張立強，劉岱陽

(蘭州理工大學能源與動力工程學院，甘肅蘭州 730050)

0 前言

軸流式止回閥具有啟閉迅速、正向流阻低等特點，通常安裝在長輸管線以及泵站的出口位置，以防止介質(zhì)倒流以及反向水錘對管線和泵站的破壞。

近年來，隨著國內(nèi)閥門制造的步伐逐漸加快，對于軸流式止回閥的研究也逐漸深入。馮明、吳業(yè)飛[1]對軸流式止回閥的閥瓣以及閥體喉部進行優(yōu)化設計，確定了最小流阻的收縮因數(shù)為80%。黃昕珂等[2]通過模擬水泵停電后的回流過程，驗證了軸流式止回閥優(yōu)異的抗水錘性能。周強強等[3]針對核電站主給水管線破裂事故引起的水錘效應，采用數(shù)值仿真的方式，驗證了帶有緩沖裝置軸流式止回閥的優(yōu)勢。張希恒等[4]應用Fluent動網(wǎng)格技術對閥瓣閉合過程中的加速度以及閥座受力情況進行分析，得出了閥門內(nèi)部流場的變化情況。WANG等[5]采用顯示動力學對止回閥關閉過程中閥瓣對閥座的沖擊進行模擬，得到了閥瓣的響應速度及閥門閉合過程中的能量變化情況。張娜等人[6]對軸流式止回閥的止回過程進行仿真，分析了閥瓣閉合過程中的應力變化情況。王廷[7]根據(jù)離心泵的工作特性曲線，結(jié)合C語言編寫的閥瓣驅(qū)動程序，對閥瓣的閉合過程進行了分析。王秋林等[8]針對閥門實際尺寸較大而無法實驗的情況，利用流動相似原理對模型進行縮小，在保證結(jié)果正確的前提下簡化了實驗過程。

在上述研究的基礎上，為了提升止回閥止回過程的抗水錘能力，本文作者對原有的笛形緩沖結(jié)構進行改進，該緩沖裝置可以保證閥瓣在反向止回過程中實現(xiàn)快關緩閉，從而最大程度地降低閥瓣對閥體的沖擊[9-11]。同時，針對改進后緩沖裝置的結(jié)構參數(shù)進行正交試驗，并進行極差分析，最終對影響閥門閉合速度、瞬態(tài)液動力的因素進行權重排序。

1 軸流式止回閥的工作原理

圖1所示為軸流式止回閥的結(jié)構示意，它由閥芯和閥體兩部分組成，其中閥芯包含閥瓣、導流罩、閥桿、閥套以及彈簧等。

圖1 軸流式止回閥內(nèi)部結(jié)構示意Fig.1 Internal structure schematic of axial flow check valve

其工作原理為：當正向來流從左向右通過止回閥時，閥瓣在前后壓差以及正向來流沖擊的作用下從左向右運動，實現(xiàn)閥門的開啟；當反向水錘從右向左進入止回閥時，閥瓣在反向水錘和彈簧力的共同作用下從右向左運動，實現(xiàn)閥門的閉合。

2 緩沖結(jié)構的工作原理

圖2所示為緩沖結(jié)構示意。在止回閥閥桿的尾部增加一個液壓緩沖缸和活塞。止回時，在水錘的推動下，緩沖活塞帶動閥桿以及閥瓣向左運動，實現(xiàn)閥門的閉合，而當緩沖活塞進入到液壓缸內(nèi)部時，高速運動的活塞會對液壓缸內(nèi)的流體介質(zhì)進行壓縮，流體介質(zhì)通過活塞與液壓缸壁間的縫隙以及阻尼孔排出，并對活塞產(chǎn)生反向阻尼作用，實現(xiàn)閥門的兩階段“快關緩閉”，起到保護閥門的作用[12]。

