飞机燃油加注系统中调压阀结构的优化改进.pdf

２０１６ 年 １ 月 第 ４４ 卷 第 ２ 期 机床与液压 ＭＡＣＨＩＮＥ ＴＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬＩＣＳ Ｊａｎ􀆱 ２０１６ Ｖｏｌ􀆱 ４４ Ｎｏ􀆱 ２ ＤＯＩ１０．３９６９／ ｊ􀆱 ｉｓｓｎ􀆱 １００１－３８８１􀆱 ２０１６􀆱 ０２􀆱 ０３５ 收稿日期 ２０１４－１１－１８ 作者简介 张仅 （１９８９ ）， 男， 硕士研究生， 助理工程师， 研究方向为流体传动与控制。 Ｅ－ｍａｉｌ ４５２７２７４４４＠ ｑｑ􀆱 ｃｏｍ。 飞机燃油加注系统中调压阀结构的优化改进 张仅１， 周瑞祥１， 王文平２， 张亚騤１ （１􀆱 空军工程大学航空航天工程学院， 陕西西安 ７１００３８； ２􀆱 南京机电液压中心， 江苏南京 ２１１１０６） 摘要 当燃油泵的出口压力一定时， 系统中调压阀压力损失过大， 会使得加油接口处的压力低于额定值， 不能充分发 挥压力加油的作用。 针对某型飞机燃油加注系统中调压阀压力损失过高的问题， 以及通过试验来优化调压阀存在耗时长、 成本高等问题， 采用数值仿真的方式对调压阀的内部流场进行分析。 结果表明 阀口节流作用是引起压力损失的主要原 因， 阀内流道突变是引起压力损失的次要原因。 对调压阀进行优化， 优化后的调压阀能够满足加油系统的技术要求。 并通 过在不同开度下对优化后的调压阀进行数值仿真分析， 得到其理想流量特性曲线， 为实际加油系统中调压阀的应用提供理 论参考。 关键词 调压阀； 内部流场； 结构改进； 数值仿真 中图分类号 Ｖ４３２ 文献标志码 Ａ 文章编号 １００１－３８８１ （２０１６） ２－１１３－５ Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ａｎｄ Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ⁃ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ Ｖａｌｖｅ ｉｎ ａｎ Ａｉｒｃｒａｆｔ Ｆｕｅｌ Ｉｎｊｅｃｔｉｏｎ Ｓｙｓｔｅｍ ＺＨＡＮＧ Ｊｉｎ１， ＺＨＯＵ Ｒｕｉｘｉａｎｇ１， ＷＡＮＧ Ｗｅｎｐｉｎｇ２， ＺＨＡＮＧ Ｙａｋｕｉ１ （１􀆱 Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｃｏｌｌｅｇｅ， Ａｉｒ Ｆｏｒｃｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， Ｘｉ’ａｎ Ｓｈａａｎｘｉ ７１００３８， Ｃｈｉｎａ； ２􀆱 Ｎａｎｊｉｎｇ Ｅｌｅｃｔｒｏｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ａｎｄ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｃｅｎｔｅｒ， Ｎａｎｊｉｎｇ Ｊｉａｎｇｓｕ ２１１１０６， Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｔｈｅ ｆｕｎｃｔｉｏｎ ｏｆ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｆｕｅｌｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｄｏｅｓ ｎｏｔ ｒｅａｃｈ ｉｔｓ ｆｕｌｌ ｐｌａｙ， ｂｅｃａｕｓｅ ｔｈｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｏｓｓ ｏｆ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ ｖａｌｖｅ ｉｓ ｏｖｅｒｓｉｚｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｏｕｔｌｅｔ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｆ ｔｈｅ ｓｙｓｔｅｍ ｉｓ ｂｅｌｏｗ ｔｈｅ ｒａｔｅｄ ｖａｌｕｅ ｗｈｅｎ ｔｈｅ ｏｕｔｌｅｔ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｆ ｔｈｅ ｆｕｅｌ ｐｕｍｐ ｉｓ ａ ｃｏｎｓｔａｎｔ． Ｆｏｃｕｓｉｎｇ ｏｎ ｔｈｅ ｐｒｏｂｌｅｍ ｏｆ ｈｉｇｈ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｏｓｓ ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ⁃ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ ｖａｌｖｅ ｉｎ ａｎ ａｉｒｃｒａｆｔ ｆｕｅｌ ｉｎｊｅｃｔｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ， ａｎｄ ｔｈｅ ｐｒｏｂｌｅｍ ｏｆ ｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｗｈｉｃｈ ｗａｓ ｂｏｔｈ ｃｏｓｔｌｙ ａｎｄ ｔｉｍｅ⁃ｃｏｎｓｕｍｉｎｇ ｂｙ ｔｅｓｔ， ｔｈｅ ｉｎｎｅｒ ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ ｏｆ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｗａｓ ａｎａｌｙｚｅｄ ｂｙ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍ⁃ ｕｌａｔｉｏｎ． Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｏｆ ｔｈｅ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｓｈｏｗ ｔｈｅ ｃｈｏｋｉｎｇ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｉｓ ｔｈｅ ｐｒｉｍａｒｙ ｃａｕｓｅ ｏｆ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｏｓｓ， ａｎｄ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃ⁃ ｔｕｒｅ ｍｕｔａｔｉｏｎ ｏｆ ｉｎｎｅｒ ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ ｉｓ ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄａｒｙ ｃａｕｓｅ． Ｔｈｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ ｖａｌｖｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｗａｓ ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ａｎｄ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ｖａｌｖｅ ｗａｓ ｓａｔｉｓｆｉｅｄ ｔｈｅ ｔｅｃｈｎｉｃａｌ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔ． Ｆｉｎａｌｌｙ， ａｆｔｅｒ ｔｈｅ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｗｉｔｈ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｏｐｅｎｉｎｇｓ， ｔｈｅ ｉｄｅａｌ ｆｌｏｗ ｃｈａｒ⁃ ａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｗａｓ ｏｂｔａｉｎｅｄ． Ｉｔ ｐｒｏｖｉｄｅｓ ａ ｒｅｆｅｒｅｎｃｅ ｆｏｒ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｓｅｌｅｃｔｉｏｎ ａｎｄ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ ｉｎ ｐｒａｃｔｉｃａｌ ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ ｖａｌｖｅ； Ｉｎｎｅｒ ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ； Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ； Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ 阀门是一种通用装备， 它被广泛应用于航空航 天、 国防建设、 工农业生产、 市政建设、 交通运输和 日常生活中［１］。 调压阀作为阀门的一种， 在工程领域 中的应用亦十分广泛。 在某型飞机燃油加注系统中， 调压阀对于控制系统中燃油压力起着关键作用。 在以 往论述调压阀的诸多文献中， 大多都是液压系统中的 调压阀［２－３］， 或是燃气、 水利传输中所涉及的调压 阀［４－５］， 而对于以航空燃油为介质的调压阀的分析相 对较少。 以航空燃油为介质的分析不同于它在于 燃 油的黏度高于水的黏度， 运动时会产生更大的速度梯 度； 燃油系统管路的通径往往远大于液压系统， 使得 其系统内部燃油流动时的雷诺数通常远大于临界雷诺 数， 从而系统中燃油的流动状态为湍流流动； 除此之 外， 当燃油的传输速度、 压力都较低时， 往往将其视 作不可压缩流体。 除此之外， 在不同的工作环境、 场 合当中， 系统中调压阀的结构形状也往往不同， 需要 具体问题具体分析。 因此， 文中以液压、 燃气以及水 利系统中的调压阀为参考， 同时避免由于多次改进试 验而造成的耗时长、 成本高等问题， 采用数值仿真的 方式对飞机燃油加注系统中调压阀内部流场进行仿真 分析， 找出引起压力损失的主要位置， 然后对调压阀 的结构进行优化改进， 使其压力损失满足技术要求。 １ 几何模型的分析与建立 １􀆱 １ 调压阀的工作原理 图 １ 所示为某型飞机燃油加注系统中调压阀的结 构示意图， 它主要由筒状活门 １、 阀芯 ４ 和壳体 ７ 三 个部分组成， 其中， 阀芯由三角支架 ８ 固定于调压阀 中， 阀芯内活塞 ３ 将阀芯分为两个腔室 （即控制腔 ９ 和匹配腔 ６）， 它们分别连通反馈燃油回路和通大气。 在阀芯内的匹配腔 ６ 中装有并联双弹簧 ５， 用于使活 塞 ３ 复位。 筒状活门 １ 作为阀门， 活门 １ 通过阀杆机 构 ２ 与阀芯中的活塞 ３ 相连， 利用活塞 ３ 两端压差及 弹簧 ５ 来调节活门 １ 的开度。 其主要工况下的工作方 式是 当加油系统出口压力低于额定值时， 即反馈燃 油压力低于调压值， 调压阀处于全开状态 （不调 压）； 当加油系统末端突然切断， 对燃油流动产生明 显阻扰， 系统末端压力瞬态值会突然升高 （超过系 统额定压力值）， 系统中出现压力波， 压力波沿系统 管路上行， 经反馈回路到达调压阀的控制腔中。 此时 控制腔中的燃油压力升高， 大于弹簧和大气压力的共 同作用， 推动活塞向右移动， 使筒状活门关闭， 从而 使系统中燃油流量降低， 达到控制压力的目的。 