劉 君， 董海波， 徐春光

(大連理工大學(xué)航空航天學(xué)院, 遼寧 大連 116024)

減壓閥動態(tài)特性的數(shù)值模擬及故障分析

劉 君， 董海波， 徐春光

(大連理工大學(xué)航空航天學(xué)院, 遼寧 大連 116024)

采用ANSYS有限元軟件計算得到減壓閥膜片的反力時程曲線和運動部件的動態(tài)特性，在此基礎(chǔ)上將結(jié)構(gòu)簡化為兩個單自由度質(zhì)量彈簧阻尼動力學(xué)模型，采用Newmark算法計算。流體控制方程為三維非定常積分形式的ALE(Arbitrary Lagrangian Eulerian)方程，采用基于彈簧近似的動網(wǎng)格有限體積格式求解，應(yīng)用了新的離散幾何守恒律和高精度界面算法；同時采用虛擬網(wǎng)格通氣技術(shù)實現(xiàn)閥門部件運動過程所引起的拓?fù)渥兓?。計算表明，在較寬的上游增壓速率范圍內(nèi)減壓閥出口壓力存在振蕩，均值接近按照靜態(tài)性能設(shè)計的理論值。通過對計算流場進(jìn)行分析，確定了造成兩種開啟故障的主要機(jī)理，修改模型參數(shù)可以排除異常。

流固耦合； 減壓閥； 非結(jié)構(gòu)動網(wǎng)格； 壓力振蕩； 動態(tài)特性

1 概 述

減壓閥通過其內(nèi)部構(gòu)件調(diào)節(jié)管路系統(tǒng)的流量和壓力，使上游的高壓氣體在下游出口處維持相對穩(wěn)定的低壓。傳統(tǒng)設(shè)計流程中主要考慮靜態(tài)性能，目前已有比較成熟的計算方法能夠預(yù)測減壓閥穩(wěn)定工作狀態(tài)下的出口壓力和流量特性[1-2]。由于分析手段有限，通常情況下只能依靠樣品實驗方法進(jìn)行動態(tài)特性研究，由于閥門內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜、體積小，很難進(jìn)行數(shù)據(jù)測量工作，動態(tài)試驗往往只能給出總體性能是否滿足設(shè)計指標(biāo)的定性結(jié)論[3]。

近年來有許多學(xué)者采用數(shù)值仿真手段開展閥門研究，根據(jù)前期調(diào)研情況看，對液體閥門管路系統(tǒng)中產(chǎn)生的水錘、空化、氣蝕等現(xiàn)象進(jìn)行仿真研究相對較多；而氣體管路系統(tǒng)中也會出現(xiàn)所謂的“氣柱振蕩”現(xiàn)象，在上世紀(jì)70年代以后逐漸引起學(xué)術(shù)界關(guān)注，利用這種共振產(chǎn)生激波進(jìn)行能量傳導(dǎo)可用于制冷[4-6]。減壓閥的減壓功能主要依靠調(diào)整流道最小截面產(chǎn)生壅塞來實現(xiàn)，由于氣體可壓縮性強、聲速較低，在閥門內(nèi)部復(fù)雜的結(jié)構(gòu)中流動時常會形成激波等超聲速流動現(xiàn)象。文獻(xiàn)[7-8]通過數(shù)值模擬得到的結(jié)論可以看出，由于閥門的限流作用，內(nèi)部流場中形成的激波導(dǎo)致了氣動載荷劇烈變化，這是美國Stennes航天中心(SSC)在火箭發(fā)動機(jī)試車過程中穩(wěn)壓閥出現(xiàn)故障的主要原因。文獻(xiàn)[9-10]進(jìn)行固體火箭發(fā)動機(jī)調(diào)壓閥的數(shù)值模擬時也發(fā)現(xiàn)存在馬赫數(shù)高達(dá)4的局部區(qū)域。由于流場內(nèi)存在激波，常用的商業(yè)軟件中SIMPLE或PISO等基于不可壓縮流動建立的算法不再適用，需要在弱解理論指導(dǎo)下發(fā)展能夠捕捉激波的新方法。除此之外，閥門內(nèi)部復(fù)雜結(jié)構(gòu)網(wǎng)格生成、啟閉引起的空間拓?fù)渥兓?、描述運動部件的網(wǎng)格技術(shù)、流固耦合的界面算法、計算結(jié)果的驗證等問題也是數(shù)值模擬應(yīng)用于閥門動態(tài)性能分析遇到的挑戰(zhàn)。

