李樹勛，劉斌才，吳翰林，沈恒云，劉太雨

（1.蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院，蘭州 730050；2.機械工業(yè)泵及特殊閥門工程研究中心，蘭州 730050）

0 引言

軸流式止回閥具有結(jié)構(gòu)緊湊、流體阻力小、工作過程無能耗、安裝靈活等優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于LNG接收站間歇性操作系統(tǒng)、高壓系統(tǒng)、泵出口管線等。軸流式止回閥在正常工作工況下一般不會出現(xiàn)問題，但是在事故工況下緊急關(guān)閉時，介質(zhì)流速的急劇變化會造成管道中的介質(zhì)壓力迅速、反復(fù)地變化，這樣可能引發(fā)水錘。水錘會造成壓力管道及設(shè)備的振動，從而對管道及相關(guān)設(shè)施產(chǎn)生破壞，容易發(fā)生泄漏、火災(zāi)等安全事故。

關(guān)于軸流式止回閥防水錘方面的研究，主要采用公式、一維CFD 軟件模擬等手段依據(jù)特征線法計算管道的瞬變流［1-4］。李小周等［5］依據(jù)瞬變流理論，采用特征線方法，計算了事故停泵對輸水系統(tǒng)的危害，對比分析了兩階段液控關(guān)閉止回閥等系統(tǒng)元件聯(lián)合防護措施的水錘防護效果。陳亞飛等［6］采用試驗方法和數(shù)值計算分析關(guān)閥速度對水錘沖擊波形的影響，基于經(jīng)典水錘方程和特征線法，建立了一套快速分析關(guān)閥瞬態(tài)性能和水錘沖擊效應(yīng)的數(shù)值計算方法。關(guān)于閥門動態(tài)特性方面的研究，SONG 等［7］采用CFX 三維動網(wǎng)格技術(shù)模擬了系統(tǒng)從閥門開啟到閥門關(guān)閉的完整瞬態(tài)過程，研究了直動式安全閥的流體動力學(xué)特性。ZANG 等［8］以核電站二回路中的主蒸汽閥站作為研究對象，利用動態(tài)網(wǎng)格技術(shù)模擬了不同入口直徑的先導(dǎo)閥動態(tài)特性，同時分析了先導(dǎo)閥開啟過程中的壓力。SAHA 等［9］利用動網(wǎng)格方法研究了調(diào)壓截止閥內(nèi)部可壓縮流的動態(tài)特性，同時研究了閥芯和閥體之間的摩擦系數(shù)與閥芯穩(wěn)定性的關(guān)系，保證了調(diào)壓截止閥出口壓力的恒定?；谔卣骶€法的一維CFD 數(shù)值模擬，無法體現(xiàn)流體壓力、速度在三維空間中分布的不均勻性，導(dǎo)致計算精度較差，無法與實際效果符合。同時，軸流式止回閥的關(guān)閉過程是一個快速的動態(tài)過程，僅僅分析其穩(wěn)態(tài)過流特性無法反映動態(tài)關(guān)閉過程中閥內(nèi)流場的急劇變化以及閥芯的瞬態(tài)受力情況。

本文利用三維FLUENT 動網(wǎng)格方法對兩種不同型號（優(yōu)化前、后）的閥門內(nèi)部動態(tài)流場進行瞬態(tài)模擬分析，探究閥瓣的實時運動狀態(tài)，分析其動態(tài)特性曲線。比較兩種型號的動態(tài)性能曲線，提高軸流式止回閥防水錘的能力，為實際工程設(shè)計提供一定的參考。

1 軸流式止回閥的結(jié)構(gòu)及原理

軸流式止回閥結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

軸流式止回閥主要由閥體、閥座、閥瓣、閥桿和彈簧等部件組成，兩種軸流式止回閥結(jié)構(gòu)僅閥瓣形狀存在差異，優(yōu)化前、后的閥瓣對流面分別為球形面與錐形面。軸流式止回閥關(guān)閉時，閥瓣運動方向與來流方向相反，閥瓣與來流間互相產(chǎn)生阻力，有效減弱了水錘的影響。軸流式止回閥的關(guān)閉過程中，隨著閥前介質(zhì)流量和壓力的減小，在彈簧作用力和介質(zhì)背壓作用下閥門關(guān)閉以阻止介質(zhì)回流［10-11］。LNG 軸流式止回閥性能參數(shù)見表1。

