基于試驗設計方法的雙級CNG減壓閥結構改進

彭育輝 吳智洲 黃育鵬 雷祥雨

1.福州大學機械工程及自動化學院，福州，3501082.福建華龍化油器有限公司，寧德，355200

0 引言

目前，壓縮天然氣(compressed natural gas,CNG)技術廣泛用于城市公交、出租車、長途重卡[1-2],減壓閥的性能直接影響能否在不同的工況下精確供給天然氣，保證天然氣供氣系統提供穩定的輸出壓力。

減壓閥自身的結構參數決定了其整體性能。已有研究采用建模仿真分析技術，從響應曲線和流場狀態對減壓閥進行結構參數優化改進[3-7]，或采用回歸預測的方法來分析減壓閥的性能參數，對膜片尺寸進行優化[8]。文獻[9-10]通過不斷改進試驗參數和重復試驗，選取最優的結構參數。文獻[11-12]通過AMESim建立模型，聯合MATLAB利用多維無約束線性優化算法獲得最優的結構參數。文獻[13-14]雖然根據仿真得到了關鍵影響參數，并通過試驗驗證了仿真結果，卻不知這些參數對減壓閥的動態特性具有多大的影響。采用建模仿真的方式雖然能得到參數的影響規律，但其工作量大，優化效率低。試驗設計(design of experiments，DOE)方法能以較短的試驗周期和較小的試驗成本得到理想的試驗結果[15-17]。

本文從某款CNG雙級減壓閥的結構及工作原理出發，通過AMESim軟件建立該減壓閥的仿真模型，利用DOE方法進行敏感度分析，獲得了敏感因子的Pareto圖和正態圖；對影響最顯著的3個因子進行結構參數改進，基于試驗對比優化前后減壓閥工作的流量和輸出壓力特性。

1 雙級CNG減壓閥

高壓氣動減壓閥有2種減壓方式：節流減壓和容積減壓。節流減壓通過改變閥口的開度對閥口流量進行控制，從而控制出口壓力的變化，使出口壓力保持一個較穩定的值。容積減壓方式就是使高壓氣體膨脹，增大高壓氣體分子之間的距離，使得膨脹后的分子之間的相互碰撞減少，從而降低內腔壁面的壓力，實現減壓。節流減壓中的直動式減壓不合適用于高壓氣動場合，因此本文研究的新型減壓閥采用直動式減壓與容積式減壓相結合的兩級減壓方式，既彌補了直動式減壓方式的缺點，又使得容積式減壓閥的體積不會過大。

緩沖室結構如圖1所示。一級閥口由一級閥門芯和閥針分總成組成，入口處的天然氣體通過上述閥口，沖開閥針分總成鋼球頭部與L形杠桿的間隙，氣體從小通道流入一級減壓腔，氣體容積變化導致氣壓變化；持續用氣時，不斷開關此間隙，從而保持一級腔體壓力的平衡；若一級腔體氣體壓力超過額定壓力，則通過安全閥機構進行泄壓。

1.一級閥門芯 2.閥針分總成 3.L形杠桿 4.一級減壓膜片5.下殼體 6.一級減壓彈簧 7.中殼體 8.隔離圓環盤9.帽狀蓋體 10.二級減壓拉桿 11.緩沖室隔離盤12.二級減壓膜片 13.上殼體 14.臺階套 15.二級減壓彈簧16.調壓螺栓 17.真空管 18.回流小管 19.橫向銅管20.水溫熱傳導結構圖1 緩沖室結構簡圖Fig.1 Structure diagram of buffer chamber

天然氣沿著與二級減壓拉桿與帽狀蓋體之間的間隙進入二級減壓腔，通過橫向銅管及回流小管進入緩沖室。緩沖室內氣體的正壓力使二級減壓膜片向上變形，與發動機連接的真空管產生向上吸力的同時作用于二級減壓膜片，帶動二級減壓膜片與二級減壓閥拉桿向上運動，克服二級減壓彈簧的彈力，使二級減壓閥拉桿與殼體之間的間隙變小直至關閉，達到減壓的作用。當向發動機供氣時，緩沖室的壓力變小，拉桿在二級減壓彈簧的作用下復位，打開此間隙，向二級減壓腔供氣，反復開閉間隙達平衡后，減壓閥取得所設定的預期出口壓力。

