基于CFD的兩級氣動直接力控制閥靜態(tài)特性①

劉 群，楊緒釗，宋顯成，劉 慧

(北京精密機電控制設(shè)備研究所，北京 100076)

0 引言

在15 km以上的空間或臨近空間，若實現(xiàn)彈體的機動飛行，直接力控制或推力矢量控制是必然的選擇。氣壓控制技術(shù)由于成本低、適應(yīng)溫度范圍廣，在制導(dǎo)武器中得到廣泛應(yīng)用[1]，又由于燃氣伺服系統(tǒng)具有比功率大、結(jié)構(gòu)簡單、成本低及使用維護方便的獨特優(yōu)勢，所以國內(nèi)外多數(shù)大型導(dǎo)彈都用燃氣伺服系統(tǒng)作為彈上的滾轉(zhuǎn)姿態(tài)控制伺服系統(tǒng)[2]。

燃氣伺服系統(tǒng)中，必須用一種氣動控制元件——直接力控制閥，對燃氣的壓力、流量以及流動方向加以控制。目前，國內(nèi)導(dǎo)彈滾控燃氣伺服系統(tǒng)使用的直接力控制閥普遍采用單級閥方案，這種閥一般用于中小推力系統(tǒng)。由于固體導(dǎo)彈的射程及精度不斷提高，對燃氣伺服系統(tǒng)提出了大推力、高動態(tài)響應(yīng)等更高要求，而直接力控制閥須承受高溫高速燃氣的燒蝕和沖刷。因此，直接力控制閥的研制將是燃氣伺服系統(tǒng)中的關(guān)鍵技術(shù)之一。

本文針對目前直接力控制閥推力小的缺點，提出了一種兩級直接力控制閥方案，即噴嘴-擋板式前置級閥和滑閥式主閥，其功能與單級閥相同，但它所輸出的推力要大得多，且響應(yīng)速度更快。通過基于計算流體力學(xué)(CFD)的兩級直接力控制閥的靜態(tài)特性研究，比較分析了擋板及主閥芯在不同位置時流場的流動狀態(tài)和壓力損失情況，得到了擋板的位置-流量特性曲線及位置-氣動力特性曲線、主閥芯位置-流量特性曲線以及主閥的輸出推力。在此基礎(chǔ)上研制了原理樣機，利用推力測量試驗臺進行了熱試，實測結(jié)果和仿真結(jié)果的比較分析表明，本文對兩級直接力控制閥的靜態(tài)特性分析正確，該閥輸出的大推力完全能滿足導(dǎo)彈控制系統(tǒng)的要求。固體推進劑比液體推進劑更容易儲存且不泄漏。隨著固體推進技術(shù)的發(fā)展，高比沖固體推進劑的不斷出現(xiàn)。若燃氣伺服系統(tǒng)的關(guān)鍵技術(shù)取得突破性進展，則可用燃氣伺服系統(tǒng)取代目前末修姿態(tài)控制的液體發(fā)動機，這必將使燃氣伺服技術(shù)更加成熟，不斷向前發(fā)展，應(yīng)用更加廣泛。

1 兩級直接力控制閥工作原理

固體導(dǎo)彈推力矢量控制必須采用單獨的伺服系統(tǒng)來控制導(dǎo)彈的滾轉(zhuǎn)，如圖1所示。

圖1 滾轉(zhuǎn)姿態(tài)控制燃氣伺服系統(tǒng)安裝示意圖

兩級燃氣直接力控制閥由前置級閥和主閥組成，其中前置級閥作為先導(dǎo)控制閥，主閥作為功率放大閥。當(dāng)前置級閥裝上拉瓦爾噴管后可單獨使用，實現(xiàn)輸出流量及推力的功能；當(dāng)前置級閥作為先導(dǎo)級使用時，不需要輸出推力，只需要流量及壓力輸出，則將拉瓦爾噴管換成等喉徑的收縮噴管，其流出的燃氣用導(dǎo)管排出彈壁外。根據(jù)氣體動力學(xué)可知，當(dāng)外界環(huán)境壓力pb與入口壓總壓p*比值小于等于臨界壓力比βcr時，相同喉徑的拉瓦爾噴管與收縮噴管輸出流量相同且均達到最大值，喉部為聲速并處于雍塞狀態(tài)[3]。本課題研究的燃氣直接力控制閥入口總壓p*=8 MPa，外界環(huán)境壓力pb=101 325 Pa，遠小于βcr。因此，將拉瓦爾噴管換成等喉徑的收縮噴管，不會影響前置級閥的性能。

