一種組合式空氣減壓閥流動特性數(shù)值研究

蔡 冰

(中國航發(fā)西安動力控制科技有限公司，陜西西安 710077)

引言

空氣減壓閥是航空發(fā)動機控制系統(tǒng)必不可少的元件之一，在發(fā)動機控制系統(tǒng)氣路中具有重要的應(yīng)用[1]。小尺寸氣路控制的高減壓比減壓閥，腔體一般為異形結(jié)構(gòu)，幾何流道復雜，流道可能包含收縮、突擴、縫隙等多種不同的幾何形態(tài)，造成流動狀態(tài)復雜多變。開展空氣減壓閥流場特性研究，對于提高空氣減壓閥的性能建模精度具有重要意義。

針對空氣減壓閥性能建模，國內(nèi)外開展了較多的研究工作[2-7]，這些研究以理論分析和試驗研究為主，

難以揭示流動細節(jié)和流場特性。隨著CFD方法在液壓、氣動閥等元件流動仿真方面的應(yīng)用，為減壓閥內(nèi)部流動詳細分析和性能建模提供了支撐。陳陽等[8]采用有限體積閥對減壓器動態(tài)特性進行仿真研究；高殿榮等[9]采用有限元方法對液壓錐閥內(nèi)部流場進行了數(shù)值仿真；高紅等[10]采用RNGk-ε湍流模型開展了錐閥閥口的氣穴流動過程的仿真計算；雷紅霞等[11]采用商業(yè)軟件開展了液壓錐閥三維仿真計算；日本TETSUHIRO T等[12]用渦量法對液壓錐閥的內(nèi)部軸向流動進行了數(shù)值仿真。此外，基于不同應(yīng)用需求提出了多種高減壓比空氣減壓閥構(gòu)型并開展性能研究[13-14]。章序文等[15]對一種高壓差的減壓閥開展了數(shù)值模擬，分析了內(nèi)部復雜流動現(xiàn)象。陳富強等[16]利用計算流體力學軟件分析高參數(shù)減壓閥內(nèi)部流場壓力分布，作為減壓閥中孔板熱分析的基礎(chǔ)。這些工作針對性研究了減壓閥的流動特征，但由于不同減壓閥結(jié)構(gòu)差異，流動特征分析不具有普適性。

為實現(xiàn)較大的減壓比及其調(diào)節(jié)范圍，采用多級閥組合是一個可行的選擇[17]，但高壓使用環(huán)境以及幾何組合帶來的結(jié)構(gòu)復雜度及調(diào)節(jié)參數(shù)增加，流動狀態(tài)也更為復雜。本研究針對一種兩級組合式減壓閥，基于數(shù)值方法開展建模仿真，研究減壓閥內(nèi)部流場特性，為性能建模提供依據(jù)。

1 計算模型

1.1 幾何模型

組合式減壓閥在流道中設(shè)計兩級減壓裝置，減壓過程由第一級的柱閥和第二級的針閥串聯(lián)完成。通過兩級減壓，實現(xiàn)較高的氣流減壓比，減壓閥幾何模型如圖1所示。

1.一級閥芯 2.殼體 3.混合腔 4.二級閥芯
圖1 幾何模型

高壓氣流從減壓閥入口A，經(jīng)第一級柱閥芯體與殼體之間形成的間隙流動，壓力損失后進入減壓閥混合腔，再通過第二級針閥芯體與殼體之間形成的收縮-擴張通道，加速減壓后由出口B排出。C為減壓閥引氣口，引出低壓氣流，作為減壓閥的輸出，用于控制下游供油活門的開度，以達在不同入口壓力下調(diào)節(jié)供油量的目的。

減壓閥的工作過程中，兩級閥體均沿著水平方向運動。第一級柱閥芯體滑移時，與殼體端面配合產(chǎn)生間隙為Δx1的狹縫。氣流經(jīng)過狹縫流動時經(jīng)歷2次方向的垂直偏轉(zhuǎn)，會造成較大的流動損失；第二級針閥閥芯的型面與殼體配合形成了“喉道”，引氣點與喉道相對距離Δx2，通過針閥前后運動調(diào)整Δx2大小，以改變引氣位置的流動速度和靜壓。

