Frontiers and developments of ultra-high time and space resolution magnetic nanometer temperature measurement
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摘要: 特殊条件下的远程、快速温度测量的前沿需求，对经典温度传感技术提出了挑战。磁学原理测温方法在这些领域颇具潜力，磁纳米粒子具备显著高效的温度–磁场转换效应及纳秒尺度的响应时间，可实现远程、高精度、快速的温度测量。本文综述了目前国内外磁纳米测温技术的发展现状，具体包括几种不同的磁纳米温度测量物理模型及仿真分析方法，以及相应的温度信息提取方法与测量系统设计。基于磁纳米粒子的远程温度测量方法主要原理是测量磁化率或磁化强度信号，通过Langevin磁学模型获取温度信息。多个原型实验证明了磁纳米测温技术在远程或超快速等约束条件下应用的可行性。磁纳米温度计为大功率芯片的结温测量、瞬态温度测量、穿透金属的远程温度测量以及高超声速风洞转捩点下游温度成像等极端条件下的温度测量提供了一种新的测量工具。Abstract: The frontier demand for remote and rapid temperature measurement under special conditions poses a challenge to the classical temperature sensing technology. The temperature measurement method based on the principle of magnetism has great potential in these fields. Magnetic nanoparticles have a significant and efficient temperature-to-magnetic field conversion effect and a nanosecond response time, which can realize remote, high-precision and rapid temperature measurement. This article reviews the current development status of the magnetic nanometer temperature measurement technology at home and abroad, including several different physical models and simulation analysis methods for magnetic nanometer temperature measurement, as well as the corresponding temperature information extraction method and measurement system design. The main principle of the remote temperature measurement method based on magnetic nanoparticles is to measure the magnetic susceptibility or magnetization signal, and to obtain temperature information through the Langevin equation magnetic model. At present, multiple prototype experiments have proved the feasibility of the magnetic nanometer temperature measurement method under remote or ultrafast constrained conditions. The magnetic nanothermometer provides a new measurement tool for temperature measurement under extreme conditions such as junction temperature measurement of high-power chips, transient temperature measurement, remote temperature measurement through metal, and temperature imaging downstream of the transition point in a super wind tunnel.