減壓閥設計時需考慮CNG汽車行駛可能存在的多種工況，因為不同工況之間切換時，對CNG的供給量需求是不一樣的。

當汽車工況變化要求CNG供氣量減小時，只需適當減小噴射閥脈寬和噴射量；當汽車工況變化要求CNG供氣量突然加大時，氣體噴射閥突然增大噴射脈寬，二級減壓腔會存在供給滯后，但緩沖氣室結構可以解決這個問題。緩沖氣室結構是：在二級氣腔上方設置一個緩沖室隔離盤，緩沖室隔離盤的上表面與二級減壓膜片有間距，從而形成緩沖氣室。緩沖氣室的進出氣都是通過緩沖室隔離盤的下端面L形孔管(包括回流小管和橫向銅管)完成的。橫向銅管位于減壓閥的出氣口內孔口的中央，與內孔口保持有一定間距，不會造成二級氣腔的堵塞。

2 計算機仿真模型構建

2.1 一級減壓腔

基于軟件AMESim構建的一級減壓腔的仿真模型如圖2所示。構件1提供了氣體工作壓力源，它模擬了理想氣體的工作溫度和壓力，使其在0～12 MPa的范圍內變化。

1.低壓腔容積 2.高壓腔容積 3.壓力、溫度可調的壓力源4.減壓組件 5.閥芯質量 6.L形杠桿 7.閥口圖2 一級減壓腔的仿真模型Fig.2 Simulation Model of first-stage decompression cavity

構件2～7構成了一級減壓腔的本體。構件2和3分別模擬入口腔和一級腔的容積變化；構件4模擬減壓彈簧及減壓膜片線性疊加后的預緊力和剛度，并用兩者線性疊加后的剛度來設置構件4剛度；構件5模擬一級閥芯的質量和各運動部件之間的靜動摩擦作用；構件6模擬一級減壓腔中的L形杠桿；構件7模擬一級閥針分總成，通過設定節流口的尺寸可以準確地改變整個減壓閥的減壓效果。一級腔主要仿真參數如表1所示。

表1 一級腔主要仿真參數

2.2 二級減壓腔模型仿真分析

二級減壓腔的仿真模型如圖3所示。構件1～7構成了二級減壓閥的本體。與一級減壓腔相同，構件1和2分別模擬減壓剛度和閥芯質量等參數；構件3模擬二級閥芯錐形的結構，通過設置參數可以改變整個減壓閥的減壓效果；構件4、6、7分別模擬過渡腔、緩沖室、二級腔(出口腔)的容積變化；構件5模擬橫向銅管結構，出口處與二級腔的出口容積相接。

1.減壓彈簧及膜片 2.閥芯質量 3.閥口 4.低壓腔容積5.橫向銅管 6.緩沖室容積 7.高壓腔容積圖3 二級減壓腔的仿真模型Fig.3 Simulation model of two-stage decompression cavity

二級減壓腔的仿真模型包括二級腔、緩沖室以及它們之間的L形孔管的結構，其主要仿真參數如表2所示。

表2 二級腔主要仿真參數

2.3 模型仿真分析

理想減壓閥是一種不論上下游環境如何變化，都將能夠為下游提供較低穩定壓力的裝置。然而在實際使用中，減壓閥最常出現的問題是不能將出口壓力穩定在一個較小的范圍內，且車用CNG供給通常處于管路壓力高、流量變化大的工況，為在不同CNG供給需求下穩定管路壓力以確保CNG噴射閥的噴射精度，必須對影響減壓閥出口壓力響應過程穩定性的結構參數進行研究。

對減壓閥影響較大的結構參數為減壓腔容積、減壓膜片剛度、減壓彈簧剛度。本文選用的CNG雙級減壓閥的緩沖氣室通過一個L形孔管與減壓閥出口相連。L形孔管由豎直的回流小孔和水平的橫向銅管組成，因此L形孔管的模型可以用2個細長管的氣體流動模型來表示。細長管內高壓氣體的流動為層流，由泊肅葉定律在氣體流動中的應用可得細長管氣體流動模型：

(1)

式中，μ為氣體的黏滯系數，Pa·s；l為銅管的長度，m；da為銅管的直徑，m；p為銅管內的平均壓力，Pa；ps為緩沖室內(銅管入口處)的壓力，Pa；p2為減壓閥出口處的壓力，Pa；Cd為流量系數；T為氣體的熱力學溫度，K；R為氣體常數，J/(kg·K)。

由式(1)可知，銅管長度及銅管內徑同樣為對減壓閥影響較大的結構參數，因此，除減壓腔容積、減壓膜片剛度、減壓彈簧剛度、緩沖室容積以外，還需考慮到緩沖室回流小孔面積、橫向銅管長度以及橫向銅管內徑對減壓閥特性的影響。

