張希恒，張 超，王 宇，張耀壬

（蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院,甘肅 蘭州 730050）

調(diào)節(jié)閥是現(xiàn)代工業(yè)自動化過程中至關(guān)重要的控制設(shè)備，調(diào)節(jié)工業(yè)生產(chǎn)中的主要技術(shù)參數(shù)（例如管路中的流量、壓力和溫度等）。隨著工業(yè)生產(chǎn)中高參數(shù)設(shè)計(jì)的快速發(fā)展，以及特定工作條件的提高，套筒調(diào)節(jié)閥在大流量、大壓差等工況下使用時(shí)，出現(xiàn)了流速過高、振動、噪聲以及閃蒸空化等問題，導(dǎo)致無法達(dá)到預(yù)期的調(diào)節(jié)效果。研究套筒調(diào)節(jié)閥節(jié)流元件對調(diào)節(jié)閥流場的影響仍是工業(yè)生產(chǎn)中需要解決的重要課題。

關(guān)于調(diào)節(jié)閥節(jié)流元件的影響，王燕等[1]使用CFD 軟件對多級套筒調(diào)節(jié)閥進(jìn)行三維流場研究，發(fā)現(xiàn)改變內(nèi)部結(jié)構(gòu)可以合理地改善閥門流動狀態(tài)。于靜梅等[2]通過比較迷宮彎折型、條形孔型和圓柱直孔型3 種套筒結(jié)構(gòu)，分析了套筒對閥門節(jié)流特性的影響。Aung 等[3]運(yùn)用數(shù)值模擬的方法，分析了不同間隙對擋板—噴嘴先導(dǎo)閥流動力和能量損失的影響。魏琳[4]研究了減壓閥在不同開度時(shí)的流動特性，以及閥芯和孔板處的節(jié)流特性。錢錦遠(yuǎn)[5]對多級孔板進(jìn)行了數(shù)值研究，發(fā)現(xiàn)：板間距超過臨界距離后壓降不會繼續(xù)上升；板間距和壓降呈線性關(guān)系；偏心距增大，馬赫數(shù)也增大；旋轉(zhuǎn)錯(cuò)位角小時(shí)對流動影響較大。Chen 等[6]研究了不同閥門開度，不同孔板直徑、倒角半徑、壓力比，不同套筒直徑和不同級數(shù)對多級高壓減壓閥內(nèi)部湍流可壓縮流動和能量消耗的影響。Hou 等[7]對多級高壓減壓閥節(jié)流元件進(jìn)行了參數(shù)化研究，包括內(nèi)外孔的相對角度、孔板厚度、孔板數(shù)量和孔板孔徑。錢錦遠(yuǎn)等[8]應(yīng)用流體力學(xué)計(jì)算方法，研究了閥芯結(jié)構(gòu)和孔板間距對減壓閥節(jié)流性能的影響。金亮[9]對高溫高壓過熱蒸汽減壓閥不同流道入口直徑、節(jié)流板位置、雙層籠罩間距進(jìn)行數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)：入口流道直徑對節(jié)流特性沒有明顯影響；雙層籠罩間距增大，節(jié)流孔板處湍流耗散率下降；節(jié)流孔板下移速度減小，湍流耗散率增大。王天龍[10]通過數(shù)值模擬對套筒式疏水閥不同開孔間距和開孔形式進(jìn)行流場特性分析。

本文基于數(shù)值模擬的方法對雙層套筒調(diào)節(jié)閥不同套筒間距和二級套筒不同小孔排布形式進(jìn)行研究，定量分析不同參數(shù)套筒對調(diào)節(jié)閥節(jié)流特性的影響，為多級套筒調(diào)節(jié)閥設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了一定的參考。

1 數(shù)值模擬控制方程

流體流動需要受到質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律、能量守恒定律的支配[11]。當(dāng)流體可壓縮流動時(shí)，3 個(gè)控制方程需要同時(shí)滿足。

1）連續(xù)性方程。

式中：ρ為流體密度；t為單位時(shí)間；ui是 速度在xi方向上的分量。

2）動量守恒方程（即N-S 方程）。

式中：P為靜壓；τij為 應(yīng)力張量；gi為i方向上的重力體積力；Fi為i方 向上的外部體積力。應(yīng)力張量 τij的表達(dá)式為

將應(yīng)力張量 τij代入式（2）得到完整的動量守恒方程為

3）能量守恒方程。

式中：λ為熱傳導(dǎo)系數(shù)；Jj為組分的擴(kuò)散量；T為溫度；Sh為體積的熱源項(xiàng)。

2 流場模擬分析

2.1 調(diào)節(jié)閥三維模型及工況參數(shù)