表1 LNG 軸流式止回閥性能參數(shù)Tab.1 Performance parameters of LNG axial flow check valve

2 FLUENT 動網(wǎng)格方法及數(shù)學(xué)模型

2.1 動網(wǎng)格方法

在流體工程應(yīng)用中，常常需要獲得邊界變形或運動引起的瞬態(tài)流場變化信息，以真實地反映出流體機械的實時工作狀況，比如泵、閥的啟閉過程，壓縮機中活塞的往復(fù)運動過程等都具有強烈的非定常特性。采用動網(wǎng)格方法研究流體機械的動態(tài)特性，以達到提高流體機械設(shè)計、使用性能的目的。動網(wǎng)格方法因其變形方式靈活、運動方式多樣，在流體機械模擬中具有廣泛的適用性。動網(wǎng)格數(shù)值模擬具有計算量大、計算周期長等特點，因而需要避免因小錯誤而導(dǎo)致反復(fù)計算造成計算資源以及時間的浪費。針對上述問題，前處理階段需要仔細檢查模型簡化、網(wǎng)格劃分、邊界條件設(shè)置等相關(guān)步驟。利用動網(wǎng)格中的Zone Motion、Mesh Motion 模塊分別預(yù)覽邊界運動、網(wǎng)格運動的狀態(tài)，衡量計算的可行性，減少仿真模擬時計算資源及時間的浪費［12-13］。

2.2 湍流模型

在閥門內(nèi)流場相關(guān)研究中，SST k-ω模型和RNG k-ε 模型的應(yīng)用較為廣泛［14］。大量關(guān)于止回閥的數(shù)值模擬文獻中用試驗證明了RNG k-ε模型的模擬精度［15-16］，因而模擬過程中選用RNG k-ε 湍流模型，其控制方程為：

式中，μt為湍流黏度，Pa·s；σk為與湍流動能k 對應(yīng)的Prandtl 數(shù)；Gk為平均速度梯度引起的湍流動能k 的產(chǎn)生項；Gb為浮力引起的湍流動能k 的產(chǎn)生項；C1ε，C2ε，C3ε為經(jīng)驗常數(shù)。

2.3 閥瓣動力學(xué)模型建立

根據(jù)LNG 軸流式止回閥工作原理對閥瓣運動狀態(tài)及受力進行分析。軸流式止回閥的流道模型簡單且屬于對稱結(jié)構(gòu)，因其主要的運動方向在水平方向，故不考慮其在豎直方向所受重力的影響。在水平方向閥瓣主要受到介質(zhì)壓力和彈簧力的作用［15］，摩擦力對軸流式止回閥整個過程影響較小可以忽略不計算。根據(jù)牛頓第二定律推導(dǎo)閥瓣運動方程為：

式中，m 為閥瓣的質(zhì)量，kg；F1為液體壓力，N；F2為彈簧力，N。

3 動態(tài)流場模擬研究

3.1 三維流域模型建立

LNG 軸流式止回閥全開工況下的三維實體模型采用SolidWorks 軟件建立，反向建模生成與之對應(yīng)的三維流道模型，其流域模型如圖2 所示。流域模型及網(wǎng)格模型僅展示錐形閥瓣結(jié)構(gòu)的，球形閥瓣結(jié)構(gòu)依據(jù)同樣的方法處理。

圖2 軸流式止回閥流道模型Fig.2 Flow channel model of axial flow check valve

3.2 網(wǎng)格劃分

在數(shù)值模擬過程中，鑒于Dynamic mesh 模塊中網(wǎng)格更新方法對流域模型的要求，止回閥處于全開狀態(tài)時，閥瓣與導(dǎo)向套之間至少需要一層網(wǎng)格，因而全開狀態(tài)時的閥門開度為96%；同理，止回閥在關(guān)閉時同樣不能實現(xiàn)完全關(guān)閉，認為閥門開度達到4%就實現(xiàn)了關(guān)閉。止回閥流體域網(wǎng)格劃分如圖3 所示。

