某載人航天器供氣單向閥運動特性研究

楊 旋，王隆基，焦飛飛，孫 鵬，張 元，陳漢雷，周 遠，梁志偉，劉力濤

（中國航天員科研訓練中心，北京 100094）

1 引言

在長期載人航天任務中，高壓氣源仍然是環控生保系統中不可或缺的重要資源之一，用于維持艙壓、呼吸用氧、艙門檢漏、管路吹掃、液體增壓等。以安全可靠性為設計前提，往往設置多條支路并行供氣，其中單向閥作為純機械式閥門，可以有效保證氣體的正向流動，避免各支路之間氣流紊亂，規避氣體反向流動所產生的安全隱患，且在惡劣太空環境下能夠不受能源問題的影響，是環控生保系統中的重要部件。

載人航天器研制過程涉及管路布局、功能持續性、上行備件資源緊缺等問題，并非所有設備都可進行在軌更換。供氣單向閥作為機械類設備，在微重力和地面環境時的工作差異較小，往往不單獨設置為可更換類設備。單向閥雖原理簡單，但閥門內氣體壓力、流速等參數在使用中可能會產生周期性變化，結合彈簧、活門等零部件的固有頻率，極易產生共振或嘯叫現象［1］，這對閥門的壽命和可靠性均將產生不利影響。因此，單向閥在研制過程中需要避免可能出現的嘯叫問題，以提高設備的可靠性，確保達到既定的壽命要求。

目前，針對單向閥類設備的優化設計包括提高活門等材料的耐磨性和彈簧加工精度［2］、優化彈簧結構尺寸［3-5］、增加阻尼減振機構［6］、優化閥口結構以減少射流影響［7］、平衡活門與間隙的結構關系以提高動態特性［8］、研究流體沖擊效應以探究氣穴形成的原因［9-10］等，還包括建立閥門的各種仿真模型，以獲取閥門動態響應數據［11-12］、自激振動產生的原因［13］以及動靜態下的流場穩定性數據［14-15］。

單向閥因工況不同，設計結構均有差異，需基于指標要求進行針對性研究，并將內部結構運動特性與可測點，如壓力、流量進行對比分析，以避免研制過程中可能出現的共性問題。本文首先分析了某型供氣單向閥的運動特性；然后，通過動力學分析建模，針對不同入口壓力、不同彈簧剛度對單向閥流量和活門位移變化趨勢進行研究，分析單向閥內部結構產生機械振動的原因，達到優化完善設計的目的；最后，通過系統級測試，對單向閥前后端的壓力值進行對比，驗證建模分析方法的可行性。

2 單向閥動態性能分析

某型供氣單向閥的結構剖面如圖1 所示。當入口氣體壓力不足以克服彈簧的預緊力時，活門與閥體之間仍然為密封狀態，活門的加速度和位移均為零；當入口氣體壓力能夠克服彈簧預緊力時，活門打開，并產生一定的加速度和位移，圖中箭頭所示氣體將繞過閥門打開的間隙、經過彈簧排向閥門出口。

圖1 供氣單向閥示意圖Fig.1 Schematic diagram of gas check valve

圖1 中，活門將閥門整體容腔分為進氣容腔V1和排氣容腔V2，其對應的氣體壓力分別為P1和P2。輸出壓力P2的振動頻率本質上是氣流本身頻率和活門移動（機械振動）頻率的耦合。在載人航天器供氣系統中，氣源均為高壓貯存狀態，必然存在向低壓端釋放的過程，此時高速流動的氣體容易產生激波，進而誘發頻率高達幾千赫茲的氣動噪聲。就單向閥自身結構而言，當活門從封閉狀態打開時，V1和V2均隨活門的位移而產生變化，V2腔內勢必由于彈簧的壓縮和回彈而產生氣體擾動現象，即輸出壓力P2會存在額外的氣動頻率。當P2的輸出頻率和彈簧本身的固有頻率相近或者一致時，閥體內部將可能產生噪聲較大的嘯叫現象［16-17］，嘯叫一方面會給航天員所處的空間環境帶來較大的噪聲污染，另一方面可能造成輸出氣壓進一步波動，以致彈簧產生除縱向之外的其他振動，降低閥門整體壽命。由于氣動噪聲作為供氣過程產生的固有特性而無法消除，因此需盡量降低閥門結構本身所產生的機械振動，避免其與氣動噪聲的進一步耦合。

3 基于單向閥動態特性的仿真模型分析

3.1 動力學分析

基于對單向閥的動態性能分析可得，該型單向閥的活門和彈簧物理結構本質是一個彈簧振子系統，由于活門在V1和V2容腔中所受的氣壓面積差別較小，均記為S。因此，在運動位置中間某處的運動方程如式（1）所示。

