基于Fluent软件的刹车压力伺服阀振动问题仿真与分析

马立瑞 韦敏洁 刘世前

(1.上海交通大学航空航天学院， 上海 200240; 2.航空工业第一飞机设计研究院，陕西西安 710089; 3.中船重工第704研究所，上海 200031； 4.西安飞豹科技有限公司，陕西西安 710089)

引言

机轮刹车系统是影响飞机起降安全的关键功能子系统之一，若系统发生振动，会导致系统管路损伤和设备故障，甚至导致刹车失效，危及飞机的起降安全。刹车压力伺服阀是飞机机轮刹车系统的核心控制部件，主要用于根据系统的控制指令，输出相应的刹车压力到刹车装置，实现飞机减速，该阀是否正常工作，直接影响飞机刹车系统能否正常工作。但遗憾的是压力伺服阀的振动和啸叫问题，一直是行业挥之不去的梦魇，压力伺服阀在实际使用过程中时常发生，且一旦发生，故障原因分析十分困难。因此，研究压力伺服阀的振动问题具有十分重要的意义。

针对刹车压力伺服阀的振动与啸叫问题，国内主要的生产厂商与高校合作，开展大量研究工作，在理论研究方面取得了长足的进步。田源道[1]对“啸叫”原因进行了归纳和总结，认为啸叫是力矩马达的衔铁组件由于某种原因而产生高频强迫振动引起的，并对伺服阀振动和啸叫的原因进行了详细的分析；王红玲等[2]、逯九利等[3]结合某型号飞机刹车系统共振的问题，对刹车压力伺服阀多阀并联耦合压力振动问题进行分析研究，并给出了抑制方法；林丞[4]分析了油温对伺服阀力矩马达振动特性的影响； 另有学者主要从伺服阀先导级的受迫振动或自激振动着手，开展伺服阀振动和啸叫问题研究[5-10]；刘玉龙[11]对刹车用压力伺服阀啸叫机理进行了系统的分析，研究认为回油结构尺寸加工误差、滑阀增益过大、前置级气穴现象、死容腔气泡和供油压力脉动是导致衔铁组件振荡,进而造成伺服阀衔啸叫的重要因素。目前对伺服阀振动和啸叫的研究主要集中在先导级的结构参数和流场分析，对主阀级的研究较少。曹飞梅等[12]研究阀芯沟槽底部不同圆弧半径对改善滑阀性能的影响程度，以确定了合理的参数范围，但对主阀芯环槽直径对主阀的流场分布的影响未进行分析研究。

本研究采用有限元分析法，分析了某型机刹车压力伺服阀主阀机因环槽直径设计不合理导致的振动和啸叫问题，并对不同环槽直径下，阀芯流场特性进行了仿真。通过对比分析，找到相对最优的环槽直径参数，为该型刹车压力伺服阀的改进和后续型号压力伺服阀的研制提供参考依据。

1 问题描述

某型飞机机轮刹车系统试验过程中，踩刹车时，系统管路及液压附件产生高频振动，同时伴有刺耳的“啸叫”声。在试验室，对啸叫的声波频率进行了测试，扫频时达到2371 Hz，声谱如图1所示。经现场试验与分析，故障定位到系统所用的刹车压力伺服阀。

通过故障树分析方法和试验，排除伺服阀先导级导致该故障，在排故试验过程中发现：

(1) 主阀芯旋转时，刹车压力伺服阀振动，并有啸叫声；

(2) 通过虎钳夹紧引出杆，阻止阀芯旋转后，压力伺服阀工作正常；

(3) 对比其他工作正常的阀，阀芯均不旋转。

初步分析认为该型射流管压力伺服阀振动和啸叫是由于阀芯在工作过程中旋转所致。

2 工作原理

某型射流管压力伺服阀主要由力矩马达、射流放大器、先导级和功率级等组成，工作原理图如图3所示。马达供油口为J1，主阀供油口为J2， 回油口为H，

图1 声谱测试结果

图2 阀芯旋转试验

图3 声谱测试结果

负载口为S。无电流输入时，负载口S与回油口H相通，进油口J2关闭，负载腔的压力等于回油压力。当正控制电流流过力矩马达线圈时将产生一控制力矩使衔铁组件顺时针偏转，射流管向左偏移，接受器两控制腔内形成压差，该压差作用到功率级阀芯环形面积上，阀芯右移，造成回油窗口遮盖，进油窗口开启；压力油从供油口J2进入负载腔输出负载压力S，此压力又作用在功率级阀芯反馈端面上，直到反馈力与控制力平衡为止。刹车伺服阀输出与输入信号成比例的负载压力。输入信号越大，输出的负载压力越大，实现正增益压力控制。

3 建模与仿真

3.1 计算边界条件

基于Fluent软件，对刹车压力伺服阀主阀芯流场进行建模与仿真，仿真计算的边界条件设置如下：

(1) 入口压力为28 MPa，湍流强度为5%；

(2) 出口压力为0.6 MPa，湍流强度为5%；

(3) 液压油系数：密度870 kg/m3，动力黏度0.0087 kg·s-1·m-1；

1.文献研究法：通过网络、图书等途径查阅、收集有关互联网背景下的教学手段的科研文献，获取相关信息，并进行综合分析，从中提炼出与本课题研究有价值的资料。

(4) 阀芯直径8 mm；

(5) 环槽直径9.5 mm。

3.2 网格划分

根据刹车压力伺服阀主阀级内部流道几何尺寸和实际走向，抽取流道模型，如图4所示。并根据表1中的参数，进行主阀级流道的网格划分，网格划分结果如图5所示。

图4 阀芯旋转试验 图5 流道整体网格图

3.3 仿真结果

利用Fluent软件对主阀级流道进行流场仿真，仿真结果如图6所示。从仿真结果可以看出，环槽直径9.5 mm时，环槽内部流场速度分布不均，高速射流冲击到阀芯表面，对阀芯施加驱动力矩。

