1、概述

　　減壓閥的穩定性是重要性能指標之一，如果減壓閥的穩定性不足，受到外界干擾時( 如進、出口壓力突變) 將會發生振動，引起出口壓力波動或導致減壓閥結構破壞，影響減壓閥的功能和性能。

2、工作原理

　　氣簧式減壓閥( 圖1) 的作用是將不穩定的高壓氣體減壓并穩定在需要的壓力范圍內。當氣體通過閥瓣和閥座形成的狹窄面積時，氣體受到節流，壓能轉化為動能，形成氣體壓力的降低。氣簧是一個封閉的氣動調節腔，其作用是代替機械彈簧進行壓力的調節，可以有效地減小減壓閥的體積。減壓閥在供氣系統中其前端連接氣瓶，后端連接增壓電磁閥( 圖2) 。減壓閥調壓后，氣體到達電磁閥前，電磁閥根據需要開啟為下游用氣系統供氣。在有些工況下電磁閥開啟后，減壓閥會發生振動。

3、振動機理

　　減壓閥是彈簧振子調節系統，存在固有頻率，同時減壓閥低壓腔和管道內充滿的流體是一個具有彈性的氣柱，可以膨脹和壓縮，也存在固有頻率，二者之間相互影響后會產生初始激振，如果氣柱頻率與減壓閥彈性系統固有頻率( 以下簡稱減壓閥固有頻率) 發生耦合則會引發共振。倘若減壓閥內彈性系統的阻尼不足，振動發生后不能衰減，將會使振動持續。

1. 閥體2. 氣動活塞3. O 形圈4. 閥瓣5. 閥座6. 墊片7. 阻尼板

圖1 氣簧式減壓閥

　　當減壓閥后端電磁閥突然開啟時，產生壓力沖擊，激振頻率比較豐富，容易引起共振。電磁閥打開后，由于壓力突然下降，減壓閥瓣也迅速開啟，因慣性作用，減壓閥瓣開度會產生超調，出口壓力迅速增加，在該壓力作用下又會使減壓閥瓣開度減小，減壓閥瓣開度變化使氣柱受到干擾產生壓力沖擊。同時，氣柱在遇到減壓閥后的閥門、彎頭和孔板等元件時，也會因沖擊產生脈動。脈動壓力作用在減壓閥上，使減壓閥瓣開啟高度不斷變化，而其開度的變化又會使出口壓力產生脈動變化，二者相互影響使減壓閥和氣柱均產生振動，如果減壓閥固有頻率氣柱激振頻率耦合則會進一步引發共振。

1. 氣瓶2. 手動閥3. 減壓器4. 增壓電磁閥

圖2 供氣系統氣路流程( 局部)

　　如果減壓閥動態穩定性裕度不足，則振動發生后不能衰減，振動會持續進行。影響減壓閥動態穩定性的因素主要為減壓閥彈性系統的阻尼和減壓閥瓣行程。通常氣簧減壓閥的阻尼主要為O 形圈機械阻尼和阻尼板的氣動阻尼，如果二者阻尼較小則不能有效抑制振動。另外，如果減壓閥閥瓣行程較大，則發生初始振動后因其振幅較大，不能很快衰減，也會使振動持續。

4、計算與仿真

　　由分析可知，減壓閥初始激振和共振主要與減壓閥固有頻率和氣柱頻率有關。

　　4.1、氣柱頻率計算

　　當減壓閥后端電磁閥突然開啟時，出現一個流量階躍，出口壓力迅速下降，減壓閥瓣迅速開啟。由于慣性作用，減壓閥瓣開度會產生超調，出口壓力迅速增加，在該壓力作用下又會使減壓閥瓣開度減小，減壓閥瓣開度變化使氣柱受到干擾產生初始激振。根據現場實際管路三維模型，采用轉移矩陣法計算管路固有頻率( 圖3，表1) 。

　　4.2、固有頻率仿真

　　取閥瓣、彈簧座、氣動活塞和彈簧等作為研究對象，采用ANSYS 軟件進行仿真分析。當各元件為剛性連接且不考慮阻尼時，其模態頻率見表2。其中Y 向振動頻率分別為第8 階和第10 階，頻率分別為260. 69Hz 和459. 97Hz。由于減壓閥各元件按剛性連接考慮，其固有頻率與氣柱頻率差異很大，因此二者耦合產生共振的可能性不大。

圖3 氣柱固有頻率計算模型

表1 氣柱固有頻率Hz

表2 減壓閥固有頻率Hz

　　但是，在實際工作中，由于閥瓣和活塞之間是通過主彈簧和閥瓣彈簧壓緊連接。不是完全的剛性連接。閥瓣在運動過程中，當兩彈簧變形量不一致時，活塞與閥瓣不會同步運動，因此二者之間會產生分離。僅取閥瓣、彈簧座和閥瓣彈簧作為研究對象且不考慮阻尼時，采用ANSYS 軟件進行仿真分析( 圖4) ，結果為無阻尼固有頻率169. 34Hz。如果閥瓣與閥瓣座之間存在阻尼還會使頻率進一步降低，根據經驗約130 ～ 140Hz，與氣柱三階頻率( 122. 650 5Hz) 接近，說明二者有可能耦合產生共振。

