一种组合式空气减压阀的流场特征分析图，一种组合式空气减压阀的流场特征分析为

摘要：为了研究高减压比组合式空气减压阀的流场特性，基于计算流体动力学( CFD )方法，建立了减压阀数值计算模型，对两级阀体特性参数组合的典型情况进行了仿真计算，研究了减压阀流场参数分布，并对管柱

计算结果表明，组合式减压阀流场状态复杂，第一级柱塞间隙对流动损失和局部参数分布有重要影响，二级阀分别通过总压损失和流速变化实现减压过程，通过合理的特征参数组合可以获得较大的减压比及其调节范围

关键词： CFD流动特性；空气减压阀组合式计算流体动力学

空气减压阀是航空发动机控制系统中不可缺少的元件之一，在发动机控制系统的气路中有重要的应用[1]。

小尺寸气路控制的高减压比减压阀，型腔一般为异形结构，几何流道复杂，流道可能包括收缩、突扩、间隙等多种不同的几何形态，流动状态复杂多样。

开展空气减压阀的流场特性研究，对提高空气减压阀的性能建模精度具有重要意义。

针对空气减压阀的性能建模，国内外进行了大量的研究[ 2，3，4，5，6，7 ]。 这些研究以理论分析和试验研究为主，很难弄清流动细节和流场特性。

随着CFD方法在液压、气动阀等设备流动模拟中的应用，为减压阀内部流动的详细分析和性能建模提供了支持。

陈阳等[8]利用有限体积阀模拟研究了减压器的动态特性； 高殿荣等[9]采用有限元方法对液压锥阀内部流场进行了数值模拟； 高红等[10]利用RNGk-湍流模型，开展了锥形阀口空化流动过程的模拟计算； 雷红霞等[11]利用商业软件开展了液压锥阀的三维仿真计算； 日本TETSUHIROT等人[12]采用涡量法对液压锥阀的内部轴向流动进行了数值模拟。

并根据不同的应用需求，提出了多种高减压比空气减压阀的配置，开展了性能研究[ 13，14 ]。

章序言等[15]对高压差的减压阀进行了数值模拟，分析了内部复杂的流动现象。

陈富强等[16]利用计算流体力学软件分析高参数减压阀内部流场压力分布，作为减压阀孔板热分析的基础。

这些工作研究了减压阀的流动特性，但由于减压阀的结构不同，流动特性分析不具有普遍性。

为了实现较大的减压比及其调节范围，采用多级阀组合是一种可行的选择[17]，但高压使用环境和几何组合增加了结构复杂度和调节参数，使流态更加复杂。

本研究对二级组合式减压阀基于数值方法进行建模仿真，研究减压阀内部流场特性，为性能建模提供依据。

1、计算模型

1.1几何模型

组合减压阀在流道上设计了两级减压装置，减压过程由一级滑阀和二级针阀串联完成。

通过两级减压，实现了较高的气流减压比，减压阀的几何模型如图1所示。

图1几何模型

1 .一级阀体2 .壳体3 .混合腔4 .二级阀体

高压气流从减压阀入口a通过在第一级柱塞体与壳体之间形成的间隙流动，在压力损失后进入减压阀混合室，通过在第二级针芯体与壳体之间形成的收缩-扩张通路，从加速减压后出口b排出。

C为减压阀的出线口，用于引出低压气流，作为减压阀的输出控制下游供油闸门的开度，通过不同的入口压力调节供油量。

减压阀工作中，二级阀体沿水平方向移动。

当第一级阀柱体滑动移动时，与壳体端面卡合而产生间隙x1的狭缝。

气流通过狭缝流动时会经历二次方向的垂直偏转，导致较大的流动损失； 第二级针阀体型面与壳体配合形成“喉部”，引气点与喉部的相对距离x2通过针阀的前后运动调整x2的大小，改变引气位置的流动速度和静压。