圖1是一種膜片式減壓閥的結(jié)構(gòu)示意圖。低壓腔與出口管路相連接，其下方密封膜片盒內(nèi)的主彈簧K1使膜片K2向上變形，推動閥芯M02向上運動，在閥芯和閥口(下限位K5)之間形成流通面，高壓腔和低壓腔之間的壓差在該處形成壅塞，實現(xiàn)降壓功能。閥芯和閥座頂蓋之間的副彈簧K3和上限位K6控制閥芯運動規(guī)律，因此流通面大小受很多因素所決定。如果出口壓力超過預(yù)定值，作用在膜片的氣動力破壞彈簧K1，K2和K3之間受力平衡，推動膜片向下運動，帶動閥芯使縫隙變窄，減少進(jìn)入低壓腔的氣體流量，致使壓力降低；反之，如果出口壓力小于預(yù)定值，氣動力推動閥芯使縫隙變寬，更多氣體進(jìn)入低壓腔導(dǎo)致壓力升高，這是實現(xiàn)其穩(wěn)壓的原理。為了避免高壓沖擊載荷引起的下游波動，采用閥芯與膜片中心落座可以分離的結(jié)構(gòu)設(shè)計，如果膜片向下運動位移大于下限位K5，膜片脫離閥芯，副彈簧K3使得閥芯和閥口完全貼合，閥門完全關(guān)閉，該流通面的流量為0。同時，為了避免膜片回彈過量，膜片盒內(nèi)設(shè)置了下限位K4。閥芯和上限位K6之間的空腔稱為卸荷腔，閥芯和閥座之間縫隙使得高壓氣體進(jìn)入卸荷腔進(jìn)而影響閥芯受到的氣動載荷，為此閥芯中間開孔與低壓腔相通，即使閥門完全關(guān)閉也存在一定流量。

圖1 減壓閥結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic of pressure relief valve

基于“虛擬現(xiàn)實”的優(yōu)勢，本文通過數(shù)值模擬的方法預(yù)測這種減壓閥開啟過程的動態(tài)特性，分析設(shè)計參數(shù)的影響機(jī)理，進(jìn)而為工藝流程控制和產(chǎn)品檢驗提供依據(jù)。

2 結(jié)構(gòu)有限元模擬

盡管在結(jié)構(gòu)分析中常用ANSYS、FLUENT等商用軟件，這些軟件中也包含流體單元的計算模型，但這些模型都是針對不可壓流動方程建立，不適用于氣體減壓閥。由于ANSYS軟件和流場求解器之間存在耦合問題，本文把減壓閥內(nèi)部運動簡化為如下兩個單自由度的質(zhì)量彈簧模型。

如圖1所示，在閥芯與膜片的分離面處將閥門結(jié)構(gòu)分為上下兩部分。膜片系統(tǒng)的位移變量采用x1表示，方向向上為正，運動方程如下

F+F1-Fm(x1)

(1)

式中M01為膜片質(zhì)量，K1為主彈簧剛度，M1為質(zhì)量，L1為預(yù)壓縮量，下限位行程L4=1．574 1 mm。膜片運動中，調(diào)整塊與下限位K4碰撞過程采用“接觸→壓縮→回彈→脫離”非線性彈簧模型，彈簧剛度K4表示為

(2)

