楊 旋，王隆基，焦飛飛，孫 鵬，張 元，陳漢雷，周 遠(yuǎn)，梁志偉，劉力濤

（中國(guó)航天員科研訓(xùn)練中心，北京 100094）

1 引言

在長(zhǎng)期載人航天任務(wù)中，高壓氣源仍然是環(huán)控生保系統(tǒng)中不可或缺的重要資源之一，用于維持艙壓、呼吸用氧、艙門(mén)檢漏、管路吹掃、液體增壓等。以安全可靠性為設(shè)計(jì)前提，往往設(shè)置多條支路并行供氣，其中單向閥作為純機(jī)械式閥門(mén)，可以有效保證氣體的正向流動(dòng)，避免各支路之間氣流紊亂，規(guī)避氣體反向流動(dòng)所產(chǎn)生的安全隱患，且在惡劣太空環(huán)境下能夠不受能源問(wèn)題的影響，是環(huán)控生保系統(tǒng)中的重要部件。

載人航天器研制過(guò)程涉及管路布局、功能持續(xù)性、上行備件資源緊缺等問(wèn)題，并非所有設(shè)備都可進(jìn)行在軌更換。供氣單向閥作為機(jī)械類設(shè)備，在微重力和地面環(huán)境時(shí)的工作差異較小，往往不單獨(dú)設(shè)置為可更換類設(shè)備。單向閥雖原理簡(jiǎn)單，但閥門(mén)內(nèi)氣體壓力、流速等參數(shù)在使用中可能會(huì)產(chǎn)生周期性變化，結(jié)合彈簧、活門(mén)等零部件的固有頻率，極易產(chǎn)生共振或嘯叫現(xiàn)象［1］，這對(duì)閥門(mén)的壽命和可靠性均將產(chǎn)生不利影響。因此，單向閥在研制過(guò)程中需要避免可能出現(xiàn)的嘯叫問(wèn)題，以提高設(shè)備的可靠性，確保達(dá)到既定的壽命要求。

目前，針對(duì)單向閥類設(shè)備的優(yōu)化設(shè)計(jì)包括提高活門(mén)等材料的耐磨性和彈簧加工精度［2］、優(yōu)化彈簧結(jié)構(gòu)尺寸［3-5］、增加阻尼減振機(jī)構(gòu)［6］、優(yōu)化閥口結(jié)構(gòu)以減少射流影響［7］、平衡活門(mén)與間隙的結(jié)構(gòu)關(guān)系以提高動(dòng)態(tài)特性［8］、研究流體沖擊效應(yīng)以探究氣穴形成的原因［9-10］等，還包括建立閥門(mén)的各種仿真模型，以獲取閥門(mén)動(dòng)態(tài)響應(yīng)數(shù)據(jù)［11-12］、自激振動(dòng)產(chǎn)生的原因［13］以及動(dòng)靜態(tài)下的流場(chǎng)穩(wěn)定性數(shù)據(jù)［14-15］。

單向閥因工況不同，設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)均有差異，需基于指標(biāo)要求進(jìn)行針對(duì)性研究，并將內(nèi)部結(jié)構(gòu)運(yùn)動(dòng)特性與可測(cè)點(diǎn)，如壓力、流量進(jìn)行對(duì)比分析，以避免研制過(guò)程中可能出現(xiàn)的共性問(wèn)題。本文首先分析了某型供氣單向閥的運(yùn)動(dòng)特性；然后，通過(guò)動(dòng)力學(xué)分析建模，針對(duì)不同入口壓力、不同彈簧剛度對(duì)單向閥流量和活門(mén)位移變化趨勢(shì)進(jìn)行研究，分析單向閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)產(chǎn)生機(jī)械振動(dòng)的原因，達(dá)到優(yōu)化完善設(shè)計(jì)的目的；最后，通過(guò)系統(tǒng)級(jí)測(cè)試，對(duì)單向閥前后端的壓力值進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證建模分析方法的可行性。