圖2 改進緩沖結(jié)構示意Fig.2 Schematic of the improved buffer structure

決定閥瓣止回過程中緩沖性能的結(jié)構參數(shù)包括：活塞直徑、活塞行程、阻尼孔直徑、阻尼孔個數(shù)、環(huán)縫間隙大小等。將阻尼孔開在閥套的端蓋上，阻尼孔的通孔面積不會因活塞的運動而發(fā)生變化，因此在止回過程中緩沖裝置的阻尼呈現(xiàn)線性。除此之外，將阻尼孔的結(jié)構設計為U形，可以改變液壓缸內(nèi)被壓縮流體的流動方向，抵消一部分反向水錘的沖擊，從而達到提升止回性能的目的。

3 數(shù)值試驗

3.1 三維模型的建立以及前處理

對軸流式止回閥閥芯的不同緩沖結(jié)構驗證，需要采用動網(wǎng)格技術進行數(shù)值試驗，文中對PumpLinx動網(wǎng)格中的滑閥模板進行仿真。需要注意的是，由于PumpLinx中需要定義閥芯彈簧的壓縮反向以及閥芯的初始位置，為了模擬出真實情況下軸流式止回閥閥芯的止回過程，需要對閥門啟閉的一個周期進行數(shù)值試驗。

此外，使用PumpLinx對止回閥進行數(shù)值試驗，需要提前將閥體的內(nèi)部流道結(jié)構的三維模型抽取出來，并且需要劃分不同的網(wǎng)格區(qū)域，即將閥芯的移動區(qū)域與固定區(qū)域進行切分。并且在局部區(qū)域需要進行網(wǎng)格的細化處理，以避免因網(wǎng)格重疊導致試驗失敗。具體將整個流道區(qū)域劃分為4個部分：閥門進口、閥瓣運動區(qū)域、緩沖結(jié)構的運動區(qū)域以及閥門出口區(qū)域。具體的流道模型如圖3所示。

圖3 流道模型三維結(jié)構Fig.3 The 3D structure of flow channel model

在PumpLinx中，使用General Mesher對閥門的進、出口區(qū)域進行網(wǎng)格劃分，最大體積網(wǎng)格單元尺寸為0.005 mm。對閥瓣以及緩沖結(jié)構的移動區(qū)域采用Valve Template Mesher進行動網(wǎng)格區(qū)域的劃分，最大網(wǎng)格單元尺寸為0.001 mm。此外，還需要在劃分之前指定閥芯表面、壓縮面以及閥芯位移的起始和終止面。最終生成的網(wǎng)格如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分示意Fig.4 Schematic of grid division

3.2 緩沖裝置的阻尼孔結(jié)構驗證

笛形緩沖結(jié)構的阻尼孔開在液壓缸側(cè)壁上，這種結(jié)構的優(yōu)點是加工容易、簡單可靠，同時抗污染能力較強，較小的顆粒污染物也不容易堵塞。但是其缺點是：當活塞進入到液壓缸內(nèi)時，阻尼孔的通流面積會隨活塞的位移變化而減小，造成流量減少，從而導致緩沖阻尼突然增加，最終使得閥芯內(nèi)部的瞬態(tài)液動力發(fā)生突變，產(chǎn)生振動。

因此，改變笛形緩沖裝置的節(jié)流孔位置，在液壓缸的端蓋位置開孔，可以保證阻尼孔的通流面積不隨緩沖活塞的位移而發(fā)生改變，從而最大限度地保證緩沖過程中阻尼的線性度[13]。

對2種不同緩沖結(jié)構的緩沖效果進行數(shù)值驗證，以長度333 mm、質(zhì)量136 kg、彈簧剛度2 730 N/m、通徑252 mm的軸流式止回閥作為試驗對象，驗證方式選擇PumpLinx軟件對止回閥的閉合過程進行動態(tài)數(shù)值模擬。首先，在SolidWorks中建立止回閥的2種內(nèi)部流場結(jié)構，分別如圖2和圖5所示。其次，將其保存為“.STL”格式，并導入到PumpLinx中，通過計算閥門閉合過程中最大的瞬態(tài)液動力判斷不同緩沖裝置的線性程度。以100 m揚程的實際工況為例，進行試驗對比分析[14]。在實際工況中，當閥門前端管線出現(xiàn)破裂或者泵站突然停電時，閥門入口壓力會突然降低至標準大氣壓。經(jīng)過計算，閥門出口的壓力可以達到981 000 Pa，為了試驗方便，近似為1 MPa。此外，通過正向閥門的開啟試驗，已經(jīng)初步驗證進口壓力為10 MPa、出口壓力為5 MPa時，閥門的正向開啟時間為0.01 s，因此采用變進口壓力函數(shù)、定出口壓力函數(shù)的方法設定邊界條件[15]。進口壓力函數(shù)如式(1)所示：