前置級閥結(jié)構(gòu)示意圖見圖2(a)。其工作原理為當(dāng)電磁鐵組1通電、電磁鐵組2斷電時，電磁鐵組1產(chǎn)生的電磁力矩使銜鐵及擋板產(chǎn)生逆時針轉(zhuǎn)動，并使彈簧管變形，擋板下端到達右邊噴嘴堵住噴嘴進口，控制燃氣全部從左邊噴嘴噴出；當(dāng)電磁鐵組1斷電、電磁鐵組2通電時，擋板在電磁鐵組2的電磁吸力和彈簧管回復(fù)力作用下，順時針轉(zhuǎn)動，其下端迅速向中位運動，當(dāng)擋板下端到達左邊噴嘴，并堵住噴嘴進口后，控制燃氣將全部從右邊噴嘴噴出。

(a)前置級閥示意圖

(b)主閥示意圖

(b)總成結(jié)構(gòu)示意圖

主閥結(jié)構(gòu)示意圖見圖2(b)，兩級直接力控制閥總成結(jié)構(gòu)示意圖見圖2(c)。主閥采用滑閥式菌狀閥，其閥芯的啟閉由閥芯兩端的控制腔壓差來控制，進入控制腔的燃氣從收縮噴管流出。當(dāng)前置級閥噴出的燃氣進入主閥左端控制腔，并使左控制腔壓力逐漸增大時，其右腔的控制壓力逐漸減小，此時閥芯在兩端控制腔壓差作用下向右運動，則主燃氣通過閥芯左端進入左閥腔，并從左邊的推力噴管噴出，產(chǎn)生推力。為便于彈上安裝，兩個推力噴管中心線成120°分布。

2 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計

對兩級直接力控制閥進行初步設(shè)計，以得到重點部位的結(jié)構(gòu)尺寸。

2.1 推力噴管設(shè)計

燃氣進入主閥后，需要流過閥口進入閥腔，然后再進入推力噴管，并從推力噴管噴出產(chǎn)生推力。為計算方便，可將流道簡化成如圖3所示的多喉道管流模型。為減小閥口的節(jié)流損失，當(dāng)主閥芯運動到極限位置后，燃氣能在推力噴管喉部達到聲速，使其輸出的推力最大。因此，在推力噴管喉部前的燃氣均為亞聲速流動，閥口的節(jié)流面積應(yīng)大于單個推力噴管的喉部面積，且小于2倍推力噴管喉部的面積。

由于閥口為環(huán)行通道，且燃氣流出閥口后出現(xiàn)轉(zhuǎn)折，會出現(xiàn)一定總壓損失，根據(jù)文獻介紹，這類損失需要根據(jù)試驗和經(jīng)驗公式來計算。

圖3 主閥流道簡化示意圖

閥腔的總壓為

(1)

推力噴管輸出的推力為

(2)

式中CF為推力噴管推力系數(shù)；η2為考慮到燃氣泄漏以及噴管效率后的綜合效率系數(shù)，取η2=0.9。

當(dāng)推力噴管在完全膨脹狀態(tài)下工作時：

(3)

式中pe為噴管出口壓力，pe=0.101 325 MPa；k為燃氣的比熱容比，對于本文使用的燃氣k=1.19。

按照推力噴管輸出600 N計算，則推力噴管喉部面積為

推力噴管喉徑dt=8.63 mm，考慮到設(shè)計余量，設(shè)計時取8.8 mm。

在超聲速噴管中，只要噴管內(nèi)不產(chǎn)生激波，在一定的比熱容比k值下，對應(yīng)于一定壓強比pe/pp*就有一個確定的面積比Ae/At，二者的關(guān)系如下：

