一种飞机液压刹车系统压力调节器的制作方法

本实用新型属于飞机刹车系统设计技术，涉及一种飞机液压刹车系统压力调节器。

背景技术：

压力调节器是飞机液压刹车系统可靠性和性能的主要附件，应具有足够的灵敏度、耐振性、使用可靠性和具有近似线性的静态特性。飞机液压刹车系统组成液压元件压力调节器，按驾驶员给出操纵力和脚蹬行程的大小，成比例地输出液压刹车压力对飞机进行制动，调节器是飞机刹车系统必不可少的液压装备，传统的直动式压力调节器是三位三通阀，该阀有松刹、刹车、保压三个状态，主要由壳体、滑阀组件、导套、弹簧组件、套筒组件等零组件组成。直动式调节器控制压力引自出口压力，阀口为常开式，施加到调节器的操纵力为零，阀芯关闭进油口，沟通输出口与回油口，输出口的压力为零，当给调节时施加操纵力，平板活门关闭沟通回油的阀芯，同时阀芯被打开，进油口与输出口沟通，操纵力大于阀芯端部液压作用力，阀芯处于打开位置，输出压力上升；当输出口压力使阀芯上产生的压力与操纵力相一致时，阀芯开始上移，随着输出口压力的上升，阀芯逐渐上移，阀芯开口量减小乃至完全关闭，此时输出口，进油口，回油口三者都相通，以维持输出口压力恒定，并且不随进油口压力的变化而变化；当操纵力改变降低时，阀芯上产生的力大于操纵力，关闭阀芯的平板活门与阀芯产生缝隙，输出口油液从此溢出，输出压力降低，类似结构的调节阀有YS－117系列、YS－120系列、YS－145系列。直动式减压阀的弹簧刚度较大，因而阀的出口压力随阀芯的位移，即随流经减压阀的流量变化略有改变，达到刹车出口输出与操纵力成正比的刹车压力，这样单级调节，需要操纵力大，要想得到飞机刹车压力，最大操纵力超过1000N，阀芯承力高，应变大，滑阀组件配套间隙保证困难。压力调节器是决定整个刹车压力不稳定，压力偏摆大，调节器的滞环大，并且在生产及装配过程中难以调试。

经检索国内外刹车系统所用液压压力调节器(或者减压阀)，无相关先导型三位三通外力式压力调节器报道。

技术实现要素：

本实用新型的目的是：提供一种用于飞机液压刹车系统先导型外力式压力调节器。

本实用新型的技术方案是：一种飞机液压刹车系统压力调节器，包括壳体1、衬套A2、减压分流活门3、弹簧B16、套筒17、固定座20、弹簧组件、活塞组合件、控制分流活门32、导套B44、活塞杆43及套筒A38；

所述壳体1设置有安装进油接管嘴和回油接管嘴的安装孔；

所述壳体1内腔的一端装有衬套A2，所述衬套A2通过螺套4固定在壳体1内，所述螺套4用螺母5锁紧；所述衬套A2内装有减压分流活门3，减压分流活门右端的内孔内装有弹簧B16和套筒17；所述减压分流活门左端有三个通油孔；

所述壳体1内腔的另一端装有固定座20，所述固定座20上开有传压孔，并套有弹簧座 A21；所述固定座20左端为球形端头，所述球形端头与平板活门19滚压在一起；

所述弹簧组件是由球形支架23、弹簧A24、导套25、止动垫片26、螺母A27及垫片A28 组成；所述弹簧A24的左端紧压在球形支架23上，所述弹簧A24的右端紧靠在导套25上；所述固定座装在弹簧组件的球形支架23内，在没有供压的情况下，弹簧C18确保弹簧组件和活塞29恢复到原始位置；活门在原始状态的空行程用垫片22来调整；

所述活塞组合件是由活塞29和衬套C31压配而成，所述活塞组合件的左端装入导套25 内，右端与衬套B30配合；所述衬套B30通过导套B44用螺套A42固定在壳体1内；

所述控制分流活门32与活塞组合件组成研磨配套件；所述控制分流活门32与装入导套 B44孔内的活塞杆43是刚性连接，其作用是减小轴向力。

套筒A38内装有负荷弹簧37，负荷弹簧37的一端套在导套B44上，另一端靠在导套A41 上，导套B44与导套A41之间用卡块40拉紧。

分别用密封圈A15、密封圈B13、密封圈C33、密封圈D48和保护圈C14、保护圈D12、保护圈E34、保护圈F47，对衬套A2与壳体1之间、螺套4与壳体1之间、导套B44与壳体 1之间、衬套B30与壳体1之间进行固定密封。

