力補償壓差回油活門設計

左 偉 ，榮芹芳 ，侯羽石 ，鄒品文

（1.中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015；2.中國航發貴州紅林航空動力控制科技有限公司，貴陽 550009）

0 引言

在航空發動機及燃氣輪機燃油控制系統中，廣泛采用定壓差流量控制原理調節燃燒室的燃油供流量。即通過壓差保持單元計量活門前后壓力差（下文“壓差”均指計量活門前后的壓力差）恒定，使燃油流量僅與流通面積相關，通過控制計量活門改變燃油流通面積實現燃油流量的調節。因此，壓差保持單元作為燃油控制系統中的重要調節元件，直接影響燃油流量的計量精度。在不同類型的燃油控制系統中，壓差保持單元種類多樣，如與齒輪泵等容積式泵配合使用的回油型、與離心泵等非容積式泵配合使用的節流型、與變量柱塞泵等變排量泵配合使用的伺服型等[1]。目前，在中國發動機燃油控制系統中以齒輪泵作為主燃油泵的工程案例較多，故回油型壓差保持單元應用最為普遍。根據有無放大元件，可將壓差保持單元分為直接作用式和間接作用式?；赜托椭苯幼饔檬綁翰畋３謫卧üこ躺贤ǔ７Q為壓差回油活門）集測量與執行功能于一體，結構簡單、抗污染能力強、響應快，但受液動力和彈簧力等因素影響，存在全計量流量范圍內壓差保持精度較低的問題[2-3]。

若采取一定的補償措施提高壓差保持精度，則可顯著提高壓差回油活門的整體性能和擴大工程適用范圍。在國內外針對此問題的研究較多。Tan 等[4]通過分析活門液動力產生的原因，提出了一種導流結構，改變了液流出口的射流角，實現了液動力補償；楊峰等[5]也通過優化活門結構，調整液流方向補償液動力，取得了提高壓差精度的較好效果；李洪勝等[6]通過壓差活門的力平衡關系，推導出壓差的表達式，分析了結構參數對壓差的影響。

在上述研究的基礎上，本文以工程應用為目標，提出一種具有力補償功能的新型壓差回油活門結構，建立力補償壓差回油活門的仿真模型，針對力補償壓差回油活門在多種干擾下的壓差保持精度進行仿真分析。

1 常規壓差回油活門

壓差回油活門的常規結構如圖1 所示。為了便于說明工作原理，在圖中增加了齒輪泵和計量活門構成的燃油計量系統。

圖1 常規壓差回油活門結構

從圖中可見，系統進口的低壓油經齒輪泵增壓后作用于計量活門前部與壓差回油活門閥芯下端，閥芯上端的壓力和彈簧力作用于計量活門后部。通過彈簧力設定希望的壓差值。當壓差偏離設定值時，以偏高為例，則壓差產生的液壓力大于彈簧力，閥芯上移，將閥芯與襯套之間的回油窗口開大，使回油量增加，壓差減小恢復為設定值。在計量活門后部通閥芯上端的油路上，通常需設置阻尼孔，以優化壓差活門的動態品質。

2 問題及影響因素分析

常規壓差回油活門通過閥芯的力平衡發揮調節作用。閥芯受力包括：液壓力、彈簧力、慣性力、摩擦力、穩態液動力、瞬態液動力等（實際上，液動力是為了彌補液壓力的計算誤差而引入的數值修正[7]，并不是真實存在的“力”，但為了便于敘述，本文仍將其單獨列出）。其中，慣性力、摩擦力和瞬態液動力對壓差回油活門影響較小，本文忽略不計，則由閥芯的力平衡關系可得

