火箭增壓輸送系統(tǒng)減壓閥出口壓力性能改進研究

張 明， 臧 輝， 郭志海， 楊麗曼， 石玉鵬

(1.上海宇航系統(tǒng)工程研究所， 上海 201109； 2.北京航空航天大學自動化科學與電氣工程學院， 北京 100191)

引言

液體火箭增壓輸送系統(tǒng)減壓閥用于將上游增壓氣瓶內(nèi)的高壓氣體減壓至要求壓力，并與下游孔板共同作用，達到為推進劑貯箱提供穩(wěn)定流量增壓氣體的目的。我國新一代運載火箭長征五號液體助推和長征六號均采用常溫氦氣單級減壓增壓方案，兩型火箭新研的6種減壓閥中有3種產(chǎn)品均出現(xiàn)了在入口壓力36.5 MPa(或35 MPa)啟動時出口壓力長時間持續(xù)下降，而后在入口壓力低于24～20 MPa時進入平穩(wěn)段的現(xiàn)象，對問題產(chǎn)品進行分解檢查均未發(fā)現(xiàn)明顯異常，出口壓力長時間下降現(xiàn)象導致減壓閥出口壓力性能差，合格率低，無法滿足當前高密度發(fā)射的需求。

減壓閥是流體系統(tǒng)中廣泛使用的一種壓力調(diào)節(jié)裝置，國內(nèi)外學者對其開展了大量研究。吳珊等[1]、秦新亞等[2]基于簡化假設(shè)和公式推導建立減壓閥靜態(tài)特性方程；賈一平等[3]借助多學科系統(tǒng)建模與仿真平臺AMESim建立減壓閥仿真模型；田川等[4]通過低溫環(huán)境影響分析得到影響減壓閥閥芯受力和調(diào)節(jié)特性的3種因素，研究了氣體作用面積、彈簧剛度、閥芯質(zhì)量、阻尼孔等結(jié)構(gòu)參數(shù)以及環(huán)境條件對減壓閥出口壓力的影響；郭珣等[5]理論推導得出一種氣體減壓閥由動態(tài)切換到靜態(tài)的出口壓力變化量計算方法；李少輝等[6]分析了減壓閥調(diào)定誤差產(chǎn)生機理和影響因素，研究了進出口壓力、氣體流量、作用面積、活塞摩擦力、閥芯錐角等因素對動靜壓差的影響；BINOD K S 等[7]采用有限體積法和動網(wǎng)格技術(shù)建立減壓閥模型捕捉閥芯動態(tài)特征；姬俊峰等[8]、趙祉昕等[9]基于流量方程和運動方程建立減壓閥動力學模型并借助MATLAB完成編程和仿真；董建文等[10]、劉延斌等[11]則基于圖形化建模工具AMESim完成減壓閥動態(tài)仿真模型，研究了減壓閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對出口壓力超調(diào)、響應時間等的影響；一些學者分析不同減壓閥結(jié)構(gòu)參數(shù)和管路參數(shù)對減壓閥穩(wěn)定性的影響并提出參數(shù)匹配建議[12-14]。而在減壓閥建模完整性方面，GAD O[15]將流量系數(shù)、摩擦力等非線性因素引入減壓閥模型中；徐志鵬等[16]、滕浩等[17]將間隙泄漏等非線性因素引入減壓閥模型中，研究了庫倫摩擦力等非線性因素的影響。

盡管國內(nèi)外學者在減壓閥靜態(tài)特性、動靜壓差、動態(tài)響應過程、穩(wěn)定性研究等方面取得了很多成果，但以上述成果為基礎(chǔ)，使用AMESim建立本研究氣體減壓閥仿真模型，對影響減壓閥出口壓力性能的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)(節(jié)流環(huán)縫間隙、壓力作用面積、閥芯質(zhì)量、彈簧剛度、閥芯初始開度)、O形圈內(nèi)泄漏、閥芯干摩擦力、運動阻尼以及下游負載等進行交叉組合仿真，均無法復現(xiàn)本研究減壓閥出口壓力長時間持續(xù)下降現(xiàn)象。

