浮動提升式燃氣閥啟閉動態特性研究①

馬紅鵬，方蜀州，湯 旭，李 騰，李舟波

(北京理工大學 宇航學院，北京 100081)

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浮動提升式燃氣閥啟閉動態特性研究①

馬紅鵬，方蜀州，湯 旭，李 騰，李舟波

(北京理工大學 宇航學院，北京 100081)

高溫燃氣閥是固體飛行器姿軌控動力系統的重要控制裝置。基于國內外燃氣閥的研究，引入了靜摩擦力和庫倫摩擦力模型，設計一種浮動提升式燃氣閥，采用動網格和UDF技術建立了燃氣閥啟閉過程中二維瞬態數值模型。計算結果表明，與普通噴管相比，該燃氣閥內的流場不均勻性增加，閥門啟閉過程中燃氣閥及噴管內的流場變化是相近的，分析了在閥門啟閉過程中不同開度下閥門流場內的亞音速回流區、流動分離以及激波分布情況，真實有效地模擬了燃氣閥的啟閉動態特性。仿真結果表明，該燃氣閥結構合理，且可行性高。

固體姿軌控系統；燃氣閥；動網格；動態特性；斜激波

0 引言

近年來，隨著航天活動范圍的拓展，對于航天器飛行過程中變軌和姿態控制的需求不斷增加。與液體推進系統相比，固體飛行器姿軌控系統具有較好的軌道機動能力、自主飛行控制能力、有效載荷承載能力、在軌駐留能力和相對位置保持能力等特點。作為姿軌控動力系統的重要組成部分燃氣閥，它的啟閉動態特性將直接影響到飛行器換軌姿控的效果[1-2]。

目前，對固體姿軌控推進系統燃氣閥的研究，主要集中在高溫復合材料和調節燃燒速率影響關系上。幾十年來，美國Boeing公司及法國國營航空發動機公司SENCMA的分支機構SEP公司等一直致力于研究用于SDACS動力系統的高溫復合材料燃氣閥技術[3]。法國的A LAFOND應用CFD 技術進行了比例式燃氣閥冷流和熱燃氣內流場研究，計算出閥門內流場參數隨著閥芯的沖程呈現出復雜的變化，在推力效應特性和閥芯的氣動載荷關系做了大量工作[4]，但對固體姿軌控發動機燃氣閥的動態響應模擬較少。因此，通過數值模擬手段，對固體推進器燃氣閥的動態啟閉特性的研究是有必要的。

由于軌控發動機推力大，采用和姿控相似的直接驅動的電磁閥時，所要求的大驅動力將導致電磁驅動裝置結構和功率的增加。因此，設計一種浮動提升閥，利用主閥芯兩側表面的壓差來驅動，可減少對電磁驅動裝置輸出功率的要求。

1 物理模型

1.1 燃氣閥結構

根據文獻[5]中法國推進器公司(SEP)的原理圖，參考設計了一種燃氣閥，其結構簡圖見圖1。較小的驅動閥芯由電磁力驅動，主閥芯3個面上的受力分別為F1、F2和F3，控制主閥芯的啟閉。為描述方便，下文定義了反應主閥芯所在位置的變量開度(opening)，即主閥芯到噴管閥座的橫向距離與最大行程之比。如閥門關閉時opening=0；閥門全開時opening=1。

圖1 燃氣閥結構簡圖Fig.1 Schematic diagram of valve

1.2 動密封及摩擦力

本文選用的密封方式為O型密封圈密封方式。在閥門動態特性研究中，對于主閥芯的往復運動，摩擦力將是不可忽略的一個要素。

由于摩擦是一種復雜的現象，有很多類型，本文選取較為簡單的動靜摩擦+粘滯摩擦模型。該模型數學表述如下[6]：

(1)

Fu=Fc·sgn(Fe)+Cv

(2)

式中Fe為外力，N；Fs為最大靜摩擦力，N；Fc為庫倫摩擦力，N；C為粘性摩擦系數，N·s/m；v為相對滑動速度，m/s。

對于往復運動O型環密封，可采用一種簡便方法計算庫倫摩擦力[7]：

Fc=Ff0+Fh

(3)

ff0、fh可由工程圖按密封圈的壓縮率和工作壓力查得。靜摩擦力Fs一般為動摩擦力的1.5～3倍[8]。參考文獻[9]中的所得的實驗數據，本文選擇粘性摩擦系數C=10N·s/m進行計算。

