馬紅鵬，方蜀州，湯 旭，李 騰，李舟波

(北京理工大學(xué) 宇航學(xué)院，北京 100081)

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浮動提升式燃?xì)忾y啟閉動態(tài)特性研究①

馬紅鵬，方蜀州，湯 旭，李 騰，李舟波

(北京理工大學(xué) 宇航學(xué)院，北京 100081)

高溫燃?xì)忾y是固體飛行器姿軌控動力系統(tǒng)的重要控制裝置?；趪鴥?nèi)外燃?xì)忾y的研究，引入了靜摩擦力和庫倫摩擦力模型，設(shè)計(jì)一種浮動提升式燃?xì)忾y，采用動網(wǎng)格和UDF技術(shù)建立了燃?xì)忾y啟閉過程中二維瞬態(tài)數(shù)值模型。計(jì)算結(jié)果表明，與普通噴管相比，該燃?xì)忾y內(nèi)的流場不均勻性增加，閥門啟閉過程中燃?xì)忾y及噴管內(nèi)的流場變化是相近的，分析了在閥門啟閉過程中不同開度下閥門流場內(nèi)的亞音速回流區(qū)、流動分離以及激波分布情況，真實(shí)有效地模擬了燃?xì)忾y的啟閉動態(tài)特性。仿真結(jié)果表明，該燃?xì)忾y結(jié)構(gòu)合理，且可行性高。

固體姿軌控系統(tǒng)；燃?xì)忾y；動網(wǎng)格；動態(tài)特性；斜激波

0 引言

近年來，隨著航天活動范圍的拓展，對于航天器飛行過程中變軌和姿態(tài)控制的需求不斷增加。與液體推進(jìn)系統(tǒng)相比，固體飛行器姿軌控系統(tǒng)具有較好的軌道機(jī)動能力、自主飛行控制能力、有效載荷承載能力、在軌駐留能力和相對位置保持能力等特點(diǎn)。作為姿軌控動力系統(tǒng)的重要組成部分燃?xì)忾y，它的啟閉動態(tài)特性將直接影響到飛行器換軌姿控的效果[1-2]。

目前，對固體姿軌控推進(jìn)系統(tǒng)燃?xì)忾y的研究，主要集中在高溫復(fù)合材料和調(diào)節(jié)燃燒速率影響關(guān)系上。幾十年來，美國Boeing公司及法國國營航空發(fā)動機(jī)公司SENCMA的分支機(jī)構(gòu)SEP公司等一直致力于研究用于SDACS動力系統(tǒng)的高溫復(fù)合材料燃?xì)忾y技術(shù)[3]。法國的A LAFOND應(yīng)用CFD 技術(shù)進(jìn)行了比例式燃?xì)忾y冷流和熱燃?xì)鈨?nèi)流場研究，計(jì)算出閥門內(nèi)流場參數(shù)隨著閥芯的沖程呈現(xiàn)出復(fù)雜的變化，在推力效應(yīng)特性和閥芯的氣動載荷關(guān)系做了大量工作[4]，但對固體姿軌控發(fā)動機(jī)燃?xì)忾y的動態(tài)響應(yīng)模擬較少。因此，通過數(shù)值模擬手段，對固體推進(jìn)器燃?xì)忾y的動態(tài)啟閉特性的研究是有必要的。

由于軌控發(fā)動機(jī)推力大，采用和姿控相似的直接驅(qū)動的電磁閥時，所要求的大驅(qū)動力將導(dǎo)致電磁驅(qū)動裝置結(jié)構(gòu)和功率的增加。因此，設(shè)計(jì)一種浮動提升閥，利用主閥芯兩側(cè)表面的壓差來驅(qū)動，可減少對電磁驅(qū)動裝置輸出功率的要求。

1 物理模型

1.1 燃?xì)忾y結(jié)構(gòu)

根據(jù)文獻(xiàn)[5]中法國推進(jìn)器公司(SEP)的原理圖，參考設(shè)計(jì)了一種燃?xì)忾y，其結(jié)構(gòu)簡圖見圖1。較小的驅(qū)動閥芯由電磁力驅(qū)動，主閥芯3個面上的受力分別為F1、F2和F3，控制主閥芯的啟閉。為描述方便，下文定義了反應(yīng)主閥芯所在位置的變量開度(opening)，即主閥芯到噴管閥座的橫向距離與最大行程之比。如閥門關(guān)閉時opening=0；閥門全開時opening=1。

圖1 燃?xì)忾y結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Schematic diagram of valve