圖3 軸流式止回閥流道網(wǎng)格模型Fig.3 Flow mesh model of axial flow check valve

止回閥內(nèi)部流域網(wǎng)格劃分時，模型簡單的前后直管段流域采用六面體網(wǎng)格，在保證計算精度的同時也減少計算資源的浪費；在流域復(fù)雜的區(qū)域，采用四面體網(wǎng)格更準(zhǔn)確地實現(xiàn)該模型的包絡(luò)，實現(xiàn)在壓力梯度、速度梯度變化劇烈區(qū)域的高精度流場信息捕捉。為提高計算精度，閥瓣的流體域邊界需劃分高質(zhì)量的網(wǎng)格以求解下一瞬時動網(wǎng)格流體域的邊界形狀，因此對閥瓣周圍的流域進行加密處理。

3.3 網(wǎng)格無關(guān)性與時間獨立性驗證

在數(shù)值模擬過程中，網(wǎng)格無關(guān)性與時間獨立性是消除計算結(jié)果隨機性、保證計算結(jié)果準(zhǔn)確性的必要手段。閥門全開工況下的流量系數(shù)是流場模擬中的重要參數(shù)值，可以作為網(wǎng)格無關(guān)性驗證的標(biāo)準(zhǔn)。

圖4 示出兩種結(jié)構(gòu)的軸流式止回閥全開工況下流量系數(shù)隨網(wǎng)格數(shù)量的變化曲線。

圖4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證Fig.4 Grid independence verification

網(wǎng)格數(shù)量相對較少時，流量系數(shù)的變化幅度很大；當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量達到150 萬左右后，隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加，兩種結(jié)構(gòu)模型模擬得到的流量系數(shù)均趨于穩(wěn)定。綜合考慮計算資源與模擬精度，認為本次模擬在網(wǎng)格數(shù)量達到150 萬后即滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求。

采用經(jīng)過網(wǎng)格無關(guān)性驗證的網(wǎng)格模型進行時間步獨立性驗證。分別選取0.005，0.001，0.000 5，0.000 1 s 4 組時間步長進行模擬試驗，比較4 組時間步長下的止回閥開度隨著閥瓣運動時間變化的曲線，優(yōu)化前結(jié)構(gòu)的模擬結(jié)果如圖5 所示。

圖5 時間獨立性驗證-優(yōu)化前結(jié)構(gòu)Fig.5 Time independence verification-structure before optimization

當(dāng)時間步長為0.005 s 時，模擬得到的關(guān)閉時間相較于其他3 組值的偏差達到了8.5%，模擬精度相對較差無法滿足時間步獨立性要求。其他3組模擬得到的關(guān)閉時間偏差最大不超過2%，均滿足時間步獨立性的要求。優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的模擬結(jié)果如圖6 所示，同樣在時間步長為0.001s 時滿足時間步獨立性要求。綜合考慮模擬計算時間與精度等因素，選擇時間步長為0.001 s 進行軸流式止回閥動態(tài)流場的模擬。

圖6 時間獨立性驗證-優(yōu)化后結(jié)構(gòu)Fig.6 Time independence verification-structure after optimization

3.4 計算方法和邊界條件

數(shù)值模擬中選用3D 雙精度求解器，湍流模型運用SST k-ω模型，對流項的離散采用二階迎風(fēng)格式，擴散項的離散采用具有二階精度的中心差分格式，速度和壓力的耦合采用SIMPLE 算法。根據(jù)表1 完成介質(zhì)屬性的相關(guān)設(shè)置。運用動網(wǎng)格方法進行模擬計算時，選用Smoothing 和Remeshing兩種網(wǎng)格更新方法模擬網(wǎng)格變形。軸流式止回閥屬于自力式閥門，閥瓣的運動方式為被動運動，需要相應(yīng)的UDF 編程計算閥瓣的運動狀態(tài)。利用DFINFE_CG_MOTION 宏函數(shù)提取閥瓣的運動參數(shù)，同時閥瓣上受到的彈簧力和液體力也無法在軟件中直接設(shè)置，需要編寫相應(yīng)的UDF，最后將UDF 進行并行化處理，以提高模擬計算的速度。閥瓣的運動分析流程如圖7 所示。