為此，本研究提出橡膠O形圈黏彈摩擦特性對氣體減壓閥出口壓力的影響機理：用于減壓閥閥芯動密封的橡膠O形圈在微變形滑動過程中存在黏滯摩擦特性和回彈特性，滑動運動停止后O形圈產(chǎn)生的黏彈變形需要一定時間的緩慢恢復[18-19]，變形恢復前O形圈產(chǎn)生的等效摩擦力(黏彈摩擦力)受氣體壓力和O形圈黏彈變形量影響，在閥芯回縮、穩(wěn)定、緩慢向開度增大方向運動過程中，O形圈黏彈摩擦力出現(xiàn)方向切換，由有利于閥芯開啟切換為阻礙閥芯開啟，從而引起減壓閥出口壓力長時間持續(xù)下降現(xiàn)象。本研究通過實驗測量減壓閥閥芯動密封橡膠O形圈黏彈摩擦力隨氣體壓力、黏彈變形量的變化規(guī)律，使用AMESim建立考慮O形圈黏彈摩擦力的減壓閥仿真模型并成功復現(xiàn)該減壓閥出口壓力長時間持續(xù)下降現(xiàn)象，基于修正后模型提出減壓閥改進方案，最后通過投產(chǎn)實物樣機驗證了改進方案的有效性。

1 增壓輸送系統(tǒng)減壓閥原理及理論分析

增壓輸送系統(tǒng)減壓閥結(jié)構(gòu)原理如圖1所示，減壓閥工作時，入口A高壓氣體經(jīng)殼體、閥芯節(jié)流減壓后進入出口B和反饋腔；閥芯在彈簧力、入口氣體作用力、出口和反饋腔氣體作用力以及摩擦力作用下保持力平衡并穩(wěn)定在所需開度。當出口壓力高于設(shè)定值時，閥芯受到的出口和反饋腔氣體作用力增大，閥芯力平衡打破，朝-x方向運動，彈簧被壓縮，閥芯開度減小，節(jié)流效應增強，流量減小，從而使出口壓力降低并恢復到設(shè)定值；出口壓力低于設(shè)定值時減壓閥調(diào)整過程與之相反。

圖1 減壓閥結(jié)構(gòu)原理圖Fig.1 Structure schematic of pressure reducing valve

該減壓閥為正向卸荷柱塞式常開減壓閥，閥芯初裝開度1.5 mm，可縮進行程0.7 mm，-0.7 mm≤h<0 mm 時閥芯縮進殼體內(nèi)孔，環(huán)縫固定節(jié)流，流量小于減壓閥額定流量；入口壓力范圍36.5～5.0 MPa，出口壓力要求(3.5±0.5) MPa，額定流量200 g/s，工作介質(zhì)為常溫氦氣，工作時間200 s。

對減壓閥閥口流量進行分析，分析中進行以下假設(shè)：

(1) 氣體為理想氣體，按定常絕熱過程進行分析；

(2) 忽略氣流沿程損失，忽略重力影響。

閥口流量公式[5,11]如下：

(1)

(2)

式中,qm—— 質(zhì)量流量

μ—— 流量系數(shù)

A—— 閥口流通面積

p1—— 入口壓力

p2—— 出口壓力

T1—— 入口溫度

γ—— 絕熱指數(shù)

Rg—— 氣體常數(shù)

ycr—— 臨界壓力比

(3)

(4)

式中,D1—— 殼體節(jié)流口內(nèi)徑

d—— 閥芯節(jié)流外圓直徑

進一步對閥芯力平衡方程進行分析：

(5)

式中，F(xiàn)s0—— 初裝彈簧力

k—— 彈簧剛度

h0—— 閥芯初始開度

h—— 閥芯實時開度

p0—— 大氣壓

D3—— 反饋腔直徑(低壓導向直徑)

D2—— 高壓導向直徑

Ff—— 閥芯摩擦力，定義沿如圖1中-x方向時為正值

將式(4)代入式(5)，推導出減壓閥靜態(tài)出口壓力的表達式：

(6)

理想狀態(tài)下，忽略減壓閥放氣過程中的熱交換、流量系數(shù)非線性和閥芯摩擦力[1-3,8-11]，當減壓閥結(jié)構(gòu)參數(shù)匹配合理時出口壓力可以維持穩(wěn)定，僅流量方程本身的非線性導致出口壓力小幅變化，圖2為減壓閥出口壓力擬合曲線。

圖2 減壓閥出口壓力擬合曲線Fig.2 Fitting curve of reducing valve outlet pressure

考慮到O形圈的黏彈滑動特性[18-19]，假設(shè)O形圈黏彈摩擦力與閥芯開度的關(guān)系為：

(7)

