態(tài)液壓力疊加耦合，當(dāng)兩者合力克服電機(jī)驅(qū)動(dòng)軸的彈性力等阻力即引起閥芯高頻振蕩。

2 閥內(nèi)流動(dòng)數(shù)值模擬

2.1 模型及邊界條件

當(dāng)局部壓力達(dá)到特定溫度下的飽和蒸氣壓，油液會(huì)發(fā)生汽化現(xiàn)象，產(chǎn)生的汽泡隨液體從入口向外周流動(dòng)時(shí)，又因壓力突增而急劇冷凝。液體從四周急速?zèng)_向汽泡中心，產(chǎn)生較大的瞬時(shí)壓力。節(jié)流是流量伺服閥的主要工作方式。閥腔內(nèi)油液汽化主要發(fā)生在閥口及相鄰?fù)辜绱怪泵娓浇?。無(wú)背壓時(shí)伺服閥回油口壓力接近油箱壓力，從伺服閥進(jìn)入執(zhí)行元件或執(zhí)行元件進(jìn)入伺服閥回油腔的油壓與油箱壓力相比較高。高壓降閥口處的汽泡流入管路或執(zhí)行元件，再由閥口進(jìn)入回油閥腔，因此高壓降誘發(fā)的空化對(duì)閥芯影響主要部分通常在回油閥腔內(nèi)。

圖3 為某開(kāi)度時(shí)單系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥閥口結(jié)構(gòu)。圖中，PA、PB分別為直驅(qū)伺服閥A、B 口油壓。數(shù)值模型對(duì)應(yīng)的回油腔網(wǎng)格如圖4 所示。進(jìn)油腔網(wǎng)格與之相似，僅流動(dòng)方向和腔體尺寸不同。計(jì)算域模型網(wǎng)格數(shù)量為250 萬(wàn)，最低網(wǎng)格質(zhì)量為0.4，后面將對(duì)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性進(jìn)行驗(yàn)證。因雙系統(tǒng)直驅(qū)滑閥的2 個(gè)三位四通閥結(jié)構(gòu)相同，不考慮因加工安裝誤差導(dǎo)致雙閥芯受力不均而誘發(fā)的振蕩，重點(diǎn)討論空化對(duì)閥芯振蕩的影響機(jī)制，即假定某一開(kāi)度下兩組滑閥流動(dòng)狀態(tài)相同。

圖3 單系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥閥口結(jié)構(gòu)Fig.3 Opening structure of single-system DDSV

圖4 回油腔網(wǎng)格及模型參數(shù)Fig.4 Meshes and model parameters for return cavity

典型描述流體微團(tuán)運(yùn)動(dòng)的Navier-Stokes（N-S）方程：式（1）描述流體連續(xù)性，表示單位時(shí)間內(nèi)控制體的質(zhì)量變化等于該時(shí)間內(nèi)流入控制體的凈質(zhì)量；式（2）為動(dòng)量方程，描述單位時(shí)間內(nèi)控制體的動(dòng)量變化等于其所受的合力。

式中：xi、xj為流體微團(tuán)地面坐標(biāo)系兩方向的坐標(biāo)；ρ為單元體流體密度；ui、uj為相應(yīng)速度分量；τij為應(yīng)力張量；t為時(shí)間。

流場(chǎng)中空化產(chǎn)生或潰滅引起的相變及相間輸運(yùn)過(guò)程由Schnerr-Sauer 空化模型描述，見(jiàn)式（3）。該模型在復(fù)雜形狀的多相流計(jì)算中較為穩(wěn)定。計(jì)算中忽略不同相間的滑移速度，即假設(shè)緊鄰的液汽兩相運(yùn)動(dòng)速度相同。

式中：αv為氣相體積分?jǐn)?shù)；ρv、ρl和ρm分別為氣相、液相和混合相介質(zhì)密度；pv為飽和蒸氣壓，pm為混合相壓力；Re和Rc分別為氣相蒸發(fā)速率與凝結(jié)速率；RB為氣泡直徑。

數(shù)值模擬時(shí)求解器采用基于壓力的SIMPLE 算法和二階迎風(fēng)離散格式。進(jìn)油腔入口、出口邊界分別為21 MPa 和7 MPa，回油腔入口、出口邊界分別為5 MPa 和0.1 MPa。仿真條件設(shè)置與實(shí)驗(yàn)工況一致。數(shù)值模擬主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 數(shù)值模擬主要參數(shù)Table 1 Main parameters for numerical simulation