(4)

2.2 主閥閥口設(shè)計

主閥芯在運動過程中，燃氣從閥芯中間的肩部兩側(cè)流過(如圖4所示)，并從兩側(cè)推力噴管流出。隨著閥芯的運動，閥芯一側(cè)節(jié)流窗開度隨之增加，流入閥腔和噴管的流量也隨之增加，其流量與閥芯位移量有關(guān)。

圖4 主閥閥口示意圖

閥口總的節(jié)流面積為

S=π(R1+R2)xsinα

(5)

式中S為節(jié)流面積，m2；x為閥芯行程，m；R1，R2分別為節(jié)流面上、下邊到軸線的距離，m；α為菌狀閥芯的半錐角，(°)。

由于閥口的節(jié)流面積必須大于單個推力噴管的喉部面積，且小于2倍推力噴管喉部的面積。

A<π(R+R)xsinα<2A

(6)

從流體力學(xué)相關(guān)內(nèi)容介紹，閥腔壓力pp大于第三臨界壓力p3時，燃氣在閥腔前的流動才能為亞聲速流動，而由一個確定的面積比Az/Ap(即閥口總面積/閥腔截面等效面積)可得到兩個馬赫數(shù)，其中Ma<1所對應(yīng)的壓力即為第三臨界壓力p3。說明在已知閥腔截面等效面積Ap的情況下，閥腔壓力pp與閥口總面積Az可相互確定。

3 靜態(tài)特性仿真分析

燃氣在閥腔內(nèi)流動時，需要流經(jīng)擋板節(jié)流孔、閥口及噴管等多個節(jié)流面，屬于多喉道管流，并且閥腔內(nèi)還有多處彎管，伴有渦流出現(xiàn)，管壁的摩擦力也不能忽略，其流動狀態(tài)復(fù)雜，存在各種流場損失。

應(yīng)用CFD分析可根據(jù)N-S方程，對整個流場進行數(shù)值解析而得到閥腔內(nèi)的真實流動狀態(tài)[4-5]。本文利用軟件Fluent來研究流場，可免去對N-S方程編制復(fù)雜的求解程序，將主要精力用于物理問題本身的計算和研究上[6]。

3.1 CFD模型及邊界條件

由于前置級閥與主閥的燃氣出口互不干涉，流場不會相互影響，因此將前置級閥與主閥分別建立模型，并單獨進行分析。

3.1.1 幾何模型

由于前置級閥擋板及主閥芯在運動過程中節(jié)流面積會發(fā)生變化，節(jié)流面后的流場變化復(fù)雜[7-8]，因此本文在進行穩(wěn)態(tài)仿真時，為了分析在不同開口度情況下閥腔內(nèi)的流動情況，分別進行了前置級閥擋板在位移0.15 mm處(擋板簡化為平移運動)、擋板在極限位置(一側(cè)完全關(guān)死)及中位，主閥芯在極限位置、閥芯移動1 mm處及中位共6個幾何模型。

由于前置級閥的噴嘴-擋板及主閥閥口均對燃氣流有節(jié)流作用，其最小過流面積不能用二維圖真實表達，因此流體在閥腔內(nèi)的流動是非常復(fù)雜的三維流動。本文采用Creo軟件建立三維模型，如圖5所示。由于是參數(shù)化建模，可很方便地適當(dāng)改進閥的結(jié)構(gòu)，進行參數(shù)優(yōu)化。

(a)前置級閥三維CFD模型

(b)主閥三維CFD模型

圖5兩級直接力控制閥的三維CFD模型

Fig.5 The three-dimensional CFD model of the two-stage thrust valve

3.1.2 數(shù)學(xué)模型

流體在燃氣閥內(nèi)部三維流動的控制方程如下：

(1)連續(xù)性方程

(7)

(2)Navier-Stokes方程(N-S方程)

(8)

