閥門導向桿撞擊應力數值分析

張 翼，張 婷，滿 滿，張雨佳，陸文婷

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閥門導向桿撞擊應力數值分析

張 翼1，張 婷1，滿 滿1，張雨佳2，陸文婷3

（1.北京宇航系統工程研究所，北京，100076；2.首都航天機械公司，北京，100076；3.北京航天萬源科技公司，北京，100076）

基于AMESim軟件對一種排氣閥建立了動力學分析模型，求解了導向桿與主閥芯、主閥芯與閥座撞擊時刻的最大撞擊速度；基于Abaqus軟件建立了發生碰撞部件的有限元模型，求解了該撞擊速度對應的最大撞擊應力。研究結果表明：采用的數值分析方法可為閥門導向結構的強度設計和試驗預示提供指導。

排氣閥；導向桿；撞擊速度；撞擊應力

0 引 言

閥門是液體運載火箭動力系統的關鍵單機，具有截流、調節等作用[1]。閥門中的導向結構能夠實現定位、對中、運動等功能，在閥門性能中具有關鍵作用。導向結構的精度、靈活性和可靠性是閥門最重要的功能和性能指標之一。

箭上閥門導向結構的故障模式包括運動卡滯、強度失效、疲勞破壞等，這些故障模式都會造成閥門功能失效[2～5]。本文對閥門導向桿在運動撞擊過程中的撞擊速度及撞擊應力進行仿真分析，能夠為提高產品的性能和可靠性提供指導。

1 排氣閥

本文主要研究液體運載火箭增壓系統的排氣閥，結構原理見圖1。排氣閥內腔可以分為2部分：控制腔和主閥腔，2個腔由密封圈隔離。貯箱需要排氣時，排氣閥通過C口通入控制氣推動副閥芯向左運動，副閥芯和導向桿再推動主閥芯向左運動，從而打開閥門。閥門打開后，貯箱內氣體通過排氣閥B口經主閥腔通過A口排出。若需要關閉排氣閥，則通過C口排出控制腔內氣體，主副閥芯和導向桿受彈簧力作用復位，排氣閥關閉。

排氣閥正常工作時控制氣源壓力為4.9 MPa（絕壓），貯箱壓力0.34 MPa（絕壓）。

圖1 排氣閥原理

對排氣閥工作過程進行分析，閥門開啟過程中，副閥芯受到強制力作用向左快速運動，導向桿將對初始為靜止的主閥芯金屬骨架產生撞擊。

閥門關閉過程中，導向桿向右運動，主閥芯、導向桿受到彈簧力作用向右快速運動，主閥芯端面上的密封圈將和閥座發生撞擊。導向桿撞擊接觸部位結構見圖2。

圖2 撞擊結構

2 導向桿撞擊速度計算

根據排氣閥結構搭建AMESim模型[6～8]，模型包括主彈簧、主閥芯、副彈簧、副閥芯、導向桿、主閥腔、控制腔以及控制氣源等部分具體模型見圖3。

圖3　排氣閥動特性分析模型

模型設置的結構參數根據產品實際情況進行確定，主要性能參數見表1。開展仿真前，明確使用工況見表2。

表1 模型主要性能參數表

Tab.1 Model Main Performance Parameter Table

序號參數名稱參數值 1主彈簧剛度/（N?mm-1）21.18 2主彈簧預緊力/N180 4接觸阻尼 /(N/m?s-1)10 000 5導向桿與主閥芯碰撞恢復系數0.65 6導向桿導向間隙等效孔板流量系數0.72 7副彈簧剛度/（N?mm-1）3.58 8副彈簧預緊力/N40.5 9控制腔進口等效孔板流量系數0.72

表2 模型工況表

Tab.2 Model Working Condition Table

序號參數名稱參數值 1貯箱氣（B口）介質狀態常溫氦氣 2貯箱壓力（B口）/MPa0.34 3控制氣（C口）介質狀態常溫氮氣 4控制氣壓力（C口）/MPa4.9

通過在B口保持壓力的情況下，C口加載控制氣，模擬排氣閥打開過程，計算導向桿與主閥芯撞擊速度，見圖4。

由圖4可知，排氣閥打開正常，在0.0007s時，導向桿與主閥芯發生碰撞，導向桿撞擊主閥芯最大速度為3.52 m/s。

圖4 導向桿撞擊主閥芯速度

將C口控制氣撤除，模擬排氣閥關閉，計算主閥芯撞擊閥座速度，計算結果見圖5。

圖5 主閥芯撞擊閥座速度

由圖5可知，排氣閥關閉正常。導向桿與主閥芯脫離時主閥芯速度即為主閥芯撞擊閥座最大速度，為1.37 m/s。

3 導向桿撞擊應力計算

基于Abaqus軟件建立導向桿撞擊有限元模型[9,10]，應用Dynamic Explicit非線性模塊分析撞擊應力。

3.1 材料屬性

計算中采用的材料性能參數見表3。

表3 材料參數

Tab.3 Material Parameters

位置材料密度kg/m3彈性模量/GPa泊松比屈服強度s0.2/MPa抗拉強度sb/MPa延伸率d5 閥座/主閥芯金屬骨架2A142.8×103720.3338045010% 導向桿F1517.85×1031980.2973588210% 密封圈Fs-462.155×1030.4470.3925275%