2.2 結(jié)果分析

為驗(yàn)證數(shù)值模型的可靠性，提取仿真回油流量與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比，如圖5 所示。實(shí)驗(yàn)流量與不同網(wǎng)格數(shù)模型計(jì)算結(jié)果基本吻合，證明網(wǎng)格無(wú)關(guān)性及數(shù)值模型的可靠性。因出口壓力高，進(jìn)油腔內(nèi)無(wú)氣穴發(fā)生，而回油腔閥口附近存在氣穴分布，如圖6 所示。因高速射流自節(jié)流孔和閥口流入閥腔時(shí)沖擊閥腔壁，射流兩側(cè)產(chǎn)生渦旋，油壓不斷降低至飽和蒸氣壓以下，誘發(fā)氣泡析出，產(chǎn)生氣穴。

圖5 回油流量Fig.5 Return flow rate

圖6 回油腔氣穴Fig.6 Cavitation in return cavity

為直觀看出回油腔兩側(cè)凸肩面上的壓力分布，圖7 給出了不同時(shí)刻T回油腔兩側(cè)凸肩面壓力分布，圖中上方為遠(yuǎn)閥口側(cè)，下方為近閥口側(cè)，T為瞬時(shí)時(shí)刻。兩側(cè)瞬時(shí)壓力并不完全相同，故閥芯振動(dòng)模型需考慮油腔兩側(cè)壓力差異及變化。圖8 為回油腔近閥口一側(cè)部分凸肩面上的壓力與氣相體積分?jǐn)?shù)分布。可以看出，低壓區(qū)與氣穴區(qū)位置基本吻合，氣穴區(qū)擴(kuò)大時(shí)，低壓區(qū)也隨之?dāng)U大。由此得出，伺服閥閥腔內(nèi)的壓力脈動(dòng)與氣穴程度直接相關(guān)。

圖7 凸肩面壓力分布Fig.7 Pressure distribution on ring faces

為了進(jìn)一步說(shuō)明該問(wèn)題，提取閥口凸肩面近域的平均壓力和平均氣相體積分?jǐn)?shù)，其隨時(shí)間變化規(guī)律如圖9 所示。圖10 中壓力與氣相體積分?jǐn)?shù)的變化趨勢(shì)對(duì)應(yīng)，氣相體積分?jǐn)?shù)位于波峰時(shí)，壓力處于最低點(diǎn)。取同一流域網(wǎng)格模型，分別計(jì)算有無(wú)氣穴模型時(shí)閥腔凸肩面上的平均壓力，圖10 即為氣穴對(duì)其影響曲線。圖10 中看出，同一時(shí)間跨度內(nèi)，有氣穴模型時(shí)此處壓力變化較為劇烈，且具有一定的規(guī)律性，呈反復(fù)升高或降低趨勢(shì)；而無(wú)氣穴模型時(shí)凸肩面上的壓力基本穩(wěn)定，波動(dòng)范圍遠(yuǎn)小于前者。這進(jìn)一步驗(yàn)證了氣穴發(fā)生易加劇流場(chǎng)不穩(wěn)定，導(dǎo)致流域內(nèi)壓力波動(dòng)，可通過(guò)兩側(cè)凸肩面?zhèn)鬟f至閥芯上，這是氣穴誘發(fā)閥芯振蕩的機(jī)理。

圖9 凸肩面平均壓力及平均氣相體積分?jǐn)?shù)變化規(guī)律Fig.9 Changing rule of mean pressure and mean vapor volume fraction on ring face

圖10 氣穴對(duì)凸肩面壓力的影響Fig.10 Cavitation effects on pressure on ring face

由以上仿真結(jié)果知，氣穴導(dǎo)致的閥腔流域壓力振蕩和不穩(wěn)定流動(dòng)可通過(guò)壓力傳遞至閥芯凸肩面上，使閥芯位移受附加擾動(dòng)。氣穴產(chǎn)生機(jī)理是經(jīng)過(guò)閥口節(jié)流加速后的油液在閥腔內(nèi)產(chǎn)生高速渦旋，使其壓力降低至飽和蒸氣壓以下。有研究表明，閥腔和節(jié)流口尺寸比是影響氣穴發(fā)生的主要因素［27］。在此基礎(chǔ)上提出兩種改進(jìn)設(shè)計(jì)方法，通過(guò)改進(jìn)閥腔和閥口設(shè)計(jì)避免不穩(wěn)定流動(dòng)，以抑制閥腔內(nèi)氣穴發(fā)生。

雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥作為飛控系統(tǒng)中的關(guān)鍵控制元件，整閥長(zhǎng)度一般受作動(dòng)裝置整體體積限制而難以調(diào)整。定義閥桿長(zhǎng)徑比為β=L2r，r為回油腔閥桿半徑，L為回油腔閥桿長(zhǎng)度，一定范圍增加長(zhǎng)徑比可使回油閥腔容積有效減小，從而降低閥腔內(nèi)的渦旋尺寸。

參照工程習(xí)慣選取閥桿長(zhǎng)徑比分別為0.67、0.55 和0.43，計(jì)算閥腔兩側(cè)凸肩面局部氣相體積分布。圖11 為3 種閥桿長(zhǎng)徑比時(shí)控制閥口一側(cè)部分凸肩面上的氣相分布。隨閥桿長(zhǎng)徑比降低，凸肩面上氣穴強(qiáng)度和范圍均有所下降。閥桿長(zhǎng)徑比為0.43 時(shí)，僅在閥口下游附近存在少量氣穴，且未向該凸肩面上的其他區(qū)域擴(kuò)散。這是由于閥口壓差一定時(shí)氣穴形成的關(guān)鍵因素為閥口前后容腔的體積比。閥腔壁面與閥桿壁面間的距離不斷減小使渦旋尺度隨之減小，抑制了渦旋中壓力的快速降低，使氣穴程度有所緩解。

圖11 不同長(zhǎng)徑比時(shí)部分凸肩面的氣相體積分?jǐn)?shù)Fig.11 Vapor volume fraction on partial ring face for different length-diameter ratios

除減小閥腔容積（長(zhǎng)徑比）外，通過(guò)改進(jìn)閥口結(jié)構(gòu)以改變油液流動(dòng)狀態(tài)也是抑制氣穴發(fā)生的有效方法之一。為了滿(mǎn)足可控閥口流量不飽和條件，常在無(wú)法增加閥腔容積時(shí)盡可能采用通流面積較小的非全周閥口，由此易誘發(fā)閥口氣穴。電液伺服系統(tǒng)常工作在零位附近，控制閥閥口開(kāi)度一般較小，更加劇了氣穴的嚴(yán)重程度。針對(duì)二級(jí)節(jié)流閥口易出現(xiàn)氣穴問(wèn)題，提出了閥口前三級(jí)節(jié)流結(jié)構(gòu)。該結(jié)構(gòu)可使油液流經(jīng)閥口時(shí)速度梯度降低，使流向與閥口方向不一致的油液流速大幅衰減。多級(jí)節(jié)流也可使其單級(jí)壓降減小，油液流經(jīng)閥口時(shí)更連續(xù)和穩(wěn)定。圖12 為三級(jí)節(jié)流閥口近域凸肩面氣相分布的仿真結(jié)果。閥口后油液附著于凸肩面上的氣相體積明顯減小，且強(qiáng)度也大幅降低。圖13 為不同閥口前節(jié)流級(jí)數(shù)的速度云圖，油液流經(jīng)三級(jí)節(jié)流閥口前后速度變化更小，且最高速度更低，改善了流動(dòng)穩(wěn)定性，有利于抑制閥口氣穴的產(chǎn)生。

圖12 三級(jí)節(jié)流閥口近域凸肩面氣相體積分?jǐn)?shù)Fig.12 Vapor volume fraction on ring face close to three-stage throttling port

圖13 不同閥口前節(jié)流級(jí)數(shù)的速度云圖Fig.13 Velocity nephogram for different throttling stages upstream of opening