本文以雙層套筒調(diào)節(jié)閥為研究對象，其三維圖如圖1 所示。根據(jù)調(diào)節(jié)閥實(shí)際使用工況設(shè)定相關(guān)參數(shù)，如表1 所示。天然氣物性參數(shù)如表2所示。

圖1 套筒調(diào)節(jié)閥模型三維圖

表1 工況參數(shù)

表2 天然氣在20℃下的熱物性參數(shù)

2.2 網(wǎng)格模型

利用三維建模軟件SolidWorks 建立調(diào)節(jié)閥閥體和不同參數(shù)套筒組件的三維實(shí)體模型，在不改變內(nèi)部流道的前提下，對閥體內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化。為保證閥門前后流體流速均勻，閥門前后兩端分別加5 倍和10 倍閥門公稱直徑長度的管道，得到雙層套筒調(diào)節(jié)閥和管道模型，再利用DM(design modeler)模塊通過反向建模得到內(nèi)部流道區(qū)域，調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)和內(nèi)部流道如圖2 所示。

圖2 結(jié)構(gòu)和內(nèi)部流道

利用ANSYS ICEM CFD 對流體區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用四面體和六面體網(wǎng)格相結(jié)合的網(wǎng)格劃分技術(shù)。為保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，對內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部網(wǎng)格加密[12]，流體區(qū)域網(wǎng)格如圖3 所示。

圖3 流體區(qū)域網(wǎng)格

2.3 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

以雙層套筒調(diào)節(jié)閥套筒間距為5 mm，二級套筒小孔為矩形排布的三維模型進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，劃分了68 萬、86 萬、112 萬以及131 萬4 種網(wǎng)格類型。以閥門出口的質(zhì)量流量為評判標(biāo)準(zhǔn)，其驗(yàn)證結(jié)果如表3 所示。

表3 網(wǎng)格無關(guān)系驗(yàn)證

由表3 可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)大于112 萬3 312 時(shí)，出口流量變化趨于穩(wěn)定?？紤]計(jì)算精度和時(shí)間成本，本文選擇網(wǎng)格類型3 作為數(shù)值模擬計(jì)算方案。

2.4 邊界條件

流體介質(zhì)為可壓縮氣體，模擬時(shí)設(shè)置為理想氣體（ideal-gas）。Fluent 計(jì)算中選擇壓力進(jìn)口和壓力出口作為進(jìn)出口的邊界條件，進(jìn)口壓力設(shè)置為12 MPa，溫度為293 K，出口設(shè)置為4 MPa。求解器設(shè)置為基于密度（density-based）、穩(wěn)態(tài)（steady）。由于涉及可壓縮流體計(jì)算，所以需要打開能量方程。湍流模型采用RNG k-epsilon 模型，除入口和出口平面外，其余平面設(shè)置為光滑無滑移壁面。控制方程離散格式均采用二階迎風(fēng)格式（second order upwind scheme）。殘差均設(shè)置為1× 10-5，迭代步數(shù)設(shè)置為1 萬步。

3 計(jì)算結(jié)果分析

雙層套筒調(diào)節(jié)閥兩層套筒間距和二級套筒小孔排布形式如圖4 所示，圖中d為套筒間距。通過Fluent 數(shù)值模擬計(jì)算，得到不同套筒參數(shù)下雙層套筒調(diào)節(jié)閥流場信息。

圖4 套筒設(shè)計(jì)參數(shù)

3.1 壓力場分析

圖5 示出套筒調(diào)節(jié)閥對稱面在不同套筒參數(shù)下的壓力分布云圖。可以看出，天然氣在入口腔、閥芯腔和出口腔壓力均勻分布。在套筒處，由于套筒流通面積減小，當(dāng)天然氣流經(jīng)套筒處時(shí)，介質(zhì)發(fā)生絕熱壓縮，因此壓力迅速減小。對于不同套筒參數(shù)的雙層套筒調(diào)節(jié)閥，降壓梯度均出現(xiàn)在套筒處。由圖6、表4 和表5 可知：當(dāng)雙層套筒間距為1 mm 時(shí)，由于套筒間距較小，流體流過一級套筒后需在短時(shí)間內(nèi)進(jìn)入二級套筒，并且兩層套筒的小孔錯(cuò)位，所以需要在兩層套筒中完成環(huán)向流動，在較短時(shí)間流過兩層套筒，雙層套筒降壓效果更好；隨著套筒間距的增加，雙層套筒調(diào)節(jié)閥的壓降逐漸減??；當(dāng)兩層套筒間距增大到一定程度時(shí)，降壓變化幅度很小，幾乎趨于不變，在此距離之前，壓降隨兩層套筒間距的增加而減小，所以該距離為臨界距離；當(dāng)二級套筒小孔排布以三角形排布時(shí)，在環(huán)向流動時(shí)間更長，所以小孔以三角形排布比矩形排布在相同套筒間距下壓降更大。