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0 引 言
超高速风洞多为暂冲式空气动力研究试验设备，其中高压气体的释放控制部件的性能对于确保风洞指标尤为关键。快开阀不仅能够实现毫秒级开启释放气体，而且能够重复使用，是超高速风洞设计运行非常重要的部件[1]。弹道靶作为超高速特种风洞试验设备，目前主要采用二级轻气炮作为超高速模型发射器。当前中国空气动力研究与发展中心超高速所的弹道靶配备了发射口径为4.5/7.6/16/25/50/120/203 mm的二级轻气炮，实现最高达9 km/s的炮口发射速度。
图1是高压气体驱动型二级轻气炮结构示意图。常规二级轻气炮的主要结构包括燃烧室（或高压气室）、压缩管、高压段和发射管等部件。二级轻气炮发射运行时通过释放第一级燃烧室（或高压气室）中的膨胀气体，驱动压缩管的活塞高速运动，活塞压缩前端的轻质气体至高温高压的状态，该气体膨胀破膜进而推动发射管中模型弹丸实现超高速发射[2]。二级轻气炮的第一级驱动活塞运动的常用方式包括火药燃烧驱动[3-5]、氢氧爆轰驱动[6,7]和高压气体驱动[8-10]等方式，其中高压气体驱动二级轻气炮区别于火药燃烧驱动二级轻气炮通过金属膜片在膛压高于阈值时破膜从而实现高温高压气体的释放控制方式，高压气体驱动轻气炮常采用一个快速开启的阀门实现气室的气体释放。同时，气体驱动轻气炮相对于传统的火药燃烧驱动较为清洁环保，发射后炮体维护工作量较小，并且无需使用火工品，运行较为安全，因此高压气体驱动的二级轻气炮广泛使用于实验室的超高速发射。
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图 1 气体驱动二级轻气炮原理结构示意图Fig. 1 Structure diagram of high-pressure gas driving two-stage light-gas-gun常见的气体释放快开阀门包括双膜片式结构、包绕式气室结构和气动活塞式快开阀结构三种结构方式[1-2]，由于双膜片式结构需要每次更换膜片，包绕式气室结构阀门开启较慢，而气动活塞式快开阀结构具有可实现毫秒级开启，可重复使用，且性能稳定等综合性能，在暂冲式风洞设备设计时应用较普遍。刘伟雄, 杨阳等[11,12]在脉冲燃烧高温风洞中设计了类似的气动活塞快速阀，通过泄放阀体内气体形成阀芯前后压差，实现阀芯的快速开启。经测试快速阀最快实现了2 ms内开启。在气体驱动轻气炮的应用方面，通过设计气动活塞式快开阀结构替代传统的金属膜片实现气体释放的准确控制，因而有利于实现自动化运行的轻气炮研制，提升发射效率。据有关资料，自60年代起，在核聚变托卡马克装置的研制中Riva G.等[13]，Frattolillo A.等[14]以及Combs S. K.等[15]研制了高频次自动气体驱动型二级轻气炮，通过设计气动活塞式快开阀实现轻气炮的自动控制，将氘、氚材料小弹丸发射至3 km/s的速度，达到向核聚变反应堆补充原料的目的。近年来，意大利帕多瓦大学D.Pavarin等[16]便针对二级轻气炮开展了代替轻气炮第一级与第二级的金属膜片的气动快开阀研究，得到结论当轻气炮快开阀开启时间大于10 ms后，轻气炮气室驱动效率迅速降低，不能实现超高速发射指标。在此基础上研制了高频次自动化二级轻气炮，可实现高于6 km/s炮口速度发射，同时提升了轻气炮发射效率[17]。在国内，以西北核技术研究所林俊德团队为代表，该团队在1985年设计的活塞式气动自励快开锥阀，最快开启时间达到2 ms，实现了单级气炮1.4 km/s的发射速度[18]，并成功应用到二级轻气炮[10]和三级轻气炮[19]中，实现了最高高于8 km/s的超高速发射，同时申请了应用快开阀研制的三级轻气炮的专利[20]。
根据高压气体驱动二级轻气炮的研制要求，设计了一个气动活塞式快开阀，替代传统轻气炮的金属膜片，实现高压气体的快速释放。本文主要介绍快开阀设计及其应用情况，主要介绍了快开阀设计中涉及的内流场防堵塞的结构设计和阀门结构优化两个关键问题的解决方法，实现了理想的快开阀设计性能。最后介绍了当前超高速碰撞靶和气动物理靶的两座气体驱动二级轻气炮应用新研制的DN25和DN100毫秒级快开阀形成的发射试验能力情况。
1 快开阀结构设计概述