在閥芯與上限位K6接觸的全開狀態(tài)作為初始位置x1=0，運動到x=-1.8 mm位置時下限位K4發(fā)揮作用。F是閥芯和膜片相互間作用力；F1是作用在膜片上的氣動力，可以根據(jù)低壓腔內(nèi)流場壓力積分得到，在與上部接觸時去除閥芯對應(yīng)的面積；Fm(x1)是膜片變形產(chǎn)生的反力，由于膜片厚度很薄，當(dāng)位移相對其厚度較大時，需要考慮位移大變形效應(yīng)，膜片內(nèi)部應(yīng)力很大，可能超出其屈服限，因此，膜片變形提供的力和位移之間的關(guān)系是非線性的。對于圖1中剛度K2進(jìn)行預(yù)處理建模，在流固耦合模擬前先用ANSYS軟件對主閥膜片進(jìn)行有限元分析，得到位移變形與反力的關(guān)系Fm(x1)供本文計算時使用。

閥芯系統(tǒng)的位移變量采用x2表示，運動方程如下

(3)

式中M01為閥芯質(zhì)量，K3為副彈簧剛度，M3為質(zhì)量，L3為預(yù)壓縮量。閥芯碰撞過程用非線性彈簧K5和K6近似，下限位行程為L5=0.874 1 mm，初始位置x2=0是全開狀態(tài)，上限位行程為L3=0；f是閥芯和閥座之間漲圈的運動摩擦力。如果閥芯脫離膜片中心落座塊的情況下，相互間作用力F=0；如果閥芯接觸膜片一起運動，以上2個動力學(xué)模型合并成1個方程，這時F為內(nèi)力，相互抵消；F2是作用在閥芯上的氣動力，受低壓腔、高壓腔和卸荷腔內(nèi)壓力影響。

由于模型中受力均是非保守力，構(gòu)成非保守系統(tǒng)，采用Newmark算法計算。在本文數(shù)值模擬過程中，由于三維流動的復(fù)雜性，每個迭代步內(nèi)流場計算耗時遠(yuǎn)大于固體位移場計算耗時。

3 流體數(shù)值方法

氣體的粘性比液體小，在氣體閥門中，局部空間會形成超聲速流動，由激波和膨脹波引起的載荷變化遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于粘性的貢獻(xiàn)，表現(xiàn)為NS方程中時間導(dǎo)數(shù)項比粘性項的影響要大。為了提高計算效率，從三維Euler方程出發(fā)進(jìn)行數(shù)值模擬，本文的算例也驗證了這種簡化方式是可行的。為了描述網(wǎng)格變形，必須把流體控制方程變換為ALE形式

(4)

式中Ω為控制體，?Ω為控制體邊界；n為控制體邊界外法向單位向量n=(nx,ny,nz,)；守恒變量Q和對流項F(Q)為

采用守恒變量存貯在單元中心的格心格式進(jìn)行空間離散，內(nèi)部復(fù)雜的空間結(jié)構(gòu)均采用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，在進(jìn)出口和低壓腔布置測點如圖2所示。

圖2 模型網(wǎng)格Fig.2 The grid of model

假設(shè)物理量在單元內(nèi)線性分布，可以構(gòu)造出空間二階精度的格式。在跨聲速和超聲速繞流計算中為了捕捉激波，依據(jù)Riemann問題提出了多種守恒型的通量計算格式。本文采用Van Leer矢通量分裂格式計算通量，時間離散采用二階時間精度的四步Runge-Kutta方法，采用彈簧模型處理網(wǎng)格變形，在流場邊界運動以后帶動內(nèi)部網(wǎng)格節(jié)點。采用這種動網(wǎng)格技術(shù)除了需要發(fā)展可靠性高的網(wǎng)格變形算法，還要注意采用離散幾何守恒律克服網(wǎng)格變形給流場計算引入的誤差。關(guān)于時空二階的有限體積法推導(dǎo)過程、抑制非物理振蕩的限制器、彈簧模型網(wǎng)格變形方法、虛擬擋板通氣技術(shù)和新的離散幾何守恒律的具體細(xì)節(jié)見參考文獻(xiàn)[11]。

