某減壓閥高壓沖擊超調(diào)問題仿真分析與試驗研究

朱建國，魏學(xué)峰，孫 亮

（西安航天動力研究所，陜西西安710100）

0 引言

氣體減壓閥是火箭發(fā)動機以及航天器姿控發(fā)動機上廣泛使用的一種壓力調(diào)節(jié)裝置，通過閥芯的節(jié)流將入口高壓流體壓力降低并穩(wěn)定在預(yù)定壓力范圍內(nèi)，其出口壓力直接影響到姿控發(fā)動機系統(tǒng)的工作狀態(tài)及發(fā)動機推力的調(diào)節(jié)精度，在姿控發(fā)動機上起著舉足輕重的作用。

某正向卸荷式減壓閥高壓氣體沖擊試驗過程中，出現(xiàn)出口壓力超調(diào)和震蕩現(xiàn)象，并導(dǎo)致減壓閥閥芯塑料密封面損壞和安全閥泄漏超標的問題。減壓閥閥芯沖擊密封面損壞，會導(dǎo)致減壓閥調(diào)節(jié)、穩(wěn)壓性能失效，尤其是減壓閥無法實現(xiàn)關(guān)閉壓力，引起姿軌控發(fā)動機系統(tǒng)壓力失控；安全閥密封沖擊損壞，泄漏率將超標，系統(tǒng)無效耗氣量不可控的增大，將影響發(fā)動機有效工作時間和工作能力。

本文利用數(shù)值仿真方法分析出現(xiàn)壓力超調(diào)和振蕩的原因，提出具體改進措施，利用真實模擬試驗系統(tǒng)進行減壓閥單機產(chǎn)品高壓沖擊考核，并通過整機試車考核。改進后的減壓閥出口壓力建壓平穩(wěn)、無超調(diào)現(xiàn)象、無明顯振蕩，解決了減壓閥工程研制問題。

1 減壓閥結(jié)構(gòu)原理

該減壓閥主要由閥體、閥芯、閥座、膜片、彈簧和過濾器等組成，出口集成安全閥組件，安全閥采用金屬錐面密封結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

減壓器的減壓工作原理是介質(zhì)節(jié)流，即高壓氣體流經(jīng)閥芯和閥座形成的窄縫之后，流速增加，壓力勢能一部分轉(zhuǎn)化為動能，一部分因摩擦、渦流等損失變?yōu)闊崮?。氣體膨脹到低壓腔后，流通面積突然增大，氣體的一部分動能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽旧蠟闅怏w所吸收。與此同時，氣體進入低壓腔后體積膨脹，密度減小，氣體間的位能增加，在此過程中只有少部分動能轉(zhuǎn)化為壓力能，而大部分動能變?yōu)闅怏w間的位能和熱能，由于能量轉(zhuǎn)換損失，從而降低了氣體的壓力。

圖1 某正向卸荷式減壓閥原理圖Fig.1 Schematic diagram of a forward unloading PRV

減壓閥啟動瞬間，閥芯處在全開位置，當入口高壓氣體經(jīng)閥芯-閥座縫隙節(jié)流后進入低壓腔，逐步建立起低壓壓力，并作用在膜片上。由于閥芯所受力平衡被打破，閥座開度調(diào)節(jié)變小，當閥芯上的力達到平衡后，出口壓力也就穩(wěn)定在設(shè)定的壓力值。

2 高壓沖擊超調(diào)現(xiàn)象

2.1 單機高壓沖擊超調(diào)

按原來未完全模擬發(fā)動機系統(tǒng)的沖擊試驗系統(tǒng)，開展該減壓閥高壓沖擊可靠性試驗時，即入口壓力采用最高工作壓力的壓縮空氣，瞬間打開減壓閥入口管路上的電磁閥，實現(xiàn)減壓閥高壓沖擊。試驗件采用裝配合格的減壓閥（含安全閥），試前安全閥泄漏率測試結(jié)果為35 L/h，試后安全閥泄漏率測試結(jié)果為340 L/h，密封處可聽見較大的漏氣聲，分解發(fā)現(xiàn)安全閥金屬面出現(xiàn)豁口型損壞。實時采集的減壓器出口壓力數(shù)據(jù)峰值達到了5.68 MPa，如圖2所示。該壓力已經(jīng)超過了安全閥開啟壓力4.05 MPa。

在高壓沖擊試驗過程中，聽到明顯的金屬撞擊聲，即減壓閥出口壓力超調(diào)，且速度很快，導(dǎo)致安全閥閥芯高速打開、關(guān)閉，安全閥閥芯-閥座撞擊損壞，導(dǎo)致泄漏率超標。因此，試驗中沖擊瞬間減壓閥出口存在超調(diào)，才會使安全閥快速沖擊打開。另外，在沖擊試驗后分解檢查發(fā)現(xiàn)，減壓閥閥芯密封面也出現(xiàn)了沖擊損壞，塑料密封面已經(jīng)出現(xiàn)了裂痕。

