一種活塞式彈簧減壓閥的調定誤差分析

李少輝， 文小平， 樊 蕾， 陳 山， 陳振宇

(北京航天發(fā)射技術研究所， 北京 100076)

引言

活塞式彈簧減壓閥是指采用機械彈簧作為氣體調壓加載元件，采用活塞作為氣壓敏感元件的一種減壓閥。本研究的減壓閥調定誤差是指活塞式彈簧減壓閥在操作人員停止調壓動作時的出口壓力和達到穩(wěn)定后出口壓力的差值。國內學者和機構針對減壓閥動靜壓差(減壓閥出口壓力由動態(tài)切換到靜態(tài)時的變化量)進行過相關試驗和理論計算[1-5]，不覆蓋本研究涉及的減壓閥調定誤差。

為了提升減壓閥產(chǎn)品性能，對活塞式彈簧減壓閥調定誤差產(chǎn)生機理進行了理論分析，并研究了調定誤差的主要影響因素，并通過試驗驗證了理論分析的正確性，為如何減小活塞式彈簧減壓閥的調定誤差提供了參考。

1 理論研究

1.1 工作原理

活塞式彈簧減壓閥結構簡圖如圖1所示，其調壓原理如下：

1.調壓彈簧 2.敏感活塞 3.閥座 4.手柄 5. O形圈 6.閥芯 7. 閥芯復位彈簧

不調壓狀態(tài)下，閥芯在入口壓力、出口壓力、調節(jié)彈簧力和敏感活塞復位彈簧力的綜合作用下壓緊閥座實現(xiàn)密封，減壓閥出口壓力保持穩(wěn)定；

通過緩慢旋轉調壓手柄給調壓彈簧施加壓力，推動敏感活塞向下運動頂開閥芯，減壓閥出口腔壓力升高，同時需密切觀察減壓閥出口壓力變化，直至出口壓力達到要求值時停止旋轉手柄。停止調壓動作后，減壓閥出口壓力需要經(jīng)過一定時間后達到穩(wěn)定。

1.2 調定誤差理論計算

1) 調壓結束后的穩(wěn)定狀態(tài)受力分析

調壓結束后閥芯受力分析見圖2。

圖2 靜態(tài)閥芯受力

調壓結束后閥芯受力平衡方程為：

(p1-p2s)As+Ktht-Kchc+p2sAm-FN=0

(1)

式中,p1—— 入口腔壓力

p2s—— 調壓結束后出口腔壓力

As—— 閥座孔面積

Kt—— 閥芯復位彈簧剛度

ht—— 閥芯復位彈簧初始壓縮量

Kc—— 調節(jié)彈簧剛度

hc—— 調節(jié)彈簧壓縮量

Am—— 敏感活塞面積

FN—— 閥座對閥芯的反作用力

閥座與閥芯間的理論最小密封比壓可由經(jīng)驗公式計算[6]：

(2)

式中，qmin—— 最小密封比壓

C1,C2—— 經(jīng)驗常數(shù)

b—— 密封寬度

閥座對閥芯的反作用力為閥口密封件變形而產(chǎn)生的支反力，其計算公式為：

FN=Sπdsbqminsinα

(3)

式中，ds—— 閥座直徑

S—— 密封系數(shù)，與閥座狀況有關

α—— 閥芯圓錐面母線與中心線夾角

2) 調壓過程受力分析

調壓時，當出口壓力達到要求值時，停止旋轉手柄。此時，閥芯與閥座處于接觸但未密封狀態(tài)，此工況下閥芯受力分析見圖3。

圖3 調壓閥芯受力

調壓工況下閥芯受力平衡方程為：

(p1-p2d)As+Ktht-Kchc+p2dAm+Fμ=0

(4)

式中，p2d—— 出口壓力

Fμ—— 敏感活塞O形圈摩擦力

敏感活塞O形圈摩擦力是活塞密封圈在潤滑不良的情況下產(chǎn)生的靜態(tài)摩擦力，其計算公式[7]為：

(5)

式中，D—— O形圈外徑

d—— O形圈截面直徑

f—— 摩擦系數(shù)

e—— O形圈壓縮率

E—— O形圈材料彈性模量

μ—— O形圈材料泊松比

3) 調定誤差計算

對比調壓結束后的穩(wěn)定狀態(tài)和調壓過程受力分析可知，當從調壓過程轉變?yōu)檎{壓結束后的穩(wěn)定狀態(tài)時，敏感活塞O形圈不再受摩擦力，閥芯需要承受閥座對閥芯的密封反作用力FN，由于減壓閥本身為一個閉環(huán)系統(tǒng)，這兩個作用力需要反饋元件敏感活塞來平衡，造成調壓結束后的出口腔壓力p2s高于剛剛停止調壓時的出口腔壓力p2d，兩者之間的差值即為調定誤差Δp2g：

(6)

將式(2)、式(3)、式(5)代入式(6)可以得到調定誤差Δp2g理論計算公式為：

(7)

2 影響調定誤差的因素

影響調定誤差的因素主要有進口壓力、出口壓力、閥芯圓錐面母線與中心線夾角、O形圈壓縮率、敏感活塞面積等因素。以某活塞式彈簧減壓閥為例，進行調定誤差影響因素的計算分析。該活塞式彈簧減壓閥設計入口壓力3～25 MPa，設計出口壓力0.2～2 MPa，敏感活塞上的O形圈材質選用丁腈橡膠，相關參數(shù)見表1，丁腈橡膠相關參數(shù)見文獻[8]。