图2是高压气体驱动轻气炮的高压气室与快开阀的结构原理示意图。快开阀安装在高压气室内前端中心，主要由阀体、活塞杆、阀芯及密封组件组成，其中阀体又由排气腔、阻尼腔、缓冲腔、注气阀、注气单向阀、先导阀、排气阀和补偿孔等组成。图中箭头表示快开阀运行时气流的流动方向，气室注气轻时，注气阀开启，气体注入小气室，推动活塞及阀芯前移关闭气室出口，同时高压气体通过单向阀注入到主气室中；轻气炮发射时通过打开先导阀，泄放小气室排气腔的高压气体，快开阀活塞前后端形成压力差，快开阀迅速开启，从而释放主气室中的高压气体，主气室后段的气体通过环快开阀阀体周围的通道进入压缩管，驱动压缩管中的活塞实现高速运动。快开阀的阻尼腔是用来控制阀体开启速度和降低阀芯开启过程的震动，缓冲腔造成一个具有足够缓冲效果的气垫，以消除阀体发生的机械碰撞。
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图 2 气体驱动轻气炮的气室快开阀原理结构示意图Fig. 2 Structure diagram of high-pressure gas chamber and Rapid-opening valve of light-gas-gun在密封结构设计方面，根据高压气室的工作压力为30 MPa的密封要求，气室及快开阀的径向密封结构采用挡圈与O型橡胶圈组合的密封方式，快开阀阀芯与气室前端的锥段腔室之间则采用独立O型橡胶密封圈进行密封。然而使用过程发现在阀芯锥面安装的橡胶圈极易受高速气流冲刷而掉落及损伤，导致再次更换安装困难。为此，本文快开阀与气室设计时，在气室端口的锥段位置设计了一个密封圈专用安装环，实践表明该方式即可实现可靠的密封，同时有效地确保密封圈的重复使用。
为确保轻气炮具有较优的发射性能，针对气室与快开阀的结构特点，快开阀结构设计优化需要着重解决两个问题：一是开展膛内气流通道通畅性优化设计，通过合理设计快开阀的阀开度，确保阀体和阀芯结构不对高速气流产生明显的堵塞作用，气流通道能使高压气室中的气体顺畅地流入压缩管，提高驱动活塞的能效；二是开展快开阀结构参数优化设计，确保快开阀实现毫秒级的快速开启性能。由于影响阀体运动状态的因素很多，包括高压气室的压力，活塞的质量，阀体质量，阀口锥角，活塞直径，各腔室的直径等，为了得到上述因素对阀门开启运动的影响规律，需要通过快开阀运动学模型仿真，开展参数迭代计算寻找最佳组合，以保证锥阀在安全可靠、稳定的条件下实现快开的设计要求。
2 最小阀开度的设计
2.1 内流场仿真分析方法
由于快开阀结构安装在高压气室的前端，将气室分隔为前后两段，故当快开阀开启时，气室后段高压气体要经过环阀体外围的气流通道与开阀通道进入压缩管驱动活塞运动，这个气流内流场的通畅性将直接影响轻气炮的驱动效率。通常情况下，阀体外围的气流通道设计为3～4个均布的腰型通孔，其结构示意图如图3所示，其通孔截面积大于4倍的压缩管截面积，可以满足气室后段至前段的气流通畅性要求。因此，合理的快开阀开度设计对于确保内流场气流通畅性的非常关键。
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图 3 气室前后段的气流通道截面示意图Fig. 3 Structure diagram of gas corridor between front and rear parts of gas chamber快开阀的最小阀开度指在要求的开启时间内要求锥阀应开启的最小气流通道截面积与压缩管截面积的比值（记为Av/AP），是确保内流场气流通畅性的基本要求。快开阀最小阀开度的设计采用针对发射器内流场的CFD数值模拟方法进行，通过仿真研究得到快开阀阀开度对气流驱动效率的影响规律，进而支撑快开阀最小阀开度的结构设计。内流场CFD数值模拟的具体方法为：首先针对初步设计的DN25快开阀（出口直径Φ=25 mm）结构在不同开阀位移的工况下气体流动和压缩管内活塞的推动过程进行内流场与活塞运动的数值模拟仿真，通过对比分析对应工况下活塞运动的速度与位移情况，得到快开阀的阀开度对内流场流动和驱动效率的影响规律，进而确定理想的最小阀开度的大小。图4为内流场仿真中气室及快开阀气流通道二维几何模型及局部网格示意图，模型网格采用结构化网格，采用$ k - \varepsilon $湍流模型对内流场进行模拟，使用laying动网格技术模拟高压气体驱动活塞的运动。仿真采用二维轴对称的压力基瞬态求解器进行求解，仿真工况分别设置了开阀位移为5 mm，14 mm和30 mm的工况，对应的阀开度$ {{{A_{\text{v}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{A_{\text{v}}}} {{A_{\text{P}}}}}} \right. } {{A_{\text{P}}}}} $为0.33，1.45和3.86。气室驱动气体为N2，数值模拟中驱动压力设为15和30 MPa的工况。
