陳雨洋，李靖祥，楊昌群，袁 軍，周 昊，王永飛，趙升噸

(1.西安交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,陜西西安 710049；2.中國(guó)石化銷(xiāo)售股份有限公司華南銷(xiāo)售分公司,廣東廣州 510620； 3.西安航天動(dòng)力研究所,陜西西安 710100)

引言

在輸油管道運(yùn)行過(guò)程中，由于管線(xiàn)意外停泵以及閥門(mén)突然關(guān)斷而造成管路壓力急劇上升，進(jìn)而產(chǎn)生水擊現(xiàn)象[1]，若形成的壓力波值遠(yuǎn)大于管道允許的彈性值以及設(shè)備的承壓能力，將引起輸油管道和輸油設(shè)備的損壞，嚴(yán)重時(shí)可能會(huì)導(dǎo)致管線(xiàn)破裂，造成重大的安全事故[2]。而水擊卸壓閥則能在管線(xiàn)中產(chǎn)生水擊現(xiàn)象時(shí)開(kāi)啟，將部分油液泄放至卸壓罐中，管路油液體積發(fā)生變化，從而促使油液壓力降低，達(dá)到保護(hù)管路和相關(guān)設(shè)備的目的[3]。圖1為管線(xiàn)中出現(xiàn)水擊現(xiàn)象時(shí)的壓力波形圖，可以看出，管線(xiàn)正常運(yùn)行時(shí)的壓力為6 MPa，而發(fā)生水擊現(xiàn)象時(shí)，液體受到壓縮，密度增加，管線(xiàn)中的壓力急劇上升，峰值壓力約為10 MPa；隨后由于壓差導(dǎo)致回流現(xiàn)象，使管線(xiàn)壓力恢復(fù)至正常狀態(tài)6 MPa，并且由于慣性作用，管線(xiàn)壓力繼續(xù)降低至2 MPa左右；此后，管內(nèi)液體恢復(fù)正常流動(dòng)狀態(tài)，壓力重新上升并循環(huán)上述過(guò)程，最終穩(wěn)定在6 MPa左右。

圖1 水擊現(xiàn)象壓力波形

水擊卸壓閥由于其結(jié)構(gòu)不同，可以分為軸流先導(dǎo)式水擊卸壓閥、氮?dú)庀葘?dǎo)式水擊卸壓閥以及Y形先導(dǎo)式水擊卸壓閥。由于在現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)中，無(wú)法模擬水擊情況，因而對(duì)水擊卸壓閥動(dòng)態(tài)特性的研究無(wú)法以現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)的方式完成。李閣強(qiáng)等[4]通過(guò)建立閥芯瞬態(tài)液動(dòng)力和靜態(tài)液動(dòng)力數(shù)學(xué)模型，并模擬實(shí)際工況進(jìn)行了動(dòng)態(tài)仿真，論證了液動(dòng)力也是引起閥芯震顫和導(dǎo)致安全閥穩(wěn)態(tài)特性差的主要原因。韓偉[5]從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、關(guān)鍵零部件設(shè)計(jì)、壓力沖擊等特性方面細(xì)致地研究了安全閥的動(dòng)態(tài)特性問(wèn)題。張文升等[6]利用AMESim軟件對(duì)安全閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了仿真分析。唐友亮等[7]通過(guò)仿真分析了復(fù)位彈簧參數(shù)對(duì)插裝閥啟閉特性和閥芯位移的影響。蔡文龍等[8]利用AMESim軟件分析了閥芯位移和輸出流量對(duì)減壓閥的影響。

本研究以D150型軸流先導(dǎo)式水擊卸壓閥為研究對(duì)象，構(gòu)建了水擊卸壓閥的的AMESim仿真模型，對(duì)模擬水擊工況條件下，節(jié)流閥直徑、阻尼孔直徑以及主閥閥芯錐角等參數(shù)對(duì)水擊卸壓閥動(dòng)態(tài)特性的影響進(jìn)行了分析。