同時，流場初始化對于數(shù)值模擬計算的收斂性及結(jié)果可靠性很重要，因而將穩(wěn)態(tài)計算結(jié)果作為瞬態(tài)計算的初始場。利用UDF 設(shè)置入口流量隨著時間減小，入口初始參考壓力設(shè)置為0.1 MPa，出口設(shè)置為自由出流。鑒于止回閥的工作壓力為4 MPa，即設(shè)置參考操作壓力為4 MPa。

4 數(shù)值模擬結(jié)果分析

4.1 動態(tài)流場分析

閥瓣開始動作瞬間對應(yīng)的止回閥開度為96%，對應(yīng)閥瓣的運動時間為0 s；閥瓣關(guān)閉瞬間對應(yīng)的止回閥開度為4%，對應(yīng)優(yōu)化前、后閥瓣的運動時間分別為0.09，0.107 s。鑒于軸流式止回閥具有很好的對稱性，分別將優(yōu)化前、后的壓力、速度云圖各取一半進行對比分析，優(yōu)化前的云圖位于上方，優(yōu)化后的云圖位于下方。

圖8 示出軸流式止回閥優(yōu)化前、后閥瓣開始動作瞬間及關(guān)閉瞬間的壓力分布云圖。

圖8 優(yōu)化前、后止回閥關(guān)閉過程壓力分布對比Fig.8 Comparison of pressure distribution of the check valve in the closing process before and after optimization

閥瓣開始動作瞬間表明閥前壓力不足以克服閥后壓力和彈簧力的作用，受力平衡被打破。閥前、閥后管道內(nèi)壓力場分布比較均勻，軸流式止回閥內(nèi)部壓降主要發(fā)生在閥瓣位置，壓力梯度最大。由于軸流式止回閥的對稱性結(jié)構(gòu)，周向流場的分布規(guī)律及數(shù)值是相同的。止回閥開度為96%時，優(yōu)化前閥瓣頂端的高壓區(qū)相比優(yōu)化后更加明顯，局部壓力更是達到了100 kPa，閥瓣后流域的壓力場分布基本相同。止回閥開度為4%時，認為閥門已經(jīng)關(guān)閉，高壓區(qū)集中在閥前管道，優(yōu)化后閥瓣背面的壓力分布相比于優(yōu)化前壓力梯度更小，更有利于降低止回閥運動造成的壓力波動。

圖9 示出軸流式止回閥優(yōu)化前、后閥瓣開始動作瞬間及關(guān)閉瞬間的速度分布云圖。軸流式止回閥節(jié)流主要發(fā)生在閥座形成的最小縮頸處以及閥體間最小的過流斷面處，緩沖腔內(nèi)形成了死區(qū)，流速最小。止回閥開度為96%時，速度最大值高達12 m/s，發(fā)生在閥座形成的最小縮頸處。止回閥開度為4%時，速度最大值高達13.7 m/s，發(fā)生在閥體與閥瓣形成的最小過流斷面處，閥瓣優(yōu)化后的流場最大速度小于優(yōu)化前。

圖9 優(yōu)化前、后止回閥關(guān)閉過程速度分布對比Fig.9 Comparison of velocity distribution of the check valve in the closing process before and after optimization

4.2 關(guān)閉過程動態(tài)特性分析

圖10 示出優(yōu)化前、后閥瓣的關(guān)閉速度，閥瓣的運動速度隨著運動時間的變化逐漸增大，增長達到拐點后，速度經(jīng)過一段時間的緩慢下降后突變?yōu)? m/s，優(yōu)化前、后軸流式止回閥均具有“快關(guān)緩閉”的特征。優(yōu)化前閥瓣的速度在運動時間為0.069 s 時達到最大值4.067 m/s，在運動時間為0.09 s 速度突變?yōu)?；優(yōu)化后閥瓣的速度在運動時間為0.083 s 時達到最大值3.393 m/s，速度在時間為0.09 s 時突變?yōu)?。優(yōu)化前閥瓣的最大關(guān)閉速度較優(yōu)化后更大、關(guān)閉時間更短。

圖10 優(yōu)化前、后閥瓣的關(guān)閉速度Fig.10 Valve disc closing speed before and after optimization