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图 4 内流道仿真几何模型及划分网格图Fig. 4 Simulation geometry and meshing image for interior gas passage2.2 仿真结果分析
图5是15和30 MPa工况时压缩管活塞运动速度和位移历程曲线图。由图可见，在驱动压力15和30 MPa工况下，开阀位移为5 mm（阀开度$ {{{A_{\text{v}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{A_{\text{v}}}} {{A_{\text{P}}}}}} \right. } {{A_{\text{P}}}}} $ = 0.33）时，活塞运动速度和位移均明显低于另外两种工况，这说明此时阀开度对气体流动有明显的堵塞作用；而开阀位移14 mm（阀开度$ {{{A_{\text{v}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{A_{\text{v}}}} {{A_{\text{P}}}}}} \right. } {{A_{\text{P}}}}} $ = 1.45）时，活塞运动速度和位移曲线均近似与开阀位移30 mm（阀开度$ {{{A_{\text{v}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{A_{\text{v}}}} {{A_{\text{P}}}}}} \right. } {{A_{\text{P}}}}} $=3.86）工况的活塞运动速度和位移曲线重合，这说明阀开度大于最小阀开度后，阀门结构对内流场气体流动堵塞效果不明显。因此可以得到结论，为了避免快开阀开启的气流通道对内流场气体流动的堵塞作用，快开阀的最小阀开度应设计不小于1.5。
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图 5 活塞运动速度和位移的仿真结果Fig. 5 Simulation results of the moving speed and the displacement of the piston3 快开阀结构的优化设计
3.1 快开阀运动学模型
为设计合理的快开阀结构参数，实现快开阀毫秒级开启的性能指标，快开阀的设计需开展结构参数的迭代优化。具体方法是通过建立快开阀阀芯的运行学模型，开展快开阀开启过程阀芯运动位移、速度及加速度特性的数值分析，通过迭代计算分析快开阀结构参数对于阀芯运动特性的影响规律，进而实现各参数优化设计。
本文建立的快开阀运动学模型的建模假设主要包括[18,21-22]：
1）各腔室的气体流动符合绝热等熵过程，故有$ {{{\text{d}}P} \mathord{\left/ {\vphantom {{{\text{d}}P} {{\text{d}}\rho }}} \right. } {{\text{d}}\rho }} = \gamma \cdot {P \mathord{\left/ {\vphantom {P \rho }} \right. } \rho } $，其中，p为气体压力，$ \rho $为气体密度，$ \gamma $为气体绝热系数；
2）排气腔压力与排气孔外压力比值高于临界值，即$ {{{{P_0}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{P_0}} P}} \right. } P}_{\text{a}}} > 1.893 $，气流的排出速度为超音速；
3）由于孔隙中气体流动和泄出造成的腔内压力变化为$ {\text{d}}P = {\text{Δ}} t \cdot {{\text{Δ}} P} /\tau $，式中$ \tau $为腔室气体流动特征值，$ {\text{Δ}} P $为泄气孔隙两端的压差，$ {\text{d}}t $为排气时间。
根据上述建模假设，可推出计算各腔室气体流动特征值的表达式为：
$$ \tau = \frac{V}{{\gamma Q}} \cdot \frac{{{\text{Δ}} P}}{P} $$ (1) 式中：$ V $为腔室气体容积；$ Q $为气体泄气流量。
图6是快开阀阀芯和压缩管活塞受力状态示意图，快开阀的开启运动受到小气室排气腔、阻尼腔、缓冲腔以及阀后腔的动态压力联合作用，开阀后气体驱动压缩管活塞运行。因此，阀芯运动方程为：