式中,Ff0—— 減壓閥啟動瞬間閥芯回縮穩(wěn)定后的摩擦力，F(xiàn)f0=kfkεkRakpΔs

kf—— O形圈黏彈剛度

kε—— 壓縮率修正系數(shù)

kRa—— 配合面摩擦系數(shù)

kp—— 壓力修正系數(shù)

hmin—— 滿足流量需求的最小開度

Δs—— 閥芯回縮穩(wěn)定后O形圈變形量

取Ff0=140 N，kfkεkRakp=2155 N/mm，hmin=0.156 mm，Δs=0.065 mm，將式(7)代入式(6)，可以看到，當O形圈摩擦力按式(7)規(guī)律隨閥芯開度變化時，減壓閥出現(xiàn)出口壓力長時間下降現(xiàn)象。

減壓閥靜態(tài)出口壓力的表達式(6)中，O形圈黏彈摩擦力與其他參數(shù)無耦合關(guān)系，將式(7)代入式(6)得出O形圈黏彈摩擦力對減壓閥出口壓力影響的表達式：

(8)

式中,Ff0=kfkεkRakpΔs為常數(shù)。

則本研究減壓閥出口壓力長時間下降現(xiàn)象改進問題轉(zhuǎn)化為減小式(8)函數(shù)值的問題，式(8)中除閥芯開度h外所有參數(shù)均不小于0：

(1) 在h≥hmin的域上Δp2值由各系數(shù)確定，減小Ff0即可以減小Δp2；

此外，根據(jù)減壓閥工作原理，增大反饋面積可以提高減壓閥精度，減壓閥精度提高后抗干擾能力也可以得到改善。

2 O形圈黏彈摩擦特性對減壓閥出口壓力影響機理

2.1 O形圈黏彈摩擦特性

搭建如圖3所示O形圈黏彈摩擦特性實驗系統(tǒng)，閥芯-殼體配合尺寸與減壓閥圖紙尺寸相同，O形圈使用庫存產(chǎn)品。通過配氣臺向O形圈兩側(cè)供以穩(wěn)定的、不同壓力大小的氣體，以模擬減壓閥工作過程中O形圈所處的壓力邊界條件。實驗過程中同時采集閥芯位移和力傳感器數(shù)據(jù)，從而獲得O形圈黏彈摩擦力隨氣體壓力、閥芯位移的變化曲線。

圖3 實驗系統(tǒng)示意圖Fig.3 Schematic of test system

圖4 某型號減壓閥高壓O形圈36.5 MPa下摩擦力隨閥芯位移變化曲線Fig.4 Vibration of valve high pressure O-rings friction with spool displacement

如圖4所示為該減壓閥高壓O形圈(材料丁腈膠試5171，內(nèi)徑9.938 mm，絲徑2.688 mm，安裝壓縮率14.6%)在典型氣體壓力下摩擦力隨閥芯位移變化的曲線，分析可知，O形圈黏彈摩擦力隨閥芯的往復運動可以分為5個階段：

(1) 彈性變形階段，O形圈與接觸面為靜摩擦狀態(tài)，靠彈性變形來補償閥芯位移，摩擦力隨彈性變形量增大而增大，直到達到O形圈最大彈性變形極限和最大靜摩擦力；

(2) 滑動階段，閥芯位移繼續(xù)增大時O形圈與接觸面發(fā)生相對滑動，摩擦力由最大靜摩擦力轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑒幽Σ亮?；在持續(xù)滑動過程中O形圈基本保持最大彈性變形狀態(tài)，但摩擦狀態(tài)的不穩(wěn)定導致摩擦力小幅波動；

(3) 回彈階段，此時閥芯運動出現(xiàn)減速、停止和反向，當閥芯進入反向過程時O形圈彈性變形量開始減小，摩擦力也隨之減小，當閥芯位移反向到一定值時O形圈彈性變形完全消失，摩擦力降至0 N；

