張維星,劉甲天,陳二鋒
(1.西昌衛(wèi)星發(fā)射中心 文昌航天發(fā)射場,海南 文昌 571300;2.中國航天科技集團公司 北京宇航系統(tǒng)工程研究所,北京 100076)
氣動單向閥是液體火箭增壓輸送系統(tǒng)的重要元件,地面氣源通過該閥向貯箱或氣瓶充氣,充氣完畢后在彈簧力和氣體壓力的作用下實現(xiàn)反向密封。為了提高系統(tǒng)工作的可靠性,防止單向閥在測試或飛行過程中因密封失效導(dǎo)致氣體泄漏,我國新一代運載火箭低溫貯箱一般采用雙單向閥串聯(lián)的增壓方式。但是在實際應(yīng)用過程中,該種增壓方式曾多次發(fā)生因閥芯密封失效導(dǎo)致氣體泄漏的故障,火箭測試發(fā)射流程因此而受到比較大的影響。通過對故障單向閥進行研究發(fā)現(xiàn),閥芯密封失效的主要原因在于:單向閥在工作過程中,因閥芯顫振致使其與金屬彈簧密封圈的接觸部位出現(xiàn)損傷,損傷累積導(dǎo)致閥芯—殼體運動副的導(dǎo)向面出現(xiàn)劃痕,最終使得閥芯回位受阻、密封失效。
氣動閥門的顫振涉及流固耦合、動力學(xué)、振動等很復(fù)雜的多學(xué)科交叉問題,振動機理復(fù)雜,分析和驗證難度較大。多年來,國內(nèi)外學(xué)者對該問題開展了一些有益的研究工作,建立了閥門振動的動力學(xué)模型,并取得了一定研究成果。陶玉靜、戴佳等針對電動氣閥的電動過程和氣動過程進行了仿真分析,獲得了閥芯的運動規(guī)律及動態(tài)響應(yīng)特性。王劍中等基于彈簧振子的擾動響應(yīng)特性,構(gòu)建了單向閥的氣固耦合動力學(xué)模型及穩(wěn)定性模型,并在試驗驗證的基礎(chǔ)上得到了單向閥的壓力—流量臨界穩(wěn)定性曲線。余武江等采用線性分析方法提出了單向閥的臨界穩(wěn)定曲線,并建立了單向閥的三維動態(tài)流場,研究了不同影響因素與閥件穩(wěn)定性之間的關(guān)系。文獻[6-7]分別對某型號單向閥、保險閥進行了建模,分析了閥門的顫振特性和影響因素,并結(jié)合試驗驗證了數(shù)值計算和分析結(jié)果的有效性。Hayashi等構(gòu)建了先導(dǎo)式減壓閥的非線性動力學(xué)模型,并研究了在不同平衡點穩(wěn)定狀態(tài)和入口壓力擾動條件下的閥芯自激振動。Misra等針對直動式控制閥的閥芯振動特性進行了研究,并對自激振動產(chǎn)生的原因進行了系統(tǒng)分析。文獻[10-12]分別基于不同的分析方法建立了氣動先導(dǎo)式電磁閥的動力學(xué)模型,對閥門自激振動進行了數(shù)值分析和試驗研究,并獲得了不同工作條件下的電磁閥振動特性及穩(wěn)定工作區(qū)間。劉上等建立了單向閥流路系統(tǒng)的非線性動力學(xué)模型,并分析了此系統(tǒng)產(chǎn)生自激振蕩的原因、特點及影響因素。張生昌等利用VOF法建立了氣液單向閥內(nèi)流場的CFD模型,并研究了不同含氣率下彈簧剛度對出口單向閥開啟特性的影響。陳二鋒等基于修正的庫侖摩擦力模型,理論分析了氣動閥門的非線性穩(wěn)定特性,并對某型號保險閥在通氣振動試驗中出現(xiàn)的異響現(xiàn)象開展了仿真分析及試驗驗證。陳其法等基于流固耦合方法分析了閥門的氣動載荷,并通過建立氣動模型研究了在該載荷作用下閥門的沖擊響應(yīng)和顫振機理,提出了主閥結(jié)構(gòu)的優(yōu)化方案并進行了試驗驗證。史剛等建立了氣體單向閥的AMESim模型,并結(jié)合數(shù)值計算和試驗驗證提出了單向閥的防顫技術(shù)。上述研究對于氣動閥門的振動機理、影響因素等進行了比較系統(tǒng)的分析,但是這些成果均集中在單個氣動閥門的振動特性研究方面,對于本文所提到的雙單向閥串聯(lián)模式的顫振特性研究尚無人涉足,兩個單向閥在串聯(lián)之后產(chǎn)生的耦合振動是一個值得研究的課題。