$$ \begin{gathered} m\frac{{{{\text{d}}^{\text{2}}}x}}{{{\text{d}}{t^2}}} = {P_2} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}\left( {d_1^2 - d_L^2} \right) + {P_4} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}d_{\text{p}}^2 + \frac{{{P_0} + {P_4}}}{2} \cdot \\ \frac{{\text{π}} }{4}\left( {d_3^2 - d_{\text{p}}^2} \right) - {P_1} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}d_1^2 - {P_3} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}\left( {d_{\text{s}}^2 - d_L^2} \right) \\ \end{gathered} $$ (2) 活塞运动方程为：
$$ {m_{\text{p}}}\frac{{{{\text{d}}^{\text{2}}}{x_{\text{p}}}}}{{{\text{d}}{t^2}}} = {P_4} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}d_{\text{p}}^2 $$ (3) 式中，$ {P}_{0}、{P}_{1}、{P}_{2}、{P}_{3}、{P}_{4} $分别为主气室压力、排气腔压力、阻尼腔压力、缓冲腔压力和阀后压力，MPa； $ {d}_{1}、{d}_{\text{L}}、{d}_{3}、{d}_{\text{s}}、{d}_{\text{p}} $分别为小气室内径、阀芯杆直径、锥阀端头外径、锥阀密封直径和压缩管内径，mm；$ m $、$ {m_{\text{p}}} $为阀芯质量、活塞质量，kg；$ x $、$ {x_{\text{p}}} $为阀芯运动位移、活塞运动位移，mm；$ t $为阀芯运动时间，s。
根据建模假设，快开阀开启过程各个腔室腔内气体压力的变化为容积变化和气体进排气的综合结果，故动态压力为：
$$ {P_{t{+}{\text{Δ}} t}} - {P_t} = \left[ {{{\left( {\frac{x}{{x + {\text{Δ}} x}}} \right)}^\gamma } - 1} \right]{P_t} + \frac{{{\text{Δ}} t}}{\tau }{\text{Δ}} P $$ (4) 式中，$ {\text{Δ}} x $为时间$ {\text{Δ}} t $内的阀体位移。
依据式（1）计算出各个腔室的气体流动特征值$ \tau $便可以求解阀芯运动过程各个腔室的压力。对于排气腔、阻尼腔和缓冲腔，对应的气体流动参数特征值只与进排气通道的结构尺寸相关而排气腔、阻尼腔、缓冲腔的排气孔尺寸固定，所以对应的漏气特征值为常数。对于阀后腔压力，由于气体流道截面积随开阀位移的增大而增大，因而导致阀后腔压力变化的泄气特征值是开阀位移和压缩管活塞位移的函数[18]。通过计算各个腔室的气体流动特征值，进而计算得到各腔室的压力变化时间历程。
另外，快开阀的结构参数迭代设计受阀门开启条件约束。根据阀芯受力状态，阀芯开启运动必须满足：
$$ {P_2} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}\left( {d_1^2 - d_L^2} \right) - {P_0} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}\left( {d_{\text{s}}^2 - d_L^2} \right) > {P_1} \cdot \frac{{\text{π}} }{4}d_1^2 $$ (5) 在快开阀开启前，有$ {P_2} = {P_0} $，故上式简化为：
$$ {P_0} \cdot \left( {1 - \frac{{d_{\text{s}}^2}}{{d_1^2}}} \right) > {P_1}\left( t \right) $$ (6) 并且有$ {d_{\text{s}}} < {d_1} $，式中$ {P_1}\left( t \right) $为排气腔实时压力值。
