管桉琦，于龍杰，金志江,2，錢錦遠(yuǎn),3

(1.浙江大學(xué)化工機(jī)械研究所，浙江 杭州 310027；2.浙江大學(xué)溫州研究院，浙江 溫州 325036；3.浙江大學(xué)流體動力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，浙江 杭州 310027)

0 引言

蒸汽調(diào)節(jié)閥是調(diào)節(jié)流體介質(zhì)流量和壓力以保證機(jī)組能夠安全、高效、經(jīng)濟(jì)運(yùn)行的關(guān)鍵控制元件，被稱為熱力系統(tǒng)的“咽喉”[1]。隨著裝置的高參數(shù)化和大型化，閥內(nèi)的流態(tài)將變得十分復(fù)雜。國外制造商已經(jīng)推出了適用于高溫、高壓差等特殊工況的閥門[2]，而國內(nèi)的閥門企業(yè)缺乏研發(fā)高參數(shù)閥門的理論依據(jù)，大多依賴試驗(yàn)驗(yàn)證，效率較低。因此，開展復(fù)雜工況下蒸汽調(diào)節(jié)閥的自主研發(fā)對我國調(diào)節(jié)閥的發(fā)展尤為重要。

國內(nèi)外學(xué)者針對蒸汽調(diào)節(jié)閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、流動特性進(jìn)行了大量研究。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面，研究思路主要是根據(jù)既定的流量特性設(shè)計(jì)優(yōu)化節(jié)流結(jié)構(gòu)[2-4]，大部分研究對象為壓差小、流速低、不可壓的液體介質(zhì)，缺乏高參數(shù)蒸汽介質(zhì)的調(diào)節(jié)閥優(yōu)化設(shè)計(jì)研究[5-7]。在流動分析方面，利用數(shù)值模擬與試驗(yàn)相結(jié)合的方法對閥門內(nèi)部的流場進(jìn)行分析[8-11]，主要研究閥門的壓降、空化以及流量系數(shù)[12-14]，對調(diào)節(jié)閥具體設(shè)計(jì)流程的研究相對較少。

本文針對套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥的開孔優(yōu)化與流動特性等問題開展數(shù)值模擬研究，對比分析不同開度下蒸汽的流動特性，研究節(jié)流小孔對調(diào)節(jié)性能的影響；針對節(jié)流套筒開孔提出優(yōu)化方案，為套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥的選型設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù)。

1 設(shè)計(jì)條件

本文所設(shè)計(jì)的多級套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)主要由多級套筒、閥體、閥桿、閥蓋和閥芯等組成。多級套筒蒸汽調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 多級套筒蒸汽調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)

多級套筒蒸汽調(diào)節(jié)閥節(jié)流原理如下。過熱蒸汽從閥門進(jìn)口流入，經(jīng)過多級套筒和閥芯，從閥門出口流出。多級套筒的作用是使蒸汽流動時(shí)產(chǎn)生一定的局部阻力，從而控制過熱蒸汽的絕熱壓縮過程，達(dá)到控制蒸汽流量降壓的目的。

多級套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥的設(shè)計(jì)參數(shù)如下：公稱直徑為100 mm；閥體總長為352 mm；可調(diào)比R為30，直線調(diào)節(jié)特性；額定行程lmax為50 mm；流量系數(shù)CV為55；流體介質(zhì)為380 ℃的過熱蒸汽；入口壓力為10.75 MPa；出口壓力為2.5 MPa。

2 開孔設(shè)計(jì)

套筒節(jié)流窗口的結(jié)構(gòu)形式是影響蒸汽調(diào)節(jié)閥調(diào)節(jié)穩(wěn)定性以及流量調(diào)節(jié)特性的重要性能指標(biāo)[15]。多孔套筒具有降低噪聲和振動的作用，一般應(yīng)用于高壓差調(diào)節(jié)閥。因此，本文節(jié)流套筒采用開孔的形式，并按照直線的流量特性設(shè)計(jì)開孔。

根據(jù)文獻(xiàn)[3]可知，調(diào)節(jié)閥在L開度時(shí)的理論流通面積為：

(1)

式中：A1和AL分別為閥門入口通流面積和最小節(jié)流處的通流面積，mm2；CVL為L開度時(shí)歐美標(biāo)準(zhǔn)的流量系數(shù)，Usgal/min(1Usgal=3.78 541×10-3m3)。

