抑制氦气减压阀启动超调的仿真研究.pdf

20T5 年9 月 机 床 与 液 压 Sep. 2015 第 43 卷第 T7 期 M A C H I N E T O O L 3 H Y D R A U L I C S Vol. 43 N o. 17 D O I 10.3969/j. i n. 1001-3881. 2015. 17. 044 抑制氦气减压阀启动超调的仿真研究 王 春 民T， 2，魏 学 峰 2董 万 峰 2曾 维 亮 2 1.西北工业大学，陕西西安710068 2 . 西安航天动力研究所，陕西西安710100 摘要 应用A M E Sc系统建模和仿真软件并考虑多容腔的容性效应、实际气体性质、系统热交换等主要非线性因素， 以信号处理的方法二次开发了考虑缓冲阀密封比压的模型，建立了恒压挤压式姿态控制系统充填过程仿真模型。分析认为 低压腔压力不同步是导致主阀启动超调的原因。通过对4 种改进方案的效果的仿真预估及权衡功效比，最终采用缓冲阀人 口增加限流圈为改进方案，并开展了试验验证。试验结果表明改进措施有效，改进后产品参加热试车的结果表明减压阀启 动超调问题得以解决。 关键词 减压阀；二次开发； 启动超调； 仿真；改进 中图分类号V4TT.8 文献标志码A 文章编号疆-388T 20T5 T7-T76-6 Simulation Study of Starting Overshoot Inhibition of Helium Pressure Reducing ValveSimulation Study of Starting Overshoot Inhibition of Helium Pressure Reducing Valve W A N G C h u n m i n1， 2， W E I Xuefeng2， D O N G Wanfeng2， Z E N G Weiliang2 T Northwestern Polytechnic University，Xi’ an Shaanxi 710068，China; 2. Xi’ an Aerospace Propulsion Institute，Xi’ an Shaanxi 710100，China Abstract Adynamic simulation model of tank filling process of constant pressure-feed pose control system was established in considering capacity effect of multi-cavities， properties of real gas and heat transfer of the system and other main nonlinear factors by u sing AMESim software for modeling and simulation software，and secondary development of bufering valve is founded based on means of signal-processing for modeling of sealing pressure ratio. The reason of starting overshoot of leader valve was that the pressure of un derpressure cavities was not synchronous，by considering from analysis. By comparing effects of four improvements of simulation predi cation and balancing efficiency ration，the improvement scheme of adding flow limited orifice at the entrance of buffering valve was se lected finally，and the verification experiment was launched. The effervescence of improvements was certified by