噴嘴擋板式壓電氣動(dòng)微閥閥口密封寬度對(duì)流場(chǎng)特性影響的分析

任建穎，王金林,3，閔 為，楊 漫，陳開竅

(1.蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730050； 2.甘肅省流體機(jī)械及系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，甘肅 蘭州 730050； 3.清華大學(xué) 航天航空學(xué)院, 北京 100084)

引言

壓電式氣動(dòng)微閥以壓電陶瓷為驅(qū)動(dòng)器，具有體積小、響應(yīng)快、功耗低的特點(diǎn)。隨著各領(lǐng)域先進(jìn)技術(shù)的相互融合，壓電微閥在臨床醫(yī)療、生物醫(yī)藥、航空航天等精密控制領(lǐng)域的應(yīng)用越來越廣泛[1-3]。

在氣動(dòng)技術(shù)中，流量閥閥口結(jié)構(gòu)形式多樣，包括滑閥、錐閥、噴嘴擋板閥、平板閥等，其中噴嘴擋板式結(jié)構(gòu)最為常用。噴嘴的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)閥口氣體的流動(dòng)特性影響很大，是進(jìn)行噴嘴擋板閥基礎(chǔ)理論研究和開發(fā)設(shè)計(jì)的關(guān)注重點(diǎn)。眾多學(xué)者采用數(shù)值模擬方法對(duì)噴嘴擋板閥閥口的流動(dòng)特性進(jìn)行了大量研究分析。師偉偉[4]對(duì)雙噴嘴擋板電液伺服閥進(jìn)行了仿真研究，得到滑閥內(nèi)部流場(chǎng)分布圖及閥芯受到的液動(dòng)力，并分析了液動(dòng)力和黏性摩擦力對(duì)伺服閥的影響。陳良華等[5-6]對(duì)雙噴嘴擋板閥的噴嘴在不同結(jié)構(gòu)參數(shù)組合下的流場(chǎng)進(jìn)行了計(jì)算，并分析了閥口的壓力特性、速度特性和流量特性。吳鳳民等[7]采用CFD流體動(dòng)力學(xué)方法對(duì)單噴嘴擋板閥處的流場(chǎng)進(jìn)行了仿真分析，研究了溫度對(duì)閥內(nèi)流場(chǎng)的影響，為噴嘴擋板閥的設(shè)計(jì)和性能預(yù)測(cè)提供了參考。孫春耕等[8]利用Fluent仿真軟件對(duì)水壓雙噴嘴擋板閥的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了仿真模擬，結(jié)果表明，在噴嘴擋板處壓力降到了較小值，產(chǎn)生了較大的能量損失，且此處氣泡的發(fā)生程度與低壓區(qū)的范圍和壓力分布有關(guān)。

流量特性是指閥口兩端壓差和有效過流面積與閥口流量之間的關(guān)系，是流量閥最重要的技術(shù)性能參數(shù)。采用不同方法開展流量特性的研究，是進(jìn)行流量閥研發(fā)和特性分析的重要內(nèi)容。李松晶等[9]提出了一種可用于微流控氣動(dòng)技術(shù)的電磁致動(dòng)微閥，并對(duì)其在不同閥口開度下的流場(chǎng)特性進(jìn)行了仿真分析。郭威[10]仿真分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)變化時(shí)伺服閥前置放大器的流場(chǎng)特性，并與理論結(jié)果作了對(duì)比分析，研究表明供油壓力一定，減小噴嘴凸緣的厚度，可提升放大器的過流能力。吳正江[11]對(duì)水壓噴嘴擋板閥閥口的壓力-流量特性進(jìn)行了試驗(yàn)研究，得出噴嘴-擋板閥閥口的流量系數(shù)與噴孔直徑、噴嘴平臺(tái)直徑以及噴嘴擋板間隙有關(guān)。PAN等[12]對(duì)一種具有環(huán)形邊界的主動(dòng)控制微閥進(jìn)行了建模和實(shí)驗(yàn)，分析了驅(qū)動(dòng)電壓和結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)流量特性的影響，并認(rèn)為該閥具有對(duì)流體的開/關(guān)切換和連續(xù)控制能力。NELSIMAR等[13]設(shè)計(jì)制作了一種用于精確流量控制的微閥陣列器件，并采用連續(xù)流模型，準(zhǔn)確預(yù)測(cè)了微閥膜片柔度對(duì)流量的影響，并認(rèn)為該器件還可在較大的工作流量范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)線性流量控制。FAZAL等[14]對(duì)一種新型氣動(dòng)微閥結(jié)構(gòu)的特性進(jìn)行了研究，結(jié)果表明，該閥在0.4 MPa的壓差下，最小流量為4 mL/min，最大流量為220 mL/min，并且可滿足高質(zhì)量化學(xué)分析的需求。