(4) 反向彈性變形階段，閥芯繼續(xù)反向移動，O形圈進入反向彈性變形階段；

(5) 反向滑動階段，閥芯繼續(xù)反向移動，O形圈進入反向滑動階段。

本研究實驗完成高壓O形圈在0～36.5 MPa共10個典型壓力和低壓O形圈在0～5 MPa共11個典型壓力下的黏彈摩擦力測試，如圖5所示。

對O形圈黏彈滑動過程中摩擦力進行分析：

(1) 達到最大靜摩擦力前，摩擦力大小隨O形圈黏彈變形量增大而增大，達到最大靜摩擦力后摩擦力基本保持穩(wěn)定，式(7)表征的O形圈黏彈摩擦力隨閥芯開度變化規(guī)律基本正確；

(2) 最大靜摩擦力隨壓力升高而增大，近似呈線性關(guān)系；

(3) 最大靜摩擦力隨壓縮率增大而增大，與文獻[18-19]研究結(jié)果一致；

(4) 殼體采用硬質(zhì)陽極化并拋光以提高殼體內(nèi)孔表面光潔度后，O形圈實測最大靜摩擦力并沒有減小，說明配合表面光潔度對最大靜摩擦力大小有一定影響，但因為實驗數(shù)據(jù)不足，規(guī)律暫不清晰，可能原因為殼體內(nèi)孔表面光潔度提高后O形圈與殼體內(nèi)孔在微觀層面接觸面積增加，O形圈黏滯作用增強，本研究對此不展開討論。

2.2 減壓閥出口壓力影響機理

減壓閥閥芯動密封O形圈黏彈摩擦力對減壓閥出口壓力影響如圖6所示，定義Δp為從減壓閥開始工作到閥芯達到最大開度h0時出口壓力的壓降范圍，影響機理為：

(1) 減壓閥啟動瞬間閥芯處于最大開度h0，出口壓力上升并沖高到最大出口壓力，閥芯在入口、出口氣體壓力以及彈簧力、O形圈黏彈摩擦力共同作用下快速回縮到最小開度hmin，在此過程中O形圈隨閥芯運動超過1.0 mm(大于2Δs)，經(jīng)歷了黏彈特性的彈性變形階段和滑動階段，O形圈仍保持最大彈性變形，黏彈摩擦力方向為+x方向，式(6)中Ff為負值，此時O形圈黏彈摩擦力物理含義為閥芯附加的主動力，導致減壓閥出口壓力偏高于設(shè)計點；

圖5 某型號減壓閥O形圈最大靜摩擦力隨工作壓力變化曲線Fig.5 Vibration of valve O-rings friction with operating pressure

(2) 隨著入口壓力下降，閥芯開度不斷增大(hmin

(3) 隨著入口壓力繼續(xù)下降，閥芯開度繼續(xù)增大(hmin+Δs

圖6 O形圈黏彈摩擦力對減壓閥出口壓力影響示意圖Fig.6 Schematic of effects of O-rings friction on valve outlet pressure

(4) 入口壓力繼續(xù)下降，閥芯繼續(xù)沿+x方向運動(h>hmin+2Δs)，O形圈進入黏彈特性的反向滑動階段，O形圈與殼體發(fā)生宏觀上的相對滑動，黏彈摩擦力由最大靜摩擦力轉(zhuǎn)換為滑動摩擦力；同時，由于入口壓力不斷降低(即高壓O形圈工作壓力不斷降低)使得高壓O形圈滑動摩擦力不斷減小，而出口壓力基本維持穩(wěn)定(即低壓O形圈工作壓力維持穩(wěn)定)使得低壓O形圈滑動摩擦力大小基本維持不變，則閥芯上的附加阻力趨于平穩(wěn)并隨入口壓力下降而緩慢下降，該過程中減壓閥出口壓力趨于平穩(wěn)并伴隨輕微上翹。

3 仿真驗證

3.1 故障復現(xiàn)仿真

基于實測O形圈摩擦力，使用AMESim建立考慮O形圈黏彈摩擦力的減壓閥仿真模型，仿真與試驗曲線對比如圖7所示。分析可知，仿真得到的出口壓力曲線與實測曲線相比各特征點接近，表明經(jīng)實測摩擦力修正后的減壓閥仿真模型原理正確，精度可信，仿真手段有效，也說明本研究提出的O形圈黏彈摩擦特性對減壓閥出口壓力影響機理正確。

