气簧式减压阀振动分析

来源:真空技术网(www.chvacuum.com)北京航天发射技术研究所 作者:罗强

1、概述

  减压阀的稳定性是重要性能指标之一,如果减压阀的稳定性不足,受到外界干扰时( 如进、出口压力突变) 将会发生振动,引起出口压力波动或导致减压阀结构破坏,影响减压阀的功能和性能。

2、工作原理

  气簧式减压阀( 图1) 的作用是将不稳定的高压气体减压并稳定在需要的压力范围内。当气体通过阀瓣和阀座形成的狭窄面积时,气体受到节流,压能转化为动能,形成气体压力的降低。气簧是一个封闭的气动调节腔,其作用是代替机械弹簧进行压力的调节,可以有效地减小减压阀的体积。减压阀在供气系统中其前端连接气瓶,后端连接增压电磁阀( 图2) 。减压阀调压后,气体到达电磁阀前,电磁阀根据需要开启为下游用气系统供气。在有些工况下电磁阀开启后,减压阀会发生振动。

3、振动机理

  减压阀是弹簧振子调节系统,存在固有频率,同时减压阀低压腔和管道内充满的流体是一个具有弹性的气柱,可以膨胀和压缩,也存在固有频率,二者之间相互影响后会产生初始激振,如果气柱频率与减压阀弹性系统固有频率( 以下简称减压阀固有频率) 发生耦合则会引发共振。倘若减压阀内弹性系统的阻尼不足,振动发生后不能衰减,将会使振动持续。

气簧式减压阀

1. 阀体2. 气动活塞3. O 形圈4. 阀瓣5. 阀座6. 垫片7. 阻尼板

图1 气簧式减压阀

  当减压阀后端电磁阀突然开启时,产生压力冲击,激振频率比较丰富,容易引起共振。电磁阀打开后,由于压力突然下降,减压阀瓣也迅速开启,因惯性作用,减压阀瓣开度会产生超调,出口压力迅速增加,在该压力作用下又会使减压阀瓣开度减小,减压阀瓣开度变化使气柱受到干扰产生压力冲击。同时,气柱在遇到减压阀后的阀门、弯头和孔板等元件时,也会因冲击产生脉动。脉动压力作用在减压阀上,使减压阀瓣开启高度不断变化,而其开度的变化又会使出口压力产生脉动变化,二者相互影响使减压阀和气柱均产生振动,如果减压阀固有频率气柱激振频率耦合则会进一步引发共振。

供气系统气路流程

1. 气瓶2. 手动阀3. 减压器4. 增压电磁阀

图2 供气系统气路流程( 局部)

  如果减压阀动态稳定性裕度不足,则振动发生后不能衰减,振动会持续进行。影响减压阀动态稳定性的因素主要为减压阀弹性系统的阻尼和减压阀瓣行程。通常气簧减压阀的阻尼主要为O 形圈机械阻尼和阻尼板的气动阻尼,如果二者阻尼较小则不能有效抑制振动。另外,如果减压阀阀瓣行程较大,则发生初始振动后因其振幅较大,不能很快衰减,也会使振动持续。

4、计算与仿真

  由分析可知,减压阀初始激振和共振主要与减压阀固有频率和气柱频率有关。

  4.1、气柱频率计算

  当减压阀后端电磁阀突然开启时,出现一个流量阶跃,出口压力迅速下降,减压阀瓣迅速开启。由于惯性作用,减压阀瓣开度会产生超调,出口压力迅速增加,在该压力作用下又会使减压阀瓣开度减小,减压阀瓣开度变化使气柱受到干扰产生初始激振。根据现场实际管路三维模型,采用转移矩阵法计算管路固有频率( 图3,表1) 。

  4.2、固有频率仿真

  取阀瓣、弹簧座、气动活塞和弹簧等作为研究对象,采用ANSYS 软件进行仿真分析。当各元件为刚性连接且不考虑阻尼时,其模态频率见表2。其中Y 向振动频率分别为第8 阶和第10 阶,频率分别为260. 69Hz 和459. 97Hz。由于减压阀各元件按刚性连接考虑,其固有频率与气柱频率差异很大,因此二者耦合产生共振的可能性不大。

气柱固有频率计算模型

图3 气柱固有频率计算模型

表1 气柱固有频率Hz

气柱固有频率Hz

表2 减压阀固有频率Hz

减压阀固有频率Hz

  但是,在实际工作中,由于阀瓣和活塞之间是通过主弹簧和阀瓣弹簧压紧连接。不是完全的刚性连接。阀瓣在运动过程中,当两弹簧变形量不一致时,活塞与阀瓣不会同步运动,因此二者之间会产生分离。仅取阀瓣、弹簧座和阀瓣弹簧作为研究对象且不考虑阻尼时,采用ANSYS 软件进行仿真分析( 图4) ,结果为无阻尼固有频率169. 34Hz。如果阀瓣与阀瓣座之间存在阻尼还会使频率进一步降低,根据经验约130 ~ 140Hz,与气柱三阶频率( 122. 650 5Hz) 接近,说明二者有可能耦合产生共振。

