訚耀保， 張小偉， 徐 楊， 賈 濤， 肖 強

(1.同濟大學機械與能源工程學院, 上海 200092；2.中國航空長春控制科技有限公司, 吉林長春 130102)

引言

飛行器由于驅動負載大、工作空間有限，其執(zhí)行狀態(tài)、操作和姿態(tài)變化均采用液壓作動器作為執(zhí)行元件，工作時需要多個作動器協(xié)同作用完成指定動作。但考慮到飛行器工況復雜、外界環(huán)境多變、組成部件可靠性等因素會影響操控系統(tǒng)的內(nèi)部狀態(tài)改變，如電控系統(tǒng)斷電、液壓系統(tǒng)斷油等很大程度會影響作動器的有效控制，進而干擾到整個飛行器的有效控制和安全操作。在極端環(huán)境(斷電和斷油)下，液壓作動器的應急回中與協(xié)同鎖緊特性，有助于增強作動器的可控性和安全性。CHEUNG M S[1]發(fā)明了一種采用楔塊凸輪機械傳動系統(tǒng)作為作動器位置反饋的回中裝置，反饋調節(jié)伺服閥噴管，驅動作動器回到預定義位置；DEMERJIAN P D[2]發(fā)明了一種采用兩級內(nèi)部流道的閥執(zhí)行器裝置，在閥失效后能借助外部機械傳動控制閥工作；MATSUI G[3]發(fā)明了一套用于飛行控制的局部液壓備份系統(tǒng)，極大改善靜液壓作動器的可靠性差和多作動器力紛爭問題；任濬哲等[4]發(fā)明了一種采用兩級活塞驅動的應急回中液壓作動筒，應急活塞推動主動活塞至固定位置；萵亮等[5]發(fā)明了一種單彈簧快速回中液壓活塞組件，在活塞一側布置雙向彈簧驅動活塞回中；孟東[6]發(fā)明了一種雙余度舵機回中鎖緊裝置，各液壓作動腔分別與舵機液壓系統(tǒng)連通，當兩系統(tǒng)出現(xiàn)電氣或液壓故障，回中鎖緊裝置上鎖；楊斌等[7]發(fā)明了一種利用電磁閥驅動變量缸從而控制斜盤傾角的閉式泵緊急回中安全裝置；牛寶鋒等[8]基于AMESim分析了一種中部開孔作動筒的自動回中特性，驗證了活塞處于多位置時的可實現(xiàn)性，實現(xiàn)回中孔開度和孔徑的最佳匹配；朱康武等[9]借助液壓網(wǎng)絡原理分析壁孔回中作動器機理，通過試驗與仿真對比兩種孔形的回中性能，并分析各參數(shù)對回中特性的影響趨勢，并對中部孔導致活塞密封性減低的問題提出解決方案；滿春雷等[10]分析了具備回中功能的矢量噴管作動器溫度分布情況，對內(nèi)部傳感器受熱提出改進措施。鎖緊油缸的鎖緊形式可分為機械式鎖緊和液壓回路式鎖緊；機械式鎖緊有內(nèi)脹式[11]、卡塊卡齒式、棘輪棘爪式、碟簧式；液壓回路式鎖緊有液控單向閥式、雙向液壓鎖式、換向閥式[12-13]。

本研究設計一種中部開孔的自動回中機械式鎖緊液壓作動器，其無需額外控制器和外部驅動力控制，借助自身結構設計自動完成回中，靠鎖緊銷完成鎖緊功能，有助于增強作動器在極限工況下的可控性和安全性。

1 作動器回中及鎖緊原理

1.1 液壓作動器結構

本研究設計的液壓作動器與普通液壓作動器在結構上存在較大差別，主要在作動筒中部左右對稱處開設有徑向孔并設計了鎖緊裝置，本研究的液壓作動器結構如圖1所示。當系統(tǒng)出現(xiàn)故障后，往作動器左右兩腔通入高壓油，油液通過徑向孔卸荷，活塞在液壓力作用下能自動回到中位，無需外部施加負載，完成應急回中；回中后，系統(tǒng)斷油，鎖緊銷插入鎖緊桿中，完成鎖緊，保證液壓系統(tǒng)和執(zhí)行裝置的安全可靠性。

圖1 液壓作動器結構示意圖

1.2 回中及鎖緊液壓回路圖

在回中工況下，如圖2a所示，電磁閥6斷電，狀態(tài)轉換活門7左側高壓腔卸荷，切換至左位，伺服閥進出油腔被活門凸肩堵住，液壓泵輸出高壓油通過單向閥4，5、轉換活門7進入作動器10左右兩腔，作動器借助中部回油徑向孔卸荷，回到中位。

