朱建國，魏學(xué)峰，孫 亮

（西安航天動(dòng)力研究所，陜西西安710100）

0 引言

氣體減壓閥是火箭發(fā)動(dòng)機(jī)以及航天器姿控發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)系統(tǒng)的工作狀態(tài)及發(fā)動(dòng)機(jī)推力的調(diào)節(jié)精度，在姿控發(fā)動(dòng)機(jī)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(yàn)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(biāo)的問題。減壓閥閥芯沖擊密封面損壞，會(huì)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(shí)現(xiàn)關(guān)閉壓力，引起姿軌控發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)壓力失控；安全閥密封沖擊損壞，泄漏率將超標(biāo)，系統(tǒng)無效耗氣量不可控的增大，將影響發(fā)動(dòng)機(jī)有效工作時(shí)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(jìn)措施，利用真實(shí)模擬試驗(yàn)系統(tǒng)進(jìn)行減壓閥單機(jī)產(chǎn)品高壓沖擊考核，并通過整機(jī)試車考核。改進(jìn)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(dòng)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(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，基本上為氣體所吸收。與此同時(shí)，氣體進(jìn)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(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，而大部分動(dòng)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(dòng)瞬間，閥芯處在全開位置，當(dāng)入口高壓氣體經(jīng)閥芯-閥座縫隙節(jié)流后進(jìn)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(dāng)閥芯上的力達(dá)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(jī)高壓沖擊超調(diào)

按原來未完全模擬發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)，開展該減壓閥高壓沖擊可靠性試驗(yàn)時(shí)，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(shí)現(xiàn)減壓閥高壓沖擊。試驗(yàn)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(shí)時(shí)采集的減壓器出口壓力數(shù)據(jù)峰值達(dá)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(yàn)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(biāo)。因此，試驗(yàn)中沖擊瞬間減壓閥出口存在超調(diào)，才會(huì)使安全閥快速?zèng)_擊打開。另外，在沖擊試驗(yàn)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(yàn)曲線Fig.2 Trial curve of former high-pressure shock

2.2 整機(jī)高壓沖擊超調(diào)

工程研制初期，共完成了兩次整機(jī)試車。01次與02次整機(jī)試車0 s氣瓶壓力均為25 MPa，兩次氣瓶初始?jí)毫ο嗤?2次減壓閥啟動(dòng)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(duì)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(jī)試車加注量完全一致，故兩次整機(jī)的管路、容腔完全一致，則唯一的可能性是兩臺(tái)減壓閥狀態(tài)存在差異。閥芯初始開度越大，初始?jí)毫Σ▊鞑ザ蔚臏p壓閥出口壓力越高。目前，該減壓閥尺寸鏈計(jì)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?jí)毫Σ煌赡苁且驗(yàn)殚y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(duì)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(jī)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?jí)毫Σ▊鞑ザ螠p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(duì)出口壓力的影響Fig.3 Influence of valve spool opening on exit pressure

3.2.2 限流圈對(duì)出口壓力的影響

在整機(jī)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?jí)毫Σ▊鞑ザ螠p壓閥出口壓力越低，但建壓時(shí)間變長。其中，Φ2.5 mm孔徑條件下，建壓時(shí)間與不加限流圈情況相當(dāng)，且出口壓力基本無超調(diào)。

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

3.2.3 管系對(duì)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(jī)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(jì)算比較表明，支路越長，等效流通能力越差，初始?jí)毫Σ▊鞑ザ螠y壓位置壓力越高，而出口壓力波動(dòng)幅值基本不變。同時(shí)，也說明測壓點(diǎn)離減壓閥越近越能反映出口壓力波動(dòng)情況。

3.3 等效試驗(yàn)系統(tǒng)確定

從上述試驗(yàn)系統(tǒng)管路的影響分析可知，要真實(shí)考核減壓閥抗高壓沖擊能力，還需要構(gòu)建等效試驗(yàn)系統(tǒng)。分別建立原試驗(yàn)狀態(tài)與整機(jī)系統(tǒng)狀態(tài)仿真模型，其中整機(jī)模型盡量模擬氣路管路分支和容腔。兩者計(jì)算結(jié)果對(duì)比表明，整機(jī)系統(tǒng)狀態(tài)下，下游管支多，相當(dāng)于下游流通相對(duì)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(huì)較低。故對(duì)于本系統(tǒng)減壓閥的高壓沖擊試驗(yàn)需要在較真實(shí)的模擬發(fā)動(dòng)機(jī)管路分支和容腔狀態(tài)下進(jìn)行。

為真實(shí)模擬整機(jī)下游管路、容腔，經(jīng)過分析對(duì)比后，可將發(fā)動(dòng)機(jī)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(yàn)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(rèn)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(duì)系統(tǒng)建壓時(shí)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(yàn)系統(tǒng)考核該減壓閥抗高壓沖擊能力。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證與分析

在試驗(yàn)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(biāo)的原因，通過仿真計(jì)算，確定了減壓閥改進(jìn)技術(shù)措施和等效試驗(yàn)系統(tǒng)參數(shù)，改進(jìn)后減壓閥完成了下述驗(yàn)證試驗(yàn)。

4.1 單機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證

采用等效試驗(yàn)系統(tǒng)真實(shí)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(biāo)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(duì)于改進(jìn)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(yàn)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(jìn)后單機(jī)高壓沖擊試驗(yàn)曲線Fig.5 Curves of high pressure shock test for improved PRV

4.2 整機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證

落實(shí)改進(jìn)措施后的減壓閥分別參加了03和04兩次整機(jī)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(jìn)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(jìn)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(jìn)后整機(jī)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(duì)某正向卸荷式減壓閥高壓氣體沖擊可靠性試驗(yàn)和某次整機(jī)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(biāo)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(jì)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(jìn)技術(shù)措施，通過減壓閥單機(jī)高壓沖擊試驗(yàn)和兩次整機(jī)試車考核，改進(jìn)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(jìn)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(duì)于提升減壓閥抗高壓沖擊能力具有一定的通用性，對(duì)其它超高壓氣體減壓閥設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義；另外，對(duì)于閥門性能考核，應(yīng)采用與應(yīng)用系統(tǒng)相仿的試驗(yàn)裝置，避免欠考核或過考核。

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