进一步的，所述减压分流活门外圆与衬套内孔研磨配套，90°锥面与衬套内孔端面的保持尖边处相配合，起到隔离进油腔与刹车腔工作液体的作用。

进一步的，所述减压分流活门外圆与缓冲器8内孔采用研磨配套。配套件内装有使减压分流活门的锥面压紧在衬套端面的弹簧D9、弹簧座10及用于调节锥面压紧力的调节垫片11，并装有用弹簧E7压紧在减压分流活门端面上的活门6。

进一步的，为了防止控制腔液体泄漏，在活塞组合件和衬套B30之间装有活动密封圈和保护圈。

进一步的，活塞杆43与导套B44之间用两个活动密封圈35和三个保护圈36密封。

进一步的，所述负荷弹簧37的预紧力靠垫圈39来保证。

附图说明

图1是本实用新型一种具体实施方式的结构示意图；

图2是本实用新型的工作原理图；其中，图2a为松刹车状态示意图，图2b为刹车状态示意图，图2c为平衡状态示意图；

图3是本实用新型的功能框图；

其中，1－壳体、2－衬套A、3－减压分流活门、4－螺套、5－螺母、6－活门、7－弹簧E、8－缓冲器、9－弹簧D、10－弹簧座、11－调节垫片、12－保护圈D、13－密封圈B、14－保护圈C、 15－密封圈A、16－弹簧B、17－套筒、18－弹簧C、19－平板活门、20－固定座、21－弹簧座A、 22－垫片、23－球形支架、24－弹簧A、25－导套、26－止动垫片、27－螺母A、28－垫片A、29－活塞、30－衬套B、31－衬套C、32－控制分流活门、33－密封圈C、34－保护圈E、35－活动密封圈、36－保护圈、37－负荷弹簧、38－套筒A、39－垫圈、40－卡块、41－导套A、42－螺套A、43－活塞杆、44－导套B、45－保护圈A、46－活动密封圈A、47－保护圈F、48－密封圈D、49－活动密封圈B、50－保护圈B。

具体实施方式

下面结合附图对本实用新型的具体实施方式做进一步说明。

实用新型所涉及的压力调节结构与原理图参见图1、图2、图3，壳体1由铝合金LD5 模锻件加工而成，壳体上加工有安装进油接管嘴和回油接管嘴的M16×1.5、M12×1.5的螺纹孔和3－φ6.5的安装孔。

壳体1内腔的一端，装有衬套A2，衬套是用螺套4固定在壳体内，螺套用螺母5锁紧。在衬套内装有减压分流活门3，该减压分流活门外圆与衬套内孔研磨配套，90°锥面与衬套内孔端面的保持尖边处相配合，起到隔离进油腔与刹车腔工作液体的作用。减压分流活门右端的内孔内装有弹簧B16和套筒17。减压分流活门另一端有三个通油孔，外圆与缓冲器8 内孔采用研磨配套。配套件内装有使减压分流活门的锥面压紧在衬套端面的弹簧D9、弹簧座 10及用于调节锥面压紧力的调节垫片11，并装有用弹簧E7压紧在减压分流活门端面上的活门6，以上减压分流活门3、弹簧E7、缓冲器8、弹簧D9、弹簧座10、调节垫片11零件组成减振器，其作用可使产品工作平稳，消除振动。

壳体内腔的另一端装有固定座20，固定座上开有传压小孔，并套有弹簧座A21，固定座 20球头一端与平板活门19滚压在一起，固定座装在弹簧组件的球形支架23内，在没有供压的情况下，弹簧C18确保弹簧组件和活塞29恢复到原始位置。活门在原始状态的空行程用垫片22来调整。

弹簧组件是由球形支架23、弹簧A24、导套25、止动垫片26、螺母A27及垫片A28组成。弹簧的左端紧压在球形支架23上，弹簧的右端紧靠在导套25上，他们之间用螺母A27 拉紧，然后用止动垫片26锁紧，垫片A28可保证减压弹簧预压缩在规定的范围内。