experimental results. The solution of starting overshoot was testified by results of hot engine test with the improved products. Keywords Pressure reducing valve; Secondary development; Starting overshoot; Simulation; Improvement 〇 前言 气体减压阀是火箭、导弹发动机以及航天器的姿 控发动机上广泛使用的一种压力调节装置，其性能好 坏直接影响发动机的稳定、可靠。某型姿控发动机在 试验过程中发现减压阀出口压力启动超调过大的现 象。正常范围的超调不会对系统产生影响，但当超调 量超过-定雛时会对下游安全阀产生影响，造成安 全阀处泄漏量增大，使挤压介质受到损失，缩短了姿 控发动机的工作时间。因此，对减压阀启动超调的产 生原因进行分析，并找到抑制启动超调的方法显得十 分必要。 文中拟对某型缓冲式逆向卸荷氦气减压阀展开分 析，建立完整的恒压挤压式姿态控制系统启动模型。 通过仿真分析，找到该减压阀出现启动超调的原因， 并提出抑制启动超调的改进方案。采用仿真的方法对 改进方案的效果进行预估，为该减压阀下一步的改进 及试验提供指导。随后根据仿真结果，制定试验验证 方案，并最终将改进方案落实于实际产品状态中。 目前，-般通过建立充填过程非线性数学模型进 行数值计算分析，为了减少计算量，通常忽略气体的 实际性质及多容腔的容积效应，采用理想气体模型加 高低压容雌型来进行计算。而大量试验表明，工作 介质的温度变化对系统充填过程有明显影响，各容腔 的压力不同步性在启动过程中对阀芯上的受力情况也 会产生极大的影响。文中应用A M E S i系统建模和仿 真软件，考虑了管路和热量传递、减压阀内部各容腔 的容积效应并使用实际气体翻，对恒压挤压式系统 的启动过程进行了仿真。 1模型的建立 1 . 1 恒压挤压式系统模型 整个恒压瓶式系统可以简化成图1 所示多重限 流模型。 收稿日期 20T4-07-T9 作者简介王春民（ 976，男，博士研究生，高级工程师， 研究方向为液体火箭发动机。E-mail wxf032T 第 1 7 期王 春 民 等 抑 制 氦 气 减 压 阀 启 动 超 调 的 仿 真 研 究 1 7 7 图1恒压挤压式系统示意图 恒压挤压式系统工作所需挤压气体和推进剂预先 封存在气瓶和贮箱里，在系统需要工作时通电打开电 爆阀，气瓶内高压气体经减压阀调节后充填到贮箱 前 ，贮箱推进剂开始充填。当贮箱内的压力稳定时， 系统启动过程结束。 T 2缓冲阀模型 该减压阀集成的缓冲阀结构如图2 所示。 图2产品结构示意图 缓冲阀的工作原理是当电爆阀打开时，气瓶的 高压气体首先通过缓冲阀阀芯与阀座配合间隙进入减 压阀高压腔，由于此时流通面积小，在缓冲阀环缝处 产生了节流，使得此时高压腔内压力不致过高，从而 起到缓冲作用。当高压腔内气体压力逐渐上升到缓冲 阀的开启压力时，密封阀口处密封失效，高压气体进 入缓冲II腔，缓冲阀芯上受到的开启介质力迅速增 大，克服弹簧力使缓冲阀开启。由于开启后气体作用 面积较大，使得缓冲阀的关闭压力可以很小，从而保 证了减压阀的入口工作压力。 T 3仿真模型 建立气动系统的动态模型，一般是将其简化为多 重限流模型，利用气体的能量守恒方程，质量守恒方 程，以及气体状态方程推导出气体压力温度的一阶微 分方程来计算各个容腔内的压力温度变化。将各容腔 内介质对质量块的作用力及阻尼力、弹簧力等引入到 运动方程中，就可以计算质量块（ 阀芯）的位移与 速度，进而求出各阀口的流通面积及相关容腔的体积 变化。限流孔模型用来处理相连容腔之间的流量。将 这三大块模型联合就得到了气动系统的动态模型。 根据第T 2 节所述缓冲阀的工作原理，在建模过 程需要判断缓冲阀芯的开启时刻。由于A M E S i m中没 有适合的模型，所以此处需要进行一些二次开发。文 中采用基于信号处理的方法，用A M E S i m中的信号库 结合传感器模型来处理缓冲阀开启时密封阀口内的渗 漏问题。 缓冲阀密封失效的判定依据见式⑴，当密封 失效时给泄漏通道施加斜坡信号使之打开，从而模拟 泄漏流量。 