圖7 仿真與試驗曲線對比Fig.7 Comparison between simulation and experiment

圖8 典型改進方案仿真曲線Fig.8 Simulation curves of typical improved schemes

3.2 改進方案仿真

基于理論分析確定的改進方案和經(jīng)摩擦力修正后的減壓閥仿真模型，對O形圈摩擦力、殼體與閥芯環(huán)縫節(jié)流間隙、反饋作用面積以及閥芯初始開度影響進行仿真，各工況下減壓閥出口壓降Δp如表1所示，典型改進方案仿真曲線如圖8所示：

(1) 仿真結(jié)果表明，減小摩擦力對改善減壓閥性能有效；考慮膠圈黏彈剛度、壓縮率、配合面表面光潔度、工作壓力等因素，選擇低硬度膠圈理論上可以減小黏彈剛度，但降低膠圈硬度或減小壓縮率可能引起閥芯動密封內(nèi)泄漏導致減壓閥出口壓力不穩(wěn)[17]，而配合表面光潔度對摩擦力影響規(guī)律暫不清晰、工作壓力不便調(diào)整，因此分析認為暫無可行的減摩方法；

表1 改進方案仿真結(jié)果Tab.1 Simulation results of improved schemes

圖9 閥芯節(jié)流外圓直徑對減壓閥啟動瞬間O形圈摩擦力的影響

(2) 如圖9所示，仿真結(jié)果表明，增大殼體與閥芯環(huán)縫節(jié)流間隙可以獲得不同的閥芯回縮開度，如圖8所示，在表1序號4狀態(tài)環(huán)縫節(jié)流間隙下減壓閥性能改善明顯，措施有效；

(3) 增大反饋作用面積對改善減壓閥性能有一定作用，但綜合使用增大環(huán)縫節(jié)流間隙和增大反饋作用面積兩項措施的改善效果更好；

(4) 調(diào)整閥芯初始開度對改善減壓閥出口壓力性能無效果。

因此，本研究最終確定采用增大殼體與閥芯節(jié)流間隙和增大反饋作用面積兩項措施開展改進方案試驗驗證。

4 試驗驗證

為縮短研制周期和節(jié)約試驗成本，按表1序號1～4、 序號8～10組合狀態(tài)投產(chǎn)試驗件(編號： 1#～4#)并進行常溫試驗。定義Δp′為從減壓閥開始工作到某一入口壓力p1時出口壓力的壓降范圍。圖10為減壓閥節(jié)流環(huán)縫間隙對Δp′影響對比，圖11為減壓閥節(jié)流環(huán)縫間隙和反饋作用面積綜合措施對Δp′影響對比，從圖10、圖11可知，序號9狀態(tài)在不同入口壓力范圍內(nèi)出口壓力變化范圍Δp′均最小，表明該參數(shù)組合下減壓閥實測性能較優(yōu)。

圖10 減壓閥節(jié)流環(huán)縫配合間隙對減壓閥精度影響Fig.10 Effects of throttle gap on pressure reducing valve accuracy

圖11 減壓閥節(jié)流環(huán)縫配合間隙和反饋作用面積對減壓閥精度影響Fig.11 Effects of throttle gap on pressure reducing valve accuracy and feedback area

序號9狀態(tài)改進方案典型出口壓力曲線如圖12所示。試驗結(jié)果表明： 改進后試驗曲線與仿真曲線性能相近，表明仿真模型精度可信，減壓閥出口壓力長時間下降幅度和持續(xù)范圍明顯改善；改進前減壓閥工作全程出口壓降Δp1=0.85 MPa，改進后減壓閥工作全程出口壓降Δp2=0.60 MPa，精度提高約30%，改進方案有效可行。

圖12 序號6狀態(tài)與序號1狀態(tài)典型出口壓力曲線對比Fig.12 Comparison of typical outlet pressure curves for serial 6 and 1

5 結(jié)論

本研究基于O形圈黏彈特性和實測摩擦力建立了一種O形圈黏彈摩擦力計算模型，提出了O形圈黏彈特性對氣體減壓閥出口壓力的影響機理；使用實測摩擦力完成減壓閥仿真模型修正，基于O形圈黏彈摩擦力對減壓閥出口壓力影響規(guī)律提出減壓閥改進方案，結(jié)合仿真數(shù)據(jù)與研制生產(chǎn)經(jīng)驗確定了可行的改進方向，通過投產(chǎn)樣機驗證了改進方案有效性和O形圈黏彈特性對氣體減壓閥出口壓力影響機理的正確性，為減壓閥出口壓力性能分析和改進提供了一種新思路。