本文在全面梳理增壓單向閥結(jié)構(gòu)組成及工作原理的基礎(chǔ)上,利用AMESim軟件建模并分析了雙單向閥串聯(lián)的閥芯顫振特性,通過與單一單向閥增壓模式進行對比研究,提出了抑制單向閥顫振的3種防控策略,并結(jié)合數(shù)值計算結(jié)果和工程實踐經(jīng)驗,對3種防顫策略的技術(shù)可行性進行了對比分析。
某新型運載火箭氫箱增壓單向閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示,該單向閥主要由閥芯、殼體、接管嘴、彈簧等組成。
圖1 單向閥結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of check valve
當(dāng)貯箱進行地面增壓時,氣體克服彈簧力和摩擦力的作用,將閥芯頂開,從閥門出口流出后進入貯箱實現(xiàn)增壓;增壓結(jié)束后,撤去地面氣源,閥芯在壓差和彈簧力的作用下復(fù)位,從而實現(xiàn)單向閥的密封。單向閥的閥門動作主要發(fā)生在火箭測試階段,火箭點火起飛后,單向閥只起到密封作用。
氫箱手動增壓路的氣路原理如圖2所示。氣源壓力為26~35 MPa氦氣源或空氣源,增壓手閥打開后,氣體經(jīng)過30 m的DN20硬管到達發(fā)射平臺上表面,硬管與插拔組合連接器之間由3 m的DN12軟管相連,氣體經(jīng)插拔組合連接器后再通過35 m的DN12管路到達貯箱前底與前置增壓單向閥相連,兩單向閥之間為1 m的DN12管路,后置單向閥通過2 m的DN12管路與貯箱連在一起。
圖2 氫箱手動增壓路工作原理圖Fig.2 Schematic diagram of the manual pressurization for liquid hydrogen tank
單向閥從本質(zhì)上可以簡化為一個彈簧振子系統(tǒng),兩個串聯(lián)單向閥的運動方程為
(1)
從式(1)可以看出,單向閥的閥芯運動方程受閥門出入口壓力的影響較大。尤其是在單向閥開啟和關(guān)閉的過程中,由于壓力不穩(wěn)定,會導(dǎo)致閥芯重復(fù)打開、關(guān)閉,即顫振。而當(dāng)雙單向閥串聯(lián)時,由于前置單向閥的出口壓力剛好是后置單向閥的入口壓力,導(dǎo)致兩個單向閥的前后氣體壓力、閥芯開閉過程等均會存在交叉影響,從而使顫振過程變得更加復(fù)雜、顫振現(xiàn)象更加明顯。
在單向閥高速顫振過程中,由于閥芯的金屬彈簧密封圈與安裝槽之間留有一定寬度的安裝間隙,在每個振動周期的位移起點和終點,閥芯在運動轉(zhuǎn)向過程中都會與金屬彈簧密封圈和限位殼體產(chǎn)生撞擊,從而使得閥芯與密封圈、殼體接觸部位出現(xiàn)輕微損傷,當(dāng)損傷積累到一定程度后,就會使閥芯—殼體運動副的導(dǎo)向面產(chǎn)生劃痕,最終導(dǎo)致閥芯回位受阻、密封失效。
利用AMESim軟件對某新型運載火箭氫箱增壓系統(tǒng)進行建模,所建立的模型如圖3所示。模型采用氦氣源,根據(jù)工程實踐經(jīng)驗,設(shè)定氣源壓力為28 MPa,利用一個可控開度的孔板模型來模擬配氣臺的增壓手閥開閉過程,孔板全開狀態(tài)下通徑為DN10,貯箱初始壓力設(shè)置為0.09 MPa保護壓。