式中Ω為控制體；?Ω為控制體邊界面；W為求解變量；F為無粘通量；G為粘性通量；H為源項。

3.1.3 計算網(wǎng)格

考慮到計算機的運行時間和存儲容量，在入口和比較規(guī)則的圓柱段，因為變量變化緩慢，網(wǎng)格較粗。由于在前置級閥的噴嘴-擋板和噴管喉部以及主閥閥口處存在節(jié)流作用，其參數(shù)變化劇烈，對網(wǎng)格進行了局部細化。計算網(wǎng)格如圖6所示。

3.1.4 邊界條件和計算條件[9-11]

(1)燃氣流符合理想氣體定律；

(2)燃氣的流動為絕熱流動；

(3)燃氣在流動過程中，粘度和熱導(dǎo)率為常數(shù)；

(4)前置級閥擋板的轉(zhuǎn)動近似為平移運動，且不考慮主閥芯運動而造成的控制腔容積變化；

(5)流體與壁面接觸的邊界為靜止壁面；

(6)進出口邊界條件均取為壓力入口和壓力出口，入口為8 MPa，出口為大氣壓101 325 Pa；

(7)求解過程中采用隱式(Implicit)耦合(Coupled)算法，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型；

(a)前置級閥計算網(wǎng)格圖

(b)主閥計算網(wǎng)格圖

(8)直接力控制閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)：前置級閥擋板最大位移0.6 mm，擋板處的噴嘴內(nèi)徑3.8 mm，前置級噴管喉徑1.9 mm；主閥閥芯最大位移4 mm，閥腔內(nèi)徑20 mm，推力噴管喉徑8.8 mm，推力噴管出口截面徑26.77 mm；

(9)計算所用的燃氣其他參數(shù)：溫度1420 K，比熱容比k=1.19。

3.2 前置級閥仿真結(jié)果與分析

通過對前置級閥CFD數(shù)值解析，可獲得擋板在不同位置時，閥內(nèi)流場的壓力、速度及溫度分布。

3.2.1 仿真結(jié)果顯示

(1)擋板在極限位置(一側(cè)噴嘴完全關(guān)死)，即位移為±0.3 mm(定義擋板的中位為位移原點，向左運動位移為負，向右運動位移為正，下同)時的流場仿真結(jié)果如圖7所示。

(2)擋板從極限位置運動到中位行程的一半，即位移為0.15 mm時的流場仿真結(jié)果如圖8所示。

(3)擋板運動在中位時流場仿真結(jié)果如圖9所示。

3.2.2 前置級閥腔內(nèi)能量損失分析

(1)燃氣流經(jīng)噴嘴-擋板后會出現(xiàn)明顯的壓力損失，損失大小與擋板開口度有關(guān)。

當(dāng)擋板在極限位置時，總壓損失Δp*=0.30 MPa；

當(dāng)擋板處于0.15 mm處時，開口度大的一側(cè)總壓損失Δp*=0.42 MPa，開口度小的一側(cè)總壓損失Δp*=1.5 MPa；

當(dāng)擋板處于中位時，兩側(cè)總壓損失Δp*=1.1 MPa。

(a)擋板在極限位置時靜壓分布云圖 (b)擋板在極限位置時總壓分布云圖 (c)擋板在極限位置時速度分布云圖

(a)擋板位移在0.15 mm時靜壓分布云圖 (b)擋板位移在0.15 mm時總壓分布云圖 (c)擋板位移在0.15 mm時速度分布云圖

(a)擋板在中位時靜壓分布云圖 (b)擋板在中位時總壓分布云圖 (c)擋板在中位時速度分布云圖

(2)閥腔內(nèi)燃氣流動情況。在噴嘴-擋板過流面積突變處產(chǎn)生較大的漩渦，且產(chǎn)生了脫流現(xiàn)象。這說明流體在流動過程中，過流截面面積的突變將引起流速的相應(yīng)變化，并在通流面積突變處形成漩渦區(qū)，在拐角處產(chǎn)生主流與壁面脫離的現(xiàn)象，而這些都將引起較大的能量損失，漩渦區(qū)越大，能量損失越大，過流截面面積越小，能量損失越大。