圖2 原高壓沖擊試驗曲線Fig.2 Trial curve of former high-pressure shock

2.2 整機高壓沖擊超調(diào)

工程研制初期，共完成了兩次整機試車。01次與02次整機試車0 s氣瓶壓力均為25 MPa，兩次氣瓶初始壓力相同，但02次減壓閥啟動瞬間出口壓力較02次試車高0.7 MPa，并且01次與02次試車后氣瓶壓力分別為8.69和7.72 MPa，而兩次系統(tǒng)工作程序完全一致。換算后表明02次比01次多耗0.193 7 kg氣體，等效安全閥泄漏率相對大了約26 L/h。

減壓閥下游氣墊、容腔存在差異則影響減壓調(diào)節(jié)過程，兩次整機試車加注量完全一致，故兩次整機的管路、容腔完全一致，則唯一的可能性是兩臺減壓閥狀態(tài)存在差異。閥芯初始開度越大，初始壓力波傳播段的減壓閥出口壓力越高。目前，該減壓閥尺寸鏈計算表明，閥芯初始開度范圍為0.430～0.785 mm，故出現(xiàn)兩次試車初始壓力不同可能是因為閥芯初始開度有差異。

3 技術(shù)措施及仿真分析

3.1 技術(shù)措施

3.2 仿真分析

3.2.1 閥芯開度對出口壓力的影響

利用仿真軟件AMEsim建立減壓閥以及增壓系統(tǒng)的仿真模型[7-8]，在整機系統(tǒng)模型條件下，變化減壓閥閥芯開度分別為0.5 mm和0.6 mm，減壓閥出口建壓過程如圖3所示。初始開度越小，初始壓力波傳播段減壓閥出口壓力振蕩越小，0.5 mm行程條件下，減壓閥出口壓力已經(jīng)不存在超調(diào)和震蕩。

圖3 閥芯開度對出口壓力的影響Fig.3 Influence of valve spool opening on exit pressure

3.2.2 限流圈對出口壓力的影響

在整機系統(tǒng)條件下，變化減壓閥入口限流圈孔徑分別為Φ2.5 mm和Φ2.8 mm，減壓閥出口建壓過程如圖4所示，孔徑越小，初始壓力波傳播段減壓閥出口壓力越低，但建壓時間變長。其中，Φ2.5 mm孔徑條件下，建壓時間與不加限流圈情況相當，且出口壓力基本無超調(diào)。

圖4 限流圈孔徑對出口壓力的影響Fig.4 Influence of current-limiting orifice on exit pressure

3.2.3 管系對出口壓力的影響

除以上減壓閥自身狀態(tài)影響抗沖擊能力外，還可以從管路布局等分析出口壓力超調(diào)影響情況。在整機系統(tǒng)條件下，變化減壓閥出口一支路管路長度分別為100 mm，200 mm和300 mm，計算比較表明，支路越長，等效流通能力越差，初始壓力波傳播段測壓位置壓力越高，而出口壓力波動幅值基本不變。同時，也說明測壓點離減壓閥越近越能反映出口壓力波動情況。

3.3 等效試驗系統(tǒng)確定

從上述試驗系統(tǒng)管路的影響分析可知，要真實考核減壓閥抗高壓沖擊能力，還需要構(gòu)建等效試驗系統(tǒng)。分別建立原試驗狀態(tài)與整機系統(tǒng)狀態(tài)仿真模型，其中整機模型盡量模擬氣路管路分支和容腔。兩者計算結(jié)果對比表明，整機系統(tǒng)狀態(tài)下，下游管支多，相當于下游流通相對較暢通，壓力波傳播段減壓閥出口壓力略低，瞬間超調(diào)也會較低。故對于本系統(tǒng)減壓閥的高壓沖擊試驗需要在較真實的模擬發(fā)動機管路分支和容腔狀態(tài)下進行。

為真實模擬整機下游管路、容腔，經(jīng)過分析對比后，可將發(fā)動機增壓單元減壓閥下游系統(tǒng)簡化成兩分支管路及其下游容腔的試驗系統(tǒng)，分支1管路內(nèi)徑Φ4 mm，長約800 mm，連接氣瓶為1 L，分支2管路內(nèi)徑Φ4 mm、長約500 mm，連接氣瓶為2 L。

3.4 仿真分析小結(jié)

通過上述仿真分析，認為采取閥芯開度為0.5 mm、閥前增加Φ2.5 mm限流圈的技術(shù)措施，對系統(tǒng)建壓時間影響較小且能降低出口壓力的超調(diào)和振蕩；其次，采用等效試驗系統(tǒng)考核該減壓閥抗高壓沖擊能力。