圖3 雙單向閥串聯(lián)的AMESim模型Fig.3 AMESim model of double check valves connected in series
與單向閥相關(guān)的主要參數(shù)如表1所示,由于單向閥振動一般發(fā)生在供氣初始段和結(jié)束端,時間比較短,因此本文在進行建模時忽略單向閥供氣過程中的熱交換,設(shè)置熱交換系數(shù)為0。
表1 單向閥主要技術(shù)參數(shù)
由于增壓單向閥的顫振大都出現(xiàn)在增壓手閥打開和關(guān)閉的過程中,因此,本文主要針對這兩個過程進行分析。在實際工作中,為了防止插拔組合連接器上的增壓路超過23 MPa設(shè)計壓力極限,氫箱增壓手閥一般不允許全開。根據(jù)工程經(jīng)驗,本文設(shè)置手閥開度隨時間的變化曲線如圖4所示。其中,可控開度孔板的開度在3 s內(nèi)增大到35%,從而模擬手閥打開過程;隨后開度保持2 s,維持打開狀態(tài);水平段結(jié)束后再使開度在1 s內(nèi)減小到0,模擬手閥關(guān)閉過程;手閥關(guān)閉后,維持關(guān)閉狀態(tài)。
圖4 手閥開度變化曲線Fig.4 Curve of the manual valve opening index
分析可得2個單向閥的閥芯位移曲線如圖5所示。從圖中可以看出,2個單向閥在供氣開始和結(jié)束時,閥芯均產(chǎn)生了劇烈的顫振效應(yīng),而關(guān)閉過程的顫振更加明顯,持續(xù)時間更長。在顫振過程中,閥芯位移均達到了2.3 mm的限位距離,即閥芯在運動過程中會與閥座和限位元件產(chǎn)生較大的沖擊。
圖5 雙單向閥串聯(lián)的閥芯位移曲線Fig.5 Spool displacement curve of the double checks valve connected in series
提取單向閥前、兩單向閥之間和單向閥后的壓力,其對比曲線如圖6所示。從圖中可以看出,前置單向閥前的壓力總體比較平穩(wěn),只在壓力上升段初始和壓力下降段末端有小幅波動;而兩單向閥之間、后置單向閥后的壓力在上述2個階段產(chǎn)生了小幅高頻壓力波動,這也是導(dǎo)致單向閥產(chǎn)生劇烈顫振的直接原因。
圖6 雙單向閥串聯(lián)的壓力曲線Fig.6 Pressure curve of the double check valves connected in series
為了和雙增壓單向閥串聯(lián)的增壓模式對比,本文對單一增壓單向閥的顫振特性進行了分析,所建立的AMESim模型如圖7所示。由于取消了一個單向閥,原模型中兩單向閥之間1 m的DN12管路直接與貯箱之前2 m的DN12管路相連,因此將模型中單向閥與貯箱之間的管路長度由2 m增加為3 m,其余參數(shù)均保持不變。
圖7 單個單向閥的AMESim模型Fig.7 AMESim model of single check valve
仍然按照圖4所描述的孔板開度曲線進行增壓控制,分析可得單向閥的閥芯位移曲線及單向閥前后的壓力曲線,分別如圖8和圖9所示。
圖8 單個單向閥的閥芯位移曲線Fig.8 Spool displacement curve of the single check valve
圖9 單個單向閥的壓力曲線Fig.9 Pressure curve of the single check valve
從圖8和圖9中可以看出,采用單一增壓單向閥進行貯箱增壓時,單向閥的閥芯位移只在壓力上升段有小幅振動,頻率很低;而單向閥前后的壓力在上升段和下降段都很平滑,無明顯波動。