虛擬擋板通氣技術(shù)的基本原理[11-12]如圖3所示，生成初始網(wǎng)格時在接觸/分離位置或小尺度縫隙處設(shè)計一層網(wǎng)格，一般情況下這層網(wǎng)格是全場最小尺度的網(wǎng)格，根據(jù)運動物體在網(wǎng)格內(nèi)部設(shè)置虛擬檔板，即圖3中陰影部分作壁面處理，其他部分作通氣處理。當(dāng)運動物體的位移等于虛擬檔板的初始網(wǎng)格以后，采用正常的變形網(wǎng)格拉伸來描述寬度增加，當(dāng)拉伸距離較大導(dǎo)致網(wǎng)格質(zhì)量變差，采用局部重構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格更新。閥門尺度為100 mm量級，最小網(wǎng)格尺度大約在0.5 mm，運動行程有限，一般進(jìn)行2～4次重構(gòu)可以滿足要求。這種新技術(shù)可以計算包括接近零的無限小距離，模擬從接觸到逐步遠(yuǎn)離的真實物理過程，同時也不會因網(wǎng)格尺度太小而影響計算時間推進(jìn)步長。

本文在3個地方設(shè)置了虛擬擋板：(1)閥芯和下限位K5之間縫隙設(shè)置模擬開度小于0.404 1 mm，直到完全關(guān)閉狀態(tài)的開度變化；(2)閥芯和閥座的漲圈結(jié)構(gòu)存在縫隙使得高壓氣體進(jìn)入閥芯上方的卸荷腔，影響閥芯受到的氣動載荷，卸荷腔與低壓腔相通，也影響出口壓力，因此，在縫隙進(jìn)口位置設(shè)置網(wǎng)格寬度為0.45 mm的網(wǎng)格來模擬縫隙寬度為0.009 mm的微小流量；(3)高壓氣流在進(jìn)入高壓腔之前經(jīng)過了一個多孔網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)的過濾器，根據(jù)前期實驗數(shù)據(jù)有明顯壓降，也需要設(shè)置虛擬擋板。

圖3 虛擬檔板示意圖Fig.3 Sketch of virtual baffle faces

4 流固耦合界面算法和程序驗證

流固耦合系統(tǒng)的求解通常有兩種方法：全耦合方法(Monolithic Method)和分解方法(Partitioned Method)。全耦合算法是指流體控制方程和結(jié)構(gòu)方程作為一個系統(tǒng)方程同時求解，公式推導(dǎo)復(fù)雜，建立高精度算法困難，求解過程涉及到矩陣運算，難以應(yīng)用于實際工程中的多自由度結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，目前使用很少。分解算法是把耦合問題分解為流場和結(jié)構(gòu)兩部分，分別進(jìn)行求解，流場和結(jié)構(gòu)之間的耦合通過流固耦合界面上的信息交換來實現(xiàn)，又稱為交錯迭代算法(The Conventional Serial Staggered —CSS)。相對于全耦合算法，分解算法具有以下優(yōu)點：(1)可以充分利用已有的CFD和CSD計算方法和程序；(2)可以減少程序開發(fā)的難度；(3)可以保持程序的模塊化。所以，自從這一算法提出以來得到就受到重視。為提高精度和計算效率，在流體和結(jié)構(gòu)方程交錯求解中又引入內(nèi)迭代，內(nèi)迭代達(dá)到收斂后全系統(tǒng)統(tǒng)一時間。這樣一來，根據(jù)是否存在內(nèi)迭代，進(jìn)一步把CSS分為緊耦合算法(Tightly-Coupled Method)和松耦合算法(Loosely-Coupled Method)。實際應(yīng)用表明，緊耦合算法在有些情況下達(dá)到收斂標(biāo)準(zhǔn)的內(nèi)迭代計算量很大，計算效率比時間小步長推進(jìn)的松耦合算法還低。在文獻(xiàn)[13]中結(jié)合新的幾何守恒律算法，構(gòu)建了高精度的松耦合算法。