本研究針對(duì)軸流先導(dǎo)式水擊卸壓閥的結(jié)構(gòu)模型，首先對(duì)水擊卸壓閥的工作原理進(jìn)行了闡述，建立了該閥閥芯運(yùn)動(dòng)數(shù)學(xué)模型；并利用AMESim軟件，以某一軸流式水擊卸壓閥產(chǎn)品的實(shí)際參數(shù)為例，模擬實(shí)際水擊現(xiàn)象的壓力源曲線(xiàn)，改變水擊卸壓閥系統(tǒng)中的關(guān)鍵參數(shù)(如節(jié)流閥直徑、阻尼孔直徑以及主閥閥芯錐角等)，觀察參數(shù)變化對(duì)其動(dòng)態(tài)特性的影響，為該結(jié)構(gòu)參數(shù)水擊卸壓閥以及其余參數(shù)水擊卸壓閥的設(shè)計(jì)以及仿真實(shí)驗(yàn)提供了一定的參考依據(jù)。

1 軸流先導(dǎo)式水擊卸壓閥結(jié)構(gòu)及其工作原理

如圖2所示，先導(dǎo)式水擊卸壓閥主要由先導(dǎo)閥和主閥兩大部分組成。其工作原理如下：

正常狀態(tài)下，油液從閥口右側(cè)流入，當(dāng)管線(xiàn)中壓力正常時(shí)，先導(dǎo)閥位于左位，此時(shí)油液經(jīng)阻尼孔4、先導(dǎo)閥閥芯1流入主閥閥芯6內(nèi)，從而造成主閥閥腔與右側(cè)管道油壓相同，此時(shí)在閥腔面積差以及主閥復(fù)位彈簧5的作用下，保證主閥閥芯6被緊壓在閥座上，主閥保持關(guān)閉狀態(tài)。

1.先導(dǎo)閥閥芯 2.先導(dǎo)閥彈簧 3.阻尼孔4.節(jié)流閥 5.主閥復(fù)位彈簧 6.主閥閥芯圖2 軸流式水擊卸壓閥結(jié)構(gòu)圖

當(dāng)管道由于故障導(dǎo)致管線(xiàn)壓力上升到先導(dǎo)閥的設(shè)定值時(shí)，先導(dǎo)閥在壓力作用下被置于右位，此時(shí)主閥閥芯6內(nèi)的液體經(jīng)阻尼孔4、先導(dǎo)閥閥芯1，流入下游管道，導(dǎo)致閥腔內(nèi)壓強(qiáng)降低，主閥閥芯6向左打開(kāi)，高壓液體通過(guò)水擊卸壓閥流入到卸壓罐中，完成壓力卸放。

壓力卸放完畢后，管線(xiàn)壓力恢復(fù)正常，先導(dǎo)閥在復(fù)位彈簧的作用下完成復(fù)位，主閥閥腔重新與右側(cè)管線(xiàn)連通，此時(shí)調(diào)節(jié)節(jié)流閥3的直徑可以調(diào)節(jié)主閥關(guān)閉速度，主閥在復(fù)位彈簧與壓力面積差的作用下被緊緊壓回到閥座上，水擊卸壓閥恢復(fù)正常關(guān)閉狀態(tài)。

2 水擊卸壓閥的數(shù)學(xué)模型

根據(jù)上述軸流式水擊卸壓閥的工作原理，暫不考慮溫度對(duì)油液黏度的影響、氣蝕的不良影響、主閥入口油液的無(wú)規(guī)律脈動(dòng)以及閥體一些密封處在設(shè)計(jì)允許范圍內(nèi)的泄漏等[9]影響因素。

主閥在運(yùn)動(dòng)中主要受力包括流體液動(dòng)力、摩擦力、復(fù)位彈簧的復(fù)位作用力以及整個(gè)系統(tǒng)所受的阻尼力。

(1) 瞬態(tài)液動(dòng)力

瞬態(tài)液動(dòng)力是指在閥芯運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，閥開(kāi)口量變化使通過(guò)閥口的流量發(fā)生變化，引起閥腔內(nèi)液流速度隨時(shí)間變化，其動(dòng)量變化對(duì)閥芯產(chǎn)生的反作用力。

(1)

式中，cd—— 主閥流量系數(shù)