活塞组合件是由活塞29和衬套C31压配而成，它的左端装入导套25内，右端与衬套B30 配合，为了防止控制腔液体泄漏，在活塞组合件和衬套B30之间装有活动密封圈A46、活动密封圈B49和保护圈A45、保护圈B50。衬套B30通过导套B44用螺套A42固定在壳体1内。

活门中除了减压分流活门以外，还采用了控制分流活门32，它与活塞组合件组成研磨配套件。控制分流活门与装入导套B44孔内的活塞杆43是刚性连接，其作用是减小轴向力。活塞杆43与导套B44之间用两个活动密封圈35和三个保护圈36密封。

套筒A38内装有负荷弹簧37，弹簧的一端套在导套B44上，另一端靠在导套A41上，它们之间用卡块40拉紧。弹簧的预紧力靠垫圈39来保证。

分别用密封圈A15、密封圈B13、密封圈C33、密封圈D48和保护圈C14、保护圈D12、保护圈E34、保护圈F47，对衬套A2与壳体1之间、螺套4与壳体1之间、导套B44与壳体 1之间、衬套B30与壳体1之间进行固定密封。

本实用新型的工作原理如下：

在原始位置时，刹车腔和控制腔与回油腔相通。见图2a。

向活塞杆43施加力时，通过负荷弹簧37，传力于控制分流活门32，控制分流活门下移，使进油腔与控制腔油路相通，当控制压力增加到一定值时，克服摩擦力、进油压力的反作用力及复位弹簧C18弹力，使活塞29带动弹簧组件和平板活门19一起向下移动，使平板活门压在减压分流活门3的端面上，此时刹车腔与回油腔的油路被切断，另外减压分流活门也跟随向下移动，使工作液通过衬套A2和减压分流活门的环形槽进入刹车腔，操纵机轮进行刹车。见图2b。

进入刹车腔的工作液，通过减压分流活门3的孔作用于平板活门19的端面上，此时产生的液压力和复位弹簧D9、弹簧C18的弹力不直接与作用在活塞杆43上的操纵力相平衡，而是与控制腔的压力所产生的作用力相平衡。这时减压分流活门3的锥面使得进油腔与刹车腔断开，控制分流活门32将进油腔与控制腔隔离。见图2c。减压弹簧A24的弹力值和减压压力值与活塞29移动的距离大小成正比。

当卸掉活塞杆43载荷时，减压活门的零件在复位弹簧和作用在活塞29上压力所产生的作用力下，回到原始位置。

本实施例是用于某型飞机刹车系统压力调节器的设计方法，其具体过程是：

步骤一、确定压力调节器主阀级结构参数

a)壳体壁厚计算

壳体是受力件，承受液压压力产生的力，也是产品的主要构件，为了使产品的重量尽可能小，产品的壳体壁厚设计要合理，壳体材料选取密度小而强度高的铝合金5A03，壳体壁厚的确定遵循在产品工作状态下该处内径最小，受力最低所允许的原则。壳体最小壁厚确定方法如下：

δmin——壳体最小壁厚(cm)，

P1——输入压力MPa，取20.6MPa，

k——爆破压力系数，k＝2.5，

[σ]——壳体材料许用应力MPa，查材料手册，铝合金5A03，抗拉强度σs＝294MPa

D0——壳体内径(cm)，取φ33.2mm，

壳体最小处壁厚设计为2.9mm。

b)进油口和回油口通流面积确定

压力调节器的进油口和回油口流通截面积的大小决定进油阻力或者回油阻力的大小，进而影响系统的升压或者降压的平均速率，在考虑到松刹车的允许时间(飞机及刹车系统要求升压和降压不大于1.5S)情况下，进油口和回油口最大流通截面积可根据刹车和松刹车时液体为平均流量下的阻力来确定，刹车时进油口的流通面积按下面的经验公式来确定：