綜上所述，數(shù)值計(jì)算是進(jìn)行閥類元件特性分析的重要手段；不同的噴嘴結(jié)構(gòu)參數(shù)，對(duì)噴嘴擋板閥的性能和流量特性有重要影響。本研究在氣-電融合的工程背景下，針對(duì)一種以壓電陶瓷為驅(qū)動(dòng)器，以氣體為工作介質(zhì)的噴嘴擋板式壓電微閥結(jié)構(gòu)，采用數(shù)值模擬方法，研究不同噴嘴端面密封寬度對(duì)微閥閥口流動(dòng)特性和流量-壓力系數(shù)的影響。

1 結(jié)構(gòu)及工作原理

圖1給出了噴嘴擋板式壓電氣動(dòng)微閥樣機(jī)的結(jié)構(gòu)示意圖。閥座1布置有氣體入口和出口，且安裝密封圈后與閥蓋3用螺釘聯(lián)接。壓電驅(qū)動(dòng)器4下表面黏貼50 μm厚度的PDMS薄膜，且由壓板2固定在閥座1上。通過調(diào)整壓板2的預(yù)緊力，使得壓電驅(qū)動(dòng)器4自由端向下壓緊在噴嘴端面上，實(shí)現(xiàn)閥口常閉功能的密封性[15-16]。

1.閥座 2.壓板 3.閥蓋 4.壓電驅(qū)動(dòng)器圖1 壓電氣動(dòng)微閥結(jié)構(gòu)示意圖

壓電驅(qū)動(dòng)器通正向驅(qū)動(dòng)電壓，在逆壓電效應(yīng)下，其自由端向上彎曲變形，閥口打開。壓力氣體先后經(jīng)微閥入口和閥口噴嘴擋板處流入閥腔，然后經(jīng)微閥出口流出閥腔進(jìn)入工作系統(tǒng)。由逆壓電效應(yīng)可得，驅(qū)動(dòng)電壓與壓電驅(qū)動(dòng)器自由端的變形位移呈線性關(guān)系。通過調(diào)節(jié)驅(qū)動(dòng)電壓的大小，可實(shí)現(xiàn)壓電驅(qū)動(dòng)器自由端不同的向上變形位移即閥口開度線性改變，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)壓電氣動(dòng)微閥出口流量的連續(xù)性調(diào)節(jié)。當(dāng)壓電驅(qū)動(dòng)器斷電時(shí)，其自由端又恢復(fù)到初始狀態(tài)，閥口關(guān)閉。上述過程實(shí)現(xiàn)了壓電氣動(dòng)微閥的開關(guān)和比例調(diào)節(jié)功能。

2 計(jì)算模型

2.1 流體域模型

圖1b為壓電氣動(dòng)微閥閥口噴嘴擋板處局部放大圖。保持d=1 mm，s=38.6 μm不變，改變D和b的尺寸，其相應(yīng)的10種計(jì)算模型如表1所示，不考慮PDMS薄膜的彈性變形和壓電驅(qū)動(dòng)器的撓性變形，噴嘴與擋板之間的閥口開度按平行縫隙處理。采用CAD軟件對(duì)模型簡(jiǎn)化處理，并利用布爾運(yùn)算得到其相應(yīng)的流體計(jì)算域，流體域模型半剖圖，如圖2所示。

表1 D和b數(shù)值 mm

圖2 模型10的流體域模型半剖圖

2.2 網(wǎng)格劃分與無關(guān)性驗(yàn)證

利用ICEM軟件對(duì)模型10進(jìn)行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，并在閥口縫隙處對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行加密細(xì)化，如圖3所示。通過增加邊線節(jié)點(diǎn)數(shù)，細(xì)化為20層網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)為1445148，并調(diào)整網(wǎng)格的長(zhǎng)寬比，使網(wǎng)格質(zhì)量達(dá)到0.75以上。