2 計算模型及網格劃分

為將復雜的實際三維流動進行簡化，本文進行了如下假設：

(1)對非對稱的節流孔按節流面積進行面積折算，采用二維軸對稱模型；

(2)工作燃氣為理想氣體；

(3)假定為凍結流動，流動中無組分變化；

(4)不考慮輻射、重力、徹體力等的影響；

(5)不考慮主閥芯的燒蝕、O型密封圈的泄漏；

(6)將驅動閥簡化為壓力出口邊界。

網格劃分如圖2所示，整個流場使用四邊形結構網格劃分，在噴管喉部進行網格加密，最小網格尺寸為0.05 mm。

圖2 全場網格Fig.2 Flow field grid

3 定解條件設置

3.1 邊界條件

(1)入口邊界：燃氣閥入口采用壓力入口，壓強為3 MPa，溫度為2 800 K。

(2)出口邊界：驅動閥出口及噴管出口均為壓力出口。由于燃氣閥工作高度高，接近真空，同時為保證Fluent計算進行，壓強設為20 Pa，溫度為300 K。

(3)采用無滑移邊界，閥座與燃氣接觸面熱傳導使用流-固耦合邊界條件。其他壁面絕熱。耦合邊界上溫度連續[10]：

Tw|Ⅰ=Tw|Ⅱ

(4)

耦合邊界上的第三類邊界條件：

(5)

3.2 動網格及UDF

主閥芯在閥門開啟過程中為剛體運動，在使用動網格模型時，必須首先定義初始網格、邊界運動的方式并指定參與運動的區域。可用邊界型函數或者UDF定義邊界的運動方式。Fluent 要求將運動的描述定義在網格面或網格區域上。如圖3所示，在主閥芯的兩側表面A、B、C邊界上使用動網格技術。

整個流場為四邊形結構網格，可選擇動態分層模型作為流場動網格更新方法。動網格的運動方式為Rigid Body(剛體運動)。

圖3 動網格邊界設置Fig.3 Dynamic meshing boundary settings

為定義網格隨時間的變形，需要利用到UDF中的宏。Fluent中專門設置了3個宏來描述動網格的運動，即DEFINE_CG_MOTION、DEFINE_GEOM、DEFINE_GRID_MOTION。文中只考慮主閥芯的剛體運動，不考慮形變，選擇DEFINE_CG_MOTION來控制邊界[11]。

4 計算結果

4.1 開啟延遲階段

延遲階段為閥門開度保持為0的階段。此時燃氣主要從驅動閥出口排出，主閥門關閉，不考慮噴管側的流動。隨著流動進行，燃氣經節流孔流入驅動閥腔，但流出質量流量大于流入質量流量，驅動閥腔室壓力仍然降低，直至主閥芯兩側壓差能克服進摩擦力，此過程持續時間很短。

圖4是延遲階段燃氣閥內流場壓力變化過程。從圖4可看出，在驅動閥打開瞬間，驅動閥出口處為外界低壓，驅動閥口附近壓力也逐漸降低，低壓區向上游傳播。由于整個驅動閥腔壓力的降低，節流孔和燃氣入口集氣腔內燃氣由壓差向驅動閥腔流入。由于流出質量流量大于流入質量流量，驅動閥腔的平均壓力一直呈下降趨勢。當延遲過程持續進行一段時間后，主閥芯兩側表面的壓差到達等于最大靜摩擦力Fs的臨界狀態，整個延遲階段結束。

圖5為達到臨界狀態時主閥芯兩側腔室內的壓強分布。由圖5可見，驅動閥腔內壓強顯著降低，而入口集氣腔內壓強由于節流孔的作用，壓強無顯著下降。整個延遲階段主閥芯兩側壓差合力如圖6所示，力方向以向右為正。