圖5 笛形緩沖結(jié)構示意Fig.5 Schematic of flute buffer structure

(1)

保持出口壓力1 MPa不變，對2種不同模型的試驗結(jié)果進行對比分析。圖6所示為安裝改進緩沖結(jié)構止回閥的閥瓣在一個啟閉周期內(nèi)的位移曲線，閥瓣完全閉合的時間為0.038 6 s，并且在閉合的過程中，分為2個階段。以0.030 7 s為分界點，止回的前半部分為緩沖活塞在反向水錘沖擊下自由運動的階段；而在0.030 7 s到閥瓣完全閉合的第二階段，緩沖活塞進入液壓缸，受到反向阻力，因此位移曲線斜率發(fā)生了較大變化。

圖6 改進緩沖結(jié)構閥瓣位移Fig.6 Disc displacement of improved buffer structure

圖7所示為安裝傳統(tǒng)笛形緩沖裝置止回閥的閥瓣啟閉過程位移圖像?？梢钥闯觯洪y瓣在止回過程中的位移圖像同樣分為2個階段，不同的是，在止回過程的第二階段，即0.035 2 s處，閥瓣位移突然出現(xiàn)了短暫的反向運動，并且閥瓣的反向閉合時間延長，由原來的0.038 6 s延長至0.039 2 s，延長了0.000 6 s。這是因為與改進緩沖結(jié)構相比，笛形緩沖結(jié)構的阻尼孔面積會受到活塞移動的影響，隨著閥門開度逐漸減小，緩沖活塞也逐漸靠近液壓缸的端蓋。隨著位移的增加，對笛形阻尼孔面積的遮擋也逐漸增大，因此液壓缸內(nèi)的流體介質(zhì)只能通過環(huán)縫間隙排出，從而增加了緩沖活塞的阻尼，才出現(xiàn)了反向運動。

圖7 笛形緩沖結(jié)構閥瓣位移Fig.7 Disc displacement of flute buffer structure

圖8和圖9所示分別為2種不同緩沖裝置在閥瓣一個啟閉周期內(nèi)的瞬態(tài)液動力曲線?？梢钥闯觯?種緩沖裝置間的最大區(qū)別發(fā)生在0.038 3 s以后，改進緩沖裝置的瞬態(tài)液動力保持在50 000 N左右，而傳統(tǒng)笛形緩沖裝置的瞬態(tài)液動力則始終保持在120 000 N左右。

圖9 笛形緩沖結(jié)構的瞬態(tài)液動力Fig.9 Transient fluid power of the flute buffer structure

這是由于活塞移動一定的行程后將阻尼孔堵塞，使得被壓縮的流體介質(zhì)只能通過環(huán)縫排出液壓缸，從而使得緩沖阻尼瞬間增加，形成較大的瞬態(tài)液動力。相比之下，改進緩沖結(jié)構不受液壓缸活塞運動的影響，在閥瓣閉合的后段瞬態(tài)液動力總體較小，因此整體緩沖過程更趨于線性，引起的閥芯振動也相對較小[16]。

3.3 結(jié)構參數(shù)的選取及正交試驗

分析影響緩沖性能的結(jié)構參數(shù)，需要設計正交試驗，以保證其試驗結(jié)果均勻分布、整齊可比[17-18]。具體選取的結(jié)構參數(shù)為液壓緩沖缸的行程、緩沖活塞直徑以及阻尼孔的直徑。各個結(jié)構參數(shù)對應的水平選取范圍分別為：液壓缸緩沖行程為16.0～20.0 mm，緩沖活塞直徑有效范圍為119.0～121.0 mm，阻尼孔直徑變化范圍為2.5～3.5 mm。通過測量，長度333 mm、質(zhì)量136 kg的軸流式止回閥閥瓣從全開到完全閉合的行程為45.74 mm。