图6 环槽直径9.5 mm主阀流场速度矢量图

表1 主阀级网格划分参数设置

默认值物理参数CFD求解器参数Fluent关联性0尺寸高级尺寸功能关闭关联中心精细元素尺寸0.00025 m初始种子大小激活组件平滑性中等过渡慢跨度角中心精细最小边缘长度0.000020239 附面层应用自动附面层无附面层选项平滑过渡过渡比0.272最大层数5增长率1.2附面层算法预设值高级查看选项无

4 分析与讨论

4.1 阀芯旋转分析与优化

刹车压力伺服阀为典型的不对称三通伺服阀，这是刹车压力伺服阀的工作原理决定，无法避免。主阀流道上的不对称结构，必然导致在阀芯位置产生不对称的流体流动，阀腔内流体的速度和压力呈不对称分布。阀芯两侧流体作用于阀芯上的冲量不相等，形成旋转扭矩，从而使阀芯有旋转的趋势。当旋转扭矩大于流体黏性摩擦力及其他摩擦扭矩时，就会使阀芯旋转。

图7 进油口和刹车口位置示意图

在阀芯旋转试验过程中发现，正常工作的阀，阀芯均无异旋转的现象。而从仿真结果看环槽直径9.5 mm时，首先是主阀级流场分布不均匀性十分明显；其次是高速射流直接冲击阀芯表面，两个方面均直接增大了阀芯旋转的驱动力。要使得阀芯不转动，则须反其道行之，减小流场不均匀度，改变阀口高速射流的方向，进而减小阀芯的旋转驱动力。由于阀芯直径与先导级增益、系统的刹车压力值要求和阀芯抗污染驱动力要求均紧密关联，改变阀芯直径并不是一个可行的方案，因此本研究通过改变环槽直径来实现减小阀芯旋转驱动力的目标。

对环槽直径为9， 8.5 mm时的主阀芯流场分别进行仿真分析。仿真结果如图8、图9所示。

图8 环槽直径9.0 mm主阀流场速度矢量图

图9 环槽直径8.5 mm主阀流场速度矢量图

从仿真结果可以看出，环槽直径8.5 mm时，高速射流冲击阀体孔壁。环槽中液流速度相对较低。

根据以上分析可得：

(1) 环槽直径9.5 mm时，阀口高速射流直接冲击阀芯表面；

(2) 环槽直径为8.5 mm时，高速射流冲击到阀体孔壁；

(3) 环槽为9.0 mm时，阀口高速射流的方向性不强，射流的方向介于环槽直径9.5 mm和8.5 mm之间，对阀芯仍有一定的冲击。

观察环槽直径9.5 mm和8.5 mm时主阀芯环槽内的速度矢量图，如图10所示。

图10 不同环槽直径流场速度矢量对比图

从仿真结果可以看出，环槽直径为8.5 mm时主阀芯的流场均匀性明显优于环槽直径为9.5 mm时，且整个流场中流速低。

4.2 阀芯旋转导致振动的机理

已有的研究表明气穴的发生程度与低压区的压力和范围有直接的关系[13]。初步分析认为由于阀口处存在高速射流，根据伯努利原理，会在射流区域产生低压区，而环槽直径为9.5 mm时，阀芯旋转，导致主阀内部流场随之旋转，涡流增加，低压区扩大，气泡析出加剧，产生气穴现象，气泡的连续爆破产生高频的振动和尖锐的“啸叫”声。目前阀芯旋转与振动/“啸叫”之间的关联，尚需进一步开展理论研究和试验验证。

5 改进措施与验证

5.1 改进措施

根据4.1节的仿真分析结果，环槽直径设计为8.5 mm时，阀口射流角度和主阀流场均匀性均有明显改进，油液流速降低。因此，将压力伺服阀主阀芯环槽直径更改为8.5 mm。

5.2 试验验证

为了改变流道结构，设计了铜环置入故障阀的阀体环槽中，铜环外形见图11，将环槽直径填充到8.5 mm，工作时，无振动与啸叫。将铜环取出，再次工作时，阀体高频振动，伴有刺耳啸叫，并在其他两台阀上复现了以上现象。

图11 铜环外形

试验结果表明通过铜环将环槽底径填充为8.5 mm能够解决异响，仿真计算结果正确。

6 结论

本研究使用Fluent软件，对某型飞机机轮刹车系统所用射流管压力伺服阀主阀流场进行建模与仿真。仿真结果表明：该型压力伺服阀主阀环槽直径设计不合理，是导致主阀芯异常旋转，进而引起伺服阀振动与“啸叫”的根本原因；根据仿真结果，选取了相对优化的环槽直径参数，对并伺服阀的结构参数进行优化改进；经试验验证，该阀振动和“啸叫”问题解决。但阀芯的旋转导致振动和“啸叫”的机理，有待进一步研究。