1.2 動密封及摩擦力

本文選用的密封方式為O型密封圈密封方式。在閥門動態(tài)特性研究中，對于主閥芯的往復(fù)運(yùn)動，摩擦力將是不可忽略的一個要素。

由于摩擦是一種復(fù)雜的現(xiàn)象，有很多類型，本文選取較為簡單的動靜摩擦+粘滯摩擦模型。該模型數(shù)學(xué)表述如下[6]：

(1)

Fu=Fc·sgn(Fe)+Cv

(2)

式中Fe為外力，N；Fs為最大靜摩擦力，N；Fc為庫倫摩擦力，N；C為粘性摩擦系數(shù)，N·s/m；v為相對滑動速度，m/s。

對于往復(fù)運(yùn)動O型環(huán)密封，可采用一種簡便方法計(jì)算庫倫摩擦力[7]：

Fc=Ff0+Fh

(3)

ff0、fh可由工程圖按密封圈的壓縮率和工作壓力查得。靜摩擦力Fs一般為動摩擦力的1.5～3倍[8]。參考文獻(xiàn)[9]中的所得的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，本文選擇粘性摩擦系數(shù)C=10N·s/m進(jìn)行計(jì)算。

2 計(jì)算模型及網(wǎng)格劃分

為將復(fù)雜的實(shí)際三維流動進(jìn)行簡化，本文進(jìn)行了如下假設(shè)：

(1)對非對稱的節(jié)流孔按節(jié)流面積進(jìn)行面積折算，采用二維軸對稱模型；

(2)工作燃?xì)鉃槔硐霘怏w；

(3)假定為凍結(jié)流動，流動中無組分變化；

(4)不考慮輻射、重力、徹體力等的影響；

(5)不考慮主閥芯的燒蝕、O型密封圈的泄漏；

(6)將驅(qū)動閥簡化為壓力出口邊界。

網(wǎng)格劃分如圖2所示，整個流場使用四邊形結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，在噴管喉部進(jìn)行網(wǎng)格加密，最小網(wǎng)格尺寸為0.05 mm。

圖2 全場網(wǎng)格Fig.2 Flow field grid

3 定解條件設(shè)置

3.1 邊界條件

(1)入口邊界：燃?xì)忾y入口采用壓力入口，壓強(qiáng)為3 MPa，溫度為2 800 K。

(2)出口邊界：驅(qū)動閥出口及噴管出口均為壓力出口。由于燃?xì)忾y工作高度高，接近真空，同時為保證Fluent計(jì)算進(jìn)行，壓強(qiáng)設(shè)為20 Pa，溫度為300 K。

(3)采用無滑移邊界，閥座與燃?xì)饨佑|面熱傳導(dǎo)使用流-固耦合邊界條件。其他壁面絕熱。耦合邊界上溫度連續(xù)[10]：

Tw|Ⅰ=Tw|Ⅱ

(4)

耦合邊界上的第三類邊界條件：

(5)

3.2 動網(wǎng)格及UDF

主閥芯在閥門開啟過程中為剛體運(yùn)動，在使用動網(wǎng)格模型時，必須首先定義初始網(wǎng)格、邊界運(yùn)動的方式并指定參與運(yùn)動的區(qū)域?？捎眠吔缧秃瘮?shù)或者UDF定義邊界的運(yùn)動方式。Fluent 要求將運(yùn)動的描述定義在網(wǎng)格面或網(wǎng)格區(qū)域上。如圖3所示，在主閥芯的兩側(cè)表面A、B、C邊界上使用動網(wǎng)格技術(shù)。

整個流場為四邊形結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，可選擇動態(tài)分層模型作為流場動網(wǎng)格更新方法。動網(wǎng)格的運(yùn)動方式為Rigid Body(剛體運(yùn)動)。

圖3 動網(wǎng)格邊界設(shè)置Fig.3 Dynamic meshing boundary settings

為定義網(wǎng)格隨時間的變形，需要利用到UDF中的宏。Fluent中專門設(shè)置了3個宏來描述動網(wǎng)格的運(yùn)動，即DEFINE_CG_MOTION、DEFINE_GEOM、DEFINE_GRID_MOTION。文中只考慮主閥芯的剛體運(yùn)動，不考慮形變，選擇DEFINE_CG_MOTION來控制邊界[11]。