式中：P1為計量活門前壓力；P2為計量活門后壓力；A為閥芯橫截面積；k為彈簧剛度；x為彈簧壓縮量；Fh為穩態液動力。

定義回油窗口剛打開時的彈簧壓縮量為x0，此時尚無油液流動，故無液動力，則

式（2）即為通過彈簧力設定的壓差希望值，為常數。

但在系統運行時，壓差回油活門必然打開回油窗口，將一部分燃油放回齒輪泵進口，故

定義閥芯在x0之上的位移增量（即回油窗口開度）為t，則

穩態液動力與回油窗口開度t成正比，但具體關系較為復雜[8]，本文不展開分析，僅記為

式中：K′h為液動力剛度，與回油窗口形狀和進出口壓力差等有關。

將式（4）、（5）代入式（1）得

比較式（2）與（6）可知，在系統運行時，受彈簧力增量和穩態液動力的影響，壓差會偏離希望值而不能保持恒定。因此，彈簧力增量和穩態液動力是影響壓差的2項主要因素。

彈簧力增量與穩態液動力均與回油窗口開度成正比，針對常規壓差回油活門結構系統（見圖1），當計量活門開度越小，回油量越多，回油窗口開度越大，壓差偏離希望值越大，導致系統流量特性變化，這將對整機控制產生不利影響。

3 力補償壓差回油活門

為了補償彈簧力增量和穩態液動力對壓差的影響，在常規結構的基礎上增加力補償結構，構成力補償壓差回油活門如圖2所示。

圖2 力補償壓差回油活門結構

力補償壓差回油活門與常規結構的區別主要有2點：

（1）在閥芯設置中心腔并調整回油油路：齒輪泵后高壓油先經回油窗口1 進入閥芯中心腔，再經回油窗口2返回齒輪泵進口；

（2）在閥芯下端增加活塞結構，使活塞形成的環腔與中心腔連通。

力補償壓差回油活門的工作原理與常規活門的相同，其力補償原理如下。

對于閥芯列出力平衡方程

式中：P3為中心腔及環腔壓力；A為閥芯上端橫截面積；A’為環腔橫截面積；t為回油窗口2開度；Kh為回油窗口1、2總的液動力剛度。

回油窗口1、2 構成液壓分壓器，將齒輪泵后壓力P1分壓后得到中心腔及環腔壓力P3。由于回油窗口1、2 可視為薄壁孔口且流量相同，取齒輪泵進口處的回油壓力為0，應用薄壁孔口流量公式[9]得

式中：A1(t)為回油窗口1 流通面積；A2(t)為回油窗口2流通面積。

可見，分壓壓力P3由回油窗口2、1的流通面積比值決定。

對比式（7）與式（2），若參數設為

則式（7）將簡化為式（2），壓差可保持常數，由此得出壓差回油活門的力補償原理。即為：力補償壓差回油活門通過增加活塞和分壓器結構，引入由P1與分壓壓力P3的差值產生的補償力，消除彈簧力增量和穩態液動力的影響，提高壓差保持精度。

4 力補償參數設計方法

由式（8）、（9）聯立得

該式為力補償壓差回油活門參數設計的基本約束方程，只要回油窗口1 與回油窗口2 的流通面積滿足此約束關系，即可實現力補償。

由于式（10）涉及穩態液動力，多個參數相互耦合，不易得到簡明的數值解，下面介紹一種適于工程應用的力補償參數設計方法。

第1步：確定系統主要參數見表1。

表1 系統主要參數

力補償壓差回油活門是燃油計量系統內部的元件，設計力補償壓差回油活門應明確必要的系統參數，主要包括：齒輪泵最大流量、計量活門最大流量、計量活門出口處的反壓特性、壓差希望值等。

下面及后續步驟給出研究過程中所用算例的部分參數，供參考。

第2 步：確定活門常規結構參數初值，見表2。

表2 活門常規結構參數初值

力補償壓差回油活門的常規結構參數包括：閥芯上端直徑、彈簧剛度、彈簧預緊力等。

常規結構參數的計算可參考文獻[10]等，本文不介紹。

第3步：確定回油窗口2流通面積初值線性插值，見表3。

表3 回油窗口2流通面積初值線性插值

當系統處于某穩定狀態時，令P1與P3的差值取較小值（本文算例初始值取P3=0.9P1），回油窗口2的進出口壓差可近似為P1，則回油窗口2 的工作條件與常規結構壓差回油活門的回油窗口相近。因此可按常規回油窗口的設計方法初步確定回油窗口2 的流通面積A2（t），具體方法本文不介紹。