表1 減壓閥部分參數(shù)

2.1 進出口壓力

在相同的彈簧減壓閥結構參數(shù)下，不同進出口壓力對調定誤差的影響見圖4。

根據(jù)圖4可知，調定誤差隨著出口壓力的升高而增大，且隨著進口壓力的升高而增大。在減壓閥設計和使用時，在保證出口壓力滿足要求的情況下，為減小調定誤差，一般應盡量減小減壓閥進口壓力。

圖4 進出口壓力與調定誤差的關系

2.2 閥芯圓錐面母線與中心線夾角的影響

以進口壓力15 MPa為例，閥芯圓錐面母線與中心線夾角10°～60°對調定誤差的影響見圖5。

根據(jù)圖5可知，在不同出口壓力下，調定誤差均隨著閥芯圓錐面母線與中心線夾角的增大而增大，且增大的趨勢逐漸減緩。在減壓閥設計時，在結構允許的情況下，合理減小閥芯圓錐面母線與中心線夾角是一種有效的技術措施。

圖5 閥芯圓錐面夾角與調定誤差的關系

2.3 敏感活塞O形圈壓縮率

敏感活塞O形圈壓縮率直接影響到敏感活塞摩擦力的大小。在實際設計制造中，彈簧減壓閥敏感活塞O形圈壓縮率一般在6%～20%。以進口壓力為15 MPa 時為例，敏感活塞O形圈壓縮率對調定誤差的影響見圖6。

圖6 敏感活塞O形圈壓縮率與調定誤差的關系

根據(jù)圖6可知，在不同出口壓力下，調定誤差均隨著敏感活塞O形圈壓縮率的增大而增大。在減壓閥設計時，在保證密封可靠的情況下，應盡量減小敏感活塞O形圈壓縮率。

2.4 閥座孔面積

以進口壓力15 MPa為例，閥座孔面積對調定誤差的影響見圖7。

根據(jù)圖7可知，在不同出口壓力下，調定誤差均隨著閥座孔面積的增大而增大，且增大的趨勢逐漸減緩。在減壓閥設計時，閥座孔面積影響減壓閥最大流量。在保證流量的前提下，為減小調定誤差，應盡量減小閥座孔面積。

圖7 閥座孔面積與調定誤差的關系

2.5 敏感活塞面積

保持閥座孔面積、O形圈直徑、O形圈壓縮率等參數(shù)不變，以進口壓力15 MPa為例，敏感活塞面積對調定誤差的影響見圖8。

圖8 敏感活塞面積與調定誤差的關系

根據(jù)圖8可知，在不同出口壓力下，調定誤差均隨著敏感活塞面積的增大而增大，且增大的趨勢逐漸減緩。在減壓閥設計時，在結構允許的情況下，應盡量增大減壓閥敏感活塞面積。

3 調定誤差試驗研究

3.1 試驗結果

進行試驗的減壓閥共計4種，分別取名為減壓閥A、減壓閥B、減壓閥C和減壓閥D。減壓閥A參數(shù)如表1所示，以減壓閥A參數(shù)為基礎，減壓閥B設計參數(shù)主要變化為將敏感活塞面積減小為減壓閥A的1/4；減壓閥C設計參數(shù)主要變化為敏感活塞面積相比減壓閥A增大90%；減壓閥D設計參數(shù)主要變化為敏感活塞面積相比減壓閥A增大90%，同時閥芯圓錐面母線與中心線夾角由20°增大為45°。試驗中減壓閥進口壓力為額定15 MPa，出口壓力為額定1 MPa，每種減壓閥在額定工況下進行3次試驗，調定誤差取3次試驗的平均值，試驗結果以及計算結果見表2。

表2 調定誤差試驗計算結果

從表2可以看出，4種不同結構減壓閥在額定工況下的調定誤差實測值均與計算值基本一致。

3.2 偏差分析

根據(jù)表2可知，4種減壓閥在額定工況下的調定誤差計算值與試驗值誤差均小于10%，計算精度較高，可用于指導減壓閥設計和工程實踐。

調定誤差計算值和試驗值之間的偏差來源有以下幾個方面：

(1) 對敏感活塞O形圈摩擦力計算進行了一定程度地簡化。實際狀態(tài)O形圈摩擦力不僅與壓縮率和工作壓力有關，還與O形圈往復運動速度、潤滑效果、遲滯特性等因素有關[9-12]；

(2) 計算公式中經(jīng)驗常數(shù)、密封系數(shù)的選擇與實際情況存在一定誤差；

(3) 試驗過程中壓力波動、儀器儀表誤差等外在因素會對試驗結果造成一定偏差。

4 結論

通過理論推導研究了活塞式彈簧減壓閥調定誤差的計算方法，分析了影響調定誤差的因素，并通過試驗驗證了計算公式的準確性。

調定誤差理論計算及影響因素分析結果表明，為減小活塞式彈簧減壓閥的調定誤差，應減小敏感活塞摩擦力，同時應合理設置閥芯密封角度、敏感活塞面積及閥座孔面積。

本研究得到的彈簧減壓閥調定誤差計算分析方法可為減壓閥設計和工程應用提供技術參考。