式中，S為活門受力面積；ΔP＝P1-P2，為進出口壓差；ks為彈簧剛度，L0為彈簧初始壓縮量；x為該運動位置時的彈簧新增壓縮量，同樣也是活門開啟高度；m為活門與彈簧的重量。

將式（1）轉換可得式（2）。

因此，可得到活門-彈簧結構的固有圓頻率ω＝ks／m，且ΔP與活門開啟高度相關。對于氣路閥門而言，還能通過氣體的體積流量公式對ΔP與活門開啟高度之間的關系進行分析。由于單向閥一般位于氣路管路中間位置，目的在于防止支路間的氣體反流，而非起到限流作用，因此流阻設計值往往較小，即P2／P1＞0.528，體積流量公式如式（3）所示［18］。

因此，關于活門在某位置的運動過程本質為被位移所干擾的受迫振動，方程形式為二階非線性微分方程，難以得到其解析解，需要借助仿真軟件進行計算。

3.2 模型分析

如圖2 所示，利用動力學仿真軟件，基于3.1節對單向閥的運動特征進行建模，將單向閥結構分為入口腔容-氣動活門-活門質量塊（模擬重量）-啟動閥門彈簧-出口腔容等模塊，并添加入口管路和入口限流模塊，以模擬實際工況時的管路連接狀態。

圖2 供氣單向閥模型Fig.2 Simulation model of gas check valve

氣源選用理想狀態下的氮氣，氣源溫度為293 K。模型中各參數參照某型供氣單向閥的設計指標，匯總如表1 所示。

表1 供氣單向閥仿真參數Table 1 Simulation parameters of gas check valve

單向閥內活門和彈簧受到的正向力與入口壓力成正比，即當入口壓力越大，彈簧就越容易被壓縮至最小，同時活門越容易到達限位處。因此在設計計算階段，往往利用入口壓力的下限值進行結構復核，起到加嚴考量的目的。圖3 所示為不同工況時的活門位移曲線，入口壓力越大，活門移動速度就越快，這與上述分析結果一致，進一步佐證了選取低入口壓力的必要性。

圖3 不同入口壓力時的活門位移變化曲線Fig.3 Displacement curve of valve with different inlet pressures

基于該單向閥的入口壓力指標（0.15 ～0.45 MPa），選取下限0.15 MPa 為特征點，不同彈簧剛度條件下活門的運動曲線如圖4 所示。在彈簧剛度較低（0.05 N／mm）時，活門在受到氣體作用后能夠很快到達限位處，此后彈簧彈力始終小于入口氣體壓力，因此活門能夠在限位處實現穩定；當彈簧剛度提升至0.1 N／mm 時，活門位移出現了較明顯的震蕩，周期約為0.8 s，振幅約為0.2 mm；當彈簧剛度提升至0.2 N／mm 時，震蕩周期約為1.5 s，振幅約為0.28 mm；當彈簧剛度提升至0.4 N／mm 時，震蕩周期則為0.45 s，振幅約為0.3 mm。若彈簧剛度較大，活門一直在中間位置來回移動，加劇了閥門機械振動與氣動振動之間的耦合；若彈簧剛度較小，則活門較為穩定，自身結構并不會產生機械振動，降低了嘯叫產生的可能。

圖4 入口壓力0.15 MPa 時的活門位移變化曲線（限位0.3 mm）Fig.4 Displacement curve of valve with inlet pressure of 0.15 MPa and spacing of 0.3 mm

通過圖5 活門位移振幅變化量可知，限位距離的增加不利于單向閥內活門的穩定。因此在單向閥設計階段，限位距離應在確保內腔流通能力的前提下，選擇下限。實際建立模型時，考慮到外形尺寸和內部布局的影響，活門從活門座至限位處的最大位移為0.3 mm。

圖5 入口壓力0.15 MPa 時的活門位移變化曲線（限位3 mm）Fig.5 Displacement curve of valve with inlet pressure of 0.15 MPa and spacing of 3mm

除活門位移規律外，出口壓力和氣體流量也容易受到彈簧剛度的影響。同樣選取0.15 MPa作為入口壓力，限位0.3 mm 的條件下，不同彈簧剛度下供氣流量以及出口壓力變化曲線如圖6 所示?？偟膩碚f，流量和出口壓力的振幅與活門位移基本一致。當彈簧剛度為0.1 N／mm 時，雖然流量和出口壓力存在一定的震蕩，但振幅不明顯；而當剛度大于0.2 N／mm 時，振幅明顯，宏觀現象為供氣流量和出口壓力穩定性差。由于此時的輸入為定壓力，說明較大的彈簧剛度加劇了氣流擾動，降低了產品可靠性，且閥門內部的機械振動給定壓力氣流增添了振動頻率，增大了與高速氣流本身振動耦合的可能性。