1.2 計算工況

根據(jù)組合式減壓閥的結(jié)構(gòu)特點和工作原理，主要控制參數(shù)為間隙Δx1和位置Δx2。針對2個參數(shù)組合的4個工況開展仿真計算，如表1所列。

表1 計算工況 mm

2 數(shù)值建模

2.1 網(wǎng)格劃分

根據(jù)組合式減壓閥的幾何流道特點，采用二維軸對稱模型進行計算，通過幾何剖分將流場劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。由于第一級閥芯流動間隙幾何尺寸較小氣流參數(shù)變化劇烈，以及第二級針閥引氣區(qū)域流速較高，對這些區(qū)域的網(wǎng)格進行加密處理。同時，在計算過程中，對流道的近壁面網(wǎng)格也進行自適應(yīng)加密。通過劃分，生成計算網(wǎng)格約13萬，如圖2所示。

圖2 計算網(wǎng)格

2.2 邊界條件

根據(jù)減壓閥幾何構(gòu)型和工作條件，設(shè)置計算模型邊界條件，包含4種類型，如圖3所示。

(1) 壓力進口條件：閥體進口為壓力進口邊界條件，設(shè)定進入減壓閥的氣流總壓、總溫及靜壓。靜壓只作為流場迭代計算的初值，實際值根據(jù)流場迭代參數(shù)平衡確定;

圖3 邊界條件

(2) 壓力出口條件：空氣減壓閥的出口設(shè)置為壓力出口邊界，根據(jù)使用環(huán)境指定出口反壓值；

(3) 對稱軸條件：閥體幾何對稱軸設(shè)為對稱軸邊界條件，只需要在邊界條件類型中進行聲明，無需參數(shù)設(shè)定；

(4) 壁面邊界條件：減壓閥流道中固定壁面均指定為無滑移壁面邊界條件。在研究穩(wěn)態(tài)特性時，不考慮氣流與壁面之間傳熱過程，壁面熱流量為零。

2.3 控制方程與數(shù)值解法

流場控制方程取以積分形式描述的弱守恒型雷諾平均N-S方程。在任一邊界控制體上，標量φ的守恒方程寫為：

式中，ρ—— 流體密度

?！?擴散系數(shù)

Sφ——φ的源項

?V—— 控制體V的邊界

基于有限體積法，采用與時間相關(guān)的耦合隱式解法求解控制方程。對控制方程中的擴散項和對流項分別采用二階中心差分格式和二階迎風格式離散。湍流模型選擇RNGk-ε模型。

3 仿真計算與分析

針對表1中的工況開展仿真計算。減壓閥進口壓力1 MPa，溫度為288 K；出口為環(huán)境大氣條件。

3.1 典型工況流場

選取工況3為對象，根據(jù)仿真計算結(jié)果分析流場特征，圖4～圖6分別給出了對稱面流場參數(shù)分布。

由圖4的流場馬赫數(shù)分布可以看到，高壓氣體經(jīng)過減壓閥流動過程中，經(jīng)歷了亞聲速、跨聲速以及超聲速等不同速度歷程。氣流經(jīng)第一級柱閥縫隙時，由于流道收縮速度增加到聲速。在柱閥出口區(qū)域，局部流道擴張產(chǎn)生超聲速流動，并在進入混合腔前通過激波后降為亞聲速。閥體混合腔中心區(qū)域為亞聲速流動，而外側(cè)區(qū)域流速很低。氣流在針閥前端滯止后，繞流進入環(huán)形通道。在收縮-擴張的通道內(nèi)，氣流加速并在“喉道”位置達到聲速，之后擴張通道中繼續(xù)加速流動到超聲速狀態(tài)，最終排出到外部環(huán)境中。引氣通道位于“喉道”之后，由于引氣量小流速也低，接近滯止狀態(tài)。