通过联立腔室动态压力方程、阀芯及活塞运动方程，设置合适的时间步长，采用差分格式数值求解快开阀阀芯和驱动活塞的运动加速度时间历程曲线，再经过积分得到速度与位移的时间历程曲线。
3.2 快开阀性能影响因素分析
基于前述的快开阀运动学模型开展了DN25快开阀的运动仿真，针对限制快开阀开启性能的关键因素进行了影响规律分析，主要包括阀关键结构参数的影响和驱动气体参数的影响两类关键因素。图7. （a） - （d）是开阀位移对时间曲线受阀门关键结构参数影响的分析结果，阀结构参数包括快开阀的阀芯质量$ {m_{\text{v}}} $、排气腔内径$ {d_1} $、排气孔直径$ {d_{\text{e}}} $和锥阀密封圈直径$ {d_{\text{s}}} $。图8是阀门驱动气体参数对开阀性能影响分析结果，包括驱动气体介质类型与驱动气体压力$ {P_0} $对开阀时间和阀芯最大移动速度的影响。
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图 7 快开阀开启位移-时间曲线受阀结构参数影响的分析结果Fig. 7 Analysis results of the valve’s displacement-time curves influenced by the varying structural parameters![]()
图 8 N2与H2驱动时开阀时间和开阀最大速度对比Fig. 8 Comparison of the opening time and the maximum speed when driven by N2 and H2根据图7（a），可见DN25快开阀的阀芯质量$ {m_{\text{v}}} $由0.1 kg增大到0.5 kg时阀门开启至开阀位移设计值（x = 20 mm）的时间明显延长，但从图中$ {m_{\text{v}}} $ = 0.1 kg的曲线看出阀芯质量过小时会使得开阀过程出现较明显的振荡，不利于阀门结构的使用安全。因此快开阀的阀芯材料应该选用高强度铝合金以减轻其质量，DN25快开阀的阀芯质量设计为0.2～0.3 kg较合理。根据图7（b），可见快开阀的开启时间随着排气腔内径$ {d_1} $减小而明显缩短，但是排气腔内径受到阀门其他结构尺寸的限制，并且根据公式（6）过小的排气腔内径不利于阀门开启，结构设计具有较大的难度。因此，综合考虑DN25快开阀的排气腔内径设计为40～50 mm。根据图7（c），可见增大排气孔内径$ {d_{\text{e}}} $时，由于增大了孔隙泄气流量$ Q $，根据公式（1）可知使流动特征值降低，从而使得快开阀的开启时间迅速缩短。但是，较大的排气通径设计需要配置较大通径的排气控制先导电磁阀，而大通径高压电磁阀所需的开启时间较长，不满足快开阀设计需求。因此，综合考虑快速电磁阀市场产品的指标，DN25快开阀的排气孔直径设计为10 mm左右。根据图7（d），较大的快开阀密封直径$ {d_{\text{s}}} $有利于缩短快开阀开启时间，但是从图中红色曲线（$ {d_{\text{s}}} $ = 40 mm）看出过大的密封直径会引起开阀过程的振荡，并且密封直径受到快开阀其他结构尺寸的限制，综合考虑DN25快开阀的锥面密封直径设计为30～35 mm左右。
图8对比分析了N2和H2驱动时DN25快开阀的开阀性能差异，同时分析了驱动气体压力在5～35 MPa范围改变时对开阀性能的影响。由图可见，开阀时间随驱动压力缩短，开阀速度随驱动压力先增大后减小，在15～20 MPa压力范围阀芯的运动速度最快；另外，采用H2驱动时相对于N2驱动时快开阀的开阀速度更快，开阀时间更短。整体来看，快开阀受驱动气参数影响较小，开启时间指标都小于5 ms。因此，在合理设计阀结构前提下，阀门驱动气体参数可作为追求更高快开阀设计性能时再作考虑。
3.3 快开阀优化设计结果
通过迭代计算在不同结构设计参数组合时阀芯运动的加速度、速度和位移，综合分析各个关键结构参数对快开阀开启性能的影响规律后，开展了满足毫秒级开启指标的DN25快开阀结构优化设计。图9给出了在开展结构设计优化前后快开阀的加速度、速度和位移的时间曲线。由图可见，在结构优化前，由于快开阀结构参数的不合理设计，开阀过程中阀芯出现严重的振动情况，容易造成阀门结构破坏。因此，避免阀门开启振动是快开阀优化设计目标之一。经过对阀结构参数的迭代优化，DN25快开阀开启过程阀芯的振动明显减小，并且DN25快开阀在5～35 MPa的气体驱动下可实现在2.5～5 ms时间内开启的性能。