2 單向閥動(dòng)態(tài)性能分析

某型供氣單向閥的結(jié)構(gòu)剖面如圖1 所示。當(dāng)入口氣體壓力不足以克服彈簧的預(yù)緊力時(shí)，活門(mén)與閥體之間仍然為密封狀態(tài)，活門(mén)的加速度和位移均為零；當(dāng)入口氣體壓力能夠克服彈簧預(yù)緊力時(shí)，活門(mén)打開(kāi)，并產(chǎn)生一定的加速度和位移，圖中箭頭所示氣體將繞過(guò)閥門(mén)打開(kāi)的間隙、經(jīng)過(guò)彈簧排向閥門(mén)出口。

圖1 供氣單向閥示意圖Fig.1 Schematic diagram of gas check valve

圖1 中，活門(mén)將閥門(mén)整體容腔分為進(jìn)氣容腔V1和排氣容腔V2，其對(duì)應(yīng)的氣體壓力分別為P1和P2。輸出壓力P2的振動(dòng)頻率本質(zhì)上是氣流本身頻率和活門(mén)移動(dòng)（機(jī)械振動(dòng)）頻率的耦合。在載人航天器供氣系統(tǒng)中，氣源均為高壓貯存狀態(tài)，必然存在向低壓端釋放的過(guò)程，此時(shí)高速流動(dòng)的氣體容易產(chǎn)生激波，進(jìn)而誘發(fā)頻率高達(dá)幾千赫茲的氣動(dòng)噪聲。就單向閥自身結(jié)構(gòu)而言，當(dāng)活門(mén)從封閉狀態(tài)打開(kāi)時(shí)，V1和V2均隨活門(mén)的位移而產(chǎn)生變化，V2腔內(nèi)勢(shì)必由于彈簧的壓縮和回彈而產(chǎn)生氣體擾動(dòng)現(xiàn)象，即輸出壓力P2會(huì)存在額外的氣動(dòng)頻率。當(dāng)P2的輸出頻率和彈簧本身的固有頻率相近或者一致時(shí)，閥體內(nèi)部將可能產(chǎn)生噪聲較大的嘯叫現(xiàn)象［16-17］，嘯叫一方面會(huì)給航天員所處的空間環(huán)境帶來(lái)較大的噪聲污染，另一方面可能造成輸出氣壓進(jìn)一步波動(dòng)，以致彈簧產(chǎn)生除縱向之外的其他振動(dòng)，降低閥門(mén)整體壽命。由于氣動(dòng)噪聲作為供氣過(guò)程產(chǎn)生的固有特性而無(wú)法消除，因此需盡量降低閥門(mén)結(jié)構(gòu)本身所產(chǎn)生的機(jī)械振動(dòng)，避免其與氣動(dòng)噪聲的進(jìn)一步耦合。

3 基于單向閥動(dòng)態(tài)特性的仿真模型分析

3.1 動(dòng)力學(xué)分析

基于對(duì)單向閥的動(dòng)態(tài)性能分析可得，該型單向閥的活門(mén)和彈簧物理結(jié)構(gòu)本質(zhì)是一個(gè)彈簧振子系統(tǒng)，由于活門(mén)在V1和V2容腔中所受的氣壓面積差別較小，均記為S。因此，在運(yùn)動(dòng)位置中間某處的運(yùn)動(dòng)方程如式（1）所示。

式中，S為活門(mén)受力面積；ΔP＝P1-P2，為進(jìn)出口壓差；ks為彈簧剛度，L0為彈簧初始?jí)嚎s量；x為該運(yùn)動(dòng)位置時(shí)的彈簧新增壓縮量，同樣也是活門(mén)開(kāi)啟高度；m為活門(mén)與彈簧的重量。