5、試驗

　　為驗證分析的正確性，搭建了模擬試驗系統進行試驗驗證。通過調整增壓電磁閥后的節流孔板改變系統的氣柱頻率。在減壓閥和相關管路上設置加速度傳感器和壓力傳感器，進行試驗中的振動測試，并對減壓閥氣簧腔壓力、出口壓力頻域數據以及加速度傳感器數據進行分析。

　　5.1、產生振動的試驗

　　減壓閥產生振動后采用壓力傳感器采集到氣簧腔和出口壓力的主頻均為129.2Hz，與氣柱頻率計算結果( 122.65Hz) 基本一致。減壓閥產生振動后采用加速度傳感器測得的閥瓣運動方向( 即1Y) 響應主頻為128.14Hz，減壓閥振動頻率與壓力脈動頻率一致，且功率譜密度很大。

圖4 閥瓣彈簧與彈簧座和閥瓣連接的一階Y 向振型

　　5.2、不產生振動的試驗

　　當減壓閥未出現振動時，采用壓力傳感器采集到氣簧腔和出口壓力主頻分別為98.92Hz 和102.65Hz，與減壓閥發生振動時的頻率不同，且功率譜密度很小。減壓閥未發生振動時采用加速度傳感器采集到其響應主頻為524.65Hz，且功率譜密度很小。由此可知，減壓閥未振動時其振動頻率與壓力脈動頻率不同。

　　5.3、分析

　　將減壓閥發生振動時的出口壓力脈動頻率、幅值和振動頻率與不發生振動時比對( 表3) 可知，減壓閥發生振動后，其出口壓力脈動頻率3 個方向基本相同，且與振動頻率一致，壓力波動范圍和振動加速度均較大，表明發生了共振。減壓閥未發生振動時，其出口壓力脈動頻率3 個方向不同，且與振動頻率相差較大，壓力波動范圍和振動加速度均較小，表明未發生共振。試驗結果驗證了理論分析和計算的正確性。

表3 壓力脈動和振動數據比對

6、振動控制

　　6.1、控制氣柱固有頻率

　　改變氣柱頻率，使其與減壓閥固有頻率不同，避免產生共振。改變氣柱固有頻率取決于管系的配管方式、長度、管徑和走向等。因此，在管路設計時，除進行常規計算外，還應進行管系氣柱頻率的計算，并進行適時調整。

　　6.2、控制減壓閥調節系統固有頻率

　　通常，減壓閥調節系統固有頻率越低，越容易受出口壓力的影響，發生共振。因此，提高彈簧剛度和運動部件固有頻率，可以避免共振。

　　6.3、設置緩沖器

　　設置緩沖器可以減小壓力脈動和沖擊，緩沖器容積越大，壓力脈動越小。另外，設置緩沖器還可以使氣體脈動頻率降低，但是緩沖器應放置在減壓閥出口最近處才能有降低頻率的效果，否則，減壓閥至緩沖器之間的管路長度會造成壓力脈動頻率的提高，甚至會產生相反的效果，使振動加劇。

　　6.4、增加減壓閥自身阻尼

　　減壓閥自身有足夠大的阻尼時，可以使振動產生后很快衰減，從而起到消振作用。減壓閥阻尼包括機械阻尼和氣動阻尼，機械阻尼主要為活塞O形圈產生的阻尼。在不影響活塞運動的情況下，O 形圈摩擦力應盡量大。氣動阻尼主要為孔板形阻尼孔、毛細阻尼管和環形縫隙阻尼3 種，其中環形縫隙阻尼的效果較好，易于實施，是較為理想的阻尼方法。

　　6.5、控制閥瓣行程

　　減壓閥閥瓣與活塞間隙( 活塞空行程) 和閥瓣開度( 活塞行程與活塞空行程之差) 過大會加大減壓閥的振動幅度，對抑制減壓閥振動不利。一般設計閥瓣最大開度為實際使用開度的2 倍。

7、結語

　　通過對氣簧式減壓閥振動機理進行分析、計算、仿真以及試驗，得出結論。

　　(1) 減壓閥固有頻率與氣柱頻率耦合會產生共振。因此，設計供氣設備時，應對減壓閥固有頻率和氣柱頻率進行計算，使二者不同，避免產生共振。

　　(2) 對于管路系統可采取控制氣柱固有頻率、設置緩沖器和增加孔板等措施控制振動。

　　(3) 對于減壓閥可采取提高減壓閥固有頻率、增加自身阻尼和控制閥瓣行程等措施控制振動。

參考文獻

　　〔1〕王定軍. 減壓閥振動工程分析〔J〕. 火箭推進， 2009.

　　〔2〕尤裕榮等. 氣體減壓閥的穩定性分析〔J〕. 火箭推進，2009.