(3)結(jié)構(gòu)優(yōu)化。 要減少前置級閥工作過程中的能量損失，需要增加噴嘴-擋板處的節(jié)流面積，即增加擋板行程，但這樣勢必會延長電磁鐵的響應(yīng)時間。因此，二者要綜合考慮。

3.2.3 擋板在不同開口度下的燃氣流量

通過對前置級閥流場仿真計算，可得出前置級閥擋板在不同位置(定義擋板向左運動為負，向右運動為正)時的燃氣流量輸出，見表1和圖10。

表1 前置級閥位置-流量特性數(shù)值表

圖10 前置級閥的位置-流量特性曲線

從圖10可看出，在入口壓力保持不變的情況下，前置級擋板處于中位時，其輸出總流量最大，是擋板在極限位置時的1.72倍，但其有效流量為零，主要是因為擋板在中位時，燃氣從兩側(cè)噴管流出，其過流面積較大導(dǎo)致總流量較大，但兩側(cè)噴管輸出大小相等、方向相反的推力，對系統(tǒng)做功為零，因此其有效流量為零。另外，由于擋板大部分時間停留極限位置，停留在中位置的時間極短，因此對燃氣源的總質(zhì)量影響不大。

3.2.4 擋板的氣動力分析

燃氣在閥內(nèi)流動時，其流動方向和流速大小的變化都將造成流體動量的改變。因此，擋板上會受到附加的瞬態(tài)和穩(wěn)態(tài)氣動力。瞬態(tài)氣動力相對較小，通常不予考慮，對本文所研究的前置級閥，影響其擋板運動的只有沿噴嘴軸向的氣動力，此處只對擋板不同位置時的沿噴嘴軸向的穩(wěn)態(tài)氣動力分量進行分析。作用在擋板上的穩(wěn)態(tài)氣動力是噴嘴噴口處的靜壓力和射流進噴嘴的氣流動量所產(chǎn)生的，由于流入前置級閥的燃氣質(zhì)量流量很小，同時其流動速度也很低，氣流動量所產(chǎn)生的氣動力只相當(dāng)于靜壓所產(chǎn)生的氣動力的8%。因此，本文只針對靜壓力所產(chǎn)生的氣動力來進行分析。

表2為前置級閥的擋板在不同位置時所受的氣動力(定義氣動力向右為正，向左為負)。根據(jù)表2可得出圖11所示的擋板在不同位置時所受的氣動力曲線。

表2 前置級閥擋板在不同位置時的氣動力

圖11 前置級閥的位置-氣動力特性曲線

由此可見，當(dāng)前置級閥的擋板自中位向極限位置運動時，氣動力為主動力，是幫助擋板運動的力；反之，當(dāng)擋板由極限位置向中位運動時，氣動力是阻礙擋板運動的力。

采用Matlab里的函數(shù)polyfit，用最小二乘法對表2中氣動合力數(shù)據(jù)進行曲線擬合。結(jié)果如下：

Fp(x)=1.949 6x3+0.115 5x

(9)

式中Fp為氣動力，N；x為擋板的位移，mm。

由前置級閥的結(jié)構(gòu)原理可知：

x=lpθ

式中l(wèi)p為彈簧管旋轉(zhuǎn)中心到噴嘴軸線的距離，mm；θ為銜鐵和擋板的轉(zhuǎn)角，rad。

式(9)可寫成：

(10)

3.3 主閥仿真結(jié)果與分析

通過對主閥CFD數(shù)值解析，可獲得閥芯在不同位置時閥內(nèi)流場的壓力、速度及溫度分布。

3.3.1 仿真結(jié)果顯示

(1)閥芯在極限位置(一側(cè)閥門完全關(guān)死)，即位移為±2 mm(定義主閥芯的中位為位移原點，向左運動位移為負，向右運動位移為正，下同)時的流場仿真結(jié)果見圖12。