Av(y) —— 主閥閥口過(guò)流面積，mm2

y—— 主閥閥腔位移量，mm

(2) 摩擦力

主閥運(yùn)動(dòng)時(shí)所受摩擦力主要為閥芯與密封圈(本研究中為O形圈)之間的摩擦力。

Ff=(εE+p)AZ

(2)

式中，ε—— 橡膠O形圈的壓縮率

E—— 橡膠彈性模量，MPa

p—— 作用在接觸面上的正壓力，MPa

AZ—— 橡膠O形圈的真實(shí)接觸面積，mm2

(3) 彈簧力

主閥在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，復(fù)位彈簧處于壓縮狀態(tài)，產(chǎn)生彈簧力。

Ft=K(y0+y)

(3)

式中，K—— 主閥彈簧剛度系數(shù)，N/mm

y0—— 主閥彈簧預(yù)壓縮量，mm

(4) 阻尼力

阻尼是指任何振動(dòng)系統(tǒng)在振動(dòng)中，由于外界作用(如流體阻力、摩擦力等)和系統(tǒng)本身固有的原因引起的振動(dòng)幅度下降的特性。因此引入閥芯在液體中運(yùn)動(dòng)的黏性阻尼模型。

(4)

式中，B—— 主閥閥芯運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的黏性阻尼，N·s/m

以此建立軸流式水擊卸壓閥的運(yùn)動(dòng)數(shù)學(xué)模型如下[10]：

(5)

式中，Δp—— 主閥芯前后腔壓差，MPa

m—— 主閥芯質(zhì)量，kg

根據(jù)上述分析可以得出，主閥閥芯運(yùn)動(dòng)時(shí)的動(dòng)態(tài)特性主要與閥芯質(zhì)量、閥口過(guò)流面積，主閥運(yùn)動(dòng)時(shí)所受密封圈的摩擦力以及整個(gè)系統(tǒng)的黏性阻尼系數(shù)等因素有關(guān)。

3 基于AMESim的仿真實(shí)驗(yàn)研究

3.1 水擊卸壓閥的AMESim仿真模型

根據(jù)水擊卸壓閥的工作原理及其數(shù)學(xué)模型，以D150軸流式水擊卸壓閥為研究對(duì)象，流體介質(zhì)采用93#成品汽油。利用AMESim中的HCD(基本元件設(shè)計(jì)庫(kù))，包括Signal(信號(hào)庫(kù))、Mechanical(機(jī)械庫(kù))、Hydraulic(液壓庫(kù))以及Hydraulic Component Design (液壓元件設(shè)計(jì)庫(kù))[11],建立該軸流式水擊卸壓閥的AMESim仿真模型[12]如圖3所示，主要由壓力源、主閥、節(jié)流閥 、先導(dǎo)閥、阻尼孔以及油箱組成。

圖3 水擊卸壓閥AMESim仿真模型

根據(jù)軸流先導(dǎo)式水擊卸壓閥的實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸，主閥、先導(dǎo)閥以及流體介質(zhì)的參數(shù)設(shè)置分別如表1～表3所示，其余參數(shù)均設(shè)為默認(rèn)值。

表1 主閥參數(shù)設(shè)置

(續(xù)表1)

表2 先導(dǎo)閥參數(shù)設(shè)置

表3 流體介質(zhì)參數(shù)設(shè)置

3.2 仿真結(jié)果與分析

如圖4所示，分別研究在模擬實(shí)際工況以及給定流量階躍的條件下，改變卸壓閥各個(gè)參數(shù)對(duì)主閥開(kāi)啟速度以及壓力特性的影響[13]。

根據(jù)緒論中水擊壓力波形圖，輸油管道正常管線(xiàn)壓力一般為6 MPa。因此，如圖4a給定壓力信號(hào)源：在0～2 s給定壓力為6 MPa，2～2.5 s壓力由6 MPa上升到10 MPa;2.5～3 s保持10 MPa不變;3～4 s壓力迅速由10 MPa降至2 MPa;4～5 s壓力由2 MPa重新回到6 MPa，其后一直維持6 MPa的管線(xiàn)壓力不變。

如圖4b給定流量階躍信號(hào)：在2 s時(shí)給定流量為69732.8 L/min(卸壓閥的額定流量)。

圖4 壓力信號(hào)以及流量階躍信號(hào)