將式（1）轉(zhuǎn)換可得式（2）。

因此，可得到活門(mén)-彈簧結(jié)構(gòu)的固有圓頻率ω＝ks／m，且ΔP與活門(mén)開(kāi)啟高度相關(guān)。對(duì)于氣路閥門(mén)而言，還能通過(guò)氣體的體積流量公式對(duì)ΔP與活門(mén)開(kāi)啟高度之間的關(guān)系進(jìn)行分析。由于單向閥一般位于氣路管路中間位置，目的在于防止支路間的氣體反流，而非起到限流作用，因此流阻設(shè)計(jì)值往往較小，即P2／P1＞0.528，體積流量公式如式（3）所示［18］。

因此，關(guān)于活門(mén)在某位置的運(yùn)動(dòng)過(guò)程本質(zhì)為被位移所干擾的受迫振動(dòng)，方程形式為二階非線性微分方程，難以得到其解析解，需要借助仿真軟件進(jìn)行計(jì)算。

3.2 模型分析

如圖2 所示，利用動(dòng)力學(xué)仿真軟件，基于3.1節(jié)對(duì)單向閥的運(yùn)動(dòng)特征進(jìn)行建模，將單向閥結(jié)構(gòu)分為入口腔容-氣動(dòng)活門(mén)-活門(mén)質(zhì)量塊（模擬重量）-啟動(dòng)閥門(mén)彈簧-出口腔容等模塊，并添加入口管路和入口限流模塊，以模擬實(shí)際工況時(shí)的管路連接狀態(tài)。

圖2 供氣單向閥模型Fig.2 Simulation model of gas check valve

氣源選用理想狀態(tài)下的氮?dú)?，氣源溫度?93 K。模型中各參數(shù)參照某型供氣單向閥的設(shè)計(jì)指標(biāo)，匯總?cè)绫? 所示。

表1 供氣單向閥仿真參數(shù)Table 1 Simulation parameters of gas check valve

單向閥內(nèi)活門(mén)和彈簧受到的正向力與入口壓力成正比，即當(dāng)入口壓力越大，彈簧就越容易被壓縮至最小，同時(shí)活門(mén)越容易到達(dá)限位處。因此在設(shè)計(jì)計(jì)算階段，往往利用入口壓力的下限值進(jìn)行結(jié)構(gòu)復(fù)核，起到加嚴(yán)考量的目的。圖3 所示為不同工況時(shí)的活門(mén)位移曲線，入口壓力越大，活門(mén)移動(dòng)速度就越快，這與上述分析結(jié)果一致，進(jìn)一步佐證了選取低入口壓力的必要性。

圖3 不同入口壓力時(shí)的活門(mén)位移變化曲線Fig.3 Displacement curve of valve with different inlet pressures

基于該單向閥的入口壓力指標(biāo)（0.15 ～0.45 MPa），選取下限0.15 MPa 為特征點(diǎn)，不同彈簧剛度條件下活門(mén)的運(yùn)動(dòng)曲線如圖4 所示。在彈簧剛度較低（0.05 N／mm）時(shí)，活門(mén)在受到氣體作用后能夠很快到達(dá)限位處，此后彈簧彈力始終小于入口氣體壓力，因此活門(mén)能夠在限位處實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定；當(dāng)彈簧剛度提升至0.1 N／mm 時(shí)，活門(mén)位移出現(xiàn)了較明顯的震蕩，周期約為0.8 s，振幅約為0.2 mm；當(dāng)彈簧剛度提升至0.2 N／mm 時(shí)，震蕩周期約為1.5 s，振幅約為0.28 mm；當(dāng)彈簧剛度提升至0.4 N／mm 時(shí)，震蕩周期則為0.45 s，振幅約為0.3 mm。若彈簧剛度較大，活門(mén)一直在中間位置來(lái)回移動(dòng)，加劇了閥門(mén)機(jī)械振動(dòng)與氣動(dòng)振動(dòng)之間的耦合；若彈簧剛度較小，則活門(mén)較為穩(wěn)定，自身結(jié)構(gòu)并不會(huì)產(chǎn)生機(jī)械振動(dòng)，降低了嘯叫產(chǎn)生的可能。