(a) t=0.001 ms (b) t=0.025 ms

(c) t=0.05 ms (d) t=0.076 ms

(e) t=0.1 ms (f) t=0.124 ms

圖5 臨界狀態全流場壓力云圖Fig.5 Critical state of flow field stress

圖6 延遲階段主閥芯合力變化曲線Fig.6 Delayed phase resultant force change of main valve core

圖7展示了臨界狀態時驅動閥腔的流線圖。在驅動閥打開瞬間，在壓差合力作用下，驅動閥腔內氣體從出口流出，出口附近出現低壓區，隨著流動的進行，低壓區向上游傳播，低壓傳播到節流孔時，集氣腔的氣流由于壓差將通過節流孔流入驅動閥腔，流入驅動閥腔的氣流逐漸加速，由于速度剪切作用，在流入氣流兩側形成一大一小2個回流區。

圖7 局部流場流線圖Fig.7 Partial flow field

4.2 開啟調整階段

4.2.1 閥門開啟過程流場特征

調整階段是指從臨界狀態后，主閥芯開始在壓差推動下，開度由0逐漸增大，直至穩定狀態。圖8展示了閥門開啟過程中不同時刻，隨著閥門開度的增大，閥芯處和噴管內的馬赫數變化情況。

當閥門開度較小時，燃氣從環縫流出達到超音速一部分繼續沿主閥芯型面向下游流動，致使沿主閥芯鈍頭體型面流場某一位置的逆壓梯度過大產生氣流分離。在分離點超聲速氣流流動受阻，產生一道斜激波。斜激波由噴管壁面反射后向下游傳播。如圖8中(a)、(b)所示。分離點后閥芯頭部區域形成一個亞聲速回流區，回流區內壓強較高，增加了主閥芯負方向載荷 。

隨著閥門的開度不斷變大，激波反射位置隨主閥芯的運動向喉部移動。同時，噴管內最大馬赫數逐漸減小，反射激波偏轉角逐漸變大，反射激波向噴管軸線靠近。閥芯頭部區域附近的流場速度降為亞音速，從閥芯表面產生的斜激波也消失，流場中的激波變成從閥座產生的內激波，如圖8中(c)所示。內激波強度減弱，噴管上下側產生的內激波相交于噴管軸線。

圖9揭示了在閥門開啟過程中主閥芯兩側腔室的流場壓強分布。由于主閥芯的驅動力來自兩側的壓差，所以壓強分布情況對閥門動態特性的影響至關重要。在開度為0.1時，噴管中的壓強還較低，燃氣從環縫中流出，壓強急劇變化，膨脹降壓。閥芯頭部區域形成一個高壓區。從圖9可見，在分離點由于斜激波的作用，波后氣體壓強升高。在開度為0.5時，集氣腔平均壓強并沒有太大變化。驅動閥腔的壓強也無明顯增大。當開度為0.8/0.9/1.0時，驅動閥腔內的壓強升高，由于主閥芯擠壓作用，驅動閥腔的最大壓強在開度為1.0瞬間達到3.5 MPa，超出了設計壓強3 MPa，對燃氣閥的強度產生不利影響。另一側的閥芯頭部區域，隨開度變大，壓強分布變均勻，且壓強較高。

(a) opening=0.1，t=0.318 ms

(b) opening=0.5，t=0.664 ms

(c) opening=1，t=0.91 ms

圖10是不同開度時噴管內壁面上的強壓分布曲線。在噴管喉部位置，燃氣加速膨脹，流動參數變化劇烈，壓強急劇下降。在噴管擴張段，超聲速氣體繼續加速膨脹，壓強慢慢降低。由于反射斜激波的存在，燃氣經過激波后非等熵壓縮，氣體壓強上升。從圖10中也可知，隨開度增大，壁面的壓強增大，激波反射位置也向噴管喉部移動。

(a) opening=0.1，t=0.318 ms

(b) opening=0.5，t=0.664 ms

(c) opening=0.8，t =0.82 ms

(d) opening=0.9，t =0.863 ms

(e) opening=1，t =0.91 ms

圖10 噴管內壁面壓強分布Fig.10 Pressure distribution of nozzle inner wall

圖11是在不同時刻主閥芯頭部壓強分布情況。在閥門打開的初期，壓強沿徑向向軸線的分布為先降低，由于分離點產生的斜激波，壓強有階越上升。隨著開度增大，平均壓強增大，斜激波強度增加。當開度達到足夠大時，主閥芯表面附近的流場均為亞音速流動，斜激波消失，流場趨于均勻，壓強分布波動不劇烈。