3 閥芯動(dòng)力學(xué)分析

3.1 動(dòng)力學(xué)建模

閥芯凸肩面上液壓力受閥口附近閥腔內(nèi)氣穴影響具有時(shí)變特征，且整個(gè)環(huán)形面為氣液兩相共存。欲獲得準(zhǔn)確的閥芯瞬態(tài)受力，需考慮氣穴附著力、閥口液動(dòng)力、閥芯黏性阻尼力、慣性力及外驅(qū)動(dòng)力。將閥腔兩側(cè)垂直凸肩環(huán)形面受到的油液、氣泡作用在閥芯上的瞬時(shí)平均流體力統(tǒng)稱(chēng)為氣穴附著力。因油液-閥芯雙向流固耦合的全域數(shù)值求解難度大，采用數(shù)值模擬與數(shù)字仿真結(jié)合，將數(shù)值計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入閥芯動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)模型中，與閥芯上的其他力共同構(gòu)建動(dòng)力學(xué)方程。其中，氣穴附著力由數(shù)值模擬計(jì)算獲得流場(chǎng)信息的數(shù)據(jù)集，其可看作氣穴附著力動(dòng)態(tài)閥口開(kāi)度的函數(shù)。計(jì)算中通過(guò)差分方法獲得當(dāng)前時(shí)刻閥芯所受氣穴附著力，根據(jù)相應(yīng)方程計(jì)算獲得閥口液動(dòng)力、閥芯黏性阻尼力、慣性力和外驅(qū)動(dòng)力，由其合力構(gòu)建閥芯的動(dòng)力學(xué)模型。

對(duì)有空化的閥腔瞬態(tài)流動(dòng)，壓力為與位置和時(shí)間有關(guān)的場(chǎng)函數(shù)，可表示為p（g， t），其中g(shù)為空間位置，t為時(shí)間。當(dāng)網(wǎng)格i的位置為gi時(shí)，p（gi， t）可描述點(diǎn)i處的局部靜壓。在局部靜壓p（gi，t）的基礎(chǔ)上，可以量化一個(gè)面所受流體的壓力：

式中：N為該表面包含的網(wǎng)格單元數(shù)；p（i， t）為第i個(gè)網(wǎng)格單元的靜壓值；ΔS為求解面的面積。據(jù)此可以求得閥芯凸肩面的瞬時(shí)平均壓力，即獲得油液空化影響時(shí)凸肩面上的時(shí)變壓力。

由動(dòng)量定理知，流體對(duì)閥芯的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為

式中：ρo為油液密度；q為流量；v1和v2分別為進(jìn)口和出口速度矢量。FW可分解為徑向分量和軸向分量。閥口為徑向?qū)ΨQ(chēng)分布，則徑向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力可相互抵消。設(shè)閥口處射流角為θ，則穩(wěn)態(tài)軸向液動(dòng)力大小為

瞬態(tài)液動(dòng)力計(jì)算公式為

式中：l為阻尼長(zhǎng)度。

則總的液動(dòng)力為

直驅(qū)伺服閥閥芯與閥套間存在黏性摩擦力，其與閥芯運(yùn)動(dòng)速度近似成線性關(guān)系。但有文獻(xiàn)表明，黏性摩擦力受速度變化影響較小，而受油液壓差作用較大。進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真時(shí)，整閥進(jìn)口壓力恒定，故考慮黏性摩擦力為定值［28］。電機(jī)驅(qū)動(dòng)力則與閥芯上的運(yùn)動(dòng)阻力有關(guān)，考慮發(fā)生振蕩時(shí)其在某一開(kāi)度附近，因此仿真時(shí)設(shè)定驅(qū)動(dòng)力在特定開(kāi)度時(shí)不變。

綜上，閥芯動(dòng)力學(xué)方程可表示為

式中：Cf為閥芯運(yùn)動(dòng)的黏性阻尼系數(shù)；m為閥芯質(zhì)量。

3.2 振蕩仿真

基于動(dòng)力學(xué)方程求解時(shí)，將CFD 數(shù)值計(jì)算獲得的各凸肩面壓力數(shù)據(jù)導(dǎo)入動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)二維查表將CFD 與動(dòng)力學(xué)方程聯(lián)合，以準(zhǔn)確描述不同時(shí)刻或閥芯不同位置時(shí)所受的氣穴附著力及其對(duì)閥芯運(yùn)動(dòng)的影響。 伺服閥進(jìn)口壓力21 MPa，出口為大氣壓，閥芯質(zhì)量0.2 kg，油液運(yùn)動(dòng)黏度20 mm2/s，體積彈性模量1 380 GPa。