第4 步：初步確定回油窗口1 流通面積初值線性插值，見表4。

表4 回油窗口1流通面積初值線性插值

在第3步中已取初始值P3=0.9P1，代入式（8）得

根據式（11）確定回油窗口1流通面積的初始值。

由式（8）、（9）分析可知，為了保證回油窗口2 剛打開時能實現力補償，回油窗口1 相對回油窗口2 應有一定預開口。預開口初始值取0.5 mm。

第5步：初步確定閥芯環腔端直徑。

由式（9）及第3步確定的P3=0.9P1，得

取系統中的任意穩態點，計算式（12）右側有關參數，從而得到環腔橫截面積A’，結合第2步得到的閥芯上端直徑即可初步確定閥芯環腔端直徑。具體計算方法見5.2節。

第6步：迭代計算。

參數設計從第2 步開始，需反復迭代的計算過程，參數設計流程如圖3所示。迭代結束的條件是計算得到的各結構參數互相匹配，同時既保證性能（全流量范圍的壓差保持精度）滿足要求，又保證結構易于實現。

圖3 參數設計流程

5 建模與仿真

5.1 系統建模

上述參數設計計算量很大，應用仿真軟件建立系統模型，輔助進行參數的計算、分析極大地提高了工作效率[11-13]。本文采用AMESim 軟件輔助設計[14-16]，建立的常規及力補償壓差回油活門（及其系統）模型如圖4、5所示。

圖4 常規壓差回油活門模型

下面以參數設計過程中計算量較大的第5、6 步為例，介紹模型的具體應用。

5.2 應用模型確定閥芯環腔端直徑初值

在參數設計中，閥芯環腔端直徑初值的計算較為繁瑣，適于用模型輔助計算。

將第4章得到的參數或參數初值賦于如圖5所示的力補償壓差回油活門模型，其中閥芯環腔端直徑暫取40 mm略大于閥芯上端直徑的數值；齒輪泵保持最大流量；計量活門從最大開度勻速關到最小。當運行模型時，將反復調整閥芯上端直徑的數值，使壓差在計量活門全行程范圍內分布于希望值附近即可。此時閥芯上端直徑的初值為44.5 mm，結果如圖6所示。

圖5 力補償壓差回油活門模型

圖6 閥芯上端直徑的仿真結果（初值）

從圖中可見，在第5 s以前為系統啟動過程，不予考慮。在第5 s后，壓差在計量活門全行程內，偏離希望值較?。ā?.04 MPa以內），說明上述參數初值合理、參數設計方法有效。

5.3 應用模型迭代計算

在參數設計的迭代過程中，確定回油窗口1 流通面積最為關鍵，故選擇此參數來說明迭代過程。

基于參數初值的仿真結果（圖6），將壓差與回油窗口1 開度繪于同一圖中。由力補償原理可知，按以下2種方法：

（1）在壓差偏低處調大相應開度位置的流通面積；

（2）在壓差偏高處調小相應開度位置的流通面積。

通過反復調整回油窗口1 流通面積即可得到滿意的壓差特性。

最終得到的仿真結果如圖7 所示，相應的回油窗口1流通面積見表5，其他參數均保持初值。

表5 回油窗口1流通面積終值線性插值

圖7 閥芯上端直徑的最終仿真結果

繼續迭代優化各項參數，使性能滿足要求同時保證結構易于實現，限于篇幅本文不再詳細介紹，下文的性能分析仍基于上述參數進行。

6 性能分析

6.1 壓差精度分析

將力補償壓差回油活門的相關參數賦于常規壓差回油活門模型（圖4），（系統及閥芯采用表1、2 數據，回油窗口采用表3 數據）。當運行模型時，將常規的和力補償壓差回油活門的計量活門開度與壓差特性繪于同一圖中，如圖8所示。