Fhc0/ 4 y， A m f. P 式中 hc为缓冲弹簧预紧力； P 为缓冲I 腔内气体压 力 ）y为缓冲I 腔气体初始作用面积 ） m f为缓冲I 腔 阀口密封面积；％为可靠密封所需的密封比压比。 基于上述建模思想，利用A M E S i m软件，建立恒 压挤压式系统模型（ 见图3。 图3恒压挤压式系统仿真模型 在该模型中，电爆阀和管路通径相同并忽略电爆 阀打开过程所用时间；电爆阀至缓冲阀之间的管路及 组件简化为管路模型；缓冲阀考虑高压腔，缓冲阀I 腔、II腔的容积、I腔与II腔阀口的密封失效及各容 腔之间通孔的节流影响；主阀部分考虑卸荷环通孔、 阀座孔、阻尼孔、阀芯孔、高 压I腔、II腔、阀座 腔、膜片腔、反馈腔、出口腔的影响，主阀芯考虑 摩擦力，阻尼力的影响；贮箱部分附加容积变化计 算模块用来模拟工作过程中贮箱容积的变化，以便 对后续改进方案工作过程的调压精度进行计算。仿 真中假设工作介质氮气为实际气体，采 用R e i h- K w o n g-Soave状态方程，所有管路及容腔使用热交换 模型，换热系数按照通过管壁及容腔壁的导热模型 计算得出。 2仿真计算及分析 利用上述A M E S i m仿真模型，对减压阀启动过程 进行仿真。主要边界及初始参数为（ 为 气 瓶 最 高 压力的1/10入 口 压 力 10；气体温度293 K；额 定出口压力0 734；管路和贮箱初始压力0 1 M P a； 初始温度293 K。 阀阀阀 瓶爆压回箱 气电减止贮 1 7 8 机 床 与 液 压 第 4 3 卷 2 . 1 启动过程分析 从仿真结果（ 如图4 所示）可以看出。由于初始 流速较快，高压气体在减压阀（ 图 2 入口集成的缓 冲阀处得到滞止（ 图 4 ⑷） 。高压气体经过缓冲阀 阀芯与阀体之间缝隙的节流后进入高压腔。由于此时 下游处于不流通状态，气体充填贮箱气垫，压力缓慢 上 升 （ 图4 b ，此时减压阀出口压力出现明显的 初始稳压段（ 约 0;2。随着下游背压的升高，系统 内流量降低，缓冲阀环缝的节流作用减小，缓冲腔内 气体压力开始缓慢升高，当其超过缓冲阀橡胶密封垫 的密封比压后，高压腔内气体从缓冲阀芯上的凸台处 漏至缓冲腔，缓冲腔迅速建压，气体作用面积发生突 变，缓冲阀芯所受开启力迅速增大，缓冲阀开启（ 图 4 a 和图5，此时减压阀出口压力出现峰值（ 约 T 01，并伴有约169. 5 H z的 振 动 （ 持续约T 04 D。 之后，缓冲阀在气体力作用下保持开启状态，减压阀 入口通径恢复正常，减压阀进入正常调节状态，约4 5 s 后将出口压力稳定至额定值附近，系统的启动过程结束。 图4启动过程的压力变化特性 图5启动过程的阀芯位移变化特性 启动过程仿真结果与试验结果基本-致，但在试 验中缓冲阀开启后，减压阀主阀出现了两种频率的振 动 （ 表现为压力脉动，表 中峰值II，持 续 2.69 s， 分析认为是缓冲阀开启时，减压阀主阀芯出现的振动 诱发了中频共振所致。相关结果对比如表1所示。 表 1仿真结果与试验结果对比 仿真结果试验结果偏差/ 初始稳压段时刻/s0.320.20655.34 初始稳定压力Dg 0.6250.627-0.32 开启时刻/s2.0262.0240.10 峰值Ipg 1.011.12-9.8 峰值 IIDg 1.011.59 振动频率I H z169.5250-32.2 振动频率II/Hz169.520 从试验结果可以看出，实际过程中发生共振使得 启动过程中减压阀超调高达116.6k，峰值压力超过 了系统中安全阀的开启压力，使系统存在泄漏挤压工 质的问题，因此，分析减压阀启动超调的原因并采取 改进措施有一定的必要性。 从图6 可以看出，理论上认为始终处于同步状态 的低压腔压力，在动态过程中并不同步。在缓冲阀开 启时，高压腔压力迅速增大对主阀芯造成了一定的冲 击 ，此时阀座腔压力远高于膜片腔等低压腔。由于膜 片腔压力小提供的关闭力不足，而阀座腔内气体对阀 芯的开启力较大，使得主阀芯在受到入口压力冲击时 未能及时关闭，从而造成了出口压力的脉动超调。由 此可见，抑制减压阀振动超调可以从两方面入手，一 是减小缓冲阀开启时高压腔压力对主阀芯的冲击，措 . 6 . 4 . 2 . 0 . 8 . 6 . 4 1 1 1 1 o o o SS/ 狳赵 第 1 7 期王 春 民 等 抑 制 氦 气 减 压 阀 启 动 超 调 的 仿 真 研 究 17 9 高 （ 初始流通面积过小容易出现堵塞的问题，在低 温工作时，限流部分面积过小容易结冰） 。