圖3 模型10網(wǎng)格劃分

理論上網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)的疏密程度與計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性密切相關(guān)，但受限于計(jì)算成本，網(wǎng)格往往不能無限加密，通常設(shè)定網(wǎng)格無關(guān)的定值數(shù)來平衡計(jì)算精度和計(jì)算成本。

模型10在不同網(wǎng)格數(shù)下數(shù)值計(jì)算得到的出口體積流量隨入口壓力變化關(guān)系，如圖4所示。當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量由1445148增加到 2146412時(shí)，數(shù)值計(jì)算結(jié)果的變化較小，誤差小于2%，綜合考慮計(jì)算精度和計(jì)算成本，確定了本流體域模型滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求的網(wǎng)格總數(shù)和網(wǎng)格質(zhì)量。

圖4 不同數(shù)量網(wǎng)格時(shí)，出口體積流量Q隨入口壓力p變化曲線

2.3 邊界條件和計(jì)算設(shè)置

設(shè)定入口邊界條件和出口邊界條件分別為壓力進(jìn)口和壓力出口形式[17]，其中壓力出口為1個(gè)大氣壓即0.101325 MPa。

采用壓力基求解模型，以理想氣體(滿足理想氣體狀態(tài)方程和焦耳內(nèi)能定律)為工作介質(zhì)，考慮黏性加熱耗散并激活能量方程，選用SSTk-ω雙方程湍流模型進(jìn)行模擬計(jì)算。

2.4 控制方程

描述流體流動(dòng)的方程滿足物理守恒定律。湍流流動(dòng)時(shí)，還要計(jì)及附加的湍流輸運(yùn)方程，基本控制方程如下。

1) 理想氣體狀態(tài)方程[18]

(1)

式中，p—— 壓力

ρ—— 密度

T—— 溫度

R —— 理想氣體常數(shù)

M—— 氣體摩爾質(zhì)量

2) 質(zhì)量守恒方程

(2)

式中,ρ—— 密度

ui——i方向速度

t—— 時(shí)間

3) 動(dòng)量守恒方程[19]

(3)

式中，uj——j方向速度分量

p—— 靜壓

τij—— 應(yīng)力張量

ρgi—— 重力體積力

Fi—— 外部體積力

4) 能量守恒方程[20]

(4)

式中，keff—— 有效導(dǎo)熱系數(shù)

Jj′—— 組分j′的擴(kuò)散通量

Sh—— 熱的源項(xiàng)

h—— 焓

hj′—— 組分j′的焓

式(4)右邊前三項(xiàng)分別為導(dǎo)熱項(xiàng)、組分?jǐn)U散項(xiàng)和黏性耗散項(xiàng)。

5) SSTk-ω雙方程湍流模型[21]

(5)

(6)

式中, 方程右側(cè)前三項(xiàng)分別為湍流生成項(xiàng)、耗散項(xiàng)和擴(kuò)散項(xiàng)；Cw為交叉擴(kuò)散項(xiàng)。

3 數(shù)值計(jì)算合理性驗(yàn)證

圖5為模型10的流量Q與入口壓力p關(guān)系的試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值計(jì)算結(jié)果對(duì)比曲線?？傻?，試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值計(jì)算結(jié)果變化趨勢(shì)基本相同，流量隨入口壓力的增大呈線性增長(zhǎng)，但試驗(yàn)結(jié)果小于數(shù)值結(jié)果。主要因?yàn)樵趯?shí)際試驗(yàn)中，流量的測(cè)試結(jié)果受壓板對(duì)壓電驅(qū)動(dòng)器的預(yù)緊程度(PDMS薄膜的壓縮量不同)[22]、壓電驅(qū)動(dòng)器的位移誤差、調(diào)壓值的波動(dòng)、溫度和濕度等多因素的影響，因此計(jì)算模型設(shè)定合理，模擬方法正確，滿足誤差要求。