圖8 壓差仿真結果對比

可見，對于常規壓差回油活門在計量活門的全行程范圍內，當壓差在0.41~0.49 MPa 變化時，精度較低；而在同等條件下，力補償壓差回油活門可保證壓差不超過（0.4±0.01）MPa，其精度顯著優于常規壓差回油活門的。

6.2 抗干擾能力分析

在系統運行時，多項參數的變化對壓差有干擾，如計量活門出口反壓、齒輪泵進口壓力、齒輪泵流量等，下面分析力補償壓差回油活門在以下幾種干擾下的壓差特性。

6.2.1 計量活門出口反壓干擾

因油濾堵塞等原因計量活門出口反壓有一定變化，在表1數據基礎上向上平移0.5 MPa，計量活門出口反壓特性模擬此影響，新舊參數的壓差仿真結果如圖9所示。從圖中可見，壓差變化量最大不超過5 kPa。

圖9 反壓干擾新舊參數的壓差仿真結果對比

6.2.2 齒輪泵進口壓力干擾

齒輪泵進口壓力受低壓供油系統影響有可能變化，將齒輪泵進口壓力由0 MPa 調整為0.5 MPa 模擬此影響，新舊參數的壓差仿真結果對比如圖10 所示。從圖中可見，壓差變化量最大不超過0.01 MPa。

圖10 進口壓力干擾新舊參數的壓差仿真結果對比

6.2.3 齒輪泵流量干擾

齒輪泵最大流量受容積效率影響有可能變化，將齒輪泵最大流量下調1000 L/h模擬此影響，新舊參數的壓差仿真結果對比如圖11 所示。從圖中可見，壓差變化量最大不超過5 kPa。

圖11 流量干擾新舊參數的壓差仿真結果對比

由以上仿真結果可知，各項干擾對壓差特性的影響小，表明力補償壓差回油活門抗干擾能力強。

6.3 動態響應

由于力補償壓差回油活門較常規壓差回油活門增加了力補償結構，使活門直徑和質量增大，對活門的動態響應速度有一定不利影響。

設置常規活門質量為0.2 kg、力補償活門質量為0.4 kg，通過關小計量活門流通面積5%的方法進行壓差回油活門階躍響應仿真，其結果對比如圖12所示。

圖12 壓差回油活門階躍響應仿真結果對比

從圖中可見，常規壓差回油活門調節時間約為27 ms；力補償壓差回油活門調節時間略長，約為32 ms。

7 結論

（1）對于常規壓差回油活門，與回油窗口開度成正比的彈簧力增量和穩態液動力是影響壓差保持精度的主要因素。

（2）通過增加活塞和分壓器結構，引入補償力，可消除力補償壓差回油活門彈簧力增量和穩態液動力的影響，提高壓差保持精度。

（3）建立了常規壓差回油活門及力補償壓差回油活門的仿真模型，經仿真驗證，力補償壓差回油活門的壓差保持精度顯著優于常規壓差回油活門的。

（4）經仿真驗證，力補償壓差回油活門抗干擾能力強，參數干擾對壓差的影響小。

（5）提出了力補償參數的設計方法，經仿真驗證，方法有效，可用于指導力補償壓差回油活門的工程設計。

本文從原理分析及理論計算方面對力補償壓差回油活門進行了研究，得到了一些有益成果，但由于研究中作了簡化處理，故實際產品的工程設計仍需通過試驗進行驗證、優化；力補償壓差回油活門雖然提高了壓差保持精度，但同時也使結構復雜、設計難度增加并對響應速度有一定不利影響，因此在項目具體應用中需綜合考慮。