在調(diào)節(jié)閥行業(yè)中，流量系數(shù)通常由CV表示。

CVL=1.156KVL

(2)

式中：KVL為L開度時(shí)國際標(biāo)準(zhǔn)的流量系數(shù)，m3/h。

調(diào)節(jié)閥直線流量特性曲線的規(guī)律如式(3)所示。

(3)

式中：CVmax為額定流量系數(shù)，Usgal/min；R為可調(diào)比；l為調(diào)節(jié)閥在L開度時(shí)的行程，mm；lmax為額定行程，mm。

值得注意的是，式(1)、式(2)未考慮流動損失，而流通面積與實(shí)際小孔面積之間有一定差距，需要考慮斷面收縮的影響。因此，本文引入修正系數(shù)α，以修正流體在流動過程中的能量損失以及縮流導(dǎo)致的理論誤差，如式(4)所示。

(4)

式中：αL為L開度下的修正系數(shù)。

修正系數(shù)αL確定流程的具體描述如下。

①選定各開度下的理論流量系數(shù)KVL或CVL。

②初定各開度下的修正系數(shù)αL，設(shè)計(jì)套筒并進(jìn)行仿真，得到各開度下的仿真流量系數(shù)KVL或CVL。

③通過仿真流量系數(shù)和理論流量系數(shù)求出相對誤差δL。

④確定相對誤差最大值B。當(dāng)δL>B時(shí)，重新選取修正系數(shù)αL。當(dāng)δL

可通過上述方法確定修正系數(shù)，從而優(yōu)化套筒。本文取相對誤差最大值B為5%(工程上流量系數(shù)曲線的相對誤差在10%以內(nèi)即可)。

各開度下，修正系數(shù)αL的確定流程如圖2所示。

圖2 修正系數(shù)αL的確定流程

初定各開度下修正系數(shù)αL均為1.7。根據(jù)后續(xù)仿真結(jié)果可知，60%、80%、100%開度初定的修正系數(shù)αL不滿足要求。通過圖2所示確定流程的不斷迭代，最終確定60%、80%、100%開度下的修正系數(shù)αL為2.0，其他開度的修正系數(shù)保持不變。優(yōu)化前后修正系數(shù)如表1所示。

表1 優(yōu)化前后修正系數(shù)

根據(jù)式(1)～式(4)及相關(guān)參數(shù)，通過SolidWorks三維設(shè)計(jì)軟件對套筒進(jìn)行建模。套筒剖視如圖3所示。

圖3 套筒剖視圖

3 數(shù)值模擬

3.1 幾何模型

根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)對套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥進(jìn)行三維建模。調(diào)節(jié)閥中與流體直接相接觸的部件主要有閥體、閥芯和多級套筒。為簡化后續(xù)模擬過程，建模時(shí)只建立與流體直接相接觸部件的幾何模型。

3.2 計(jì)算模型

本文利用有限元計(jì)算軟件ANSYS Workbench的Meshing網(wǎng)格劃分模塊對所提取的流道進(jìn)行網(wǎng)格劃分。計(jì)算域網(wǎng)格如圖4所示。

圖4 計(jì)算域網(wǎng)格

由于進(jìn)出口延長部分形狀規(guī)則且流動簡單，故進(jìn)出口延長部分采用結(jié)構(gòu)化的六面體網(wǎng)格。而閥芯區(qū)域結(jié)構(gòu)復(fù)雜、壓力梯度大，由此采用非結(jié)構(gòu)化的四面體網(wǎng)格。由于多級套筒節(jié)流小孔處流動復(fù)雜，各物理量如壓力、溫度、速度等變化快，故對多級套筒的節(jié)流孔進(jìn)行局部加密。

網(wǎng)格加密后，網(wǎng)格總數(shù)在100萬左右，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)在200萬左右，網(wǎng)格質(zhì)量保證在0.15以上，基本滿足數(shù)值仿真的計(jì)算要求。針對本文所研究的套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥，仿真發(fā)現(xiàn)當(dāng)網(wǎng)格數(shù)大于100萬時(shí)，網(wǎng)格數(shù)量對仿真結(jié)果的影響不大。因此，考慮到計(jì)算的經(jīng)濟(jì)性和效率，劃分流體域采用100萬左右的網(wǎng)格數(shù)量。