S1max——活门进油口最大流通面积，

Pc——压力调节器的最大压力，9.8MPa

k1——分流活门窗口处压力损失的系数，取(0.15～0.25)，0.2

Q1——刹车时液体平均流量，根据经验公式：

Q1＝75Vmax＝75×0.27＝20L/min

Vmax——机轮刹车装置所需的最大液体容积，查机轮设计参数为0.27升

松刹车时的平均流量和刹车时的液体平均流量相等，即：Q2＝Q1，分流活门出口端流通最大面积确定为：

S2max——活门回油口最大流通面积，

Q2——松刹车时液体平均流量，Q1＝Q2

k2——松刹车的压力损失系数，取0.05～0.15，0.1

步骤二主阀芯操纵力计算

主阀芯为分流活门为压力调节器的主要构件，起到隔断进油与回油、输出与回油的作用，主要受的惯性力、弹簧预紧力、液压卡紧力等，

Ps——压力调节器输出压力；Psmax——压力调节器最大输出压力；

d——分流活门的直径

G1——弹簧预紧力在设计中为了使平板活门迅速复位，使分流活门完全打开，一般取 G1为T1max的1.5～2倍，取2倍的T1max。

G2——弹簧预紧力，在松刹车时为使进油活门锥体尖边紧密贴合，在设计中一般取G2 为T2max的2～3倍，

T1——活塞摩擦力，根据公式可计算出，

T1＝W(P+P0)f

W——密封圈与阀芯的接触面积，取0.35

P、P0工作压力和初始压力，密封部位在回油腔与大气之间。故取P0＝1.3MPa；

f——摩擦系数，在油中工作的密封圈相对简述的摩擦系数低压时取f＝0.08

W＝πDAe

DA——密封圈密封直径

e——接触宽度圆截面e＝0.03dyb(yb％)，参考橡胶硬度曲线(材料B14硬度70－72)相对压缩量15％；

d——密封圈内径，取0.25cm

e＝0.03dyb＝0.03×0.25×15＝0.1125

W＝πDAe＝π×1×0.1125≈0.35cm2

T1＝W(P+P0)f＝0.35×(15+1.3)×0.08＝3.8N

产品用两个密封圈，T1＝7.6N

T2——进油活门摩擦力为刹车压力的函数，由结构确定为：

K——进油活门的摩擦系统，K取0.05(与配套间隙滑阀的几何精度有关)

△P——引起进油活门压向衬套的压力差，△P＝15MPa

L——进油活门的密封长度，1.35cm

D——进油活门直径10mm

T2＝0.05×150/2×1.35×1≈50N

Nmax＝10×π×25+53+70+10+50＝965N

Nmin＝G1+G2+T1max+T2max＝53+70+10+50＝180N

Nmin——出现刹车压力时主阀芯受力

Nmax——刹车压力最大时的主阀芯受力，

步骤三、压力调节器先导级阀芯直径确定

压力调节器的先导级阀芯是操纵零件，主要受到操纵腔液压力、操纵力、弹簧弹力、摩擦力等的作用，先导级阀芯是受力的平衡方程如下：

P——回油压力取(0.4)MPa

d——先导级阀芯直径

G——弹簧预紧力为了先导阀芯迅速复位，预紧力最大为：230N

T——阀芯密封圈摩擦力，2个密封圈7.6N，

N——作用在阀芯上的操纵力，最大操纵力为(245)N。

先导级阀芯直径确定为5mm。

步骤四、减压弹簧参数计算确定

减压弹簧是压力调节器的主要受力零件，根据操纵力和阀芯受到的液压力自动调节阀芯的打开、关闭、阀芯的开度；减压弹簧工作寿命直接决定了压力调节器的可靠性和工作寿命，根据压力调节器的工作寿命，弹簧按照Ⅰ级工作寿命次数确定。减压弹簧初始边界此工作条件为：材料：65Si2MnWA，减压弹簧自由高度64mm，弹簧钢丝直径5.5mm，减压弹簧外径34mm，工作温度为：180℃，工作载荷：850N。减压弹簧的参数确定：

许用载荷

D＝Dw－d (1)

P——最大许用载荷

d——钢丝直径

D——弹簧中径

Dw——弹簧外径

c——旋绕比

K——弹簧曲度系数

[τ]——弹簧钢丝的许用应力，材料：65Si2MnWA，637MPa

由以上(1)、(2)、(3)、(4)式可得：

最大载荷下单圈变形量：

f——最大载荷下单圈变形量

G——剪切弹性模量65Si2MnWA的剪切弹性模量为74500MPa

P——最大许用载荷

d——钢丝直径

D——弹簧中径

弹簧工作圈数：

H0＝nt+(nz－0.5)×d (1)

t＝f+d (2)