如圖4示意，高度H=1、長度為L=10的二維空間均勻分布無量綱密度ρ0=1、壓力p0=1、聲速a0=1的靜止氣體，右側(cè)連接質(zhì)量m=1的活塞，活塞和固定點之間有剛度系數(shù)k=1的彈簧。根據(jù)非定常一維均熵流理論可以得到活塞運動速度與壓力的關(guān)系式

(5)

圖4 驗證模型及其結(jié)果比較Fig.4 Comparison of displacement for piston problem

采用Runge-Kutta方法求解以上常微分方程可得到活塞運動特性，用來驗證前面介紹的流固耦合計算方法的有效性。采用2 844個網(wǎng)格點、5 260個單元的三角形網(wǎng)格離散初始空間，動網(wǎng)格模擬流場，在t=3時兩種方法計算得到的活塞速度和位移比較如圖4所示，計算結(jié)果非常一致，表明本文建立的流固耦合計算程序具有良好的計算精度，為下面的應(yīng)用研究打下很好的基礎(chǔ)。

5 數(shù)值計算與結(jié)果分析

減壓閥上游通過管路連接高壓氣源，下游管路有孔板限流器。工作介質(zhì)為常溫條件下的空氣。為了避免減壓閥內(nèi)部壓力波對進(jìn)出口邊界影響，在三維計算域的入口和出口處連接足夠長的一維等截面管路模型，一維模型與三維模型之間通過延拓兩排虛擬網(wǎng)格點來傳遞流場物理量，一維模型的自由端分別定義為無反射入口和出口邊界條件。入口長度為10 m，出口長度為2.5 m。

按照靜態(tài)性能設(shè)計模型，主彈簧的預(yù)壓力為1 050 N，出口壓力1.7 MPa為理論值。標(biāo)準(zhǔn)工況的上游開啟總壓為21 MPa，初始流場為標(biāo)準(zhǔn)大氣參數(shù)0.1 MPa。在一維模型的入口處總壓在給定時間內(nèi)從0.1 MPa線性增加到21 MPa，開啟時間大約在10～100 ms之間。計算得到的壓力隨著時間的變化規(guī)律如圖5所示。盡管低壓腔測點位置不同，曲線差異很小，表明在低壓腔內(nèi)主要進(jìn)行亞聲速流動。算例結(jié)果基本圍繞比理論值略高的均值波動，考慮到黏性影響，計算值高于理論值也是合理的。

圖5 開啟壓力為21 MPa時不同監(jiān)測點壓力變化時程Fig.5 Pressure curves of observation points at the case of 21 MPa upstream pressure

計算過程中在過濾器虛擬擋板兩側(cè)形成壓力梯度，漲圈結(jié)構(gòu)也有明顯的壓力差存在，說明本文采用虛擬擋板成功模擬濾網(wǎng)結(jié)構(gòu)的阻擋作用和高壓氣體進(jìn)入卸荷腔的流動過程。如果主彈簧預(yù)壓力為678 N，出口壓力調(diào)整到1.2 MPa為理論值，數(shù)值模擬的低壓腔測點壓力規(guī)律與圖5類似，也是圍繞理論值波動。以上這些論據(jù)驗證本文計算是合理有效的。

減壓器在正常工作過程中，由于流固耦合相互干擾，膜片脫離閥芯后向下運動，與限位器碰撞后反向運動，逐漸在限位器和原點之間發(fā)生高頻振蕩；閥芯振幅均值較小，除了接觸膜片一起向上運動，在脫離膜片后也有高頻小幅振動。

同時，在數(shù)值模擬過程中出現(xiàn)了減壓器失效的故障狀態(tài)，對多種工況計算結(jié)果進(jìn)行總結(jié)分析，主要的故障狀態(tài)可以分為兩種，第1種如圖6(a)所示，在工作一段時間以后，膜片的運動位移逐漸增大直至發(fā)散，這樣可能導(dǎo)致膜片損壞；第2種如圖6(b)所示，減壓閥可以穩(wěn)定工作，但是這種工況下的出口壓力低于理論值。