對比雙增壓單向閥和單一增壓單向閥的閥芯位移、壓力曲線可知,雖然雙增壓單向閥串聯(lián)的增壓模式理論上可以提升增壓路的密封可靠性,防止火箭在測試和飛行過程中出現(xiàn)貯箱漏氣的現(xiàn)象,但是由于這種串聯(lián)模式會導(dǎo)致單向閥的閥芯顫振加劇,長期工作會影響其壽命,反而在一定程度上降低了增壓路密封的可靠性。
工程上,單向閥顫振一般可通過3種方法加以抑制:控制流量、增加摩擦阻尼、提供增強力使得流量降低時閥芯保持在開啟止動位置。但是,上述方法要么不具備可操作性,要么需要對單向閥進行重新設(shè)計,尚需經(jīng)過較長的設(shè)計和試驗周期后才能投入使用。如何在現(xiàn)有條件下通過系統(tǒng)優(yōu)化來抑制或減弱單向閥的顫振,是本文研究的重點。
從流體力學(xué)的角度看,根據(jù)理想氣體狀態(tài)方程=,可知管路壓力為
=(,,)
(2)
式中:為氣體壓力;為氣體體積;為氣體溫度;為理想氣體常數(shù);為物質(zhì)的量。
對式(2)進行微分處理,可得
(3)
在不考慮氣體熱交換的條件下,即恒定時,可得管路內(nèi)壓力隨時間變化的微分方程為
(4)
從式(4)可以看出,當(dāng)貯箱增壓管路上只有一個單向閥時,由于單向閥后貯箱容積足夠大,1足夠小,從而使得單向閥開閉過程中的管路容積變化速率dd對管路壓力的影響微乎其微,可以基本維持單向閥開閉過程中的壓力穩(wěn)定,對閥芯顫振的形成會有一定抑制作用。
而當(dāng)增壓管路上有2個單向閥,且兩單向閥距離很近時,單向閥間的管路容積比較小,1則偏大。受此影響,在單向閥開閉過程中,管路容積變化dd會對兩單向閥之間的管路壓力產(chǎn)生較大影響,而壓力的高頻波動則會直接導(dǎo)致2個單向閥的閥芯顫振。
因此,對于雙單向閥串聯(lián)的增壓模式而言,增大兩單向閥之間的管路容積,可在一定程度上抑制單向閥顫振。就理論而言,只要兩單向閥之間的管路容積足夠大,就可以使得壓力波動變得足夠小,從而對閥芯顫振形成較好的抑制作用。
在此基礎(chǔ)上,提出了3種防顫策略:在兩單向閥之間增設(shè)集氣管或氣瓶(方案1)、延長兩單向閥之間的管路長度(方案2)、直接采用單個單向閥進行增壓(方案3),下面對3種方案分別進行分析。
假設(shè)在兩單向閥之間增設(shè)1個容積為2 L的集氣管或氣瓶,重新建模如圖10所示。
圖10 增設(shè)氣瓶的雙單向閥AMESim模型Fig.10 AMESim model of double check valves system with a gas cylinder assembled
仍然按圖4所示的曲線進行孔板開度控制,分析可得2個單向閥的閥芯位移曲線、單向閥前后壓力曲線分別如圖11和圖12所示。
圖11 增設(shè)2 L氣瓶后的閥芯位移曲線Fig.11 Spool displacement curve of the double check valves connected in series with a 2 L gas cylinder assembled
圖12 增設(shè)2 L氣瓶后的壓力曲線Fig.12 Pressure curve of the double check valves connected in series with a 2 L gas cylinder assembled
與原始模型的分析結(jié)果對比可知,增加氣瓶后單向閥的閥芯位移已經(jīng)得到了較大幅度的降低,尤其是在壓力下降段,顫振得到了較好的抑制,單向閥前后的壓力波動也較之前有所下降。