H0——弹簧自由高度，64mm

n——弹簧有效圈数

nz——支承圈数，d大于3时nz取2

t——弹簧节距

工作总圈数：

n1＝n+nz

n1——弹簧总圈数

n1＝6.5+2＝8.5

根据弹簧受力及压力调节器的结构，减压弹簧总圈数为8圈，工作圈数为6圈，变形量变形f＝18mm，P＝(1100±68)N；

步骤五，压力调节器漏油量确定

压力调节器的漏油量主要分为刹车状态的漏油和松刹车状态的泄漏，刹车状态的泄漏量主要是由主阀芯与衬套研磨配套向回油泄漏的间隙泄漏，故刹车状态下的泄漏量间隙泄漏确定：

Q——间隙流量

K——间隙泄漏量修正系数2.5

L——间隙沿液流方向的密封长度

ΔP——间隙前后之压差

δ——环形间隙的宽度

δ＝(D－d)/2 (2)

D——环形间隙衬套内径

d——环形间隙阀芯外径10mm

μ——液体的绝对粘度

μ＝ρtVt (3)

ρt——t℃温度下油液密度，ρt＝0.85×10^－6kgs²/cm⁴

Vt——t℃温度下油液运动粘度，(常温下油液运动粘度0.2cm²/s)

由(1)、(2)、(3)式刹车状态间隙泄漏为：

松刹车状态的漏油由两部分组成，一是主阀芯与衬套研磨配套间隙漏油量，其密封性与滑阀组件间配套的几何精度及位置公差有关；二是锥面尖边密封的漏油量，锥面的漏油量与锥面密封性有关。根据两种状态泄漏的形式特点，松刹车状态的的泄露量一般为为刹车状态泄露量的2倍，故确定松刹车状态的泄漏量为：0.5cm³/min。

压力调节器刹车漏油量确定为每分钟不大于0.25cm³；

压力调节器松刹车漏油量确定为每分钟不大于0.5cm³。

步骤六，压力调节器压力调节范围确定

压力调节气压力调节的范围最大刹车压力和最小刹车压力，最大刹车压力为压力调节设计提出值，最小压力由产品的特性确定，压力调节器的工作过程为刹车、压力保持、松刹状态，最小调节压力与刹车和刹车的保持状态有关，过程主阀芯打开和关闭的一个过程

刹车状态主阀芯受力为：

Ps——压力调节器输出压力；1为最小调节压力，2为最大调节压力。

d——分流活门的直径

G1——弹簧预紧力G2

调节压力保持主阀芯受力为：

调节压力时是阀芯运动的一个过程

最小调节压力为阀芯工作动作的产生的压力，

P＇＝Ps2－Ps1 (3)

Pc——进口压力21MPa

考虑温度变化对最小调节压力的影响，最小调节压力为1.5MPa，压力调节器压力调节范围为1.5MPa～(10±1)MPa。

通过以上步骤最终确定飞机机轮刹车系统压力先导型外力式压力调节器的设计方法：

Ps阀的输出之刹车压力(10±1)MPa；

Psmin阀的输出最小刹车压力1.5MPa；

Nmax阀的最大操纵力为1080N；

Nmin阀的最小操纵力为175N；

hmax阀的空行程小于或等于3mm。

本实用新型是一种基于机械设计原理和液压技术于一体的液压外力式压力调节器。其是在飞机着陆刹车过程中，驾驶员可根据意愿依据操纵力和工作行程的调节刹车系统中压力，改变飞机减速率，以期降低飞机滑行速度或者使飞机停止为目的，最终完成设想的飞机刹车刹车任务的一种液压产品。

本实用新型所涉及的压力调节是一种先导式压力调节器，该产品的控制压力引自出口压力，主阀芯为开口式，通过进油口压力操纵主阀，出口压力引入主阀下腔，再经主阀芯中阻尼孔进入主阀上腔，主阀芯下液压力与上活塞的操纵力由弹簧力平衡，给节先导阀施加操纵力，进油口的油液进入主阀芯活塞上腔、改变了主阀活塞上腔压力，从而调节了出口压力。先导式减压阀的出口压力较自动式减压阀恒定。按照正常刹车系统压力调节器设计要求，该压力调节器的主要参数：

a)工作介质：YH－10或YH－15液压油，

b)输入压力：

c)最小压力：小于或等于1.5MPa

d)最大压力：(9.8±0.5)MPa

e)套筒的最大行程为(16±1)mm。

f)最小操纵力：小于或等于137N。

g)最大操纵力：(196～245)N。

h)空行程：小于或等于5mm。

i)总行程：