1.2计算案例

根据组合减压阀的结构特点和工作原理，主要控制参数为间隙x1和位置x2。

对两个参数组合的4个工况进行了仿真计算，如表1所示。

2、数值建模

2.1网格划分

根据组合式减压阀几何流道的特点，采用二维轴对称模型进行计算，通过几何剖分将流场划分为结构化网格。

由于第一级阀体流动间隙几何尺寸小、气流参数变化剧烈，以及第二级针阀空气导入区域流速高，对这些区域的网格进行加密处理。

同时，在计算过程中，对流道壁面附近的网格也进行了自适应加密。

通过分割，如图2所示，生成约13万个计算网格。

图2计算网格

2.2边界条件

根据减压阀的几何构型和工作条件，设定计算模型的边界条件，包括4种类型，如图3所示。

)1)压力进口条件：

阀体入口为压力入口边界条件，设定进入减压阀的气流的总压、全温及静压。

静压仅用作流场迭代计算的初始值，实际值基于流场迭代参数平衡确定

图3边界条件

)2)压力出口条件：

空气减压阀的出口设置在压力出口边界，根据使用环境指定出口反压值。

)3)对称轴条件：

以阀体对称轴为对称轴的边界条件用边界条件类型声明即可，不需要参数设定；

(4)壁面边界条件：

减压阀流路的所有固定壁面都被指定为不打滑的壁面边界条件。

研究稳态特性时，不考虑气流与壁面之间的传热过程，壁面热流量为零。

2.3控制方程和数值解法

流场控制方程采用积分形式描述的弱守恒型雷诺平均N-S方程。

在任何边界控制体中，标量的保存方程式都可以写成如下。

DDTvdvvuda=vdavsdvdtvdvvuda=vdavsdv

式中，——流体密度

u u ——流动速度矢量

——扩散系数

A A ——控制体表面矢量

S——的源项

V——控制体v的边界

基于有限体积法，采用关于时间的耦合隐式解法求解控制方程。

对控制方程中的扩散项和对流项分别采用二阶中心差分格式和二阶迎风格式进行离散化。

湍流模型选择RNGk-模型。

3、模拟计算与分析

对表1的工况进行了仿真计算。

减压阀入口压力1MPa，温度288K； 出口是环境大气条件。

3.1典型工况流场

以工况3为研究对象，根据模拟计算结果分析了流场特征，图4~图6分别给出了对称面流场参数分布。

图4流场马赫数分布表明，高压气体通过减压阀流动过程中，经历了亚音速、超音速及超声速等不同的速度历程。

气流通过第一级滑阀的间隙时，由于流路的收缩速度而增加到音速。

在滑阀出口区域，局部流道扩张产生超声波速度流动，进入混合腔前通过激波后降至亚音速。

阀室中心区域为亚音速流动，外侧区域流速较低。

气流在针阀前端停滞后，通过旋流进入环状通路。

收缩-在扩张的通道内，气流加速，在“喉道”位置达到音速，之后在扩张的通道内继续加速流动至超声波速度状态，最终排出外部环境。

空气导入路刚刚“喉道”之后，由于空气导入量少，流速也低，接近停滞状态。

图4马赫数分布

图5表示流场静压分布。

从整体上看，静压沿流动方向呈下降趋势。

进口气流速度低，静压接近总压； 气流通过一次滑阀间隙时，由于流速的增加和总压损失，间隙的气流静压先减小，然后经过喘振增加到与混合室压力相当的程度。

混合腔前端存在回流区，静压略有下降，其他区域压力基本均匀分布。

针阀前端的气流停滞静压上升，在二级针阀通路中，气流速度增加，并根据静压持续减少。

空气导入通路和针阀主流通路的静压基本一致。

图5静压分布

图6总压分布

根据图6所示流场的总压分布，气流通过第1级滑阀间隙流动时会产生较大的损失，一方面是流动方向变化导致的旋转损失，另一方面是局部超声波速度流动导致的浪涌也带来了损失。