利用AMESim建立高壓氣動減壓閥的動態仿真模型，對減壓閥的動態工作情況進行計算機仿真，得到減壓閥出口壓力動態響應曲線，如圖4所示。

圖4 減壓閥出口壓力動態響應曲線Fig.4 Dynamic response curve of pressure relief valve outlet pressure

基于上述仿真模型，對可能影響出口壓力響應過程穩定性的8個關鍵結構參數進行仿真分析，它們是一級減壓彈簧及膜片的剛度、二級減壓彈簧及膜片的剛度、一級減壓腔容積、二級減壓腔容積、緩沖室容積、緩沖室回流小孔面積、橫向銅管長度、橫向銅管內徑。

3 敏感度分析

3.1 試驗設計

試驗設計方法以試驗和數理統計為基礎，合理地設計變量，在上述8個結構參數中尋找對出口壓力波動影響較大的因子，改變參數值后進行對比試驗，確定不同參數對出口壓力波動的影響程度，并對其作出統計評價。Minitab提供了DOE工具，通過Pareto圖對比不同的設計變量對多個目標函數的影響，為減壓閥的改進提供依據。

為找出對減壓閥動態特性影響較大的參數，對被測減壓閥的結構參數進行DOE分析，在Minitab中采用全因子試驗設計法，在全因子試驗計劃表上填入各因子水平組合下的仿真結果。影響因素的水平值設置如表3所示。

表3 設計變量水平表

3.2 目標函數選擇及分析

減壓閥出口壓力動態響應曲線的超調量Mp和調節時間ts是動態響應曲線中重要的2個參數。超調量Mp過大表示減壓閥系統的振動較為強烈，調節時間ts過長則不能夠快速使出口壓力穩定。因此選擇這2個參數指標為目標函數，通過Minitab的DOE工具得到變量對目標函數的影響情況。

將參數設置及目標函數輸入到Minitab中的DOE工具中，生成全因子試驗計劃表。試驗設計八因子二水平的256次試驗，為了節省，僅選擇1/8部分實施，執行次數為32，分辨度為Ⅳ。每個區組有自己的中心點試驗組，因此計劃表共有40組試驗組合。在AMESim軟件中根據試驗表調節仿真模型參數值，獲取減壓閥出口壓力動態響應曲線，并分別將其超調量和調節時間填入計劃表。計算后得到DOE結果和各影響因子對目標函數影響程度的標準化效應T檢驗值表(表4)和正態圖(圖5)。

表4 各影響因子對目標函數的T檢驗值表

圖5 各影響因子對目標函數的正態圖Fig.5 Normal Graph of each influence factor on objective function

表4為顯著性水平α=0.05的情況下目標函數的T檢驗值表，其中，臨界值為2.042，檢驗值大于臨界值時，因子影響效應是顯著的。由表4可以看出，橫向銅管的內徑對超調量的影響檢驗值為2.122，影響效應是顯著的；回流小孔面積對調節時間的影響檢驗值為5.798，橫向銅管長度對調節時間的影響檢驗值為2.069，均大于臨界值，影響是顯著的。因此選擇橫向銅管內徑dc、回流小孔面積Sh和橫向銅管長度lc作為本文研究的重要參數。

正態概率圖(圖5)是由所有因子的效應點以及各影響因子的擬合直線組成的，遠離中間擬合直線的效應點代表影響效應顯著的因子。其中，落在擬合直線右下方的點表示正效應，即與目標函數成正相關關系；落在左上方的點對目標函數則表示負效應。由圖5a可知，橫向銅管內徑dc有正效應，即增加橫向銅管內徑會增大超調量；由圖5b可知，橫向銅管長度和回流小孔的面積有負效應，即減小橫向銅管長度lc和回流小孔的面積Sh會延長調節時間。因此，在結構參數改進過程中，增大回流小孔面積及橫向銅管長度，有利于縮短調節時間，使減壓閥出口壓力快速趨于穩定；減小橫向銅管內徑，有利于減小超調量，使減壓閥系統振動減弱。

4 試驗研究

4.1 試驗系統設計

如圖6所示，試驗所采用的系統主要由氮氣瓶、高壓減壓閥、被測減壓閥、Alicat層流式氣體質量流量計、緩沖罐、氣軌、天然氣噴射閥等組成。調節旋鈕模擬不同節氣門開度來調節噴射閥的脈寬，控制不同的天然氣供給量。Alicat層流式氣體質量流量計位于被測減壓閥出口端，可測量氣體的瞬時流量和減壓閥的出口實時壓力。減壓閥回流小管直徑為1 mm時，單閥動態特性如圖7所示，減壓閥靜態工作時，減壓閥出口壓力為管路壓力，管路壓力約為258 kPa；減壓閥動態工作時，減壓閥出口壓力迅速降低約為236 kPa，并保持穩定的出口壓力。