圖4 馬赫數(shù)分布

圖5顯示了流場靜壓分布?？傮w上看，靜壓沿流動方向呈下降趨勢。進口氣流速度低，靜壓接近總壓；氣流在一級柱閥縫隙中流動時，由于流速增加和總壓損失，縫隙中氣流靜壓先減小，之后經(jīng)過激波又增加到與混合腔壓力相當?；旌锨磺岸舜嬖诨亓鲄^(qū)，靜壓略有降低，而其他區(qū)域壓力基本均勻分布。針閥前端氣流滯止靜壓升高，在第二級針閥通道內(nèi)，氣流速度不斷增加對應(yīng)靜壓則持續(xù)減小。引氣通道與針閥主流通道的靜壓基本一致。

圖5 靜壓分布

圖6 總壓分布

根據(jù)圖6所示流場總壓分布，氣流經(jīng)過第一級柱閥間隙流動時產(chǎn)生較大損失，一方面是由于流動方向改變造成的轉(zhuǎn)彎損失，另一方面局部超聲速流動產(chǎn)生的激波也造成了損失。經(jīng)過減壓閥混合腔內(nèi)摻混，進入針閥時總壓分布已趨于一致。氣流在針閥內(nèi)流動時，僅有壁面附面層造成局部總壓損失，主流總壓基本不變。

結(jié)合圖6和圖5的總、靜壓參數(shù)對比分析，由于引氣腔流量小，腔體內(nèi)流動接近滯止，因此總、靜壓均接近該位置的針閥流道內(nèi)主流靜壓，而顯著低于主流總壓。

上述流場參數(shù)分布表明，組合式減壓閥的兩級減壓原理不同。第一級柱閥通過損失總壓降低壓力，而第二級針閥則通過增加流速降低取氣位置的靜壓來實現(xiàn)減壓過程。

3.2 間隙Δx1影響分析

為了進一步研究第一級間隙Δx1對流場的影響，圖7對比了2個間隙狀態(tài)局部參數(shù)分布。從參數(shù)分布看，不同間隙下，柱閥局部流場有明顯的差異。當間隙Δx1為0.2 mm時，閥體與殼體之間的間隙較小，通過幾何配合形成了收縮-轉(zhuǎn)彎-等直-擴張的局部幾何流道。高壓氣流進入縫隙后向內(nèi)匯聚過程中，幾何軸對稱流道面積減小，氣流加速流動直至接近Ma 2.0。此高速氣流進入轉(zhuǎn)彎段時，由于局部角度變化，以及在轉(zhuǎn)彎區(qū)域產(chǎn)生的分離區(qū)影響，兩側(cè)均產(chǎn)生了斜激波，且激波在流道中相交，波后氣流速度降到亞聲速。之后氣流在等直流道中重新加速到聲速，并在混合腔較高壓力作用下，于縫隙出口處產(chǎn)生斜激波，再進入混合腔流動。氣流經(jīng)第一級柱閥縫隙過程中，產(chǎn)生了激波、局部分離等復雜流動狀態(tài)。當Δx1為0.8 mm時，由于縫隙較大，在第一個轉(zhuǎn)彎段流速較小，轉(zhuǎn)水平流動后速度增加并在縫隙出口形成激波，相對于0.2 mm的狀態(tài)而言，其流態(tài)簡單，且損失較小。

圖7 局部參數(shù)分布對比

從靜壓對比看，縫隙區(qū)域流態(tài)復雜，Δx1為0.2 mm 時靜壓變化大，在激波前后靜壓躍升，且因更大的轉(zhuǎn)彎損失，以及分離、激波等現(xiàn)象造成了較大的壓力損失，混合腔壓力明顯低于Δx1為0.8 mm工況。

圖8對比了不同柱閥間隙下的局部流線?？梢钥吹剑?種工況的流態(tài)基本相似，氣流經(jīng)過第一級柱閥后在混合腔向?qū)ΨQ軸匯聚，流線向內(nèi)偏轉(zhuǎn)，在高速氣流剪切作用下，混合腔中心靠近柱閥芯體區(qū)域產(chǎn)生了回轉(zhuǎn)流動的渦流區(qū)。不同的是，在柱閥縫隙內(nèi)，間隙Δx1為0.2 mm時產(chǎn)生了局部分離，形成了較小的分離區(qū)。