调压 阀采用机械控制方式， 具有较高的可靠性和使用寿命。 图 １ 调压阀的结构示意简图 １􀆱 ２ 调压阀模型的建立 调压阀的实际几何模型十分复杂， 如果直接对其 进行网格划分， 既耗时同时又无法获得较高质量的网 格。 在数值计算时， 网格质量差的模型甚至会产生与 实际物理状态严重不符的计算结果。 因此， 在不对计 算分析产生较大误差的前提条件下， 对调压阀的实际 几何模型进行了适当的简化， 明显改善网格质量， 同 时又避免了不必要的工作量， 提高了计算精度。 对调 压阀的几何模型进行简化主要集中在两方面 （１） 对调压阀中几何尺寸过于细小的部位进行 简化。 在实际的调压阀模型中， 几何尺寸过于细小且 图 ２ 调压阀未简化 前的活门阀口 结构相对复杂的部位 有 筒状活门上的六 角 螺 母 （ 如 图 ２ 所 示）、 阀芯壳体上的紧 固螺钉以及阀芯支架 与壳体间的过渡区域 等。 这些部位的几何 尺寸与阀中燃油流道 的当量直径相比相差 在一个量级以上， 且 压力梯度较小， 可以忽略不计。 （２） 不考虑阀芯中的调节机构。 阀芯中的活塞 以及活塞杆、 弹簧是调压阀对燃油流量进行调节的关 键部件。 但调节机构处于阀芯之中， 其几何尺寸对于 流道中的燃油流动不产生直接影响。 因而也可以将其 忽略。 综上， 得到简化后的调压阀模型如图 ３ 所示。 由 于调压阀的进出口都连接与之直径相等的直管， 为尽 可能降低边界条件对流场计算的影响， 在网格划分 前， 对调压阀的进出口都进行了适当的延伸 出口沿 流向延长 ２００ ｍｍ； 进口向来流方向延长 １００ ｍｍ。 图 ３ 调压阀的实体几何模型 １􀆱 ３ 网格划分 根据简化后得到的调压阀三维几何模型 （图 ３ （ａ））， 对其进行网格划分。 但为使简化后的模型 与实际几何模型更加贴近， 简化主要只针对阀中局部 的细节部位， 所以简化后的调压阀模型仍具有一定的 复杂程度。 因此， 这里采用非结构网格对调压阀进行 网格划分， 同时对活门阀杆处、 支架与壳体连接处的 网格进行局部加密从而降低网格歪斜、 提高网格质 量。 整个流场计算域的体网格数量约 １５０ 万。 １􀆱 ４ 计算模型 采用 Ｎａｖｉｅｒ⁃Ｓｔｏｋｅｓ 方程对模型内部流场进行直接 数值仿真计算时， 必须采用很小的时间与空间步长才 能分辨出湍流中详细的空间结构和变化剧烈的时间特 征。 这就使得除少数超级计算机能够完成此工作量以 外， 其直接数值仿真还不能直接被运用于工程计算。 因此工程上通常采用对 Ｎａｖｉｅｒ⁃Ｓｔｏｋｅｓ 方程进行简化后 的计算模型来进行数值仿真。 当前应用较多的计算模 型包括 Ｓｐａｌａｒｔ⁃Ａｌｌｍａｒａｓ 模型、 标准 ｋ－ε 模型、 ＲＮＧ ｋ－ε 模型和大涡模型等等。 Ｓｐａｌａｒｔ⁃Ａｌｌｍａｒａｓ 模型主要在空气动力学和流体机 械等含有中度分离现象的应用场合被使用， 如接近音 速或超音速的机翼绕流以及边界层流动等。 Ｓｐａｌａｒｔ⁃ Ａｌｌｍａｒａｓ 模型被特别设计用于模拟包含壁面射流的空 气动力学问题。 标准 ｋ－ε 模型在工业应用中已经被广泛使用， 其计算收敛性和精确性都非常符合工程计算的要求， ４１１机床与液压第 ４４ 卷 并得到了大量工程实践的验证。 一般的工程计算中采 用标准 ｋ－ε 模型都能满足计算要求。 ＲＮＧ ｋ－ε 模型和标准 ｋ－ε 模型很相似。 标准 ｋ－ε 模型是一种高雷诺数的模型， 而 ＲＮＧ ｋ－ε 模型提供 了一个考虑低雷诺数流动的黏性解析公式。 大涡模型。 理论上， 大涡模型的计算量和计算精 度处于直接数值模拟和雷诺平均模拟法之间。 但在实 际工程中使用大涡模型时， 需要高质量的网格划分， 这需要很大的计算代价。 考虑到对调压阀的优化改进， 目的是为了降低其 在系统中的压力损失。 又根据式 （１） 可知 在局部 阻力系数一定的情况下， 系统中平均燃油流速越大， 调压阀的压力损失越高。 