而當(dāng)兩單向閥之間的集氣管或氣瓶容積達到4 L時,單向閥的閥芯位移曲線、單向閥前后壓力曲線如圖13和圖14所示。從圖中可以看出,閥芯振動的頻率和幅度均得到了大幅度的減小,顫振情況已經(jīng)得到了有效抑制,其對單向閥密封結(jié)構(gòu)的影響可以忽略不計。
圖13 增設(shè)4 L氣瓶后的閥芯位移曲線Fig.13 Spool displacement curve of the double check valves connected in series with a 4 L gas cylinder assembled
圖14 增設(shè)4 L氣瓶后的壓力曲線Fig.14 Pressure curve of the double check valves connected in series with a 4 L gas cylinder assembled
假設(shè)后置單向閥位置不動,仍然位于氫箱前底,而將前置單向閥的位置調(diào)整到尾艙,則可使得兩單向閥之間的管路延長,利用圖3所示的AMESim模型,重新設(shè)置管路長度參數(shù)后提交運算,可得2個單向閥的閥芯位移曲線、單向閥前后壓力曲線分別如圖15和圖16所示。
圖15 延長單向閥間管路長度后的閥芯位移曲線Fig.15 Spool displacement curve of the double check valves connected in series with a longer pipe between each other
圖16 延長兩單向閥管路長度后的壓力曲線Fig.16 Pressure curve of the double check valves connected in series with a longer pipe between each other
從圖15和圖16中可以看出,相比于原始模型,兩單向閥之間的氣體在壓力上升段和下降段的波動總體有所減小,前置單向閥的顫振有一定程度的減輕,而后置單向閥的閥芯顫振基本消失。在抑制顫振方面,該方案總體效果不如3.1節(jié)所述的增加集氣管或氣瓶,但是相比于原始模型,其優(yōu)化作用比較明顯,能基本達到預(yù)期目標(biāo)。
從前文的分析可知,在單個單向閥的增壓模式下,閥芯顫振很小,工作條件優(yōu)良,因此有必要探討采用單個單向閥進行貯箱增壓的可行性。從設(shè)計的目的來看,采用雙單向閥串聯(lián)模式進行增壓主要是為了提高飛行過程中增壓路的可靠性,使得在某個單向閥出現(xiàn)故障漏氣的情況下,另外一個單向閥可以起到冗余的作用。所以,如果采用單個增壓單向閥,最重要的一點是要能夠排除漏氣的影響。
假設(shè)在火箭飛行過程中,增壓路出現(xiàn)最嚴(yán)重故障,即增壓路與大氣全通,在這種情況下,利用AMESim建模如圖17所示。模型中右側(cè)管路模擬手動增壓路密封失效情況下的漏氣通路;左側(cè)模擬自生增壓通路。其中,氣源為氫箱自生增壓氣源,氣源類型為低溫氫氣,某次飛行任務(wù)中的自生增壓壓力曲線如圖18所示,氣體壓力最高約為12 MPa,溫度約為100 K。
圖17 飛行期間氫箱增壓過程的AMESim模型Fig.17 AMESim model of the pressurization process for liquid hydrogen tank during flight
圖18 氫箱自生增壓路壓力曲線Fig.18 Pressure curve of the self-pressurization process of liquid hydrogen tank