圖6 故障狀態(tài)下閥芯與膜片位移歷程Fig.6 Displacement curves of valve core and diaphragm

圖6(a)為第1種故障狀態(tài)的計算結(jié)果，當(dāng)開啟壓力為15 MPa時，減壓閥閥芯和膜片以小幅振動的形式工作了一段時間后便振動發(fā)散，低壓腔壓力均值從1.7 MPa變化到7.5 MPa，如圖7所示。由這個故障工況的結(jié)果推測，采用原來設(shè)計的低壓腔外形，當(dāng)近距離布置出口孔板時，低壓腔連通孔板前管路的容積相對較小，而高壓腔壓力很高，低壓腔壓力對閥門開度過于敏感，每一次波動都會導(dǎo)致低壓腔壓力出現(xiàn)一次躍升，如果壓力的振動與結(jié)構(gòu)的運動產(chǎn)生共振就會導(dǎo)致顫振，最終必然導(dǎo)致結(jié)構(gòu)損壞。

圖7 壓力變化時程曲線Fig.7 Pressure curves of low-pressure cavity

分析圖6(b)的第2種故障原因，由于閥芯有下限位K5，因此在圖中坐標(biāo)原點處以下是膜片脫離閥芯后的單獨運動狀態(tài)，原點以上可以是閥芯單獨運動也可以包含膜片的重合運動。從圖中可以看出，膜片與限位器K5碰撞后繼續(xù)向上運動，并與閥芯頂桿碰撞，碰撞時兩者的動量方向相反但大小接近，因此碰撞后兩者并保持接觸，直到關(guān)閉狀態(tài)并保持速度不變。低壓腔壓力最終穩(wěn)定在一定值，但不是設(shè)計值。由于出口孔板一直在向外界排氣，低壓腔壓力之所以保持穩(wěn)定，是因為漲圈結(jié)構(gòu)的漏氣進(jìn)入卸荷腔再經(jīng)由閥芯中心孔進(jìn)入低壓腔與出口排氣達(dá)到了平衡。此時彈性元件的受力也達(dá)到平衡，圖8為穩(wěn)定工作時的馬赫數(shù)云圖。這種非正常工作狀態(tài)是由于建模時設(shè)定的漲圈漏氣量過大造成的，說明漲圈漏氣量過大會導(dǎo)致減壓閥失效。

圖8 開啟壓力為2 MPa時閥門結(jié)構(gòu)的馬赫數(shù)云圖Fig.8 Mach contours in failure state at the case of 2 MPa upstream pressure

上文給出的模擬結(jié)果都是近距離布置出口孔板的情況，有些工況出現(xiàn)故障狀態(tài)。增大低壓腔容積雖有助于改善彈性元件的工作狀態(tài)，但效果并不明顯。對原始模型進(jìn)行改進(jìn)，模擬遠(yuǎn)距離布置出口孔板的工況，設(shè)定的孔板放置位置距離低壓腔2 m，但對于2 m長的出口管路真實建模將會導(dǎo)致計算域不同方向的尺度相差太大，因此本文將2 m長的出口管路等效成一個體積相同的容腔，置于減壓閥出口附近，其模型及網(wǎng)格如圖9所示。

圖9 新模型網(wǎng)格Fig.9 The new grid of model

采用這種新模型重新進(jìn)行計算，除了計算外形不同外，計算模型中還重新設(shè)定了膜片硬芯與下限位的碰撞能量損失，由原來的無損失改為損失20%；另外卸荷腔虛擬擋板的通氣量也根據(jù)設(shè)計值重新進(jìn)行了設(shè)定。圖10給出了開啟壓力為15 MPa時采用新模型進(jìn)行計算得到的穩(wěn)定工作狀態(tài)下的馬赫數(shù)云圖。