因此， 这里在系统最大流量 为 ４ ０００ Ｌ／ ｍｉｎ 下， 对调压阀进行三维稳态流场仿真。 同时， 通过式 （２） 可以计算得到调压阀的入口雷诺 数为 １３２ ４９０􀆱 ８， 说明调压阀中的流动为湍流流动。 为保证计算结果具有一定精度， 同时尽可能地减少计 算量， 这里采用标准 ｋ－ε 模型对调压阀进行数值仿 真计算。 ｈｍ１ ＝ξ ｖ２ ２ｇ （１） 式中 ｈｍ１为压力损失水头， ｍ； ｖ 为加油系统中的平均流速， ｍ／ ｓ； ξ 为局部阻力系数。 Ｒｅ＝ ρｖｄ μ （２） 式中 Ｒｅ 为雷诺数； ρ 为燃油密度， ｋｇ／ ｍ３； ｄ 为特征尺度， 对于圆管可用管道内径来表 示， 对于环状或矩形截面则采用等效直径来表示， ｍ； μ 为流体动力黏度， Ｐａｓ。 ２ 调压阀稳态数值仿真及优化 ２􀆱 １ 计算条件 根据某型飞机燃油加注系统中调压阀的设计要 求， 它在最大流量 ４ ０００ Ｌ／ ｍｉｎ、 活门全开工况下的 压力损失不得超过 ０􀆱 ０６ ＭＰａ， 同时要求系统末端燃 油的出口压力不得高于 ０􀆱 ３４５ ＭＰａ。 通过经验公式对 调压阀后的系统在此工况下进行压力损失计算， 得到 调压阀的稳态出口压力约为 ０􀆱 ５４５ ＭＰａ。 其余参数的 设置见表 １。 湍流模型采用标准 ｋ－ε 模型。 表 １ 调压阀的计算参数设置 调压阀进口速度／ （ｍｓ －１ ）８．４９３ 调压出口压力／ ＭＰａ０．５４５ 燃油密度／ （ｋｇｍ －３ ）７８０ 燃油黏度／ （１０ －３ Ｐａｓ）５ 出口湍流强度／ ％３．６ 重力加速度／ （ｍｓ －２ ）９．８１ ２􀆱 ２ 稳态流场分析 通过数值仿真得到调压阀的稳态流场细节显示 图 图 ４、 ５ 分别是调压阀筒状活门全开工况下竖直 和水平截面的压力云图、 流线图。 图 ４ 最大活门开度下的静压云图 图 ５ 最大活门开度下的流线图 从图 ４ 可知 调压阀的压力损失为 １２１ ２４７ Ｐａ， 超出最大设计要求的１０２􀆱 ０８％。 因此需要对调压阀的 结构进行优化改进。 分析认为调压阀内流道形状明显 改变， 引起压力损失的根本原因是流场中存在较大漩 涡， 即局部损失起主导作用。 从图 ５ 中可知， 在阀中 流道转折处、 阀芯支架处、 螺钉安装座处以及阀出口 处都出现不同程度的漩涡， 其主要原因是由于流道截 面积的突然改变和流体流动突然受阻， 使得流速发生 突变， 局部出现较大的压力梯度产生回流。 图 ６ 为图 ５１１第 ２ 期张仅 等 飞机燃油加注系统中调压阀结构的优化改进 ４ （ａ） 中黑色折线所代表的压力变化曲线图， 横坐 图 ６ 沿调压阀流道 的压力变化 标见图 ４ （ｂ）， 从图 ６ 所 示的压力变化曲线图可以 看出 （圈住部位） 在筒 状活门处压力明显迅速降 低， 节流作用显著， 极易 出现局部流体离壁现象， 产生较大漩涡， 是引起压 力损失的主要区域； 而后 流道截面积扩大， 流体重 新附壁， 压力有所恢复。 ２􀆱 ３ 调压阀的优化改进 调压阀的改进优化分为两部分（１） 调压阀阀 芯的改进； （２） 调压阀壳体的改进。 调压阀阀芯与 壳体通过支架相连 （如图 １ 所示）， 其相对位置固 定。 而在活门中， 筒状活门通过活门支架与阀杆机构 相连， 使得筒状活门及阀杆机构与阀芯存在相对运动。 在对这两部分进行改进时， 需彼此照应、 交替进行。 ２􀆱 ３􀆱 １ 调压阀阀芯的优化改进 在对调压阀阀芯优化改进时， 从图 ４ （ａ） 中 Ａ 处可以看出 阀芯在流道中存在与来流方向相垂直的 钝面， 燃油在此沿轴向方向的动量变化很大， 引起较 大的能量损失。 同时在转折处存在流体分离的现象， 产生较大的压力梯度， 出现回流， 加剧了能量损失。 除此之外， 沿阀芯壁面又存在阶梯状的几何突变， 对 燃油流动再次产生较大扰动。 燃油在到达活门节流处 之前， 由于流道截面积再次改变， 加之阀芯壳体上又 含有螺钉安装座凹槽， 也使燃油流向改变且引起回 流。 