1.過濾器 2.液壓泵 3.溢流閥 4、5.單向截止閥6.電磁閥 7.狀態(tài)轉換活門 8、9.鎖緊銷 10.液壓作動器圖2 回中及鎖緊液壓回路圖

在鎖緊工況下，如圖2b所示，當作動器回到中位時，液壓系統(tǒng)斷油，鎖緊銷8，9高壓腔油液通過轉換活門7、作動器10、回油孔卸荷，鎖緊銷彈簧推動鎖緊銷向前伸出；同時固接在活塞上的鎖緊桿在負載力、油液壓力作用下沿作動器軸向運動；二者同時相對運動，在一定時間、空間范圍內(nèi)，協(xié)同配合完成鎖緊功能。

2 鎖緊部件力學模型和結構參數(shù)設計

2.1 鎖緊部件參數(shù)設計

據(jù)上述原理和功能分析可知，鎖緊部件主要包括鎖緊銷和鎖緊桿(固接在活塞上)，鎖緊銷須準確插入鎖緊桿的梯形斜槽中，完成鎖緊。臨界鎖緊力為1800 N，鎖緊桿和鎖緊銷的材料均為無銹鋼，鎖緊部件的受力情況如圖3所示。

圖3 臨界工況鎖緊部件受力圖

本研究視兩鎖緊銷受力等同，一般情況下，鎖緊銷與鎖緊桿的接觸為左右兩處均勻受力；但在臨界狀態(tài)下，二者即將脫離，鎖緊銷和鎖緊桿的接觸點只有一側，另一側處于分離懸空。

接觸時摩擦系數(shù)為μ，則對應摩擦力為：

f1=F1Nμ

(1)

式中，F(xiàn)1N為接觸正壓力。

鎖緊桿的橫向和縱向受力平衡方程為：

F1Nsinθ+f1cosθ=F/2

(2)

F1Ncosθ+f1sinθ=F1

(3)

式中，θ—— 鎖緊桿梯形槽的斜面傾角

F—— 鎖緊桿軸向力負載

F1—— 彈簧作用力

據(jù)式(1)～式(3)，可得鎖緊彈簧作用力的關系式為：

(4)

鎖緊部件參數(shù)如表1所示，對現(xiàn)有方案(斜面傾角為45°)進行分析表明，鎖緊部件能實現(xiàn)的鎖緊力(壓負載/拉負載)僅為507/577 N，無法滿足目標臨界負載的鎖緊。在保證彈簧參數(shù)不變的前提下，增加斜面傾角θ，以增加鎖緊部件的臨界鎖緊力。數(shù)值計算表明，當斜面傾角為67.3°時，鎖緊力(壓負載/拉負載)能達到1793/1856 N的鎖緊力，滿足設計要求。

表1 鎖緊部件參數(shù)改進

2.2 鎖緊判斷條件

鎖緊彈簧需滿足的關于自身彈簧剛度k，預壓縮量x0，鎖緊銷軸向位移l的方程為：

F1=k(x0-l)

(5)

鎖緊時，鎖緊銷與鎖緊桿的幾何空間關系如圖4所示，其中|y|表示鎖緊桿偏離中位距離；h為鎖緊槽深度；l0為初始鎖緊銷端面距鎖緊桿外表面距離；b為鎖緊銷端面半徑；r為鎖緊桿梯形槽半徑。鎖緊銷位移l和活塞偏離中位位移|y|的幾何關系式為：

(6)

圖4 鎖緊桿與鎖緊銷的幾何位移關系

據(jù)以上分析可知，鎖緊銷與鎖緊桿能實現(xiàn)鎖緊的判斷條件為：

(7)

3 鎖緊動作數(shù)值仿真

3.1 鎖緊功能液壓回路動力學模型

1) 鎖緊銷數(shù)學模型

(8)

式中，p0—— 回油腔壓力

psp—— 鎖緊銷控制腔壓力

ks—— 鎖緊彈簧剛度

xs0—— 鎖緊彈簧預壓縮量

xs—— 鎖緊銷位移

ms—— 鎖緊銷質量

Bs—— 鎖緊銷黏性阻尼系數(shù)

Ds—— 彈簧腔端面直徑

ds—— 鎖緊銷端面直徑

2) 作動器活塞數(shù)學模型

作動器活塞的動力學方程為：

(9)