圖11 示出優(yōu)化前、后閥瓣關(guān)閉過程中所受合力圖，優(yōu)化前、后的受力曲線均呈現(xiàn)波動性，同時閥瓣所受合力隨時間變化的大體趨勢具有一致性，達到拐點前，曲線伴隨著波動呈線性下降趨勢；經(jīng)過拐點后，則在某一定值附近波動。優(yōu)化后閥瓣受力曲線的波動幅度相較優(yōu)化前更小。閥瓣開始動作瞬間受到的合力最大，優(yōu)化前、后的合力值均在371 N 左右。當(dāng)止回閥實現(xiàn)關(guān)閉時，優(yōu)化前、后閥瓣所受合力值分別穩(wěn)定在271，200 N。止回閥在關(guān)閉狀態(tài)時，優(yōu)化后閥瓣所受合力較優(yōu)化前有所減小。

圖11 優(yōu)化前、后閥瓣所受合力Fig.11 The force of the valve disc before and after optimization

根據(jù)圖8，9 中止回閥關(guān)閉過程流場分布對比對結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的閥瓣受力、閥瓣運動速度差異進行分析。在止回閥開度為96%時，流體即將流至球形閥瓣之前，有大范圍的高壓流體聚集，縮徑處也有大范圍高速流體，流體經(jīng)過閥瓣后速度仍保持高速流動。而流線型錐形閥瓣前的高壓、高速流體區(qū)域較小，且高壓只存在于錐形閥瓣表面局部區(qū)域，最大壓力較球形閥瓣表面更小，高速流體在壁面附近速度也較低。如圖10 所示，球形閥瓣的關(guān)閉加速度明顯大于錐形閥瓣，說明高壓高速流體的范圍大小決定了止回閥大開度時的關(guān)閉速度。在止回閥開度為4%時，高壓區(qū)域聚集在閥瓣前表面，優(yōu)化前、后閥瓣前表面所受壓力基本一致，經(jīng)過球形閥瓣表面的流體在主密封區(qū)域形成了高速流體，導(dǎo)致球形閥瓣前、后壓差較大；錐形閥瓣后表面所受壓力較前表面更小，因而在錐形閥瓣表面形成的壓降更小，對應(yīng)圖11 中閥瓣受力的合力曲線較為平緩的部分。

將止回閥關(guān)閉過程中閥瓣所受合力經(jīng)傅里葉變換后，得到相應(yīng)的0～500 Hz 范圍內(nèi)的頻域圖。圖12 示出優(yōu)化前、后閥瓣所受合力的頻域分析，優(yōu)化前、后振幅隨著頻率的變化趨勢大致相同，振幅峰值均出現(xiàn)在20 Hz 以內(nèi)，峰值點分別為293，254N。在20～160 Hz 的頻率范圍內(nèi)，振幅均在20 N 以下；在100～500 Hz 的頻率范圍內(nèi)，振幅在0.1～2.0 N 之間波動，并且優(yōu)化后的閥瓣振幅較優(yōu)化前更小。

圖12 優(yōu)化前、后閥瓣受力頻域Fig.12 Frequency domain of valve disc force before and after optimization

5 結(jié)論

（1）軸流式止回閥關(guān)閉瞬間，閥瓣受力由優(yōu)化前的271 N 降低到200 N，證明錐形閥瓣對閥座的沖擊力相較于球形閥瓣更小，因而在系統(tǒng)的防水錘的過程中對管道造成的振動更小。分析優(yōu)化前、后閥瓣受力的頻域圖，發(fā)現(xiàn)該軸流式止回閥的閥瓣在20 Hz 以下頻率內(nèi)振幅出現(xiàn)了峰值，證明止回閥關(guān)閉過程中閥瓣的振動頻率集中在低頻區(qū)。

（2）對比優(yōu)化前、后的閥瓣運動速度，優(yōu)化后的閥瓣速度最大值相對較小，閥門關(guān)閉時對閥座的沖擊速度較小，有利于提高閥座的使用壽命。

（3）利用動網(wǎng)格模擬方法對軸流式止回閥關(guān)閉過程的模擬能夠得到閥瓣的運動狀態(tài)以及閥瓣運動過程中的動態(tài)流場信息，對軸流式止回閥的設(shè)計及選型具有重要的參考價值。