套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥內(nèi)部流動復(fù)雜，前后壓差大，其雷諾數(shù)可達(dá)108的量級，而k-ε湍流模型對高雷諾數(shù)的流動有很好的模擬效果。因此，本文采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型進(jìn)行數(shù)值模擬。由于流體介質(zhì)為過熱蒸汽，所以采用基于密度的穩(wěn)態(tài)求解器。數(shù)值仿真采用總壓進(jìn)口、靜壓出口作為進(jìn)出口邊界條件，壁面取絕熱無滑移條件。其進(jìn)口壓力設(shè)為10.75 MPa、進(jìn)口溫度設(shè)為653.15 K、出口壓力設(shè)為2.5 MPa。模擬采用隱式求解器求解流場，湍流動能和湍流耗散率均采用一階迎風(fēng)格式。

4 調(diào)節(jié)閥流動特性分析

對套筒優(yōu)化前后不同開度的蒸汽調(diào)節(jié)閥進(jìn)行數(shù)值模擬，對比分析優(yōu)化前后流量特性、流阻特性以及閥芯底面壓力分布。

4.1 流量特性

通過數(shù)值仿真可以得到套筒優(yōu)化后調(diào)節(jié)閥不同開度下的流量系數(shù)曲線。圖5為套筒優(yōu)化前后仿真流量系數(shù)與設(shè)計(jì)流量系數(shù)曲線。

圖5 套筒優(yōu)化前后仿真流量系數(shù)與設(shè)計(jì)流量系數(shù)曲線

由圖5可知，套筒優(yōu)化后仿真所得流量系數(shù)與目標(biāo)要達(dá)到的設(shè)計(jì)流量系數(shù)基本一致，彌補(bǔ)了優(yōu)化前大開度下流量系數(shù)相差較大的缺點(diǎn)。

套筒優(yōu)化前后仿真流量系數(shù)與設(shè)計(jì)流量系數(shù)相對誤差可見表2。

表2 套筒優(yōu)化前后仿真流量系數(shù)與設(shè)計(jì)流量系數(shù)相對誤差

由表2可知，優(yōu)化后最大的相對誤差也只有2.60%，遠(yuǎn)小于規(guī)定的相對誤差最大值B。由此可以確定各開度的修正系數(shù)。

4.2 流阻特性

調(diào)節(jié)閥的流阻系數(shù)是閥內(nèi)流體介質(zhì)流經(jīng)閥門內(nèi)腔所受到的阻力，用ξ表示。流阻系數(shù)取決于閥門的形狀、結(jié)構(gòu)以及尺寸等。閥門的流阻系數(shù)可用式(5)計(jì)算。

(5)

式中：Δp為閥門進(jìn)出口壓力，Pa；ρ為流體密度,kg/m3；v為流體介質(zhì)在閥門出口的平均流速,m/s。

通過式(5)結(jié)合套筒優(yōu)化后的仿真結(jié)果，可求出多級套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥在不同開度的流阻系數(shù)。優(yōu)化前后流阻系數(shù)曲線如圖6所示。由圖6可知，在相同開度下，優(yōu)化后的流阻系數(shù)較小。這說明優(yōu)化后套筒調(diào)節(jié)閥對流體的阻礙作用更小，流體流經(jīng)閥門的能量損失更低。

圖6 優(yōu)化前后流阻系數(shù)曲線

4.3 流場分析

圖7為多級套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥不同開度下對稱面壓力云圖。

圖7 不同開度下對稱面壓力云圖

由圖7可知，蒸汽壓力在入口區(qū)和出口區(qū)分布均勻，在節(jié)流套筒處壓力迅速減小。這是由于套筒處通流面積突然減小，蒸汽在此處絕熱壓縮，造成流速增加、壓力減小。蒸汽在套筒處實(shí)現(xiàn)兩級降壓，壓力從10.75 MPa降為2.5 MPa，滿足降壓要求。