(2)閥芯運動1 mm時(從極限位置到中位行程的一半)的流場仿真結(jié)果見圖13。

(3)閥芯運動處于中位時的流場仿真結(jié)果見圖14。

(a)閥芯在極限位置時靜壓分布云圖 (b)閥芯在極限位置時總壓分布云圖 (c)閥芯在極限位置時速度分布云圖

(a)閥芯在1 mm處時靜壓分布云圖 (b)閥芯在1 mm處時總壓分布云圖 (c)閥芯在1 mm處時速度分布云圖

(a)閥芯處于中位時靜壓分布云圖 (b)閥芯處于中位時總壓分布云圖 (c)閥芯處于中位時速度分布云圖

3.3.2 主閥腔內(nèi)能量損失分析

(1)燃氣流經(jīng)閥門后會出現(xiàn)明顯的壓力損失，損失大小與閥門開口度有關(guān)。

當(dāng)閥門在極限位置時，總壓損失Δp*=0.8 MPa；

當(dāng)閥門處于±1 mm處時，開口度大的一側(cè)Δp*=1.15 MPa，開口度小的一側(cè)Δp*=2.6 MPa；

當(dāng)閥門處于中位時，兩側(cè)的Δp*=1.8 MPa。

(2)閥腔內(nèi)燃氣流動情況。在閥門過流面積突變處產(chǎn)生較大的漩渦，在進入推力噴管前的導(dǎo)管時出現(xiàn)直角拐彎，產(chǎn)生了脫流現(xiàn)象。這說明流體在流動過程中，過流截面面積的突變將引起流速的相應(yīng)變化，并在通流面積突變處形成漩渦區(qū)，在拐角處產(chǎn)生主流與壁面脫離的現(xiàn)象，而這些都將引起較大的能量損失，漩渦區(qū)越大，能量損失越大，過流斷面面積越小，能量損失越大。

(3)結(jié)構(gòu)優(yōu)化。要減少主閥工作過程中的能量損失，需要增加閥門的過流面積，即增加閥芯行程、增大閥腔內(nèi)徑尺寸及減少燃氣的直角拐彎，但對主閥的響應(yīng)時間有一定影響，不過由于主閥的響應(yīng)時間足夠滿足控制系統(tǒng)要求，可適當(dāng)?shù)亟档晚憫?yīng)時間，達到減小能量損失的目的。

3.3.3 主閥芯在不同開口度下的燃氣流量

通過對主閥流場仿真計算，可得出主閥芯在不同位置(定義主閥芯向左運動為負，向右運動為正)的位置-流量特性曲線，見表3和圖15。

表3 主閥位置-流量特性數(shù)值表

圖15 主閥的位置-流量特性曲線

從圖15可看出，在入口壓力保持不變的情況下，主閥閥芯處于中位時，其輸出總流量最大，是閥芯在極限位置時的1.38倍，主要是因為閥芯在中位時，燃氣從兩側(cè)推力噴管流出，其過流面積較大。

3.3.4 主閥輸出推力計算

通過對直接力控制閥推力噴管的設(shè)計可知，只有當(dāng)主閥芯處于極限位置時，噴管的出口速度達到最大，輸出的推力為真實推力F。

從主閥芯在極限位置時的靜壓和速度分布云圖可知，推力噴管出口截面的平均速度為1782 m/s，平均壓力0.140 MPa，燃氣的質(zhì)量流量為350 g/s，則推力F為

(11)

將各參數(shù)帶入式(11)，有

F=625+19=644 N

4 試驗及結(jié)果分析

經(jīng)過對兩級直接力控制閥動態(tài)分析及基于CFD的靜特性分析，研制出了原理樣機，見圖16。

圖16 兩級直接力控制閥原理樣機

4.1 推力測量試驗臺

為了能準(zhǔn)確真實地測量出直接力控制閥的推力，特別設(shè)計了推力測量試驗臺，見圖17。

該試驗臺采用臥式結(jié)構(gòu)，由靜支架和動支架組成，底座、立柱、輔助支撐作為靜支架，保持不動，轉(zhuǎn)軸和平臺作為動支架，可繞靜支架作旋轉(zhuǎn)運動，試件固定在動支架上，力傳感器安裝在靜支架上，動、靜支架采用兩個軸承連接。其工作原理為當(dāng)兩級直接力控制閥工作時，兩個噴管產(chǎn)生的推力使平臺作順時針或逆時旋轉(zhuǎn)，平臺的另一端產(chǎn)生大小相同的作用在力傳感器，測量出直接力控制閥產(chǎn)生的推力。