式中，pL—— 左腔壓力

pR—— 右腔壓力

AL—— 左腔作用面積

AR—— 右腔作用面積

mV—— 活塞與鎖緊桿整體質量

BV—— 黏性阻尼

f—— 活塞摩擦力

FL—— 負載作用力

作動筒左腔流量連續(xù)方程為:

(10)

作動筒右腔流量連續(xù)性方程為：

(11)

式中,qC為左右腔冷卻流量；qM1與qM2為作動筒中部卸荷孔卸荷流量；qeL與qeR為泄漏流量。

(12)

(13)

(14)

式中，dc—— 冷卻孔直徑

l—— 冷卻孔長度

CV—— 流量系數(shù)

AM1，AM2—— 作動器左、右腔中部卸荷面積

隨著活塞位移不同而有不同的開度，位置與開度的關系如圖5a、圖5b所示，是關于活塞位移的切割圓面積的分段函數(shù)。

圖5 卸荷面積

3.2 鎖緊動作仿真分析

在MATLAB/Simulink中編寫鎖緊機構的數(shù)值計算程序，將鎖緊銷和活塞(鎖緊桿)的數(shù)學模型聯(lián)合計算，得到斷油后鎖緊過程中作動器活塞(鎖緊桿)和鎖緊銷的運動過程，判斷基于斜槽傾角為67.3°的鎖緊情況。

1) 仿真參數(shù)設置

據(jù)上述部分搭建的數(shù)學模型中設計的參數(shù)信息如表2所示。

2) 仿真結果

根據(jù)鎖緊判斷條件式(7)可得鎖緊桿允許最大偏移中位距離為：

(15)

(1) 壓負載工況:當作動器承受1800 N壓負載時，斷油后鎖緊銷伸出且活塞在壓負載力作用下向左移動，鎖緊銷和活塞的位移運動關系如圖6所示。在50 ms時開始斷油，經(jīng)過66 ms的運動后，鎖緊銷和鎖緊桿接觸鎖緊，此時鎖緊銷中心軸線與鎖緊桿梯形槽中心截面的距離為0.22 mm，0.22 mm<|y|max。

表2 仿真參數(shù)設置

(2) 拉負載工況:當作動器承受1800 N拉負載時，斷油后鎖緊銷伸出且活塞在拉負載力作用下向右移動，鎖緊銷和活塞的位移運動關系如圖7所示。

從圖7 可以看出，在50 ms時開始斷油，經(jīng)過90 ms的運動后，鎖緊銷和鎖緊桿接觸鎖緊，此時鎖緊銷中心軸線與鎖緊桿梯形槽中心截面的距離為0.41 mm，0.41 mm<|y|max。

因此，在1800 N目標工況的壓、拉載荷作用下，鎖緊部件均能實現(xiàn)鎖緊功能。

圖6 壓負載下活塞和鎖緊銷的軸向相對位置

圖7 拉負載下活塞和鎖緊銷的軸向相對位置

4 結論

本研究基于作動器在應急工況下活塞回到中位后，系統(tǒng)斷油，研究了作動器的鎖緊功能特性，基于回中及鎖緊工況下的液壓原理圖，分析了鎖緊各部件間之間的協(xié)同動作機理，為實現(xiàn)目標負載的可靠鎖緊，優(yōu)化鎖緊部件的結構參數(shù)，建立鎖緊銷和活塞(鎖緊桿)的液壓回路數(shù)學模型，仿真分析其在時間、空間上的相對運動關系，具體結論如下：

(1) 搭建鎖緊機構力學模型，得到了鎖緊銷彈簧力與鎖緊桿臨界鎖緊力及其他因素的映射關系，為實現(xiàn)1800 N臨界鎖緊力工況下的鎖緊，改進梯形槽斜面傾角為67.3°，建立鎖緊銷和鎖緊桿接觸時其各自位移關系式，得到能實現(xiàn)鎖緊功能的判斷條件；

(2) 構建鎖緊銷和鎖緊桿的液壓回路動力學模型，用于評估鎖緊部件的可行性和可靠性?；跀?shù)值分析結果表明，在1800 N的壓負載和拉負載下，鎖緊銷和鎖緊桿分別經(jīng)過66 ms和90 ms的相對運動后實現(xiàn)鎖緊，鎖緊桿偏離中位0.22 mm和0.41 mm，滿足鎖緊條件，鎖緊銷均可以插入鎖緊桿梯形槽完成鎖緊動作；

(3) 試驗和仿真表明，本研究設計的液壓作動器能實現(xiàn)自動回中和可靠鎖緊，對開發(fā)新一代智能液壓作動器能提供理論和技術支撐。