圖6 入口壓力0.15 MPa 時的出口壓力和輸出流量曲線Fig.6 Outlet pressure and mass flow curve of valve with inlet pressure of 0.15 MPa

在空間站的實際應用中，高壓氣體經減壓閥或穩壓閥減壓后傳至下游氣路系統。減壓閥的工作原理為：當調壓彈簧的縱向彈簧力傳遞到活門時，閥口呈開啟狀態，此時高壓氣體從上游進氣口流入閥口并受到節流作用，實現了減壓效果；當減壓后的氣體從閥口流向下游出氣口時，彈簧受到的氣體壓力減少，迫使閥口進一步增大，這卻導致高壓氣體增多，彈簧受到的氣體壓力增大，閥口開度減少。因此，減壓閥存在不可避免的減壓特性，即在持續減壓的過程中，閥口開度和減壓壓力存在反復波動，不可能為定值。對單向閥入口加載具有一定周期的壓力（0.16±0.01）MPa 時，出口壓力曲線以及氣體流量曲線如圖7 所示。若彈簧剛度和限位機構的設計合理，單向閥的出口壓力和供氣流量變化趨勢和入口壓力保持一致；當活門在定壓下存在震蕩，入口壓力的變化會進一步加劇出口壓力和流量的震蕩效果，導致氣體輸出的穩定性更差。

圖7 變入口壓力時的流量和出口壓力曲線Fig.7 Outlet pressure and mass flow curve of valve with variable inlet pressure

4 試驗驗證

為驗證仿真的正確性，對某型供氣單向閥進行系統級測試，原理如圖8 所示。高壓氣源經減壓閥后，低壓氣體通過單向閥供向下游，截止閥用于控制氣路通斷，流量計用于測試系統流量。圖中P1和P2分別為單向閥入口和出口壓力值，用以分析減壓壓力在單向閥前后的變化情況。

圖8 系統測試原理圖Fig.8 Schematic of system testing

高壓氣源設置為15 MPa，減壓后的輸出壓力約為0.15 ～0.20 MPa，之后因單向閥自身流阻而產生了壓力進一步下降的現象。其中單向閥中彈簧的設計剛度為0.05 N／mm。P1和P2的實測曲線如圖9 所示，由于減壓閥自身的動力特性和傳感器的測量精度，單向閥入口和出口壓力測量值均存在一定波動，但變化趨勢基本吻合，其中閥門流阻大約為0.065 MPa。

圖9 單向閥入口和出口壓力實測曲線Fig.9 Measured inlet and outlet pressure curves of gas check valve

此外，將P1的壓力信號實測值作為仿真程序的輸入，即實測和仿真時的閥門入口壓力保持一致，穩定后均約為0.16 MPa（圖9，圖10）。當仿真程序中的彈簧剛度和實測時同為0.05 N／mm時，兩者的一致性較高，實測值的穩定輸出壓力約為0.095 MPa，而仿真值的穩定輸出壓力約為0.103 MPa，即相對于實測時的流阻0.065 MPa，仿真值的流阻更小，為0.057 MPa，誤差滿足15%的精度要求；當彈簧剛度為0.1 N／mm 時，輸出壓力曲線趨勢一致，但不可避免地產生出口壓力波動現象，氣流穩定性較差。

圖10 單向閥出口仿真曲線Fig.10 Simulated outlet pressure curves of gas check valve

5 結論

本文基于某型供氣單向閥的動態性能，建立其動力學仿真模型，并研究彈簧剛度、入口壓力對單向閥活門位移、出口壓力和輸出流量所產生的影響，得到以下結論：

1）較大的彈簧剛度以及較大的限位距離，均易使單向閥活門產生機械振動；同時，活門位移和出口壓力、輸出流量的變化規律一致性較高，即機械振動最終會導致氣流穩定性變差，增大閥門產生嘯叫的可能性。

2）單向閥設計研制階段，應選取入口壓力下限進行結構復核，同時應確?；铋T能夠及時限位，避免產生活門位移振幅大、周期短的現象。

3）通過對單向閥壓力的系統性驗證試驗，進一步佐證了仿真模型的正確性，為供氣單向閥類產品的可靠性、穩定性研制提供理論及試驗基礎。