圖5 流量Q隨入口壓力p變化對(duì)比曲線

4 數(shù)值計(jì)算結(jié)果與分析

4.1 特定入口壓力下，模型10的流場(chǎng)特性分析

對(duì)模型10在入口壓力為0.2 MPa，這一特定工況下的流場(chǎng)特性進(jìn)行分析。

圖6和圖7分別為三維整體壓力云圖和XOZ面壓力云圖?？梢钥闯觯邏簹怏w主要集中在壓電氣動(dòng)微閥入口段，且壓力變化不明顯，可以認(rèn)為噴嘴出口氣體對(duì)壓電驅(qū)動(dòng)器的作用力與入口壓力等效值相當(dāng)。氣體流動(dòng)方向在閥口起始段發(fā)生90°突變，且由于閥口開度非常小，導(dǎo)致壓力遞減很快，直至降低為0 MPa甚至負(fù)壓。

圖6 入口壓力0.2 MPa，模型10整體壓力云圖

圖7 XOZ面壓力云圖

沿閥口縫隙上下壁面方向，氣體壓力的遞減速度不同?？拷卤诿?，壓力遞減較快，由下往上逐漸變緩，是由于靠近下壁面氣體的流動(dòng)受到黏性阻力較大引起的。

圖8為XOZ面速度云圖。由于流動(dòng)氣體在閥口縫隙處產(chǎn)生了較大的壓力損失，導(dǎo)致該區(qū)域氣體流速急速增大，出現(xiàn)超音速流動(dòng)，形成了一個(gè)高速區(qū)。同時(shí)在沿閥口縫隙上下壁面方向，由于壁面的黏性剪切作用，存在較大的速度梯度。

圖8 XOZ面速度云圖

圖9為XOZ面溫度云圖。閥腔內(nèi)部有一定的氣動(dòng)熱生成，且在閥口縫隙處實(shí)現(xiàn)了超低溫。數(shù)值計(jì)算時(shí)，壓電氣動(dòng)微閥的內(nèi)部流場(chǎng)為等熵流動(dòng)，即流動(dòng)氣體與外界沒有熱量交換，機(jī)械能與內(nèi)能的轉(zhuǎn)化可逆。

圖9 XOZ面溫度云圖

氣體在閥口縫隙處流動(dòng)速度增加，其自身的溫度降低，由描述可壓縮流動(dòng)的能量方程得：閥口縫隙處的壓力損失和氣體的內(nèi)能大部分轉(zhuǎn)化為了自身的高速運(yùn)動(dòng)；氣體從閥口縫隙流出后，壓力變化較小，但速度又快速降低，這是由于自身的動(dòng)能大部分又轉(zhuǎn)化為了閥腔內(nèi)氣體的內(nèi)能。

圖10和圖11分別為XOZ面流線圖和入口中心平行于YOZ面流線圖?？芍?，在閥口縫隙處氣體流動(dòng)順暢，并沒有重新附壁和脈動(dòng)現(xiàn)象發(fā)生。高速流動(dòng)氣體自閥口噴出后，在噴嘴四周形成了明顯的渦旋，造成了較大的能量損失。

圖10 XOZ面流線圖

圖11 入口中心平行于YOZ面流線圖

4.2 不同入口壓力下，模型10的閥口流場(chǎng)特性分析

圖12和圖13為在不同入口壓力下，模型10的XOZ面閥口局部(位置同圖7和圖8)壓力和速度云圖對(duì)比?？芍?，隨著入口壓力p的增大，閥口處的壓力梯度顯著增大，負(fù)壓區(qū)域在減小，且閥口處高流速區(qū)范圍和速度值都在增大。

圖12 不同入口壓力p，閥口處壓力云圖對(duì)比

圖13 不同入口壓力p，閥口處速度云圖對(duì)比

由圖14可見，以圖7壓力云圖為例(D=1.5 mm，b=0.25 mm)，在閥口開度方向中間位置標(biāo)記一條直線MN，分析閥口處壓力(速度)沿直線MN的變化情況。

圖14 壓力(速度)特性曲線數(shù)據(jù)讀取示意

由圖15和圖16閥口處的壓力、速度的變化曲線可得：在不同入口壓力p條件下，閥口處氣體壓力的降低速率和速度的增加速率相近，且速度達(dá)到峰值后降低的速率也基本相近。入口壓力p較大時(shí)，閥口處的負(fù)壓值偏小，而速度峰值偏大，且隨著入口壓力p的增大，閥口處的壓降明顯增大，造成氣體流動(dòng)的平均速度增大，流量增加。