圖10 開啟壓力為15 MPa新模型穩(wěn)定工作時的馬赫數(shù)云圖Fig.10 Mach contours within the new model at the case of 2 MPa upstream pressure

分別針對兩種故障工況，采用新模型重新進(jìn)行模擬，計算結(jié)果得到明顯改善，說明修改模型以后，可以抑制導(dǎo)致故障狀態(tài)的振動發(fā)生。

從圖10可以看出，更改卸荷腔虛擬擋板通氣量后，頂桿中心孔內(nèi)的流速非常小，高壓氣體幾乎不通過漲圈結(jié)構(gòu)進(jìn)入卸荷腔；從圖11可以看出，開啟壓力為15 MPa和8 MPa的工況在穩(wěn)定工作時低壓腔壓力沒有振動而是接近理論值1.7 MPa左右，開啟壓力為21 MPa的工況低壓腔壓力呈現(xiàn)出有限幅值的波動。低壓腔壓力趨于穩(wěn)定的工作狀態(tài)，將不會再出現(xiàn)顫振現(xiàn)象，有效地防止了減壓器的結(jié)構(gòu)出現(xiàn)損壞。

圖11 壓力變化時程曲線Fig.11 Pressure curves of low-pressure cavity

6 結(jié) 論

以上研究表明：

(1)在兩種主彈簧預(yù)壓力的大部分算例中，計算得到的出口壓力的均值接近按照靜態(tài)性能設(shè)計出的理論值，基于非結(jié)構(gòu)動網(wǎng)格的流固耦合計算方法有效開展減壓閥的動態(tài)特性研究，采用虛擬網(wǎng)格技術(shù)實現(xiàn)了減壓閥從完全關(guān)閉到開啟的真實工作過程。

(2)在進(jìn)口氣體的沖擊載荷作用下，這款減壓閥正常工作的出口壓力表現(xiàn)為周期振蕩，而且對于進(jìn)口氣體的不同增壓速率有很好的適應(yīng)性。

(3)減壓閥會出現(xiàn)氣動力與動力學(xué)系統(tǒng)相互干擾形成的顫振現(xiàn)象，定性分析這種流固耦合現(xiàn)象是導(dǎo)致顫振的主要機(jī)理，可采取相應(yīng)措施可以消除顫振。

(4)由于漲圈結(jié)構(gòu)的設(shè)計問題，導(dǎo)致漲圈漏氣量過大造成減壓閥失效，修改模型參數(shù)可以消除這種故障，在工藝控制時需要關(guān)注縫隙寬度的檢測。

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Numerical simulation of dynamic properties of pressure relief valve and fault diagnosis

LIUJun,DONGHai-bo,XUChun-guang

(School of Aeronautics and Astronautics, Dalian University of Technology, Dalian 116024, China)

Using ANSYS to calculate the force response curves with time history of pressure relief valve and dynamic characteristics; Solid structure was simplified to two single degree of freedom mass spring damper dynamic models which could be calculated by Newmark algorithm. The three-dimensional unsteady integral forms of ALE equation were solved by finite volume scheme based on spring analogy method and dynamic grid. A new discrete geometric conservation law and high-precision fluid and solid coupling algorithm were used to calculate the governing equations; the virtual mesh ventilation method was adopted to resolve the problem when multi bodies moved from contact to separation and the mesh topology changed. The results show that the outlet pressure of valve oscillated within wide range upstream pressurization rate, the average pressure is close to the theoretical value of static performance design. Through the flow field analysis, it can determine the main mechanism of two kinds of open fault and modify the model parameters to exclude anomalies.

fluid and solid coupling; pressure relief valve; dynamic unstructured grid; pressure oscillation; dynamic properties

2014-04-16；

2015-06-08

國家自然科學(xué)基金資助項目(11272074)；航空科學(xué)基金資助項目(2013146309)

O354; V435+.1

A

1004-4523(2015)06-0990-08

10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2015.06.018

劉君(1965—)，男，教授。電話： (0411)84707176； E-mail： liujun65@dlut.edu.cn