表4 矩形排布調(diào)節(jié)閥進(jìn)出口壓差

表5 三角形排布調(diào)節(jié)閥進(jìn)出口壓差

圖5 壓力云圖

圖6 壓降曲線圖

3.2 速度場分析

圖7 所示為套筒調(diào)節(jié)閥對稱平面在不同套筒參數(shù)下的速度分布云圖。可以看出，天然氣通過套筒小孔，壓力迅速下降，流速增加。由圖8、表6 和表7 可知：隨著兩層套筒間距的增大，二級套筒小孔進(jìn)口處和出口處壓差增大，雙層套筒間距流道中充滿了高速流體；二級套筒小孔以三角形排布時(shí)的壓降大于矩形排布時(shí)的壓降，二級套筒小孔以三角形排布時(shí)的進(jìn)出口壓差小于矩形排布時(shí)的進(jìn)出口壓差，所以調(diào)節(jié)閥在相同套筒間距下，二級套筒小孔以三角形排布時(shí)的流速小于矩形排布時(shí)的流速。

表6 矩形排布調(diào)節(jié)閥出口速度

表7 三角形排布調(diào)節(jié)閥出口速度

圖7 速度云圖

圖8 出口流速曲線圖

3.3 湍流耗散分析

天然氣在雙層套筒調(diào)節(jié)閥流動中存在渦旋。渦旋的存在加劇了介質(zhì)流動的湍流程度并使機(jī)械能損耗。圖9 所示為雙層套筒調(diào)節(jié)閥在不同套筒間距和不同小孔排布形式下的渦核圖?？梢钥闯觯{(diào)節(jié)閥在內(nèi)部節(jié)流過程中，其渦旋主要分布在入口腔處、閥芯腔拐角處、套筒處和出口腔處。由于這些位置流道面積發(fā)生變化，介質(zhì)發(fā)生流動分離，所以產(chǎn)生渦旋。出口腔渦旋產(chǎn)生的原因是天然氣流出套筒后，速度較高，介質(zhì)相互干擾、擠壓、碰撞形成渦旋，隨著套筒間距的增大，渦量增多。對比圖9（a）和（b）可知，在相同套筒間距下，二級套筒小孔以三角形排布時(shí)的渦量大于矩形排布時(shí)的渦量。

圖9 渦核圖

圖10 為雙層套筒調(diào)節(jié)閥在不同套筒間距下湍流耗散率沿Y方向的分布情況。湍流耗散率ε表示由湍流而產(chǎn)生能量耗散的物理量。湍流耗散率越大，能量消耗越多。由圖10 可知，調(diào)節(jié)閥在套筒位置處出現(xiàn)峰值，湍流耗散主要集中在套筒處以及流過套筒后的腔室中。在相同的橫坐標(biāo)下，隨著套筒間距的增加，湍流耗散率也隨之增加。這表明雙層套筒調(diào)節(jié)閥兩級套筒間距越大，能量消耗越多。對比圖10（a）和（b）可知，在相同套筒間距下，二級套筒小孔以三角形排布時(shí)的湍流耗散率峰值大于矩形排布時(shí)的湍流耗散率峰值，這表明二級套筒以三角形排布時(shí)的套筒處湍流耗散率更大，能量消耗更多。

圖10 不同套筒間距下湍流耗散率沿Y 方向分布曲線圖

4 結(jié)論

本文運(yùn)用Fluent 數(shù)值仿真模擬軟件研究了不同套筒間距和二級套筒小孔排布形式對雙層套筒調(diào)節(jié)閥節(jié)流特性的影響，對數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對比分析，主要得出以下結(jié)論。

1）隨著雙層套筒間距的增大，壓降逐漸減小，出口速度逐漸增大，湍流耗散率逐漸增大。當(dāng)間距為1 mm 時(shí)，雙層套筒的節(jié)流效果最好；當(dāng)套筒間距增加到8 mm 后，雙層套筒間距繼續(xù)增大時(shí)，節(jié)流效果變化很小，即當(dāng)套筒間距達(dá)到臨界距離后，再增加套筒間距，節(jié)流效果將不會發(fā)生變化。

2）在相同的套筒間距下，二級套筒以三角形排布時(shí)的壓降大于矩形排布時(shí)的壓降；其出口速度小于矩形排布時(shí)的出口速度；其湍流耗散率大于矩形排布時(shí)的湍流耗散率，其能量消耗更大。