首先參數(shù)均按照表1、表2給定值，改變節(jié)流閥直徑分別為1,3,5 mm，觀察其在上述信號(hào)源下的響應(yīng)。圖5為在壓力信號(hào)下的閥門(mén)位移響應(yīng)，可以看出，節(jié)流閥直徑分別為1,3,5 mm時(shí)，主閥的開(kāi)啟時(shí)間分別為0.88,0.77,0.76 s，關(guān)閉時(shí)間為40,4.25,1.72 s。圖6為流量階躍信號(hào)下主閥口的壓力特性曲線(xiàn)，可以看到在階躍信號(hào)下，節(jié)流閥直徑分別為1,3,5 mm時(shí)，主閥口的壓力超調(diào)量分別為27.12%,11.71%,6.12%。在此基礎(chǔ)上分別改變節(jié)流閥直徑、阻尼孔直徑以及主閥角度，觀察不同結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)其動(dòng)態(tài)性能的影響。

圖5 主閥位移響應(yīng)曲線(xiàn)

圖6 主閥的壓力特性曲線(xiàn)

1) 改變節(jié)流閥直徑

節(jié)流閥的作用主要為了調(diào)節(jié)主閥的關(guān)閉速度，使水擊卸壓閥不會(huì)因?yàn)檫^(guò)快關(guān)閉而導(dǎo)致二次水擊現(xiàn)象。改變節(jié)流閥的直徑，觀察其直徑變化對(duì)主閥啟閉快慢以及壓力特性的影響。圖7為不同直徑主閥的開(kāi)啟時(shí)間變化，可以看到，在直徑小于4 mm時(shí)，隨著直徑的增加，主閥啟閉時(shí)間均有明顯變化，其開(kāi)啟時(shí)間由0.88 s縮短至0.76 s，而其關(guān)閉時(shí)間則由40 s縮短為1 s。而當(dāng)直徑大于4 mm后，再增大節(jié)流閥直徑對(duì)主閥啟閉時(shí)間的影響幾乎可以忽略。

圖7 節(jié)流閥直徑變化對(duì)主閥啟閉時(shí)間的影響

圖8為節(jié)流閥直徑變化對(duì)主閥壓力超調(diào)量的影響曲線(xiàn)，可以得到，在直徑為1～4 mm時(shí)，其壓力超調(diào)量為27.12%～6.91%，而直徑大于4 mm時(shí)，直徑變化對(duì)主閥口壓力特性影響可以忽略。

圖8 節(jié)流閥直徑變化對(duì)主閥口壓力超調(diào)量的影響

2) 改變阻尼孔的直徑

改變阻尼孔的直徑，觀察其對(duì)主閥動(dòng)態(tài)特性的影響。圖9為不同阻尼孔直徑下主閥啟閉時(shí)間的變化曲線(xiàn)，可以看出，當(dāng)阻尼孔直徑在1～4 mm之間時(shí)，隨著直徑的增大，主閥的開(kāi)啟時(shí)間從24.1 s縮短到1.68 s，主閥的關(guān)閉時(shí)間從40 s縮短到2.83 s。阻尼孔直徑在4～8 mm之間時(shí)，隨著直徑的增大，主閥開(kāi)啟時(shí)間由1.68 s縮短為0.76 s，主閥關(guān)閉時(shí)間由2.83 s縮短至1.72 s。而在此基礎(chǔ)上再增大阻尼孔直徑，主閥的啟閉時(shí)間幾乎不變。

圖9 阻尼孔直徑對(duì)主閥啟閉時(shí)間的影響

圖10為阻尼孔直徑變化對(duì)主閥口壓力特性的影響曲線(xiàn)，可以看出，阻尼孔直徑從1 mm增大到6 mm的過(guò)程中，其超調(diào)量從171.03%減小至8.46%，而阻尼孔直徑在6～8 mm之間時(shí)，其超調(diào)量為8.46%～6.12%，此后再增大阻尼孔直徑，超調(diào)量幾乎不變。