4 計(jì)算結(jié)果

4.1 開啟延遲階段

延遲階段為閥門開度保持為0的階段。此時燃?xì)庵饕獜尿?qū)動閥出口排出，主閥門關(guān)閉，不考慮噴管側(cè)的流動。隨著流動進(jìn)行，燃?xì)饨?jīng)節(jié)流孔流入驅(qū)動閥腔，但流出質(zhì)量流量大于流入質(zhì)量流量，驅(qū)動閥腔室壓力仍然降低，直至主閥芯兩側(cè)壓差能克服進(jìn)摩擦力，此過程持續(xù)時間很短。

圖4是延遲階段燃?xì)忾y內(nèi)流場壓力變化過程。從圖4可看出，在驅(qū)動閥打開瞬間，驅(qū)動閥出口處為外界低壓，驅(qū)動閥口附近壓力也逐漸降低，低壓區(qū)向上游傳播。由于整個驅(qū)動閥腔壓力的降低，節(jié)流孔和燃?xì)馊肟诩瘹馇粌?nèi)燃?xì)庥蓧翰钕蝌?qū)動閥腔流入。由于流出質(zhì)量流量大于流入質(zhì)量流量，驅(qū)動閥腔的平均壓力一直呈下降趨勢。當(dāng)延遲過程持續(xù)進(jìn)行一段時間后，主閥芯兩側(cè)表面的壓差到達(dá)等于最大靜摩擦力Fs的臨界狀態(tài)，整個延遲階段結(jié)束。

圖5為達(dá)到臨界狀態(tài)時主閥芯兩側(cè)腔室內(nèi)的壓強(qiáng)分布。由圖5可見，驅(qū)動閥腔內(nèi)壓強(qiáng)顯著降低，而入口集氣腔內(nèi)壓強(qiáng)由于節(jié)流孔的作用，壓強(qiáng)無顯著下降。整個延遲階段主閥芯兩側(cè)壓差合力如圖6所示，力方向以向右為正。

(a) t=0.001 ms (b) t=0.025 ms

(c) t=0.05 ms (d) t=0.076 ms

(e) t=0.1 ms (f) t=0.124 ms

圖5 臨界狀態(tài)全流場壓力云圖Fig.5 Critical state of flow field stress

圖6 延遲階段主閥芯合力變化曲線Fig.6 Delayed phase resultant force change of main valve core

圖7展示了臨界狀態(tài)時驅(qū)動閥腔的流線圖。在驅(qū)動閥打開瞬間，在壓差合力作用下，驅(qū)動閥腔內(nèi)氣體從出口流出，出口附近出現(xiàn)低壓區(qū)，隨著流動的進(jìn)行，低壓區(qū)向上游傳播，低壓傳播到節(jié)流孔時，集氣腔的氣流由于壓差將通過節(jié)流孔流入驅(qū)動閥腔，流入驅(qū)動閥腔的氣流逐漸加速，由于速度剪切作用，在流入氣流兩側(cè)形成一大一小2個回流區(qū)。

圖7 局部流場流線圖Fig.7 Partial flow field

4.2 開啟調(diào)整階段

4.2.1 閥門開啟過程流場特征

調(diào)整階段是指從臨界狀態(tài)后，主閥芯開始在壓差推動下，開度由0逐漸增大，直至穩(wěn)定狀態(tài)。圖8展示了閥門開啟過程中不同時刻，隨著閥門開度的增大，閥芯處和噴管內(nèi)的馬赫數(shù)變化情況。

當(dāng)閥門開度較小時，燃?xì)鈴沫h(huán)縫流出達(dá)到超音速一部分繼續(xù)沿主閥芯型面向下游流動，致使沿主閥芯鈍頭體型面流場某一位置的逆壓梯度過大產(chǎn)生氣流分離。在分離點(diǎn)超聲速氣流流動受阻，產(chǎn)生一道斜激波。斜激波由噴管壁面反射后向下游傳播。如圖8中(a)、(b)所示。分離點(diǎn)后閥芯頭部區(qū)域形成一個亞聲速回流區(qū)，回流區(qū)內(nèi)壓強(qiáng)較高，增加了主閥芯負(fù)方向載荷 。

隨著閥門的開度不斷變大，激波反射位置隨主閥芯的運(yùn)動向喉部移動。同時，噴管內(nèi)最大馬赫數(shù)逐漸減小，反射激波偏轉(zhuǎn)角逐漸變大，反射激波向噴管軸線靠近。閥芯頭部區(qū)域附近的流場速度降為亞音速，從閥芯表面產(chǎn)生的斜激波也消失，流場中的激波變成從閥座產(chǎn)生的內(nèi)激波，如圖8中(c)所示。內(nèi)激波強(qiáng)度減弱，噴管上下側(cè)產(chǎn)生的內(nèi)激波相交于噴管軸線。