同时初始 流通面积的增大也有利于缩短系统的启动时间。 ⑵ 更 改 阀 芯 引 气 通 道 ，使低压腔联通。主要 目的是使低压腔压力尽可能的-致，提高敏感结构和 反馈结构的反应速度，提高对入口压力冲击的抑制作 用。在现有产品基础上，可以采用阀座腔向反馈腔引 气 ，出口向膜片腔引气的单排孔方式和低压腔全部耳关 通的双排孔方式。仿真结果如图（（ b 所示。结果 表明二者均能抑制启动超调。 ⑶ 当 系 统 所 需 流 量 较 小 时 ，可以直接在减压 阀入口处设置限流圈，通过选定合适的限流孔径来平 衡启动特性与流量特性。仿真结果如图7 c 所示。 结果表明，对 于 0 81 L/s 的额定流量，在该减压阀 前可加通径0. 9 〜 1. 4 mm的限流圈能够起到理想效 果。1.5 mm及以上孔径，减压阀出口压力脉动严重， 0. 8 mm及以下通径，系统1.82下的低压调节精度 不满足要求。 ⑷ 当 系 统 所 需 流 量 较 大 时 ，可以保留缓冲阀 并在缓冲阀入口前加装限流圈。在缓冲阀开启前，入 口通径等效为两个限流孔串联效果，当缓冲阀开启 时，入口加装的限流圈能够起到一定的缓冲作用。仿 真结果如图7 d 所示。结果表明，对 于 0 81 L/s 的额定流量，在该减压阀前可加通径0 9〜 1.8 mm的 限流圈能够起到理想效果。T 9 mm及以上孔径，减 压阀出口压力脉动严重，0.8 mm及以下通径，系统 1. 82下的低压调节精度不满足要求。 施为提高缓冲阀开启压力，增大高压腔容积；二是使 减压阀低压腔尤其是膜片腔压力与阀座腔或者出口腔 尽量保持一致，使其尽快感受出口压力的升高使主阀 芯及时关闭，从而抑制入口压力阶跃对主阀的影响。 图6各低压腔压力对比 2 . 2 改进方案的效果分析 根据以上分析，针对不同的系统情况提出了4 种 抑制启动超调的改进方案，并分别对其进行仿真计 算 ，预估其效果。 ⑴ 采 用 分 离 缓 冲 阀 的 方 案 ，缓冲阀采用逆向 不卸荷结构使入口压力也提供密封力，可使缓冲阀达 到较高的开启压力。将缓冲阀安装在系统上游也相当 于增大了高压腔容积，在缓冲阀开启时，可最大程度 地抑制减压阀入口压力冲击。在主阀方面，通过适当 增大阻尼孔使膜片腔的压力能够快速感受出口压力的 变化，对主阀芯迅速起到稳压调节作用。仿真结果如 图7 a 所示。结果表明，高压腔容积的增大承担 了一部分缓冲作用，使得缓冲阀初始流通面积可以适 当增大也能起到较好的缓冲作用，使系统的可靠性提 图7各方案启动压力特性 4 种方案的精度对比（ 对 0.81 L/s 流量的工作过 程进行仿真）如 表 2 所示。结果表明这几种方案均 能满足系统对减压阀精度的要求。 通过仿真分析可以看出，4 种方案在不降低减压 阀调压精度的前提下均能有效地抑制启动超调。但针 对现有产品，改动最小的是3、4 两种方案，3 方案 需要较小的限流孔孔径，低温可靠性受到一定影响， 最终选定4 方案，并根据仿真结果确定限流圈优选直 \力力力 压力压压 腔压腔腔 座口片馈 阀出膜反 . 0 8. 6. 4. 2 . 0 8. 2 1 X X 1 1 o 1 8 0 机 床 与 液 压 第 43 卷 1.038 0.978 0.909 0.848 0.788 果如图8、9 所示。 0.48 0.36 0.24 0.12 0.00 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 5.5 6.0 6.5 7.0 7.5 8.0 2-18 2-20 2-22 时向/s 图9减压阀出口压力对比 对比结果表明，入口限流圈孔径在0.9〜1.8 m m 范围内，可以对减压阀的启动冲击起到很好的抑制作 用。5 种结构的稳定时间及超调见表3。 表3启动特性参数对比 __________限流圈孑孔/111_________ T9 1.8 1.5 1.2 0.9 稳定时间/s 3.273 3.996 4. 142 4.593 5.379 超调/ k 26.45 3.27 2.92 2.51 2.22 入口加装限流圈主要会对减压阀的低压精度造成 影响，通过仿真计算表明，入口加装的限流圈孔径小 于 等 于 0 8 m m，会 使 减 压 阀 的工作压力提升至 2.73/g以上，不能满足系统1 . 