液壓缸緩沖行程水平均勻地選取3個，分別為16.0、18.0、20.0 mm；緩沖活塞直徑共選取3個水平，依次為119.0、120.0、121.0 mm；阻尼孔直徑的水平分布為2.5、3.0、3.5 mm。因此，對上述3個結(jié)構參數(shù)進行三因素五水平正交試驗設計，總試驗次數(shù)為9，正交試驗方案如表1所示。

表1 止回閥緩沖結(jié)構參數(shù)正交試驗方案Tab.1 Orthogonal test scheme of buffer structure parameters of check valve

針對上述9組模型，首先采用SolidWorks三維軟件在流道區(qū)域進行建模，后續(xù)通過PumpLinx測試止回性能。測試的指標主要有2個：閥門的完全閉合時間以及止回過程中閥門的最大瞬態(tài)液動力。具體的試驗結(jié)果如表2所示。

表2 正交試驗結(jié)果Tab.2 Orthogonal test results

4 試驗結(jié)果處理

4.1 極差分析

分析正交試驗結(jié)果的極差，從而對影響閥門2個止回性能的結(jié)構參數(shù)進行權重排序。利用Excel表格計算極差，首先對閥瓣的閉合時間進行分析。通過計算可以得知：緩沖行程所對應的極差為0.017 8，活塞直徑對應的極差為0.021 8，阻尼孔直徑對應的極差為0.013 5。因此，結(jié)構參數(shù)對于閥瓣閉合時間的影響大小為：活塞直徑>緩沖行程>阻尼孔直徑。

同樣，對最大瞬態(tài)液動力進行分析，活塞直徑、緩沖行程以及阻尼孔直徑對應的極差值分別為140 362、204 107和140 086，對最大液動力的影響因素排序為：緩沖行程>活塞直徑>阻尼孔直徑。

4.2 緩沖結(jié)構參數(shù)的多目標優(yōu)化

對于軸流式止回閥的改進緩沖結(jié)構，增加緩沖阻尼以及降低止回過程中閥芯的振動是優(yōu)化的2個主要目標。具體體現(xiàn)在延長閥瓣閉合時間的同時降低最大瞬態(tài)液動力。

使用均勻設計試驗法，重新選取樣本點進行數(shù)值試驗。并將Kriging插值模型、RBF神經(jīng)網(wǎng)絡、響應面模型(RSM)以及正交多項式模型(OPM)與試驗結(jié)果進行對比，最終以方差和的形式進行誤差分析，如表3所示。

表3 不同代理模型的誤差分析Tab.3 Error analysis of different agent models

從表3可知：擬合結(jié)果與實際測量值最接近的代理模型為響應面模型。因此，選用響應面模型對正交試驗的樣本點進行擬合。

使用響應面代理模型對正交試驗的9個數(shù)值結(jié)果進行曲面插值，預測出全局結(jié)果，圖10所示為活塞直徑和緩沖行程對閥瓣閉合時間的影響趨勢。

圖10 活塞直徑和緩沖行程對閥瓣閉合時間的影響趨勢Fig.10 Influence of piston diameter and buffer stroke on disc closing time

同樣，圖11所示是活塞直徑和緩沖行程對瞬態(tài)液動力的影響趨勢。

圖11 活塞直徑和緩沖行程對瞬態(tài)液動力的影響趨勢Fig.11 Influence of piston diameter and buffer stroke on transient fluid power

最后，利用NSGA-II遺傳算法[19]對全局尋得的最優(yōu)結(jié)果進行多目標優(yōu)化。并采用均值平方差的方法作為目標函數(shù)，具體如式(2)所示。

(2)

其中：s1(x)和s2(x)分別為閥瓣關閉時間的均方差以及瞬態(tài)液動力的均方差；p為總試驗次數(shù)；t和F分別為每一種結(jié)構參數(shù)下對應的閥瓣閉合時間以及瞬態(tài)液動力；f(x)為實際工況下閥瓣閉合時間以及瞬態(tài)液動力隨結(jié)構參數(shù)的變化函數(shù)。約束條件為：緩沖行程16.0～20.0 mm，活塞直徑119.0～121.0 mm，阻尼孔直徑為2.5～3.5 mm。此外，通過上述分析可知對于軸流式止回閥緩沖結(jié)構的要求是：在保證閥瓣閉合時間較小的前提下，盡可能地降低止回過程中閥芯的振動，即閥瓣閉合時間t以及瞬態(tài)液動力F都要盡可能小。