圖9揭示了在閥門開啟過程中主閥芯兩側(cè)腔室的流場壓強(qiáng)分布。由于主閥芯的驅(qū)動力來自兩側(cè)的壓差，所以壓強(qiáng)分布情況對閥門動態(tài)特性的影響至關(guān)重要。在開度為0.1時，噴管中的壓強(qiáng)還較低，燃?xì)鈴沫h(huán)縫中流出，壓強(qiáng)急劇變化，膨脹降壓。閥芯頭部區(qū)域形成一個高壓區(qū)。從圖9可見，在分離點(diǎn)由于斜激波的作用，波后氣體壓強(qiáng)升高。在開度為0.5時，集氣腔平均壓強(qiáng)并沒有太大變化。驅(qū)動閥腔的壓強(qiáng)也無明顯增大。當(dāng)開度為0.8/0.9/1.0時，驅(qū)動閥腔內(nèi)的壓強(qiáng)升高，由于主閥芯擠壓作用，驅(qū)動閥腔的最大壓強(qiáng)在開度為1.0瞬間達(dá)到3.5 MPa，超出了設(shè)計(jì)壓強(qiáng)3 MPa，對燃?xì)忾y的強(qiáng)度產(chǎn)生不利影響。另一側(cè)的閥芯頭部區(qū)域，隨開度變大，壓強(qiáng)分布變均勻，且壓強(qiáng)較高。

(a) opening=0.1，t=0.318 ms

(b) opening=0.5，t=0.664 ms

(c) opening=1，t=0.91 ms

圖10是不同開度時噴管內(nèi)壁面上的強(qiáng)壓分布曲線。在噴管喉部位置，燃?xì)饧铀倥蛎?，流動參?shù)變化劇烈，壓強(qiáng)急劇下降。在噴管擴(kuò)張段，超聲速氣體繼續(xù)加速膨脹，壓強(qiáng)慢慢降低。由于反射斜激波的存在，燃?xì)饨?jīng)過激波后非等熵壓縮，氣體壓強(qiáng)上升。從圖10中也可知，隨開度增大，壁面的壓強(qiáng)增大，激波反射位置也向噴管喉部移動。

(a) opening=0.1，t=0.318 ms

(b) opening=0.5，t=0.664 ms

(c) opening=0.8，t =0.82 ms

(d) opening=0.9，t =0.863 ms

(e) opening=1，t =0.91 ms

圖10 噴管內(nèi)壁面壓強(qiáng)分布Fig.10 Pressure distribution of nozzle inner wall

圖11是在不同時刻主閥芯頭部壓強(qiáng)分布情況。在閥門打開的初期，壓強(qiáng)沿徑向向軸線的分布為先降低，由于分離點(diǎn)產(chǎn)生的斜激波，壓強(qiáng)有階越上升。隨著開度增大，平均壓強(qiáng)增大，斜激波強(qiáng)度增加。當(dāng)開度達(dá)到足夠大時，主閥芯表面附近的流場均為亞音速流動，斜激波消失，流場趨于均勻，壓強(qiáng)分布波動不劇烈。

圖11 浮動閥芯頭部壓強(qiáng)分布Fig.11 Pressure distribution of valve core head

從上文分析可知，在閥芯頭部區(qū)域存在亞音速回流區(qū)。圖12和圖13分別為不同時刻噴管軸線的壓強(qiáng)分布曲線和馬赫數(shù)分布曲線。通過分析開度為0.2時的數(shù)據(jù)，沿軸線正向上壓強(qiáng)先降低，再上升到一個最大值，然后繼續(xù)膨脹降壓。馬赫數(shù)曲線為先上升、后下降、再上升。馬赫數(shù)最小點(diǎn)初橫坐標(biāo)為x=45.5 mm，此處也是壓強(qiáng)最大值處，結(jié)合流線圖可知，此處為回流區(qū)的外邊界，向左為回流區(qū)，軸線流場速度方向?yàn)樨?fù)；向右為主流區(qū)。主流從分離點(diǎn)偏轉(zhuǎn)后在此處匯聚，形成高壓區(qū)?；亓鳉怏w在閥芯表面滯止后壓強(qiáng)升高。隨著開度的增大，噴管軸線閥芯表面附近的壓強(qiáng)顯著升高，靠近出口處的壓強(qiáng)幾乎沒有變化，回流區(qū)內(nèi)軸線速度降低，壓強(qiáng)和馬赫數(shù)變化皆趨于舒緩。