通过减压阀混合室内混合，进入针阀后总压分布均匀。

气流在针阀内流动时，只有壁面附着面的层会带来局部的总压损失，主流的总压几乎没有变化。

结合图6和图5的全、静压参数对比分析，由于进气室流量小，腔内流动接近停滞，全、静压均接近该位置针阀流路内主流静压，显著低于主流总压。

上述流场参数分布表明，组合式减压阀的两级减压原理不同。

一级滑阀通过损失总压降低压力，二级针阀通过增加流速降低抽气位置的静压实现减压过程。

3.2间隙x1影响分析

为了进一步研究第一级间隙x1对对流场的影响，图7比较了两种间隙状态的局部参数分布。

从参数分布看，不同间隙下，滑阀局部流场有明显差异。

当间隙x1为0.2mm时，阀体与壳体之间的间隙较小，通过几何配合形成收缩-回旋-等直-扩张的局部几何流道。

在高压气流进入间隙并向内收敛的过程中，几何轴对称的流路面积减小，气流加速流动直至接近Ma2.0。

该高速气流进入旋流区间后，由于局部角度变化和旋流区分离区域的影响，两侧产生斜激波，与流道相交，波后气流速度降至亚音速。

然后，气流通过等直流流道再次加速至声速，在混合腔的高压力作用下，在间隙出口产生斜激波，进入混合腔流动。

气流通过一级滑阀间隙的过程中，出现了喘振、局部分离等复杂的流动状态。

当x1为0.8mm时，由于间隙大，在第一圈流速小，水平流动后速度增加，在间隙出口形成激波，相对于0.2mm的状态，流态简单，损失小。

图7局部参数分布的比较

从静压对比来看，间隙区流动状态复杂，当x1为0.2mm时，静压变化较大，激波前后静压升高，且由于更大的旋流损失以及分离、激波等现象造成较大的压力损失，混合室压力大于x1

图8比较了不同滑阀间隙下的局部流线。

两种工况的流动状态基本相似，气流经过一级柱阀后，在混合室中向对称轴聚集，流线向内偏转，在高速气流剪切作用下，混合室中心靠近柱滑阀体的区域产生了旋流涡流区。

不同之处在于，在滑阀的间隙中，间隙x1为0.2mm时会发生局部分离，形成小的分离区域。

图8部分流线的对比

3.3沿途压力对比

图9比较了两种间隙x1下的流路壁面压力。

可知在滑阀区域1流速较低，静压p接近入口总压。

气流通过区域2缝隙流动过程中，流速变化和总压损失等现象引起压力骤降。

另外，加速流动和浪涌引起的压力变动。

进入混合腔后的区域3中，压力几乎没有变化。

在针阀通路内，由于阀体前端局部流动的停滞减速，静压略微上升后，在收缩-扩张上的流路中持续加速，压力下降。

对两种状态进行比较，发现x1为0.2mm状态的气流通过第一级滑阀后压力明显下降，之后，沿行程的压力均为小于0.8mm的状态。

在两种状态下，第二级针阀压力沿轴向变化的倾向接近，均具有压力下降快的级，因此在减压阀方案中，通过将端口设置在该区域、即端口区域，从而实现大的减压比，且在需要调节减压比的情况下，在该级

图9壁面压力的比较

3.4性能分析

不同条件的减压阀流量和减压比如表2所示。

可知x1的变化会影响减压阀的流量，但调整x2时流量不变。

这是因为，x1变化时的第一级滑阀的总压损失不同，在针阀的”喉部”截面分析中，根据流量平衡关系和计算理论，总压损失越大，能够通过减压阀的流量越小，因此x1为0.2mm的运转流量为0.8mm

x2的变化，只是气体导入点的位置不同，并不改变针喉参数，对流量没有影响。

计算结果表明，四种工况的减压比各不相同。

x1直接改变气流总压，x2的变化改变引气相对位置，相当于图9引气区域不同位置的压力。

两个参数的组合发生了变化，减压阀的减压比发生了变化。

x1越小，x2越大，减压比变大，相反，减压比变小。

在4个工况中，工况2的减压比约为工况3的4.2倍，由此可见，两级组合可以实现较大的减压比及其调节范围。

四、结论

本研究采用计算流体力学的方法，对组合式减压阀的流场进行了模拟计算，通过分析得出以下结论

)组合式减压阀流场状态复杂，包括从亚音速到超声速多种速度状态，以及激波、分离、回流等复杂流态；

)2)组合式减压阀的流场参数分布及流量与一级滑阀间隙x1关系密切，间隙越小局部流动损失越大，流量越低。

)3)组合式减压阀的二级减压原理不同，第一级滑阀采用总压损失减压，第二级针阀通过提高流速降低静压

)特征间隙x1和特征位置x2的组合决定减压阀的减压比。

通过组合两者，可以进行较大的减压比调节。

分析结果表明，基于两级串联组合式减压阀方案，是实现高减压比和宽调节范围的可行技术途径； 本研究建立的数值方法适用于复合式空气减压阀的复杂流场参数仿真，也可为其他类型减压阀的建模与仿真提供参考。