圖14（a）和圖14（b）分別為有/無(wú)氣穴附著力影響時(shí)閥芯位移振蕩曲線。圖14（a）中，閥芯位移振蕩頻率約180 Hz，振蕩幅值約20 μm。而圖14（b）中，不考慮氣穴附著力時(shí)，閥芯位移振蕩幅值僅5 μm 左右，對(duì)下游壓力流量幾乎不產(chǎn)生直接影響。仿真結(jié)果顯示，閥芯位置主要由電機(jī)驅(qū)動(dòng)力、兩端油液形成的液壓彈簧復(fù)位力決定，氣穴附著力對(duì)閥芯振蕩起主要作用，是閥芯振蕩的主要誘導(dǎo)因素之一。

圖14 閥芯位移振蕩曲線Fig.14 Oscillation curves of spool displacement

圖15 為雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥閥芯位移振蕩對(duì)作動(dòng)器位移響應(yīng)的影響，閥芯位移振蕩時(shí)作動(dòng)器響應(yīng)時(shí)間更長(zhǎng)，控制指令變化前后皆存在較大穩(wěn)態(tài)誤差，且在調(diào)節(jié)過(guò)程中及穩(wěn)定后均有振蕩現(xiàn)象。可見(jiàn)雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥在出現(xiàn)閥芯振蕩故障時(shí)，難以滿(mǎn)足液壓作動(dòng)機(jī)構(gòu)正常作動(dòng)需求，極大影響了飛控系統(tǒng)性能。

圖15 閥芯位移振蕩對(duì)作動(dòng)器位移響應(yīng)的影響Fig.15 Effect of spool displacement oscillation on displacement response of actuator

該直驅(qū)閥用作飛機(jī)舵面作動(dòng)機(jī)構(gòu)時(shí)，負(fù)載變化引起作動(dòng)器中工作腔油壓即閥出口壓力相應(yīng)變化，這對(duì)閥口節(jié)流及附近凸肩面氣穴有直接影響，故以出口壓力表征舵面作動(dòng)機(jī)構(gòu)的不同負(fù)載。圖16 為不同進(jìn)口壓力與舵面負(fù)載時(shí)的閥芯位移振蕩幅值，閥芯位移振蕩幅值隨進(jìn)口壓力降低而減緩。出口壓力接近于回油壓力或油箱壓力，節(jié)流閥口壓差小，閥腔近端或凸肩面上氣穴難以形成或氣穴區(qū)域小，閥腔內(nèi)壓力脈動(dòng)較低，閥芯振蕩幅值相應(yīng)較小。負(fù)載力大即出口壓力高時(shí)，閥口壓差小，氣穴作用下的閥芯振蕩減弱，表明舵面操控機(jī)構(gòu)負(fù)載力大有利于該閥穩(wěn)定工作。

圖16 不同進(jìn)口壓力與舵面負(fù)載時(shí)的閥芯位移振蕩幅值Fig.16 Spool displacement oscillation amplitude for different inlet pressure and rudder surface load

為了獲得設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)空化及其附著力的影響特性，根據(jù)閥口氣穴進(jìn)入閥腔的空泡形成變化情況提出了具體方案，研究分析其有效性。

圖17（a）為不同長(zhǎng)徑比時(shí)的閥芯位移振蕩曲線，長(zhǎng)徑比較小即閥腔容積較小時(shí)，閥芯位移振蕩幅值也相應(yīng)減小。初始方案長(zhǎng)徑比為0.67，閥芯振蕩幅值在20～30 μm 之間；長(zhǎng)徑比僅降低18%，振蕩幅值可降至10 μm 左右，約為初始方案的30%。然而，閥芯振蕩頻率在180～200 Hz 之間，表明長(zhǎng)徑比對(duì)其影響較小。除長(zhǎng)徑比是影響振蕩幅值的重要因素外，該直驅(qū)伺服閥為滿(mǎn)足閥口設(shè)計(jì)要求而采用的兩級(jí)節(jié)流閥套通流結(jié)構(gòu)，也與閥腔內(nèi)氣穴程度有直接關(guān)系。為此，研究了閥口前節(jié)流通道級(jí)數(shù)的影響。圖17（b）給出了三級(jí)節(jié)流與兩級(jí)節(jié)流閥芯位移振蕩特性的對(duì)比。采用三級(jí)節(jié)流孔結(jié)構(gòu)時(shí)，閥芯振蕩幅值降低至兩級(jí)節(jié)流時(shí)的30%左右。以上算例表明，閥腔及閥口設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)閥腔氣穴發(fā)生及氣穴程度有較大影響。通過(guò)仿真獲得最佳設(shè)計(jì)參數(shù)可抑制因氣穴而誘發(fā)的閥芯凸肩面上的壓力振蕩，從而達(dá)到抑制閥芯振蕩的效果。