圖15 不同入口壓力p，閥口處壓力變化曲線

圖16 不同入口壓力p，閥口處速度變化曲線

4.3 特定入口壓力下不同噴嘴端面密封寬度對(duì)閥口流場(chǎng)特性影響的分析

圖17和圖18為在入口壓力為0.2 MPa時(shí)，不同計(jì)算模型XOZ面閥口局部(位置同圖7和圖8)壓力和速度云圖對(duì)比。可知，當(dāng)b=0.0025 mm時(shí)，閥口縫隙左側(cè)和下壁面處分別有一小范圍負(fù)壓，且氣體的流動(dòng)速度已經(jīng)接近音速；當(dāng)b>0.0500 mm時(shí)，閥口處出現(xiàn)明顯的負(fù)壓區(qū)，且隨著t的增大，負(fù)壓區(qū)范圍在逐漸擴(kuò)大。同時(shí)，閥口處出現(xiàn)超音速流動(dòng)，且高速流動(dòng)區(qū)域范圍在擴(kuò)大并左移，表明隨著密封寬度t的增大，壓力能和動(dòng)能相互轉(zhuǎn)換，氣體的流動(dòng)速度增大，同時(shí)閥口處的壓力損失也在增大，并轉(zhuǎn)換為氣體的高速流動(dòng)。

圖17 不同噴嘴端面密封寬度b，閥口處壓力云圖對(duì)比

圖18 不同噴嘴端面密封寬度b，閥口處速度云圖對(duì)比

圖19為入口壓力0.2 MPa時(shí)，不同噴嘴端面密封寬度b，閥口處壓力變化曲線(標(biāo)記位置同圖14)?？梢钥闯?，流動(dòng)氣體在入口區(qū)前段壓力均基本保持不變，而當(dāng)流動(dòng)接近閥口縫隙區(qū)時(shí)，壓力均開始急劇降低，在閥口縫隙區(qū)降至負(fù)壓，當(dāng)靠近閥口縫隙末端，即靠近閥腔，壓力由負(fù)壓逐漸升高并恢復(fù)到0 mm。當(dāng)b=0.0025 mm，閥口處氣體的壓力遞減至接近最低壓力時(shí)，遞減的速度逐漸放緩。而隨著b增大到0.0100 mm和0.0250 mm，閥口處氣體的壓力急劇迅速驟降，直至降為最低壓力，且接近0 mm。隨著b的進(jìn)一步增大，閥口處氣體的壓力在遞減至接近最低壓力時(shí)，壓力遞減的速度減小，而壓降有一定的增加。

圖19 不同噴嘴端面密封寬度b，閥口處壓力變化曲線

圖20為入口壓力0.2 MPa時(shí)，不同噴嘴端面密封寬度b，閥口處速度變化曲線(標(biāo)記位置同圖14)?？梢钥闯?，不同噴嘴端面密封寬度b，氣體在入口區(qū)的流動(dòng)速度開始均緩慢增加，當(dāng)氣流接近閥口縫隙區(qū)時(shí)，流動(dòng)速度又均急劇增加，直至在閥口縫隙區(qū)升至峰值，隨后氣體流動(dòng)速度在閥口縫隙區(qū)又逐漸減小，且隨著流出閥口縫隙區(qū)，流動(dòng)速度均降至聲速以內(nèi)。當(dāng)b值較小時(shí)，閥口處氣體流動(dòng)的增速變化不明顯。但當(dāng)b值大于0.0500 mm后，氣體流動(dòng)的增速有變緩的趨勢(shì)，且速度的峰值在增大，表明閥口的過流能力在下降，壓損在增加。當(dāng)b=0.0100 mm>0.0025 mm且較小時(shí)，閥口處氣體流動(dòng)的增速較快，且最大速度較低。

圖20 不同噴嘴端面密封寬度b，閥口處速度變化曲線

由圖17～圖20分析可得，在0.2 MPa入口壓力下，噴嘴端面密封寬度b的取值適當(dāng)減小，有利于提升閥口的過流能力，但噴嘴不宜做成銳邊結(jié)構(gòu)。

