拉瓦尔式气态燃料调节阀控制系统仿真及阀门流动分析

2022-09-20刘婷婷张一岑余海彬戴义平

发电设备 2022年5期

刘婷婷，张一岑，余海彬，戴义平

(西安交通大学能源与动力工程学院，西安 710049)

目前，常用的燃气流量控制策略为泵控和阀控2种方式。泵控系统结构复杂、成本高、动态响应较差，而阀控系统结构简单、成本低、动态响应速度快，因此在燃气轮机燃料阀组的控制方案中采用阀控方式比较合理[1]。

液压伺服阀采用液体压差驱动主控制元件，具有控制精度高、能够实现闭环控制等特点，在仪器仪表中得到了广泛的应用。ZHENG F X等[2]提出了一种基于力矩马达的插装式2D电液伺服阀，并探索了该阀的动态特性，开环模型的仿真结果表明：支撑压力对2D电液伺服阀动态特性影响不大，该模型具有良好的动态特性。陈祖希[3]针对动压反馈时间常数的传统求解方法进行了误差分析，给出了动压反馈时间常数的数值求解方法；提出了实现同步测试时间常数和反馈流量增益的新方案。肖占林[4]通过3D实体建模和动力学仿真，得到了执行机构不同弹簧刚度、活塞面积和力臂对输出特性的影响，并对弹簧和液压缸进行了设计优化，提高了执行机构的工作稳定性，延长了执行机构的工作寿命。KIM H G等[5]提出了一种力导数补偿和自然速度反馈的力控制方法，提出了将其应用于实际系统的思路。YANG H等[6]对连续微型射流对挡板-喷嘴先导阀的操纵装置进行了数值研究，结果表明：连续微型射流的作用大大削弱了挡板-喷嘴的空化现象。AUNG N Z等[7-8]提出一种简单有效的挡板形状，利用菱形喷嘴代替传统的圆形喷嘴，从而减少喷嘴-挡板空化对阀门稳定性的影响。王书铭等[9]探究了结构参数对射流偏转板电液伺服阀动态作用的机理。

李洪洲等[10-12]采用有限元分析方法，分析了气态燃料的速度和压力分布，结果表明：在不改变阀芯位移和进口压力的条件下，流经阀口的燃料流量保持不变，并且与出口压力无关。张亮[13]在阀芯位移闭环控制条件下对主阀阀口开闭特性、正弦响应特性，以及控制压力对控制特性的影响进行了分析,得出阀芯位移闭环的控制特性。孟爱红[14]对汽车电子稳定控制(ESC)系统液压执行机构进行了系统研究，提出了拓宽高速开关线性控制范围的方法，实现了对轮缸压力的精确控制。

拉瓦尔式调节阀是基于拉瓦尔管气体动力学原理设计，具有精确流量调节作用的一种新型阀门，采用液压伺服阀控制拉瓦尔式阀门的开度。为了确定拉瓦尔式调节阀的响应特性，建立了拉瓦尔式调节阀及其液压控制系统的仿真模型，在MATLAB仿真环境下对其动态响应特性进行了仿真分析，利用FLUENT软件对拉瓦尔式调节阀流动特性进行了数字模拟，以期为液压伺服阀控制拉瓦尔式阀门的设计提供理论基础。

1 液压伺服控制系统组成

液压伺服控制系统由伺服放大器、伺服阀、液压缸、主阀和位移传感器组成(见图1)。

图1 液压伺服控制系统

控制液压缸的活塞位移可以控制主阀阀芯位移。位移传感器将活塞位移转换为电压信号，电压信号与输入电压信号比较，得到偏差电压。偏差电压经伺服放大器放大后成为电流信号，电流信号驱动电液伺服阀将液压油输出到液压缸，使得液压缸2个腔室产生压差，推动活塞运动，进而带动主阀阀芯运动。随着液压缸活塞的运动，腔室两侧压差逐渐减小；当液压缸腔室两侧油压相等时，活塞停止运动，主阀开度达到指定位置后停止运动。

2 液压伺服控制系统模型

2.1 伺服放大器模型

将伺服放大器与力矩马达线圈的传递函数看作惯性环节，其表达式为：

(1)

式中：Ka为伺服放大器与线圈电路增益，A/V;ωa为线圈转折频率，rad/s；I为伺服阀输入电流，A；Ue为偏差电压，V；s为传递函数的变量。

2.2 伺服阀模型

当伺服阀的固有频率为100 Hz以上时，将其考虑为惯性环节，传递函数为：

(2)

式中：Gsv(s)为伺服阀的传递函数；Ksv为伺服阀以电流为输入、空载流量为输出时的流量增益，m2/s；Tsv为惯性环节的时间常数。

2.3 液压缸模型

采用双向液压缸，液压缸输出位移相对阀输入位移的传递函数为：

(3)

式中：Gp(s)为液压缸的传递函数；ωh为液压缸固有频率，rad/s；Kqx为液压缸流量增益，m2/s；Ap为液压缸活塞面积，m2；ξh为液压缸阻尼比，一般为0.1～0.2。

2.4 主阀模型

主阀采用拉瓦尔式调节阀，其结构见图2[12]。

图2 主阀结构

主阀阀口为拉瓦尔管结构形式;拉瓦尔管的结构主要包括进口、稳定段、收缩段、喉部和扩张段;进气口设置在靠近出口端的位置。

稳定段为拉瓦尔管前端，长度为L0，它的主要作用是降低紊流度，使进入拉瓦尔管的气流更加稳定和均匀。

收缩段通过加速气流，使得出口气流平直且稳定均匀。收缩段宜选择较短的长度，但不能太短，太短会对喉部及收缩段进口气流产生扰动，增大总压损失。尤其是进口处的气流会产生大的逆压梯度，导致附面层分离，无法得到稳定的气流。

喉部为亚声速到超声速变化的阶段。

扩张段的扩张角太大容易引起射流扩散太快，出口处产生的激波比较严重，对阀的稳定工作产生一定影响；扩张角太小引起的压力损失大，因为此时气体超声速段变长，并且扩张段太长会导致结构尺寸太长，从而浪费材料。

拉瓦尔管临界状态下的气体质量流量为：

(4)

当气体流速达到声速时，热流系数为：

(5)

式中：γ为比热容比，空气约为1.4；R为气体常数，空气约为287 J/(kg·K)。

喉部临界面积为：

At=πx(dt-xsinα·cosα)sinα

(6)

式中：dt为主阀阀口喉部直径，m；α为半锥角角度，(°)；x为阀芯位移，m。

主阀阀芯在运动时所受的力分为周缘力、侧向力和轴向力。在实际加工中，阀芯台肩上设计周向均压槽，槽内液体压力处处相等，起径向平衡作用，基本可以消除周缘力和侧向力，因此阀设计中不计算液压周缘力和侧向力。阀芯在轴向受到的力主要有惯性力、弹性力、驱动力、黏性阻力、液动力。液动力又分为稳态液动力和瞬态液动力：稳态液动力是指在阀口开度一定的情况下，液流对阀芯的反作用力；瞬态液动力是指在阀芯运动过程中，阀口开度变化使通过阀口的流量发生变化，引起阀腔内液流速度随时间变化，其动量变化对阀芯产生的反作用力。

惯性力是阀芯在运动时，因速度变化而产生的阻碍阀芯运动的力。在分析阀芯静态特性时不考虑惯性力，动态分析时再考虑。

与弹簧相接触的阀芯所受到的弹性力FT为：

FT=k(x0±x)

(7)

式中：k为弹簧刚度，N/m；x0为弹簧预压缩量，m。

阀芯受到的稳态液动力F为：

F=ρqV(v1-v2cosβ)+p1A1+F1sinθ-

(8)

式中：ρ为气体密度，kg/m3；qV为气体体积流量，m3/s；v1为主阀出口气流速度，m/s；v2为主阀进口气流速度，m/s；β为气流入射角，(°)；A1为主阀出口过流截面积，m2；p1为出口压力，Pa；F1为阀座对气体燃料的力，N；θ为阀座锥面半锥角，(°)；L为阀芯圆锥母线，m；ds为阀芯圆锥底面直径，m；p2为阀腔内压力，Pa。

阀芯受到的瞬态液动力Ft为：

(9)

式中：t为时间，s。

3 液压伺服控制系统仿真

设计液压缸内径为80 mm,液压活塞杆的最大行程为75 mm,液压油的体积弹性模量为700 MPa，液压阻尼比取0.15。

图3为液压伺服控制系统的仿真结果。输入幅值为5的正弦位置信号，负载干扰力为1 500 N，幅值为600 N，频率为1.5 Hz。

从图3可以看出：随着位置输入信号频率的增大，实际输出信号的幅值衰减增大，相位滞后增加。频率为1 Hz以下时，系统动态品质良好，响应速度很快，衰减幅值较小，相位滞后小，系统能够很好地跟随输入信号的变化。

4 拉瓦尔式调节阀阀口流场分析

采用ANSYS网格划分工具划分网格，边界条件及计算分析在FLUENT软件中进行，求解器采用隐式、分离、稳态格式；压力速度耦合使用SIMPKEC算法；动量压力设定为高阶迎风格式。湍动能及湍耗散采用收敛的k-ε模型，中心面SYMMRITRT设置，进口条件如下：阀口进口总压为4 MPa，进口静压为3.99 MPa，出口静压为0.1～3.9 MPa，进口湍流强度为6%，进口湍流直径为7 mm，出口回流流强度为5%，出口回流湍流直径为6 mm。拉瓦尔式调节阀网格划分结果见图4。