圖17 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)閥芯位移振蕩的影響Fig.17 Influence of structure parameter on spool displacement oscillation

基于閥芯動(dòng)力學(xué)仿真及數(shù)值模擬，對(duì)不同關(guān)鍵參數(shù)的閥芯振蕩進(jìn)行權(quán)重?cái)M合分析，獲得閥芯長(zhǎng)徑比β與振蕩幅值關(guān)系為

式中：pa和pb分別為與閥進(jìn)出口壓差和輸出流量相關(guān)的修正系數(shù)。計(jì)算后pa=0.231，pb=3.51，基于仿真數(shù)據(jù)測(cè)試其置信度達(dá)95%。

4 驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)

為驗(yàn)證本文方法的可靠性，進(jìn)行了該雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥供油特性實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)原理如圖18（a）所示。系統(tǒng)主要包含油源、被試雙系統(tǒng)直驅(qū)閥、力矩電機(jī)、位移傳感器、示波器和流量計(jì)等。圖18（b）為雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥及測(cè)試系統(tǒng)，圖18（c）為被試閥閥芯樣件。實(shí)驗(yàn)中，基于伺服閥空載流量特性測(cè)試方法對(duì)被試閥進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，供油壓力21 MPa。實(shí)驗(yàn)依照該閥機(jī)載典型工況設(shè)計(jì)，相關(guān)工況均從實(shí)際飛控系統(tǒng)解析獲得?？刂破鲗?duì)被試閥發(fā)送指令，將閥芯穩(wěn)定至測(cè)試開(kāi)度（如0.2 mm）。力矩電機(jī)和位移傳感器分別安裝至被試閥閥芯兩端，力矩電機(jī)用于測(cè)量閥芯所受合力，位移傳感器測(cè)量閥芯位移即閥口開(kāi)度（精度為微米級(jí)）。力矩電機(jī)可在低速甚至堵轉(zhuǎn)（即轉(zhuǎn)子無(wú)法轉(zhuǎn)動(dòng)）時(shí)仍能持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)且不損壞。在此工作模式下，電機(jī)可提供給負(fù)載穩(wěn)定的力矩，力矩電機(jī)軸不以恒功率而以恒力矩輸出動(dòng)力。測(cè)量流體力時(shí)，通過(guò)力臂桿連接閥芯末端和力矩電機(jī)，閥體中的直驅(qū)電機(jī)將閥芯驅(qū)動(dòng)至指定位置后停止輸入推力，調(diào)整力矩電機(jī)輸出力矩大小，使閥芯保持在原位置，閥芯位置穩(wěn)定后通過(guò)力矩電機(jī)的輸出力矩即可計(jì)算出此時(shí)閥芯所受流體力。實(shí)驗(yàn)采用直流稀土力矩電機(jī)，其輸出力矩與電流成正比，需提前標(biāo)定，測(cè)量誤差不大于1%。

圖18 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.18 Experimental system

因改變閥口前節(jié)流通道級(jí)數(shù)對(duì)閥套厚度及加工提出了更為苛刻的要求，在現(xiàn)有閥總體結(jié)構(gòu)重量限制下難以實(shí)現(xiàn)。實(shí)驗(yàn)僅測(cè)試了2 種回油腔閥桿長(zhǎng)徑比的閥芯位移振蕩，分級(jí)節(jié)流結(jié)構(gòu)抑制氣穴發(fā)生以減弱閥芯振蕩的優(yōu)化方案未進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)中，降低閥桿長(zhǎng)徑比未引起整閥壓降等關(guān)鍵參數(shù)變化。

圖19 為閥芯所受液動(dòng)力和氣泡附著力在不同開(kāi)度下的仿真結(jié)果，液動(dòng)力呈不斷增大的趨勢(shì)，這是由于閥口開(kāi)啟過(guò)程中流量不斷增大。而氣泡附著力先增大后減小，這是由于在閥口逐漸打開(kāi)過(guò)程中，隨開(kāi)度增大閥口對(duì)油液的節(jié)流作用逐漸減弱，氣穴程度隨之減輕。而在開(kāi)啟初期，雖然因閥口大壓降的節(jié)流產(chǎn)生嚴(yán)重氣穴，但此時(shí)油液流量較小，氣泡數(shù)量也較少。隨開(kāi)度增加，流量增加，氣泡附著力也相應(yīng)增加。氣泡附著力的上升段主要受流量影響，下降段主要受氣穴程度影響。因此總流體阻力在開(kāi)啟過(guò)程中也呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢(shì)。