3.2 仿真模型構建

對排氣閥開啟和關閉過程進行瞬態撞擊受力情況分析，按照二維軸對稱建模。導向桿撞擊主閥芯最大速度為3.52 m/s，主閥芯撞擊閥座最大速度為1.37 m/s。

導向桿撞擊主閥芯二維模型見圖6，導向桿撞擊主閥芯網格見圖7。導向桿撞擊主閥芯邊界條件見圖8，導向桿撞擊主閥芯載荷條件見圖9。主閥芯撞擊閥座二維模型見圖10，主閥芯撞擊閥座網格劃分見圖11。主閥芯撞擊閥座邊界條件見圖12，主閥芯撞擊閥座載荷條件見圖13。

圖6 導向桿撞擊主閥芯二維模型

圖7 導向桿撞擊主閥芯網格

圖8 導向桿撞擊主閥芯邊界條件

圖9 導向桿撞擊主閥芯載荷條件

圖10 主閥芯撞擊閥座二維模型

圖11 主閥芯撞擊閥座網格劃分

圖12 主閥芯撞擊閥座邊界條件

圖13 主閥芯撞擊閥座載荷條件

3.3 計算結果

導向桿與主閥芯撞擊應力見圖14。

圖14 導向桿撞擊主閥芯應力分析結果

由圖14可知，最大應力為402.3 MPa，在導向桿的端部，低于F151材料的屈服強度。主閥芯最大Mises應力為229.3 MPa，位于端部撞擊區域，低于材料的屈服強度。

主閥芯與閥座撞擊應力見圖15。

圖15 主閥芯撞擊閥座應力分析結果

由圖15可知，最大應力為74.5 MPa，在閥座頂端，低于材料的屈服強度。密封圈最大應力為23.5 MPa，略低于材料的抗拉強度，但顯著高于材料的屈服強度。

主閥芯撞擊閥座應變計算結果見圖16。

由圖16可知，密封圈的撞擊部位進入屈服，產生壓痕。

各撞擊部位的最大撞擊應力計算結果見表4。由表4可知，導向桿與主閥芯、主閥芯與閥座撞擊時，撞擊部位金屬材料處最大撞擊應力低于材料屈服強度，不會產生破壞。但密封圈顯著進入屈服形成壓痕，建議后續在閥門多次運動后注意觀察密封圈狀態，必要時進行相應處理。

表4 計算結果

Tab.4 Calculated Results

序號工況最大撞擊速度m/s最大撞擊應力MPa最大撞擊應力位置 1導向桿撞擊主閥芯3.52導向桿402.3主閥芯229.3導向桿左端面/主閥芯右端面 2主閥芯撞擊閥座1.37閥座74.5密封圈23.5閥座/密封圈接觸部位

4 結 論

本文基于AMESim和Abaqus軟件對一種排氣閥建立了動力學分析模型和有限元模型，求解了導向桿與主閥芯、主閥芯與閥座撞擊時刻的最大撞擊速度和撞擊應力。這種數值分析方法可定量分析閥門開啟、關閉過程中排氣閥導向桿發生撞擊時撞擊部位的最大撞擊應力，對于閥門導向結構的強度設計、試驗預示等具有一定的指導意義。

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Numerical Simulation for Impact Stress of Guide Stem in Valves

Zhang Yi1, Zang Ting1, Man Man1, Zhang Yu-jia2, Lu Wen-ting3

(1. Beijing Institute of Astronautical Systems Engineering, Beijing, 100076; 2. Capital Aerospace Machinery Company, Beijing, 100076; 3. Beijing Aerospace Wanyuan Science & Technology Corporation, Beijing, 100076)

The dynamic analysis model is established based on AMESim, and the maximum impact velocity between guide stem and main spool or main spool and valve seat is obtained. Moreover, the FEA model for impacting parts is also established, and the maximum impact stress that corresponds to the maximum impact velocity is solved. The simulation method used by this paper can provide guidance for strength design and experiment prediction of guided structure in valves.

Exhaust valve; Guide stem; Impact velocity; Impact stress

1004-7182(2018)01-0045-05

10.7654/j.issn.1004-7182.20180109

V421

A

2015-06-01；

2017-12-19

張 翼（1980-），男，工程師，主要研究方向為運載火箭增壓輸送系統設計