圖8 局部流線對比

3.3 沿程壓力對比

圖9對比了2種間隙Δx1下的流道壁面壓力?？梢钥吹剑谥y區(qū)域1流速低，靜壓p接近入口總壓。氣流經(jīng)過區(qū)域2縫隙流動過程中，流速變化和總壓損失等現(xiàn)象造成了壓力陡降。又因加速流動和激波造成壓力波動。進入混合腔后的區(qū)域3，壓力基本保持不變。在針閥通道內(nèi)，由于閥體前端局部流動滯止減速，靜壓略有升高，而后在收縮-擴張上的流道中持續(xù)加速，壓力不斷下降。

對比2個狀態(tài)，顯然，Δx1為0.2 mm狀態(tài)氣流通過第一級柱閥后壓力已經(jīng)顯著降低，之后沿程壓力均低于0.8 mm的狀態(tài)。2個狀態(tài)下第二級針閥中壓力沿軸向的變化趨勢接近，都有壓力下降迅速段，因此減壓閥方案中引氣口設(shè)置在此區(qū)域即引氣區(qū)，一方面可實現(xiàn)較大的減壓比，同時當需要調(diào)節(jié)減壓比時，由于此段壓力變化梯度大，可減小針閥調(diào)節(jié)行程。

圖9 壁面壓力對比

3.4 性能分析

不同工況下減壓閥流量和減壓比列于表2中?？梢钥吹?，Δx1的變化會影響減壓閥的流量，而Δx2調(diào)整則不改變流量。這是由于Δx1變化時第一級柱閥的總壓損失不同，以針閥“喉道”截面分析，根據(jù)流量平衡關(guān)系和計算理論，總壓損失越大，能夠通過減壓閥的流量越小，因此Δx1為0.2 mm的工況流量顯著低于0.8 mm 工況。Δx2的改變只是引氣點位置不同，并不改變針閥喉道參數(shù)，對流量沒有影響。

表2 參數(shù)計算結(jié)果

計算結(jié)果表明4個工況的減壓比各不相同。Δx1直接改變了氣流的總壓，Δx2的變化改變了引氣相對位置，相當于取圖9中引氣區(qū)不同位置的壓力。2個參數(shù)組合變化，共同改變了減壓閥的減壓比。Δx1越小Δx2越大，則減壓比越大，反之減壓比減小。在4個工況中，工況2減壓比大約是工況3的4.2倍，由此可見，通過兩級組合可實現(xiàn)較大的減壓比及其調(diào)節(jié)范圍。

4 結(jié)論

本研究采用計算流體動力學方法，對組合式減壓閥流場進行了仿真計算，通過分析得到以下結(jié)論：

(1) 組合式減壓閥的流場狀態(tài)復雜，包含了從亞聲速到超聲速的多種速度狀態(tài)，以及激波、分離、回流等復雜流動狀態(tài)；

(2) 組合式減壓閥的流場參數(shù)分布以及流量與第一級柱閥間隙Δx1有密切關(guān)系，間隙越小，則局部流動損失越大，流量越低；

(3) 組合式減壓閥兩級減壓原理不同，第一級柱閥通過總壓損失實現(xiàn)減壓，而第二級針閥則通過增加流速降低靜壓；

(4) 特征間隙Δx1和特征位置Δx2組合，共同決定了減壓閥的減壓比。通過兩者結(jié)合，可以實現(xiàn)較大的減壓比調(diào)節(jié)。

分析結(jié)果表明，基于兩級串聯(lián)的組合式減壓閥方案，是實現(xiàn)高減壓比和較大調(diào)節(jié)范圍的可行技術(shù)途徑；本研究建立的數(shù)值方法，適用于組合式空氣減壓閥復雜流場參數(shù)仿真，也可為其他類型減壓閥建模與仿真提供參考。