82/g〜10/g工作范围的 表4稳压精度对比 方案 T 82压力偏差/ 全程压力偏差/ 单/k系 模 求 全 程 /k 结论 原方案 1.343.04-4.81-1.856.66 满足 加装T 51.353.91-4.81-1.856.66满足 加装0. 9-0.823.54-4.81-1.856.66 满足 加装0. 8-4.709.86-4.81-1.856.66 不满足 表5出口压力对比 方案6. 67时出口压力 T82时出口压力最高压力 最低压力 原方案0.816 00.827 00.839 20.814 4 加装 1.50.816 00.827 00.839 10.807 2 加装 0.90.817 00.810 30.839 20.810 3 加装 0.80.817 70.779 20.839 80.759 2 要求。5 种结构的精度对比如图10及 表 4 所示，所 有精度均是指在单一工作流量0.81 L/ s情况下的， 相应的压力值见表5。 图8高压腔压力对比 径 ，为后续的研制试验工作提供了指导。 表2各方案调压精度对比 原方 案 12 34 方案 通径通径单孔双孔通径通径通径通径 0.7 0.8 1.4 0.9 1.8 0.9 精度/ k s 1.5 s s T2 1.2 sss T9 0.9 T4 s 1.5 ss T8 1.8 2.3 限流圈方案的仿真计算及试验 按照入口加限流圈并保留缓冲阀的方案，采用图 3 所示仿真模型对加装T 9、T 8、1.5、1.2、0.9 mm 限流圈的5 种减压阀启动特性分别进行仿真，仿真结 1.09 0.97 0.85 m0.73- 10.61 49483838 97643108 . 8 . 8 . 8 . 8 . 8 . 8 . 8 . 7 00000000 10. 9. 8. 7. 6. 4. 3. 2. 毫 -R m 第 7 期王 春 民 等 抑 制 氦 气 减 压 阀 启 动 超 调 的 仿 真 研 究 181 2.30 2.35 2.40 2.45 2.50 2.55 2.60 2.65 2.70 2.75 2.80 2.85 时 间/s 图 气动试验结果 1 1 I 1 I 1 I 1 I 1 r 2 3 4 5 6 7 时 间/s a改 进 前 出 口 压 力 b改 进 后 出 口 压 力 图 2 改进前后试车情况对比 随后根据仿真计算结果选定了 0.8、1.0、T 2 mm3 种规格的限流圈进行试验，试验结果表明0. 8 mm限流圈会使减压阀出口压力在低压点超出允许范 围，1 . 0 mm限流圈处于临界状态，加装1. 2 mm限流 圈的减压阀也能有抑制启动冲击的作用，表明仿真结 果所得出结论的正确性。图 11为气动试验结果，图 12为热试车结果，从试车情况可以看出，采取入口 加装限流圈的改进措施后，试车时减压阀启动超调得 到抑制，改进措施起到了很好的效果，解决了启动超 调的问题。 3结论 通过试验结果与仿真结果的对比，验证了所建立 的仿真模型及采用的仿真方法的正确性。模型中采用 基于信号处理的方法，用 AMESim中的信号库结合传 感器模型来进行二次开发的方法，可以用于其他仿 真。使用这种方法可为AMESC的模型扩展提供了极 大的便利，避免以往使用AMEst进行二次开发时面 临的程序编制和调试问题。 通过对系统启动过程的仿真分析，认为引起减压 阀启动超调的原因是低压腔压力不同步，使减压阀在 入口压力冲击时，未能及时关闭造成。通过增大阻尼 孔 ，重设低压腔引气方案等可以消除不同步性，抑制 减压阀启动超调。 通过对4 种改进方案的仿真计算肯定了其抑制启 动超调的有效性并给出了有效的结构参数范围（ 如 入口限流圈孔径范围。结合功效比权衡，确定了缓 冲阀入口增加限流圈的方案为改进方案，为后续的研 究试验工作提供了指导。 根据仿真结果对入口加装限流圈的孔径范围进行 了筛选最终确定了产品改进方案，随后进行的验证试 验表明，该措施可以有效抑制减压阀启动超调；改进 后产品参加了热试车考核，试车圆满成功，试后分析 试验曲线，该减压阀在启动过程中无超调现象，产品 改进取得圆满成功，也表明了仿真工作在方案筛选及 减少试验次数、减少产品状态反复方面具有重要 意义。 参考文献 [T] 吴业正.往复式压缩机数学模型及应用[M].西安西安 交通大学出版社， 988. 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