該火箭在某次飛行任務(wù)中的氫箱壓力曲線如圖19所示,發(fā)動機啟動后2.4 s,因自生增壓作用,箱壓升至最高0.467 MPa(絕壓),此時氣枕約為9 m;而在約139.6 s箱壓達到最低值約0.364 MPa(絕壓),此時氣枕約為110 m。
圖19 氫箱飛行壓力曲線Fig.19 Pressure curve of the liquid hydrogen tank during flight
根據(jù)上述箱壓及氣枕容積數(shù)據(jù),利用圖17所示的AMESim模型計算出貯箱的增壓流量、漏氣流量為:點火后2.4 s,在箱壓最高時漏量為25.8 g/s,此時自生增壓流量約1 200 g/s;而到了139.6 s箱壓最低時漏量為8.7 g/s,此時自生增壓流量為1 100 g/s。由此可見,相比于自生增壓的增壓流量,單向閥的漏氣量幾乎可以忽略不計。
為了更直觀地顯示漏量的影響,根據(jù)理想氣體狀態(tài)方程=,將氣體質(zhì)量流量換算成貯箱的壓力損失,在點火時刻,因漏氣引起的壓力損失約為0.003 2 MPa/s,而在368.1 s因漏氣引起的壓力損失約為88.9 Pa/s。與圖19所示的貯箱壓力相比,該量級的漏氣量可以忽略不計。
根據(jù)上述分析可知,若采用單個單向閥進行地面增壓,而恰好該單向閥在飛行過程中失效導(dǎo)致增壓路漏氣,該故障并不會影響到增壓輸送系統(tǒng)的工作,可以不予考慮。因此,直接采用單個單向閥進行增壓的方案可行。
從數(shù)值分析結(jié)果來看,上述3種策略均可以在一定程度上減輕單向閥的顫振,較好地改善其工作環(huán)境。下面對3種方案進行對比分析,以便于其工程應(yīng)用。
1)方案1能使兩單向閥間的管路容積足夠大,從而很好地抑制單向閥顫振,但在增設(shè)集氣管或氣瓶后,會導(dǎo)致箭體質(zhì)量增加,若增加的質(zhì)量不足以影響火箭的運載能力,則可以采用方案1,否則方案1不具有可行性。
2)方案2對前置單向閥顫振的抑制效果不如方案1那么明顯,但它還是能有效改善后置單向閥的顫振特性,而且該方案不會對火箭內(nèi)部結(jié)構(gòu)進行大幅度改造,是一個比較折中的方案,也是目前在技術(shù)上最具可行性、最容易在工程上加以實現(xiàn)的方案。
3)方案3在抑制單向閥顫振方面效果最好,但是缺點在于:該方案取消一個單向閥之后,雖然對飛行過程無影響,但在單向閥不改進、可靠性不提高的情況下,可能會使地面測試期間貯箱增壓路的氣密性冗余度有所下降。
因此,針對目前雙單向閥串聯(lián)的增壓模式,短期內(nèi)可通過增設(shè)緩沖氣瓶、集氣管,或者延長兩單向閥之間的管路(即把2個單向閥分開布置的方式)來實現(xiàn)對顫振的抑制。從長遠看,在對單向閥進行技術(shù)改進后,可取消1個單向閥,直接采用單個單向閥進行增壓。
本文在全面分析單向閥結(jié)構(gòu)及工作原理的基礎(chǔ)上,建立了新型運載火箭雙單向閥串聯(lián)增壓模式的AMESim模型,并對閥芯的顫振特性進行了對比研究。結(jié)果表明,相比于單一單向閥增壓的模式,雙單向閥串聯(lián)后閥芯的顫振現(xiàn)象加??;而通過增加兩單向閥之間的管路容積,可有效緩解單向閥的顫振現(xiàn)象。在此基礎(chǔ)上,分別提出了3種抑制閥芯顫振的策略:在兩單向閥中間增設(shè)集氣管或氣瓶、延長兩單向閥之間的管路長度、直接采用單個單向閥進行增壓,并利用AMESim模型對3種策略進行了定性的對比分析。所獲得的研究結(jié)果對于新一代運載火箭貯箱增壓系統(tǒng)的可靠性提升具有一定的工程意義和參考價值。