圖11 浮動閥芯頭部壓強分布Fig.11 Pressure distribution of valve core head

從上文分析可知，在閥芯頭部區域存在亞音速回流區。圖12和圖13分別為不同時刻噴管軸線的壓強分布曲線和馬赫數分布曲線。通過分析開度為0.2時的數據，沿軸線正向上壓強先降低，再上升到一個最大值，然后繼續膨脹降壓。馬赫數曲線為先上升、后下降、再上升。馬赫數最小點初橫坐標為x=45.5 mm，此處也是壓強最大值處，結合流線圖可知，此處為回流區的外邊界，向左為回流區，軸線流場速度方向為負；向右為主流區。主流從分離點偏轉后在此處匯聚，形成高壓區。回流氣體在閥芯表面滯止后壓強升高。隨著開度的增大，噴管軸線閥芯表面附近的壓強顯著升高，靠近出口處的壓強幾乎沒有變化，回流區內軸線速度降低，壓強和馬赫數變化皆趨于舒緩。

4.2.2 閥門開啟過程動態特性

圖14為主閥芯在開啟過程中調整階段的速度、加速度變化，閥芯的速度逐漸增大，在0.88 ms時，達到最大值10.806 m/s，隨后速度有所降低，最終在全開度時的速度為10.472 m/s。在閥門打開瞬間，加速度急劇增大，隨后有一段緩慢變化過程。在0.67 ms時，加速度數值開始減小，由于主閥芯的速度增加到10 m/s，驅動閥腔的氣體受到壓縮，腔室內壓強顯著上升，使得主閥芯最終的受力變為正向，加速度快速上升為正值。開啟過程位移變化會在后面的關閉過程對比給出。

圖12 噴管軸線壓強分布Fig.12 Pressure distribution of nozzle axis

圖13 噴管軸線馬赫數分布Fig.13 Mach number distribution of nozzle axis

圖14 主閥芯在開啟過程中的速度和加速度變化Fig.14 Speed and acceleration change during opening valve

4.3 閥門關閉過程

閥門關閉過程為主閥門開度為1變為開度為0的過程。閥門關閉過程也分為延遲階段和調整階段。延遲階段中，由于驅動閥腔的流動滯止，靜壓升高，主閥芯所受驅動閥腔側的壓力變大，最終克服靜摩擦力驅使主閥芯向右運動，整個延遲階段時間較短。

4.3.1 閥門關閉過程流場特征

圖15展示了閥門關閉過程中調整階段不同時刻，隨閥門開度的減小主閥芯兩側的壓強變化情況。由圖15可見，驅動閥腔的壓強在關閉瞬間壓強上升較大，隨閥芯向右運動略有減小，隨后變化不明顯。集氣腔的壓強隨開度的減小一直上升。主閥芯頭部壓強變化情況和閥門開啟過程類似，變化趨勢和開啟過程相反。

(a) opening=1.0, t=0.001 ms

(b) opening=0.5, t =3.116 ms

(c) opening=0.1, t =3.676 ms

圖16為閥門關閉過程中噴管流場馬赫數分布，流場中馬赫數分布及激波變化近似于閥門開啟過程的逆過程。圖17和圖18為閥門關閉過程中主閥芯頭部的壓強和溫度分布情況。可見，在閥門關閉過程中主閥芯在不同開度下的壓強分布情況和閥門開啟過程中的情況是相似的，隨閥門開度減小，主閥芯上的壓強逐漸降低。在開度較大時，壓強分布較為均勻，隨開度減小，出現了氣流分離和斜激波，激波后壓強上升。閥芯頭部流場的改變體現在溫度分布上是開度較大時，閥芯溫度較高，且分布均勻，隨開度逐漸減小，環縫上游形成超音速氣流，超音速燃氣先加速膨脹，溫度降低。然后，出現了氣流分流和斜激波，燃氣經過激波不等熵壓縮后，溫度快速升高后，變為亞音速后，溫度繼續下降，由于回流區的存在，在閥芯頂部有高溫錐溫度，又有所上升。