综上所述， 这里对阀芯在阀进口处的钝面、 阀芯 几何形状突变处和螺钉安装座凹槽进行优化改进。 首先将调压阀阀芯在入口处的钝面改为圆弧面 （如图 ７ 所示， 保持阀芯长度不变）， 然后对它在活 门最大开度下进行数值仿真， 得到在最大加油流量下 的压力损失值为 １１５ ５６７􀆱 １６ Ｐａ。 相比未改进前， 压 力损失值降低了 ４􀆱 ６８％， 且阀芯上的最大压力值有 所降低， 但进口处的压力流场过渡区域面积增大。 这 主要是由于圆弧面相对于钝面使得进口处压力流场的 分布更加均匀。 图 ７ 阀芯第一次改进后的压力云图 为进一步降低调压阀的压力损失， 在阀芯第一次 改进和壳体第一次改进， 即活门最大开度增加 １０ ｍｍ 的基础上， 对阀芯进行第二次改进， 即增加阀芯在调 压阀进口处的长度以缓解降低流道截面积沿流向的改 变率， 并以几种改进面 （如图 ８ 所示） 代替钝面。 同时消除阀芯上出现的阶梯状几何跃变， 并将螺钉安 装座的凹槽封装进阀芯， 通过数值仿真得到最大工况 下的调压阀压力损失值见表 ２。 图 ８ 几种不同的进口处阀芯面改进形式 表 ２ 不同进口阀芯形状下的压力损失 阀芯端部形状锥型Ⅰ锥型Ⅱ锥型Ⅲ 带圆弧 面锥形 压力损失值／ Ｐａ６８ ２７５．２２ ７０ ７９０．７８ ７１ ２４３ ６９ １２３．５９ 压力损失相对改进 前降低的百分比／ ％ ４３．６９４１．６１４１．２４４２．９９ ２􀆱 ３􀆱 ２ 调压阀壳体的优化改进 从图 ５ 中可以看出， 调压阀的压力损失主要是由 于在筒状活门处出现明显的节流作用而产生。 因而对 调压阀的优化改进集中于缓解活门处的节流作用。 降 低节流效应简单易行的方法便是扩大节流口的截面 积。 因此， 这里对阀芯进行了第一次改进之后， 将活 门的最大开度分别增加 ５、 １０ 和 １５ ｍｍ， 相应壳体段 的长度也将增加 ５、 １０ 和 １５ ｍｍ， 然后通过数值仿真 得到活门最大开度下的压力损失值 （见表 ３）。 数据 可以看出 相比于改进阀芯形状的方法， 增大活门最 大开度值对于减小调压阀的压力损失更加有效， 同时 也说明调压阀的压力损失主要是由于在活门的节流作 用下产生漩涡而引起的。 表 ３ 不同最大活门开度下的压力损失 开度增加值／ ｍｍ５１０１５ 压力损失值／ Ｐａ８８ ４８４．６５５ ７３ ４５６．１６ ６４ ８９９．８７ 压力损失相对改进前降 低的百分比／ ％ ２７．０２３９．４２４６．４７ 在对调压阀进行了两次改进之后， 可以发现其压 力损失值已经大幅降低， 但离预期的目标值还有一定 差距。 相比于对阀芯的改进， 虽然增大阀口 （节流 口） 处的最大开度能更有效地降低调压阀的压力损 失， 但是如果只是一味地增加活门的最大开度， 其缓 解效果将受到径向间距的限制而作用不明显， 同时伴 随着阀杆机构的增长， 会使作用于活门上的侧向力矩 ６１１机床与液压第 ４４ 卷 增大， 降低调节过程中的稳定性， 加剧活门与壳体 间的磨损。 综上所述， 这里采取将调压阀中部壳体的半径增 加 ５ 和 １０ ｍｍ， 壳体与阀芯间的支架相应延展， 而阀 芯结构尺寸保持不变， 得到相同工况下的压力损失值 （见表 ４）。 表 ４ ３ 种不同活门最大开度与壳体 半径增量匹配下的压力损失 最大开度增加值／ ｍｍ１０１０１５ 壳体半径增加值／ ｍｍ５１０１０ 压力损失值／ Ｐａ６５ １１７．５６ ６０ ９０５．４２ ５０ ５１０．６２５ 压力损失相对改进前 降低的百分比／ ％ ４６．２９４９．７７５８．３４ 从表 ４ 可以看出 活门最大开度增加 １５ ｍｍ、 调 压阀中部段的半径增大 １０ ｍｍ 时， 调压阀最大工况 下的压力损失值已经降到 ５０ ５１０ Ｐａ， 满足调压阀技 术要求。 ３ 调压阀的理想流量特性 流量特性是指流体流过阀门的相对流量与阀门的 相对开度之间的关系， 是工程实际中对阀门进行评价 的关键性指标。 