4.2.2 閥門開啟過程動態(tài)特性

圖14為主閥芯在開啟過程中調(diào)整階段的速度、加速度變化，閥芯的速度逐漸增大，在0.88 ms時，達(dá)到最大值10.806 m/s，隨后速度有所降低，最終在全開度時的速度為10.472 m/s。在閥門打開瞬間，加速度急劇增大，隨后有一段緩慢變化過程。在0.67 ms時，加速度數(shù)值開始減小，由于主閥芯的速度增加到10 m/s，驅(qū)動閥腔的氣體受到壓縮，腔室內(nèi)壓強(qiáng)顯著上升，使得主閥芯最終的受力變?yōu)檎颍铀俣瓤焖偕仙秊檎?。開啟過程位移變化會在后面的關(guān)閉過程對比給出。

圖12 噴管軸線壓強(qiáng)分布Fig.12 Pressure distribution of nozzle axis

圖13 噴管軸線馬赫數(shù)分布Fig.13 Mach number distribution of nozzle axis

圖14 主閥芯在開啟過程中的速度和加速度變化Fig.14 Speed and acceleration change during opening valve

4.3 閥門關(guān)閉過程

閥門關(guān)閉過程為主閥門開度為1變?yōu)殚_度為0的過程。閥門關(guān)閉過程也分為延遲階段和調(diào)整階段。延遲階段中，由于驅(qū)動閥腔的流動滯止，靜壓升高，主閥芯所受驅(qū)動閥腔側(cè)的壓力變大，最終克服靜摩擦力驅(qū)使主閥芯向右運(yùn)動，整個延遲階段時間較短。

4.3.1 閥門關(guān)閉過程流場特征

圖15展示了閥門關(guān)閉過程中調(diào)整階段不同時刻，隨閥門開度的減小主閥芯兩側(cè)的壓強(qiáng)變化情況。由圖15可見，驅(qū)動閥腔的壓強(qiáng)在關(guān)閉瞬間壓強(qiáng)上升較大，隨閥芯向右運(yùn)動略有減小，隨后變化不明顯。集氣腔的壓強(qiáng)隨開度的減小一直上升。主閥芯頭部壓強(qiáng)變化情況和閥門開啟過程類似，變化趨勢和開啟過程相反。

(a) opening=1.0, t=0.001 ms

(b) opening=0.5, t =3.116 ms

(c) opening=0.1, t =3.676 ms

圖16為閥門關(guān)閉過程中噴管流場馬赫數(shù)分布，流場中馬赫數(shù)分布及激波變化近似于閥門開啟過程的逆過程。圖17和圖18為閥門關(guān)閉過程中主閥芯頭部的壓強(qiáng)和溫度分布情況?？梢?，在閥門關(guān)閉過程中主閥芯在不同開度下的壓強(qiáng)分布情況和閥門開啟過程中的情況是相似的，隨閥門開度減小，主閥芯上的壓強(qiáng)逐漸降低。在開度較大時，壓強(qiáng)分布較為均勻，隨開度減小，出現(xiàn)了氣流分離和斜激波，激波后壓強(qiáng)上升。閥芯頭部流場的改變體現(xiàn)在溫度分布上是開度較大時，閥芯溫度較高，且分布均勻，隨開度逐漸減小，環(huán)縫上游形成超音速氣流，超音速燃?xì)庀燃铀倥蛎?，溫度降低。然后，出現(xiàn)了氣流分流和斜激波，燃?xì)饨?jīng)過激波不等熵壓縮后，溫度快速升高后，變?yōu)閬喴羲俸?，溫度繼續(xù)下降，由于回流區(qū)的存在，在閥芯頂部有高溫錐溫度，又有所上升。

(a) opening=1.0, t=0.001 ms

(b) opening=0.5, t=3.116 ms

(c) opening=0.1, t=3.676 ms

圖17 閥門關(guān)閉過程中主閥芯頭部壓強(qiáng)分布Fig.17 Pressure distribution during closing valve