圖4 入口壓力0.15 MPa 時(shí)的活門(mén)位移變化曲線（限位0.3 mm）Fig.4 Displacement curve of valve with inlet pressure of 0.15 MPa and spacing of 0.3 mm

通過(guò)圖5 活門(mén)位移振幅變化量可知，限位距離的增加不利于單向閥內(nèi)活門(mén)的穩(wěn)定。因此在單向閥設(shè)計(jì)階段，限位距離應(yīng)在確保內(nèi)腔流通能力的前提下，選擇下限。實(shí)際建立模型時(shí)，考慮到外形尺寸和內(nèi)部布局的影響，活門(mén)從活門(mén)座至限位處的最大位移為0.3 mm。

圖5 入口壓力0.15 MPa 時(shí)的活門(mén)位移變化曲線（限位3 mm）Fig.5 Displacement curve of valve with inlet pressure of 0.15 MPa and spacing of 3mm

除活門(mén)位移規(guī)律外，出口壓力和氣體流量也容易受到彈簧剛度的影響。同樣選取0.15 MPa作為入口壓力，限位0.3 mm 的條件下，不同彈簧剛度下供氣流量以及出口壓力變化曲線如圖6 所示。總的來(lái)說(shuō)，流量和出口壓力的振幅與活門(mén)位移基本一致。當(dāng)彈簧剛度為0.1 N／mm 時(shí)，雖然流量和出口壓力存在一定的震蕩，但振幅不明顯；而當(dāng)剛度大于0.2 N／mm 時(shí)，振幅明顯，宏觀現(xiàn)象為供氣流量和出口壓力穩(wěn)定性差。由于此時(shí)的輸入為定壓力，說(shuō)明較大的彈簧剛度加劇了氣流擾動(dòng)，降低了產(chǎn)品可靠性，且閥門(mén)內(nèi)部的機(jī)械振動(dòng)給定壓力氣流增添了振動(dòng)頻率，增大了與高速氣流本身振動(dòng)耦合的可能性。

圖6 入口壓力0.15 MPa 時(shí)的出口壓力和輸出流量曲線Fig.6 Outlet pressure and mass flow curve of valve with inlet pressure of 0.15 MPa

在空間站的實(shí)際應(yīng)用中，高壓氣體經(jīng)減壓閥或穩(wěn)壓閥減壓后傳至下游氣路系統(tǒng)。減壓閥的工作原理為：當(dāng)調(diào)壓彈簧的縱向彈簧力傳遞到活門(mén)時(shí)，閥口呈開(kāi)啟狀態(tài)，此時(shí)高壓氣體從上游進(jìn)氣口流入閥口并受到節(jié)流作用，實(shí)現(xiàn)了減壓效果；當(dāng)減壓后的氣體從閥口流向下游出氣口時(shí)，彈簧受到的氣體壓力減少，迫使閥口進(jìn)一步增大，這卻導(dǎo)致高壓氣體增多，彈簧受到的氣體壓力增大，閥口開(kāi)度減少。因此，減壓閥存在不可避免的減壓特性，即在持續(xù)減壓的過(guò)程中，閥口開(kāi)度和減壓壓力存在反復(fù)波動(dòng)，不可能為定值。對(duì)單向閥入口加載具有一定周期的壓力（0.16±0.01）MPa 時(shí)，出口壓力曲線以及氣體流量曲線如圖7 所示。若彈簧剛度和限位機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)合理，單向閥的出口壓力和供氣流量變化趨勢(shì)和入口壓力保持一致；當(dāng)活門(mén)在定壓下存在震蕩，入口壓力的變化會(huì)進(jìn)一步加劇出口壓力和流量的震蕩效果，導(dǎo)致氣體輸出的穩(wěn)定性更差。

圖7 變?nèi)肟趬毫r(shí)的流量和出口壓力曲線Fig.7 Outlet pressure and mass flow curve of valve with variable inlet pressure