调压阀的流量特性分为理想流量特性 和工作流量特性［８］。 工作流量特性需要根据调压阀在 实际工作系统中的情况确定。 理想流量特性则只需在 两端压差恒定的情况下对调压阀进行单独考虑便可以 确定。 因此这里仅对加油系统中调压阀的理想流量特 性进行分析。 图 ９ 阀门典型流 量特性曲线 理想流量特性主要有 ４ 种形式 （如图 ９ 所示） （１） 直 线 型 流 量 特 性； （２） 等百分比流量特性； （３） 快开流量特性； （４） 抛物线流量特性。 根据改造后的调压阀 最大开度为 ３８ ｍｍ， 将调 压阀的开度划分为 ２、 ６、 １０、 １４、 １８、 ２２、 ２６、 ３０ 以及 ３４ ｍｍ 这 ９ 种工况， 并将调压阀两端压差设定为 ０􀆱 ０５ ＭＰａ 进行数值仿真 计算， 可以得到调压阀在不同开度下的流量以及不同 开度下流量与最大开度下流量的比值， 见表 ５。 图 １０ 调压阀流量 特性曲线 将表 ５ 中的数据绘制 成折线图 （如图 １０ 所示）， 可以看出， 调压阀的流量 特性曲线基本满足直线型 流量特性曲线。 而具有直 线型理想流量特性曲线的 阀， 其特点是在小负荷时 由于调节过于灵敏， 会使 阀出现一定的振动现象。 这与试验台上反馈的此调压阀在调节过程中出现振动 现象相符合， 说明仿真具有一定的可行性。 表 ５ 不同调压阀开度下的相对流量 调压阀开 度／ ｍｍ 流量／ （Ｌｍｉｎ －１ ） 相对开 度／ ％ 相对流 量／ ％ ２３５０．５９６５．２６８．７６ ６７８７．５８５１５．７９１９．６９ １０１ ２１３．３６４２６．３２３０．３３ １４１ ６５３．１８３３６．８４４１．３３ １８２ １０８．５５６４７．３７５２．７１ ２２２ ５３２．５０３５７．８９６３．３１ ２６２ ９５０．４４４６８．４２７３．７６ ３０３ ２４４．９７８８１．１２７８．９５ ３４３ ５３５．８８９８９．４７８８．４０ ３８３ ９９８．７８３１００１００ ４ 结论 基于理论分析及工程经验， 建立了用于数值仿真 的某型飞机燃油加注系统中调压阀的几何模型， 将此 模型进行适当的简化之后， 对其进行网格划分。 在确 保网格质量较高的前提下对其进行数值仿真计算， 得 到调压阀在最大工况下的内部流场细节显示。 通过对 调压阀内部流场的分析， 找出引起能量损失的主要区 域， 然后通过对调压阀阀芯和壳体进行交叉优化改 进， 即活门最大开度增加 １５ ｍｍ、 壳体半径增加 １０ ｍｍ 以及对阀芯几何结构的调整， 使得调压阀的压力 损失满足加油系统技术要求。 并对优化改进后的调压 阀模型在不同开度下进行数值仿真， 得到优化后的调 压阀理想流量特性曲线满足直线型流量特性曲线， 其 曲线特性与实际工程中反馈的调压阀出现振动的情形 相符， 进一步说明了通过仿真完成调压阀的优化改进 具有一定的可行性， 同时也为实际加油系统中调压阀 性能参数的选用提供参考。 参考文献 ［１］ 韩宁．应用 ＦＬＵＥＮＴ 研究阀门内部流场［Ｄ］．武汉武汉 大学，２００５． ［２］ 张宝会．电液伺服阀三维流场分析与仿真建模方法研究 ［Ｄ］．西安西安电子科技大学，２０１１． ［３］ 郭昌盛．基于动网格的调压阀流场模拟及阀芯运动分析 ［Ｄ］．重庆重庆大学，２０１３． ［４］ 李哲，魏志军，张平．燃气调压阀内流场三维数值模拟 ［Ｊ］．固体火箭技术，２００７，３０（３）２１０－２１３． ［５］ 吴国洋，何泽银，李国云，等．调压阀内流道流场分析及 阀芯结构改进［Ｊ］．兰州理工大学学报，２０１３，３９（４）３８－ ４２． ［６］ 李鹏飞，徐敏义，王飞飞．精通 ＣＦＤ 工程仿真与案例实 战［Ｍ］．北京人民邮电出版社，２０１１． ［７］ 章梓雄，童曾南．粘性流体力学［Ｍ］．北京科学出版社， ２００４． ［８］ 符永正．变流量系统稳定性及减少输送能耗的研究［Ｄ］． 武汉华中科技大学，２００７． ７１１第 ２ 期张仅 等 飞机燃油加注系统中调压阀结构的优化改进