值得注意的是，在閥芯區(qū)總是存在著兩個(gè)壓力相對較高的區(qū)域。圖8為三維閥門壓力云圖。

圖8 三維閥門壓力云圖

圖8中：相對高壓區(qū)1為接近閥芯的區(qū)域，是蒸汽的匯合和蒸汽與閥芯相互擠壓的結(jié)果；相對高壓區(qū)2為靠近閥體底部的區(qū)域，是蒸汽沖擊閥體底面的結(jié)果。隨著開度的增加，可以發(fā)現(xiàn)相對高壓區(qū)1的范圍逐漸增大，而相對高壓區(qū)2的范圍逐漸減小。這是由于開度越大，所參與流動過程的節(jié)流小孔越多，蒸汽在套筒處的流動通道也就越多。越多股蒸汽在閥芯處匯聚，閥芯處所產(chǎn)生的高壓區(qū)域也就越大。相對高壓區(qū)2范圍逐漸減小是由于開度增大，蒸汽通過小孔進(jìn)入閥腔的速度逐漸降低，使蒸汽沖擊閥體的動能減小，所以相對高壓區(qū)2范圍也就減小。通過上述分析可以發(fā)現(xiàn)：閥芯處和閥腔底部由于局部高壓，磨損會比其他區(qū)域要大，且隨著開度減??；閥芯處由于相對高壓區(qū)1的減小，受力會更不均勻，局部磨損也會更嚴(yán)重；開度減小也會使閥腔底部受到的沖擊增大，加劇磨損。因此，本文建議對這些可能存在嚴(yán)重磨損的區(qū)域進(jìn)行額外的硬化處理，以提高套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥的安全性。

套筒式蒸汽調(diào)節(jié)閥不同開度下對稱面流線如圖9所示。由圖9可以看出，整個(gè)閥門流域中存在較為明顯的旋渦1和小開度下產(chǎn)生的旋渦2。旋渦1存在于閥芯腔后部。旋渦2存在于靠近多級套筒處。它們產(chǎn)生的原因是左右高速流動的流體介質(zhì)從多級套筒中流出后，在閥門中心形成了沖擊射流，使沖擊區(qū)的速度明顯高于附近流域的速度。高速流體和低速流體在靠近閥芯腔和套筒的區(qū)域混合，產(chǎn)生強(qiáng)烈的剪切效應(yīng)，導(dǎo)致低速區(qū)域形成旋渦。除此之外，隨著開度的減小，旋渦1的范圍越來越大，并且在小開度下產(chǎn)生了旋渦2。這是因?yàn)殡S著開度的減小，蒸汽流出套筒的速度增大，會形成更加明顯的沖擊射流，產(chǎn)生更強(qiáng)的剪切效應(yīng)，流動也愈加復(fù)雜，從而導(dǎo)致旋渦的范圍和個(gè)數(shù)都相應(yīng)增加。這就意味著開度越小，所產(chǎn)生的能耗越大。

圖9 不同開度下對稱面流線圖

閥芯底部接觸面如圖10所示。

圖10 閥芯底部接觸面

由壓力場分析中可知，閥芯底部存在一個(gè)高壓區(qū)。所以有必要對套筒優(yōu)化前后閥芯底面的壓力分布進(jìn)行分析。首先，提取閥門全開時(shí)閥芯底部的壓力值；然后，繪制套筒優(yōu)化前后的閥芯底面壓力云。圖11為閥門全開時(shí)閥芯底部壓力云圖。由圖11可知，套筒優(yōu)化后閥芯底面所受的壓力更大。這是因?yàn)閮?yōu)化后，套筒開孔直徑增大，使更多的蒸汽在閥芯底部匯合并與閥芯相互擠壓，從而造成閥芯底面壓力增大。因此，建議高參數(shù)工況下閥芯采用壓力平衡型閥芯結(jié)構(gòu)。

圖11 閥門全開時(shí)閥芯底部壓力云圖

壓力平衡型閥芯如圖12所示。

圖12 壓力平衡型閥芯示意圖

壓力平衡型閥芯利用壓力平衡原理。蒸汽可以從通流孔流入閥芯上部，降低閥芯上下壓差，確保所需的執(zhí)行機(jī)構(gòu)推力最小。同時(shí)，通過減小蒸汽在閥芯底部與閥芯的相互擠壓作用，可改善閥芯受力。

5 結(jié)論

本文研究高參數(shù)工況下節(jié)流套筒對閥內(nèi)流動特性的影響，并對套筒結(jié)構(gòu)開孔優(yōu)化。根據(jù)數(shù)值模擬結(jié)果，可得到以下結(jié)論。

①套筒優(yōu)化后仿真流量系數(shù)與設(shè)計(jì)流量系數(shù)最大相對誤差僅為2.60%，閥內(nèi)能量損失減小，閥芯底面壓力增大。

②蒸汽壓力在多級套筒處發(fā)生突變。隨著開度的減小，閥內(nèi)流動愈加復(fù)雜，能耗逐漸增加。閥芯處和閥腔底部磨損比其他區(qū)域要大，需要對這些可能存在嚴(yán)重磨損的區(qū)域進(jìn)行額外的硬化處理。