(a) opening=1.0, t=0.001 ms

(b) opening=0.5, t=3.116 ms

(c) opening=0.1, t=3.676 ms

圖17 閥門關閉過程中主閥芯頭部壓強分布Fig.17 Pressure distribution during closing valve

圖18 閥門關閉過程中主閥芯溫度分布Fig.18 Temperature distribution during closing valve

4.3.2 閥門關閉過程的動態特性

圖19為在閥門關閉過程中，主閥芯的運動速度和加速度變化曲線。從圖19可看出，在關閉過程的初期，主閥芯的速度在上升了一小段后，有一小段時間的下降過程；之后，速度一直上升，直到閥門關閉，最終速度為5.294 m/s。加速度在初期為正值向右方向，一直遞減到值為負值，隨后又經歷了一個先上升、后下降、最后一直增加的過程。出現這種現象是由于主閥芯向右移動后，驅動閥腔的容積增大，且由于節流孔的作用從集氣腔補充的燃氣不足，整個驅動閥腔的平均壓力下降；同時，在主閥芯頭部位置的壓強下降不明顯，致使出現向左方向的加速度。雖然有負值加速度出現，但速度卻沒有下降到0，主閥芯一直保持了向右運動。圖20為開啟和關閉階段的位移對比曲線。

圖19 主閥芯在關閉過程中的速度和加速度變化Fig.19 Speed and acceleration change during closing valve

圖20 主閥芯啟閉過程中的位移變化Fig.20 Displacement change during opening and closing valve

開啟階段主閥芯從開度為0到開度為1全程共0.91 ms。位移變化快速，閥芯運動速度快，會導致閥門結構受到的沖擊較大，且末段驅動閥腔被快速壓縮，使得腔內壓力急劇升高，超過設計壓強，對結構帶來不利影響。關閉過程持續3.76 ms，且初始段運動遲緩，響應緩慢。

5 結論

(1)設計了一種浮動提升閥，并闡述了該閥門的工作原理。引入了靜摩擦力+庫倫摩擦力模型，采用動網格動態分層原理和UDF技術，建立了燃氣閥啟閉過程中流動物理現象的瞬態數值模型。

(2)通過建立的二維非穩態仿真模型，實現了對浮動提升式燃氣閥內流場的啟動和關閉的動態一體化仿真。仿真結果與文獻[5]初始計算數據趨勢一致，具有較好的準確性。

(3)計算結果較好地仿真了燃氣閥的動態特性。閥門開啟過程歷時0.91 ms，主閥芯運動最大速度為10.806 m/s，最終速度為10.472 m/s。可見，開啟過程時間過短，閥芯運動速度快。關閉過程歷時3.76 ms，主閥芯最大速度即最終速度，為5.294 m/s。整個關閉過程響應時間較長，在關閉過程初期，主閥芯運動緩慢。計算結果表明，該閥門結構可行。

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(編輯：崔賢彬)

A research of floating poppet valve's open-closed dynamic characteristics

MA Hong-peng, FANG Shu-zhou, TANG Xu, LI Teng, LI Zhou-bo

(School of Aerospace, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

High temperature gas valve plays an important role in the divert and attitude system of solid aerocraft. A 2-D unsteady simulation, based on the research of gas valve at home and abroad and the static force and coulomb friction model, was designed using dynamic grid and UDF technology to investigate the process of open-closed of gas valve. Calculation results show that the non-uniformity of gas valve is increasing compared with that of normal nozzle, and the change is similar in open-closed gas valve and nozzle flow field. The subsonic backflow area, flow separation and the distribution of the oblique shock wave in the valve flow field were analyzed under different openings during the open-closed process, and the simulation is real and effective for the open-closed characteristics of gas valve. The simulation results show that the valve structure is reasonable and feasible.

solid divert and attitude control system;gas valve;dynamic grid;dynamic characteristic;oblique shock wave

2014-04-09；

：2014-07-15。

“十一五”民用航天科研預先研究項目。

馬紅鵬(1988—)，男，博士生，研究方向為微小型航空發動機。E-mail:583571401@qq.com

V438

A

1006-2793(2015)02-0225-07

10.7673/j.issn.1006-2793.2015.02.014