3) 主閥不同角度

改變主閥的錐角，對(duì)閥門(mén)特性的影響主要體現(xiàn)在流通能力的變化上，如圖11所示?？梢钥吹诫S著主閥錐角的增大，閥門(mén)的流量增大，但當(dāng)角度增大至65°以后，再增大主閥錐角對(duì)流量的影響可以忽略,最大流量約為80000 L/min。

圖10 阻尼孔直徑對(duì)主閥口壓力超調(diào)量的影響

圖11 主閥錐角對(duì)閥門(mén)流量特性的影響

同時(shí)，隨著主閥錐角的變化，閥門(mén)的啟閉時(shí)間也會(huì)發(fā)生變化，如圖12所示。對(duì)于主閥開(kāi)啟過(guò)程，在從0增大到60°的過(guò)程中，閥門(mén)開(kāi)啟時(shí)間從0.45 s增加到0.77 s；在60°時(shí)開(kāi)啟速度最慢；而從60°增大到80°，開(kāi)啟時(shí)間則從0.77 s縮短至0.72 s。對(duì)于主閥關(guān)閉過(guò)程，0～30°期間，關(guān)閉時(shí)間從2.02 s縮短至1.55 s，在30°時(shí)主閥關(guān)閉速度最快，此后，隨著主閥錐角的增大，關(guān)閉時(shí)間也隨之增加，在80°時(shí)主閥的關(guān)閉時(shí)間為2.41 s。

圖12 錐角變化對(duì)主閥啟閉時(shí)間的影響

而主閥錐角對(duì)于主閥壓力特性的影響主要體現(xiàn)在穩(wěn)態(tài)壓力值，在僅改變主閥錐角而不改變其余參數(shù)的情況下，主閥的穩(wěn)態(tài)壓力的變化如圖13所示。主閥錐角為10°時(shí)，其穩(wěn)態(tài)壓力達(dá)到了74 MPa，而隨著角度的增加，主閥穩(wěn)態(tài)壓力不斷減小，在55°時(shí)的穩(wěn)態(tài)壓力為10 MPa，此后繼續(xù)增大主閥錐角，穩(wěn)態(tài)壓力保持10 MPa 不變。

圖13 錐角變化對(duì)主閥穩(wěn)態(tài)壓力的影響

4 結(jié)論

對(duì)于軸流先導(dǎo)式水擊卸壓閥的結(jié)構(gòu)原理進(jìn)行介紹，并在此基礎(chǔ)上建立了主閥的運(yùn)動(dòng)方程，隨后以某一型號(hào)的水擊卸壓閥的參數(shù)為例，利用AMESim軟件搭建了仿真模型，模擬實(shí)際水擊現(xiàn)象并分析了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)于該型號(hào)閥門(mén)動(dòng)態(tài)特性的影響，仿真結(jié)果顯示：

(1) 節(jié)流閥直徑在小于4 mm時(shí)，增大節(jié)流閥直徑對(duì)主閥啟閉時(shí)間以及壓力超調(diào)量的影響較大，而大于4 mm后，增大直徑對(duì)二者的影響幾乎可以忽略；

(2) 阻尼孔直徑在小于8 mm時(shí)，增大阻尼孔直徑，主閥啟閉時(shí)間與壓力超調(diào)量變化顯著，此后再增大直徑，對(duì)主閥動(dòng)態(tài)性能的影響不大；

(3) 主閥閥芯錐角對(duì)閥門(mén)的影響主要體現(xiàn)在流通能力、啟閉時(shí)間以及穩(wěn)態(tài)壓力上。對(duì)于流通能力，在錐度小于65°時(shí)，隨著錐度的增加閥門(mén)的流通能力增強(qiáng)，而在65°之后再增加錐度，對(duì)閥門(mén)流通能力的影響幾乎為0。對(duì)于啟閉時(shí)間的影響則較為復(fù)雜，在60°時(shí)主閥的開(kāi)啟時(shí)間最慢，為0.77 s，而在30°時(shí)主閥的關(guān)閉時(shí)間則最快，達(dá)到2.41 s。對(duì)于穩(wěn)態(tài)壓力，隨著錐角的增大，主閥穩(wěn)態(tài)壓力不斷減小，在55°時(shí)穩(wěn)態(tài)壓力達(dá)到10 MPa，此后保持不變。