圖19 閥芯氣泡附著力和液動(dòng)力仿真結(jié)果Fig.19 Simulation result of bubble adhesion force and flow force on spool

圖20為不同長(zhǎng)徑比的兩套被試閥閥芯所受總流體阻力測(cè)試結(jié)果。圖20（a）將實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，總流體阻力變化趨勢(shì)基本相同，但在閥口全開(kāi)時(shí)，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比仿真結(jié)果小，可能由于實(shí)驗(yàn)中閥口全開(kāi)時(shí)，流經(jīng)閥口前后的油液壓差降低導(dǎo)致液動(dòng)力數(shù)值減小。另外，長(zhǎng)徑比0.55 時(shí)，總的閥芯軸向阻力約為長(zhǎng)徑比0.67 時(shí)的60%，兩閥芯所受軸向流體阻力隨開(kāi)度變化趨勢(shì)基本一致。

圖20 閥芯上總流體阻力測(cè)試結(jié)果Fig.20 Test result of total fluid resistance on spool

圖21為不同回油腔閥桿長(zhǎng)徑比時(shí)的閥芯位移振蕩實(shí)驗(yàn)曲線，小長(zhǎng)徑比的閥芯振蕩幅值得以顯著抑制。長(zhǎng)徑比為0.55 時(shí)其振蕩幅值僅為10 μm 左右，與仿真結(jié)果吻合。該閥實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)泵源供油壓力（含脈動(dòng)水平）測(cè)試過(guò)程中不變，而實(shí)驗(yàn)顯示，閥芯振蕩僅發(fā)生于閥芯特定開(kāi)口量時(shí)。另外，泵源壓力脈動(dòng)頻率與閥芯振蕩頻率差異較大。實(shí)驗(yàn)中提高雙系統(tǒng)直驅(qū)伺服閥背壓至2.5 MPa 時(shí)，閥芯振蕩與嘯叫現(xiàn)象消失。分析得出，提高背壓可使閥腔內(nèi)油液壓力遠(yuǎn)高于其飽和蒸氣壓而抑制空化，也表明系統(tǒng)泵源的壓力脈動(dòng)對(duì)閥芯振蕩的影響較小，空化引起的閥腔內(nèi)油壓波動(dòng)是造成并影響閥芯振蕩的主要因素。上述內(nèi)容與總液體阻力實(shí)驗(yàn)結(jié)果證明了通過(guò)減小回油腔容積及長(zhǎng)徑比可有效抑制由空化引起的閥芯振蕩。

圖21 不同長(zhǎng)徑比閥芯位移振蕩實(shí)驗(yàn)曲線Fig.21 Experimental curves of spool displacement oscillation for different length-diameter ratios

5 結(jié) 論

1）閥口射流速度梯度大時(shí)空化程度高，形成的氣泡附著于閥芯凸肩面，且隨射流周期性分離擴(kuò)散。

2）空化對(duì)閥腔凸肩面產(chǎn)生的脈動(dòng)附著力是加劇雙系統(tǒng)直驅(qū)閥閥芯振蕩的主要因素之一，空化分離時(shí)尤為顯著。

3）改進(jìn)閥桿長(zhǎng)徑比或采用多級(jí)節(jié)流閥口可有效抑制閥芯振蕩。減小18%回油閥腔閥桿長(zhǎng)徑比可使閥芯振蕩幅值削減約67%，閥口前增加一級(jí)節(jié)流結(jié)構(gòu)或漸縮形閥口可防止空化從而抑制閥芯振蕩。

閥口空化誘發(fā)的直驅(qū)閥閥芯振蕩，除與閥口構(gòu)型和工況直接相關(guān)，還與驅(qū)動(dòng)、介質(zhì)及環(huán)境等因素有關(guān)。多物理場(chǎng)耦合建模仿真是探究閥芯振蕩特性的有效手段之一，也可為直驅(qū)伺服閥性能預(yù)測(cè)、故障機(jī)理研究及優(yōu)化提供一定的理論參考。