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(dòng)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(dòng)、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(duì)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(duì)多級(jí)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(dòng)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(duì)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(duì)擋板—噴嘴先導(dǎo)閥流動(dòng)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(dòng)特性，以及閥芯和孔板處的節(jié)流特性。錢錦遠(yuǎn)[5]對(duì)多級(jí)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(huì)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(duì)流動(dòng)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(jí)數(shù)對(duì)多級(jí)高壓減壓閥內(nèi)部湍流可壓縮流動(dòng)和能量消耗的影響。Hou 等[7]對(duì)多級(jí)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(duì)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(duì)減壓閥節(jié)流性能的影響。金亮[9]對(duì)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(duì)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(duì)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(duì)雙層套筒調(diào)節(jié)閥不同套筒間距和二級(jí)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(duì)調(diào)節(jié)閥節(jié)流特性的影響，為多級(jí)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(dòng)需要受到質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律、能量守恒定律的支配[11]。當(dāng)流體可壓縮流動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(jí)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(píng)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(jí)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(duì)稱面在不同套筒參數(shù)下的壓力分布云圖?？梢钥闯?，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(duì)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(jí)套筒后需在短時(shí)間內(nèi)進(jìn)入二級(jí)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(dòng)，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)閥的壓降逐漸減小；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(jí)套筒小孔排布以三角形排布時(shí)，在環(huán)向流動(dòng)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(duì)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(jí)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(jí)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(jí)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(jí)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(dòng)中存在渦旋。渦旋的存在加劇了介質(zhì)流動(dòng)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?，調(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(dòng)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(duì)比圖9（a）和（b）可知，在相同套筒間距下，二級(jí)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(jí)套筒間距越大，能量消耗越多。對(duì)比圖10（a）和（b）可知，在相同套筒間距下，二級(jí)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(jí)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(jí)套筒小孔排布形式對(duì)雙層套筒調(diào)節(jié)閥節(jié)流特性的影響，對(duì)數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)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(huì)發(fā)生變化。

2）在相同的套筒間距下，二級(jí)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。