圖6 試驗系統方案Fig.6 Test system scheme

圖7 單閥動態特性圖Fig.7 Dynamic characteristic curve of single valve

4.2 結構參數改進

對減壓閥的緩沖室回流小孔面積(對應小孔內徑為rh)、橫向銅管長度以及橫向銅管內徑進行結構改進，重新制作了改進后的零件和減壓閥，并進行對比測試，各零件具體參數如表5所示。

表5 減壓閥結構改進參數

4.3 對比試驗

為測試結構改進后的減壓閥是否能保持輸出壓力的穩定，支持氣體噴射閥的正常工作，并在多大程度上提高了減壓閥的流量特性和輸出壓力特性，進行了以下對比試驗。

4.3.1減壓閥流量特性試驗

(1)小流量工況。保持減壓閥入口壓力10 MPa不變，控制噴射閥脈寬從4～17 ms變化，氣體噴射閥采用單閥噴射，測得減壓閥的流量特性如圖8所示。原始減壓閥的前后壓差大約為8 kPa，改進之后的3個減壓閥前后壓差都小于6 kPa，減小了25%，減小了出口壓力波動，提高了減壓閥出口壓力的穩定性。

圖8 小流量工況下的減壓閥流量特性曲線Fig.8 Flow characteristic curves of pressure reducing valves under small flow conditions

圖9 大流量工況下的減壓閥流量特性曲線Fig.9 Flow characteristic curves of pressure reducing valves under large flow conditions

(2)大流量工況。保持被測減壓閥入口壓力為10 MPa不變，控制噴射閥脈寬從4～17 ms變化，3個氣體噴射閥同時噴射，得到減壓閥的流量特性如圖9所示。當噴射閥的噴射流量由40 L/min增大到140 L/min 時，原始減壓閥的出口壓力由240 kPa下降到210 kPa，壓差為30 kPa，改進后的3個減壓閥的壓差變化都沒有超過15 kPa，壓力穩定性提高了50%。其中，盡管橫向銅管內徑為2mm的減壓閥在流量特性上很優秀，表現最為穩定，前后壓差不超過5 kPa，壓力波動比原始減壓閥減小了83.3%，但由于其承受的流量范圍有限，因此在大流量工況下并不是一個較好的選擇。

4.3.2輸出壓力特性試驗

(1)小流量工況。控制噴射閥的噴射閥脈寬為12 ms不變，采用單個氣體噴射閥進行噴射，流量為35 L/min ，調節減壓閥的入口壓力從2～12 MPa變化，得到減壓閥的輸出壓力特性曲線如圖10所示。當減壓閥入口壓力由2 MPa逐漸增大到12 MPa時，原始減壓閥的出口壓力受到較大影響，變化量超過10 kPa，改進后的3個減壓閥出口壓力變化量均小于2 kPa，壓力波動減少了80%。

圖10 小流量工況下的各減壓閥壓力特性曲線Fig.10 Pressure characteristic curves of various pressure reducing valves under small flow condition

(2)大流量工況。試驗方案采用3個噴射閥同時噴射，控制噴射閥的脈寬為12 ms保持不變，即保持氣體流量在101 L/min 左右，調節減壓閥的入口壓力從2～12 MPa變化，得到減壓閥的輸出壓力特性曲線如圖11所示。當減壓閥入口壓力由2 MPa逐漸增大至12 MPa時，原始減壓閥的出口壓力受到較大影響，變化量約為9 kPa，改進后的3個減壓閥出口壓力變化量均不超過2 kPa，輸出壓力波動減少了77.8%，輸出壓力穩定性更好。

圖11 大流量工況下的減壓閥壓力特性曲線Fig.11 Pressure characteristic curves of pressure reducing valves under the condition of large flow rate

5 結論

(1)在顯著性水平α=0.05的情況下，橫向銅管內徑對出口壓力超調量的影響最明顯，回流小孔面積和橫向銅管長度對出口壓力調節時間的影響最明顯。

(2)橫向銅管內徑減小會導致減壓閥在流量110 L/min 時產生供氣不足，使減壓閥出口壓力產生較大波動，因此最佳流量應控制在110 L/min 以下。

(3)改進后的減壓閥在小流量工況下流量特性的穩定性提高了25%，壓力特性的穩定性提高了80%；在大流量工況下，其流量特性穩定性提高了50%，壓力特性穩定性提高了77.8%，達到了結構優化的效果。