5、试验

  为验证分析的正确性,搭建了模拟试验系统进行试验验证。通过调整增压电磁阀后的节流孔板改变系统的气柱频率。在减压阀和相关管路上设置加速度传感器和压力传感器,进行试验中的振动测试,并对减压阀气簧腔压力、出口压力频域数据以及加速度传感器数据进行分析。

  5.1、产生振动的试验

  减压阀产生振动后采用压力传感器采集到气簧腔和出口压力的主频均为129.2Hz,与气柱频率计算结果( 122.65Hz) 基本一致。减压阀产生振动后采用加速度传感器测得的阀瓣运动方向( 即1Y) 响应主频为128.14Hz,减压阀振动频率与压力脉动频率一致,且功率谱密度很大。

阀瓣弹簧与弹簧座和阀瓣连接的一阶Y 向振型

图4 阀瓣弹簧与弹簧座和阀瓣连接的一阶Y 向振型

  5.2、不产生振动的试验

  当减压阀未出现振动时,采用压力传感器采集到气簧腔和出口压力主频分别为98.92Hz 和102.65Hz,与减压阀发生振动时的频率不同,且功率谱密度很小。减压阀未发生振动时采用加速度传感器采集到其响应主频为524.65Hz,且功率谱密度很小。由此可知,减压阀未振动时其振动频率与压力脉动频率不同。

  5.3、分析

  将减压阀发生振动时的出口压力脉动频率、幅值和振动频率与不发生振动时比对( 表3) 可知,减压阀发生振动后,其出口压力脉动频率3 个方向基本相同,且与振动频率一致,压力波动范围和振动加速度均较大,表明发生了共振。减压阀未发生振动时,其出口压力脉动频率3 个方向不同,且与振动频率相差较大,压力波动范围和振动加速度均较小,表明未发生共振。试验结果验证了理论分析和计算的正确性。

表3 压力脉动和振动数据比对

压力脉动和振动数据比对

6、振动控制

  6.1、控制气柱固有频率

  改变气柱频率,使其与减压阀固有频率不同,避免产生共振。改变气柱固有频率取决于管系的配管方式、长度、管径和走向等。因此,在管路设计时,除进行常规计算外,还应进行管系气柱频率的计算,并进行适时调整。

  6.2、控制减压阀调节系统固有频率

  通常,减压阀调节系统固有频率越低,越容易受出口压力的影响,发生共振。因此,提高弹簧刚度和运动部件固有频率,可以避免共振。

  6.3、设置缓冲器

  设置缓冲器可以减小压力脉动和冲击,缓冲器容积越大,压力脉动越小。另外,设置缓冲器还可以使气体脉动频率降低,但是缓冲器应放置在减压阀出口最近处才能有降低频率的效果,否则,减压阀至缓冲器之间的管路长度会造成压力脉动频率的提高,甚至会产生相反的效果,使振动加剧。

  6.4、增加减压阀自身阻尼

  减压阀自身有足够大的阻尼时,可以使振动产生后很快衰减,从而起到消振作用。减压阀阻尼包括机械阻尼和气动阻尼,机械阻尼主要为活塞O形圈产生的阻尼。在不影响活塞运动的情况下,O 形圈摩擦力应尽量大。气动阻尼主要为孔板形阻尼孔、毛细阻尼管和环形缝隙阻尼3 种,其中环形缝隙阻尼的效果较好,易于实施,是较为理想的阻尼方法。

  6.5、控制阀瓣行程

  减压阀阀瓣与活塞间隙( 活塞空行程) 和阀瓣开度( 活塞行程与活塞空行程之差) 过大会加大减压阀的振动幅度,对抑制减压阀振动不利。一般设计阀瓣最大开度为实际使用开度的2 倍。

7、结语

  通过对气簧式减压阀振动机理进行分析、计算、仿真以及试验,得出结论。

  (1) 减压阀固有频率与气柱频率耦合会产生共振。因此,设计供气设备时,应对减压阀固有频率和气柱频率进行计算,使二者不同,避免产生共振。

  (2) 对于管路系统可采取控制气柱固有频率、设置缓冲器和增加孔板等措施控制振动。

  (3) 对于减压阀可采取提高减压阀固有频率、增加自身阻尼和控制阀瓣行程等措施控制振动。

参考文献

  〔1〕王定军. 减压阀振动工程分析〔J〕. 火箭推进, 2009.

  〔2〕尤裕荣等. 气体减压阀的稳定性分析〔J〕. 火箭推进,2009.

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