圖18 閥門關(guān)閉過程中主閥芯溫度分布Fig.18 Temperature distribution during closing valve

4.3.2 閥門關(guān)閉過程的動態(tài)特性

圖19為在閥門關(guān)閉過程中，主閥芯的運(yùn)動速度和加速度變化曲線。從圖19可看出，在關(guān)閉過程的初期，主閥芯的速度在上升了一小段后，有一小段時間的下降過程；之后，速度一直上升，直到閥門關(guān)閉，最終速度為5.294 m/s。加速度在初期為正值向右方向，一直遞減到值為負(fù)值，隨后又經(jīng)歷了一個先上升、后下降、最后一直增加的過程。出現(xiàn)這種現(xiàn)象是由于主閥芯向右移動后，驅(qū)動閥腔的容積增大，且由于節(jié)流孔的作用從集氣腔補(bǔ)充的燃?xì)獠蛔?，整個驅(qū)動閥腔的平均壓力下降；同時，在主閥芯頭部位置的壓強(qiáng)下降不明顯，致使出現(xiàn)向左方向的加速度。雖然有負(fù)值加速度出現(xiàn)，但速度卻沒有下降到0，主閥芯一直保持了向右運(yùn)動。圖20為開啟和關(guān)閉階段的位移對比曲線。

圖19 主閥芯在關(guān)閉過程中的速度和加速度變化Fig.19 Speed and acceleration change during closing valve

圖20 主閥芯啟閉過程中的位移變化Fig.20 Displacement change during opening and closing valve

開啟階段主閥芯從開度為0到開度為1全程共0.91 ms。位移變化快速，閥芯運(yùn)動速度快，會導(dǎo)致閥門結(jié)構(gòu)受到的沖擊較大，且末段驅(qū)動閥腔被快速壓縮，使得腔內(nèi)壓力急劇升高，超過設(shè)計(jì)壓強(qiáng)，對結(jié)構(gòu)帶來不利影響。關(guān)閉過程持續(xù)3.76 ms，且初始段運(yùn)動遲緩，響應(yīng)緩慢。

5 結(jié)論

(1)設(shè)計(jì)了一種浮動提升閥，并闡述了該閥門的工作原理。引入了靜摩擦力+庫倫摩擦力模型，采用動網(wǎng)格動態(tài)分層原理和UDF技術(shù)，建立了燃?xì)忾y啟閉過程中流動物理現(xiàn)象的瞬態(tài)數(shù)值模型。

(2)通過建立的二維非穩(wěn)態(tài)仿真模型，實(shí)現(xiàn)了對浮動提升式燃?xì)忾y內(nèi)流場的啟動和關(guān)閉的動態(tài)一體化仿真。仿真結(jié)果與文獻(xiàn)[5]初始計(jì)算數(shù)據(jù)趨勢一致，具有較好的準(zhǔn)確性。

(3)計(jì)算結(jié)果較好地仿真了燃?xì)忾y的動態(tài)特性。閥門開啟過程歷時0.91 ms，主閥芯運(yùn)動最大速度為10.806 m/s，最終速度為10.472 m/s。可見，開啟過程時間過短，閥芯運(yùn)動速度快。關(guān)閉過程歷時3.76 ms，主閥芯最大速度即最終速度，為5.294 m/s。整個關(guān)閉過程響應(yīng)時間較長，在關(guān)閉過程初期，主閥芯運(yùn)動緩慢。計(jì)算結(jié)果表明，該閥門結(jié)構(gòu)可行。

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(編輯：崔賢彬)

A research of floating poppet valve's open-closed dynamic characteristics

MA Hong-peng, FANG Shu-zhou, TANG Xu, LI Teng, LI Zhou-bo

(School of Aerospace, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

High temperature gas valve plays an important role in the divert and attitude system of solid aerocraft. A 2-D unsteady simulation, based on the research of gas valve at home and abroad and the static force and coulomb friction model, was designed using dynamic grid and UDF technology to investigate the process of open-closed of gas valve. Calculation results show that the non-uniformity of gas valve is increasing compared with that of normal nozzle, and the change is similar in open-closed gas valve and nozzle flow field. The subsonic backflow area, flow separation and the distribution of the oblique shock wave in the valve flow field were analyzed under different openings during the open-closed process, and the simulation is real and effective for the open-closed characteristics of gas valve. The simulation results show that the valve structure is reasonable and feasible.

solid divert and attitude control system;gas valve;dynamic grid;dynamic characteristic;oblique shock wave

2014-04-09；

：2014-07-15。

“十一五”民用航天科研預(yù)先研究項(xiàng)目。

馬紅鵬(1988—)，男，博士生，研究方向?yàn)槲⑿⌒秃娇瞻l(fā)動機(jī)。E-mail:583571401@qq.com

V438

A

1006-2793(2015)02-0225-07

10.7673/j.issn.1006-2793.2015.02.014