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真的正確性，對(duì)某型供氣單向閥進(jìn)行系統(tǒng)級(jí)測(cè)試，原理如圖8 所示。高壓氣源經(jīng)減壓閥后，低壓氣體通過(guò)單向閥供向下游，截止閥用于控制氣路通斷，流量計(jì)用于測(cè)試系統(tǒng)流量。圖中P1和P2分別為單向閥入口和出口壓力值，用以分析減壓壓力在單向閥前后的變化情況。

圖8 系統(tǒng)測(cè)試原理圖Fig.8 Schematic of system testing

高壓氣源設(shè)置為15 MPa，減壓后的輸出壓力約為0.15 ～0.20 MPa，之后因單向閥自身流阻而產(chǎn)生了壓力進(jìn)一步下降的現(xiàn)象。其中單向閥中彈簧的設(shè)計(jì)剛度為0.05 N／mm。P1和P2的實(shí)測(cè)曲線如圖9 所示，由于減壓閥自身的動(dòng)力特性和傳感器的測(cè)量精度，單向閥入口和出口壓力測(cè)量值均存在一定波動(dòng)，但變化趨勢(shì)基本吻合，其中閥門(mén)流阻大約為0.065 MPa。

圖9 單向閥入口和出口壓力實(shí)測(cè)曲線Fig.9 Measured inlet and outlet pressure curves of gas check valve

此外，將P1的壓力信號(hào)實(shí)測(cè)值作為仿真程序的輸入，即實(shí)測(cè)和仿真時(shí)的閥門(mén)入口壓力保持一致，穩(wěn)定后均約為0.16 MPa（圖9，圖10）。當(dāng)仿真程序中的彈簧剛度和實(shí)測(cè)時(shí)同為0.05 N／mm時(shí)，兩者的一致性較高，實(shí)測(cè)值的穩(wěn)定輸出壓力約為0.095 MPa，而仿真值的穩(wěn)定輸出壓力約為0.103 MPa，即相對(duì)于實(shí)測(cè)時(shí)的流阻0.065 MPa，仿真值的流阻更小，為0.057 MPa，誤差滿足15%的精度要求；當(dāng)彈簧剛度為0.1 N／mm 時(shí)，輸出壓力曲線趨勢(shì)一致，但不可避免地產(chǎn)生出口壓力波動(dòng)現(xiàn)象，氣流穩(wěn)定性較差。

圖10 單向閥出口仿真曲線Fig.10 Simulated outlet pressure curves of gas check valve

5 結(jié)論

本文基于某型供氣單向閥的動(dòng)態(tài)性能，建立其動(dòng)力學(xué)仿真模型，并研究彈簧剛度、入口壓力對(duì)單向閥活門(mén)位移、出口壓力和輸出流量所產(chǎn)生的影響，得到以下結(jié)論：

1）較大的彈簧剛度以及較大的限位距離，均易使單向閥活門(mén)產(chǎn)生機(jī)械振動(dòng)；同時(shí)，活門(mén)位移和出口壓力、輸出流量的變化規(guī)律一致性較高，即機(jī)械振動(dòng)最終會(huì)導(dǎo)致氣流穩(wěn)定性變差，增大閥門(mén)產(chǎn)生嘯叫的可能性。

2）單向閥設(shè)計(jì)研制階段，應(yīng)選取入口壓力下限進(jìn)行結(jié)構(gòu)復(fù)核，同時(shí)應(yīng)確?；铋T(mén)能夠及時(shí)限位，避免產(chǎn)生活門(mén)位移振幅大、周期短的現(xiàn)象。

3）通過(guò)對(duì)單向閥壓力的系統(tǒng)性驗(yàn)證試驗(yàn)，進(jìn)一步佐證了仿真模型的正確性，為供氣單向閥類產(chǎn)品的可靠性、穩(wěn)定性研制提供理論及試驗(yàn)基礎(chǔ)。