4.4 不同噴嘴端面密封寬度下，入口壓力對(duì)閥口流場(chǎng)特性影響的對(duì)比分析

圖21～圖23為不同噴嘴端面密封寬度b，不同入口壓力p下的閥口處壓力變化曲線的對(duì)比(標(biāo)記位置同圖14)。結(jié)合圖15和圖19可得，同一噴嘴端面密封寬度b，不同入口壓力p下，閥口處壓力的變化趨勢(shì)基本相同；同一入口壓力p下，噴嘴端面密封寬度的改變會(huì)對(duì)閥口處的壓力變化產(chǎn)生影響。

圖21 b=0.0025 mm，不同入口壓力p，閥口處壓力變化曲線

圖22 b=0.0500 mm，不同入口壓力p，閥口處壓力變化曲線

圖23 b=0.1750 mm，不同入口壓力p，閥口處壓力變化曲線

圖24～圖26為不同噴嘴端面密封寬度b，不同入口壓力p下的閥口處速度變化曲線的對(duì)比(標(biāo)記位置同圖14)。結(jié)合圖16和圖20可得，同一噴嘴端面密封寬度b，不同入口壓力p下，閥口處速度的變化趨勢(shì)基本相同；同一入口壓力p下，噴嘴端面密封寬度的改變會(huì)對(duì)閥口處的速度變化產(chǎn)生影響。

圖24 b=0.0025 mm，不同入口壓力p，閥口處速度變化曲線

圖25 b=0.0500 mm，不同入口壓力p，閥口處速度變化曲線

圖26 b=0.1750 mm，不同入口壓力p，閥口處速度變化曲線

4.5 噴嘴端面密封寬度對(duì)流量-壓力系數(shù)的影響

圖27～圖30為不同計(jì)算模型，出口體積流量Q隨入口壓力p變化曲線?？梢姡煌瑖娮於嗣婷芊鈱挾萣，微閥的流量-壓力系數(shù)均為0.01，保持不變。因?yàn)閲娮於嗣婷芊鈱挾雀淖儠r(shí)，閥口處氣體的壓降和過流速度雖然有所改變，但整個(gè)閥腔內(nèi)的氣體可看作等熵流動(dòng)[23]，流動(dòng)氣體的壓強(qiáng)、速度、溫度和密度共同構(gòu)成出口體積流量的影響因素，故噴嘴端面密封寬度的改變，對(duì)微閥的流量-壓力系數(shù)不會(huì)產(chǎn)生影響。

圖27 b=0.0025 mm計(jì)算模型，出口體積流量Q隨入口壓力p變化曲線

圖28 b=0.0500 mm計(jì)算模型，出口體積流量Q隨入口壓力p變化曲線

圖29 b=0.1750 mm計(jì)算模型，出口體積流量Q隨入口壓力p變化曲線

圖30 b=0.2500 mm計(jì)算模型，出口體積流量Q隨入口壓力p變化曲線

5 結(jié)論

本研究通過數(shù)值計(jì)算方法，模擬分析噴嘴擋板式壓電氣動(dòng)微閥樣機(jī)在閥口開度為38.6 μm時(shí)閥口的流動(dòng)狀態(tài)，分析了在不同噴嘴端面密封寬度和入口壓力下閥口的流動(dòng)特性以及噴嘴端面密封寬度對(duì)微閥流量-壓力系數(shù)的影響，發(fā)現(xiàn)：

(1) 氣流在閥口縫隙處產(chǎn)生了較大的壓力損失，出現(xiàn)超音速流動(dòng)，閥口縫隙處存在超低溫現(xiàn)象，且在閥腔內(nèi)部有一定的氣動(dòng)熱生成；

(2) 在一定壓力范圍內(nèi)，噴嘴端面密封寬度適當(dāng)減小，可降低閥口縫隙處的壓力損失，提升閥口的過流能力，但噴嘴不宜做成銳邊結(jié)構(gòu)；

(3) 噴嘴端面密封寬度尺寸的改變不會(huì)對(duì)微閥的流量-壓力系數(shù)產(chǎn)生影響。