4 試驗驗證與分析

在試驗中出現(xiàn)的超調(diào)現(xiàn)象分析基礎(chǔ)上，明確了沖擊過程中安全閥打開、泄漏率超標的原因，通過仿真計算，確定了減壓閥改進技術(shù)措施和等效試驗系統(tǒng)參數(shù)，改進后減壓閥完成了下述驗證試驗。

4.1 單機試驗驗證

采用等效試驗系統(tǒng)真實考核該減壓閥抗高壓沖擊能力，產(chǎn)品為閥芯初始開度為0.5 mm、增加Φ2.5 mm限流圈技術(shù)狀態(tài)減壓閥，保持減壓閥前10 L氣瓶壓力為26.5 MPa，瞬間打開減壓閥前電磁閥，穩(wěn)定后測量安全閥泄漏率?？煽啃砸?guī)定指標10次高壓沖擊后，安全閥無泄漏聲。檢測泄漏率為60 L/h，滿足系統(tǒng)使用要求的泄漏率不大于108 L/h。減壓閥出口壓力曲線如圖5所示，出口壓力無超調(diào)現(xiàn)象，且振蕩幅值相對于改進前（見圖2）大幅減小，建壓過程中最高峰值為3.47 MPa，小于安全閥開啟壓力4.05 MPa。沖擊試驗后分解檢查，減壓閥閥芯密封面壓痕均勻且無損壞。

圖5 改進后單機高壓沖擊試驗曲線Fig.5 Curves of high pressure shock test for improved PRV

4.2 整機試驗驗證

落實改進措施后的減壓閥分別參加了03和04兩次整機試車，其中的03次試車減壓閥出口壓力曲線如圖6所示。03和04兩次試車減壓閥出口建壓平穩(wěn)、振蕩幅值減小、無超調(diào)（均小于3 MPa），改進措施合理有效；03和04試車后氣瓶壓力分別為8.44和8.53 MPa，且試后安全閥漏量檢查未發(fā)生變化，說明改進后的減壓閥試車過程中未出現(xiàn)沖擊引起的泄漏率增大問題。

圖6 改進后整機試車減壓閥出口壓力曲線Fig.6 Exit pressure of improved PRV in overall system test

5 結(jié)論

針對某正向卸荷式減壓閥高壓氣體沖擊可靠性試驗和某次整機試車過程中，均出現(xiàn)的出口壓力超調(diào)和振蕩現(xiàn)象，導(dǎo)致安全閥受高壓沖擊泄漏超標問題，利用數(shù)值仿真明確出現(xiàn)了超調(diào)的原因。并通過仿真計算，確定了采取減小減壓閥閥芯開度（0.5 mm）和增加閥前限流圈（孔徑Φ2.5 mm）的綜合改進技術(shù)措施，通過減壓閥單機高壓沖擊試驗和兩次整機試車考核，改進后的減壓閥出口壓力建壓平穩(wěn)、無超調(diào)現(xiàn)象、無明顯振蕩，即改進措施合理有效。

研究表明，減小減壓閥閥芯開度、在閥前增加限流圈的技術(shù)措施，對于提升減壓閥抗高壓沖擊能力具有一定的通用性，對其它超高壓氣體減壓閥設(shè)計具有指導(dǎo)意義；另外，對于閥門性能考核，應(yīng)采用與應(yīng)用系統(tǒng)相仿的試驗裝置，避免欠考核或過考核。

[1]劉國球.液體火箭發(fā)動機原理 [M].北京：宇航出版社,1993.

[2]朱守昌.液體火箭發(fā)動機設(shè)計(下)[M].北京：中國宇航出版社,1994.

[3]RYUICHI S,MINORU M,RYOU N.Pressure oscillation analyses of the pressure regulator for the H-IIA propulsion system,AIAA 2003-4600[R].USA：AIAA,2003.

[4]SHORIN V P.Method to improve dynamic characteristics and to stabilize system with gas pressure regulators[C]//Proceedings of 2nd ICFP.[S.l.]：[s.n.],1993：359-362.

[5]石玉鵬,魯雪生.減壓器啟動沖擊解決方案[J].上海航天,2009(4)：61-64.

[6]徐傳凱.解決減壓閥振動問題的一個實例[J].航天推進與動力,2008(4)：38-40.

[7]吳業(yè)正.往復(fù)式壓縮機數(shù)學(xué)模型及應(yīng)用[M].西安：西安交通大學(xué)出版社,1988.

[8]付永領(lǐng),齊海濤.LMS Imagine.Lab AMESim系統(tǒng)建模和仿真實例教程[M].北京：北京航空航天大學(xué)出版社,2011.