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图 9 DN25快开阀设计优化前后开阀运动特性曲线Fig. 9 Comparison of kinematic characteristics of pre and post optimization for rapid-opening conical valve of DN254 快开阀的试验测试及应用
根据快开阀的设计方法，研制了DN25和DN100的快开阀，分别应用于弹道靶设备的7.6 mm口径和25 mm口径高压气体驱动二级轻气炮，并开展了气体驱动二级轻气炮的发射调试和应用试验。
在发射调试试验方面，通过测量快开阀阀后的内弹道压力变化过程测试了阀的开启性能。阀后压力测量采用压电型高瞬态压力传感器，传感器安装在快开阀与压缩管活塞之间，该传感器的最大量程为103.4 MPa，频响不小于500 kHz。本文介绍了7.6 mm口径二级轻气炮DN25快开阀的性能测试情况，图10是轻气炮试验设备照片。测试试验开展了31 MPa范围内N2、He（氦气）和H2驱动工况的发射试验。图11给出不同驱动气体驱动下快开阀阀后压力测试曲线，通过判读图中压力峰值出现时刻得到快开阀的开启时间。如图所示，10 MPa的N2驱动时阀后压力在2.4 ms达到峰值，31 MPa的He驱动时阀后压力在0.81 ms达到峰值，30 MPa的H2驱动时阀后压力在0.73 ms达到峰值。由测试试验情况，得到结论为：三种气体的驱动性能依次为N2＜He＜H2；快开阀在H2驱动时开启最快，30 MPa驱动时开阀时间低于1 ms。
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图 11 不同驱动气体工况时快开阀阀后压力测试曲线Fig. 11 Test curves of gas pressure behind the rapid-opening valve for different driving conditions在试验应用方面，研制的快开阀成功应用于超高速碰撞靶7.6 mm口径高压气体驱动二级轻气炮和气动物理靶25 mm口径高压气体驱动二级轻气炮，形成稳定的试验能力，图12给出了两座气体驱动二级轻气炮的发射性能轮廓曲线。目前，7.6 mm口径高压气体驱动二级轻气炮具备最高35 MPa的N2、He和H2三种气体驱动发射试验能力，最高实现了将质量330.6 mg弹丸发射至6.23 km/s；25 mm口径高压气体驱动二级轻气炮具备最高35 MPa的N2气体驱动发射试验能力，最高实现了将质量25.6 g弹丸发射至4.6 km/s。新建的气体驱动超高速发射技术在试验后压缩管内无大量火药燃烧残渣，实现了清洁环保的发射运行，发射器的擦膛工作量明显降低，维护运行效率得到提升。目前，高压气体驱动二级轻气炮已形成稳定的试验能力，快开阀重复使用运行可靠，已成功应用于动能毁伤、空间碎片防护、行星防御等多项超高速碰撞试验任务中。
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图 12 CARDC气体驱动发射器的发射性能轮廓曲线Fig. 12 Launching performance profile of gas-driven launchers in CARDC5 结 论
本文研究了应用于高压气体驱动轻气炮的快开阀的设计方法，并开展了快开阀的性能测试与应用试验。通过本文研究，获得的主要结论如下：
1）通过开展快开阀与活塞驱动联合内流场的CFD仿真，获得了阀开度对内弹道流场堵塞程度的影响规律，确定快开阀的最小阀开度$ {{{A_{\text{v}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{A_{\text{v}}}} {{A_{\text{P}}}}}} \right. } {{A_{\text{P}}}}} $设计大于1.5时，可有效避免内弹道流场堵塞，获得理想的驱动效果。
2）通过快开阀运动学模型的数值仿真，开展了阀结构关键参数的迭代优化设计，确定了优化后的快开阀结构尺寸，计算的开阀时间为2.5～5 ms，经应用测试开启时间最快达到1 ms。
3）高压气体驱动二级轻气炮试验应用表明，快开阀性能稳定，使用维护方便。氢气与氦气驱动时比氮气驱动可获得更优的开阀性能与轻气炮驱动性能，30 MPa氢气驱动时7.6 mm口径二级轻气炮实现了将0.33 g模型发射至6.23 km/s。
值得注意的是目前国外已发展了替代二级轻气炮第二级膜片的快开阀门技术，实现轻气炮压缩管高温高压气体的释放控制并实现活塞复位。因此在本文基础上进一步开展轻气炮第二级气体释放控制的快开阀技术研究工作将很有必要。
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