試驗臺利用杠桿原理模擬了產(chǎn)品在彈上的工作狀態(tài)，真實地反映了直接力控制閥產(chǎn)生的實際推力，結(jié)構(gòu)簡單，便于產(chǎn)品安裝、拆卸。

圖17 推力測量試驗臺原理圖

4.2 試驗結(jié)果及分析

試驗時，測量系統(tǒng)同時采集了兩路線圈電流、兩路控制腔壓力、兩路主閥腔壓力及一路推力參數(shù)，試驗現(xiàn)場見圖18，試驗結(jié)果如圖19所示。

圖18 兩級直接力控制閥原理樣機

對兩級直接力控制閥靜態(tài)分析結(jié)果與實測結(jié)果進行比較。

(1)前置級閥控制腔壓力、主閥閥腔壓力的實測結(jié)果與流場仿真結(jié)果比較見表4。

圖19 兩級直接力控制閥熱試結(jié)果

(2)實測推力為610 N，理論計算結(jié)果為644 N，誤差5.3%。

(3)實測時，控制腔壓力及主閥閥腔壓力均沒有從零開始上升，主要是因為當(dāng)擋板或主閥芯運動到極限位置時，擋板及主閥芯不可能完全關(guān)死，會出現(xiàn)一定的泄漏，導(dǎo)致另一側(cè)的閥腔壓力并不為零。綜上所述，實測結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致，證明本文對兩級直接力控制閥靜態(tài)分析是正確的。

5 結(jié)論

(1)燃氣通過前置級閥擋板及主閥芯后有一定程度的壓力和能量損失，其損失量隨開口度的減小而增大；燃氣經(jīng)過前置級噴嘴-擋板處及主閥閥門處均產(chǎn)生較大的漩渦，在進入主閥推力噴管前的導(dǎo)管時出現(xiàn)直角拐彎，產(chǎn)生了脫流現(xiàn)象，這說明流體在流動過程中，過流面面積的突變將引起流速的相應(yīng)變化，并在過流面積突變處形成漩渦區(qū)，在拐角處產(chǎn)生主流與壁面脫離的現(xiàn)象，而這些都將引起較大的能量損失，漩渦區(qū)越大，能量損失越大，節(jié)流面面積越小，能量損失越大?？赏ㄟ^增加前置級閥的擋板及主閥閥芯行程、主閥腔直徑、減小燃氣的直角拐彎，達到減小能量損失的目的。

(2)通過對前置級閥擋板及主閥閥芯在不同位置時的流量分析，得出了前置級閥及主閥的位置-流量特性曲線，說明在入口壓力保持不變的情況下，前置級閥擋板及主閥芯在不同位置時，噴管的輸出流量不同，隨著開口度的增大而增大，但處于中位時，兩噴管輸出總流量最大。

(3)通過對前置級閥擋板在不同位置時的氣動力分析，得出了前置級閥擋板的位置-氣動力特性曲線，說明當(dāng)擋板自中位向極限位置運動時，氣動力為主動力，幫助擋板運動；反之，當(dāng)擋板由極限位置向中位運動時，氣動力阻礙擋板運動。

(4)通過分析主閥推力噴管出口截面的仿真結(jié)果，得到推力噴管的輸出推力為644 N，滿足設(shè)計要求。

(5)利用推力測量試驗臺，對設(shè)計出的兩級直接力控制閥原理樣機進行了熱試，通過比較試驗結(jié)果與理論計算結(jié)果，驗證了本文對兩級直接力控制閥靜態(tài)特性分析的正確性，證明本課題研制的兩級直接力控制閥完全滿足設(shè)計要求。