快速非支配排序遺傳算法(NSGA-Ⅱ)是目前使用范圍較廣的遺傳算法之一，其核心思想就是通過非支配排序以及擁擠度篩選出符合優(yōu)化目標的種群，并且在最終的Pareto前沿中得到具有不同支配地位的可行優(yōu)化解。在Isight的Optimization模塊中，由Kriging代理模型得到全局解。設置初始種群數(shù)量為200，迭代次數(shù)為500步，最終得到的Pareto前沿如圖12所示。

圖12 多目標優(yōu)化Pareto前沿Fig.12 Pareto front of multi-objective optimization

由圖12可以看出：圖像中的每一個點都是最終優(yōu)化完成后的一個可行解。然而，對于改進緩沖結(jié)構的多目標優(yōu)化[20]，被優(yōu)化的2個目標具有對立性，即減小閥門止回時間的同時，閥芯的振動增大。因此，對于止回閥緩沖結(jié)構的多目標優(yōu)化并不存在最優(yōu)解，圖12中位于曲線上的所有點為優(yōu)化后的解集，針對不同的實際工況可以選取前沿上的最優(yōu)解。

具體而言，圖12中的點A表示止回過程中瞬態(tài)液動力最大而閥瓣閉合時間最長的工況，點D表示止回用時最短而瞬態(tài)液動力最小的工況。最終可以根據(jù)實際要求，在Pareto前沿(圖12的藍色曲線)上選取合適的最優(yōu)解。點B與點A的最優(yōu)解性能相似，一定程度上可以替代點A，而點A、B的實際結(jié)構尺寸卻不相同，這意味著可以在降低加工精度的情況下使產(chǎn)品達到相同的性能。同理，點C與點D性能相同，但是兩者的結(jié)構尺寸并不相同，因此降低了對加工精度的要求。

5 結(jié)論

文中基于軸流式止回閥的笛形緩沖結(jié)構得到了一種改進緩沖結(jié)構，并針對其止回性能進行數(shù)值試驗，最后對試驗結(jié)果進行優(yōu)化。得到了以下結(jié)論：

(1)綜合對比軸流式止回閥改進緩沖結(jié)構與傳統(tǒng)笛形緩沖結(jié)構在100 m揚程工況下的止回性能可知：笛形緩沖結(jié)構由于受阻尼孔面積變化的影響，閥門閉合時間較改進緩沖結(jié)構增加了0.000 6 s。此外，在0.038 3 s以后，改進緩沖結(jié)構的瞬態(tài)液動力維持在50 000 N左右，低于傳統(tǒng)笛形緩沖結(jié)構的120 000 N，有效地降低了止回過程中閥芯的振動，提高了閥門穩(wěn)定性。

(2)通過對改進緩沖結(jié)構的參數(shù)進行正交試驗，并通過極差對影響緩沖性能的結(jié)構參數(shù)進行權重排序可知：對于閥門止回時間的影響因素權重為：活塞直徑>緩沖行程>阻尼孔直徑；對于閥門止回最大瞬態(tài)液動力的影響因素權重為：緩沖行程>活塞直徑>阻尼孔直徑。

(3)通過Kriging插值進行正交試驗結(jié)果的無偏估計以及NSGA-Ⅱ遺傳算法的優(yōu)化，可以得到最終的Pareto前沿。可以看出：2個被優(yōu)化目標的最優(yōu)解并不具有統(tǒng)一性，因此并不存在唯一的最優(yōu)解，可以根據(jù)實際需求選取Pareto前沿上對應的最優(yōu)結(jié)構參數(shù)。同時，由于每一個可行解的周圍都有很多結(jié)構參數(shù)差異不大但性能相同的解，因此，在保證性能相同的前提下，可以通過適當降低加工精度的方式來節(jié)約制造成本。