連鑄噴嘴氣路加速環對噴嘴出口處液相運動與分布的影響

位士發，程常桂，周 焱，李 陽，秦緒鋒，金 焱

(1. 武漢科技大學鋼鐵冶金及資源利用省部共建教育部重點實驗室，湖北 武漢，430081；2. 武漢科技大學鋼鐵冶金新工藝湖北省重點實驗室，湖北 武漢，430081)

近年來，隨著高速連鑄技術的發展，對連鑄坯二次冷卻效果的要求也越來越高。連鑄二冷區高溫鑄坯的冷卻強度不僅和鑄坯表面水蒸氣膜的更新率有關，還與噴淋水滴是否有效穿透蒸汽膜界面直接相關，這主要受水滴粒徑與噴淋速度的影響[1-2]。現有的氣-水霧化冷卻噴嘴利用壓縮空氣對水滴進行二次剪切，即經過一次碰撞由水柱產生的液滴粒徑進一步減小，氣液在混合室內充分混合，水滴吸收氣體動量而加速，并在噴孔處高速噴出，形成剛性很強的氣-液兩相射流，極大地改善了液體的霧化效果[3-4]。氣-水霧化噴嘴噴淋形成液滴的粒徑與體積分數服從對數正態分布[5]，然而在連鑄二冷區，由常規的氣-水霧化噴嘴產生的液滴粒徑和流速在一定程度上分布不均勻。由此看來，如何進一步優化氣-水霧化冷卻噴嘴結構，獲得更均勻、強烈的鑄坯冷卻效果，對于高速連鑄工藝的應用與發展至關重要。

霧化過程中，水滴形成主要取決于高速氣體的沖擊力以及水的表面張力、黏滯力之間的相互作用。目前，國內外研究者針對工藝參數和噴嘴結構對內混式氣-水霧化冷卻噴嘴的霧化效果，已開展了大量的研究工作。文獻[6-7]指出，氣-水霧化噴嘴產生的霧化粒子中值粒徑(MMD)隨氣液流交角的增大而先增大后減小，氣液流交角最優值約為60°。李清廉等[8]通過對比實驗研究了不同結構參數對環形內混式噴嘴霧化特性的影響，結果表明，存在最佳的混合腔寬度使噴嘴的霧化直徑最小，且增加兩相流出口流動長度有助于改善噴嘴的霧化性能。穆文樂[9]研究發現，空氣助力對液體射流碎裂有明顯改善作用，隨著空氣壓力的增加，液滴直徑不斷減小。Minchaca等[10]研究表明，減小空氣與水的流量比，特別是當其低于10時，噴嘴產生了尺寸大且遷移速度較慢的液滴，而在保持恒定水流量的同時增加氣壓，則會產生粒徑更細且速度更大的液滴。Watanawanyoo等[11]認為水滴粒徑取決于氣體和液體的相對速度，且其隨著相對速度的增加而減小。文獻[12]中報道指出，增加噴嘴入口處氣壓有利于產生更細且高速運動的液滴，進而改善了氣-水霧化噴嘴的霧化效果。

事實上，若內混式氣-水霧化噴嘴的工藝參數不合理，很可能會導致氣路出現回水現象，這將降低氣體對液滴的破碎與加速作用[13]。為此，本研究以國內某鋼廠連鑄二冷區用內混式氣-水霧化噴嘴為原型，擬通過在氣體通道內增設加速環裝置來增大氣體對水柱的沖擊和剪切作用，減少氣體通道回水。本文主要采用數值模擬方法，研究了氣路加速環的設置對氣-水霧化噴嘴出口處液相流速和體積分數分布的影響，以期為高速連鑄工藝中鑄坯冷卻效果的改善提供參考。

1 數學模型的建立

1.1 噴嘴結構

圖1為內混式氣-水霧化噴嘴優化前后的結構示意圖，圖中給出了相互垂直兩個方向的全剖圖。由圖1可見，噴嘴進氣管內壁與外壁構成了環形氣體通道；噴射芯由內徑為2 mm的管路與進水管連通，另含有4個直徑為4 mm的噴射出口；混合室靠近出口部分內徑為11 mm，長度為13 mm，末端與噴頭半球腔相連；噴頭半球腔直徑為8 mm，噴口為夾角為110°的扇形切口，寬度為2 mm。與原型噴嘴相比，優化后噴嘴在氣路增設了加速環，該裝置的收縮段和擴張段呈圓臺結構，平行段外徑為18 mm，長度為4 mm。

(a)優化前

(b)優化后

圖1 氣-水霧化噴嘴優化前后的結構示意圖

Fig.1 Schematic diagram of gas-water atomization nozzle before and after optimization

1.2 控制方程

氣-水霧化噴嘴內液體和空氣的流動為三維可壓縮性的流動過程，滿足質量、動量守恒規律。本文采用質量守恒方程、動量守恒方程和湍動能方程進行描述。

(1)連續性方程

(1)

(2)動量方程

(2)

式中：t為時間，s；ρ為流體密度，kg·m-3；ui、uj為流體速度矢量，m·s-1，i、j表示坐標軸方向(即x、y、z方向)；P為壓力，Pa；g為重力加速度，取9.8 m·s-2；μeff為湍流有效黏度，Pa·s，可由動力黏度μ0和湍流黏度μt求和得到，見式(3)：

(3)

式中：κ為湍動能，m2·s-2；ε為湍動能耗散率，m2·s-3；Cμ為經驗常數，取0.09。

(3)湍動能方程

采用RNGκ-ε模型描述噴嘴內的氣液相傳輸行為，即：

(4)

式中：Gκ表示由于平均速度梯度而產生的湍動能，可由式(5)計算；ακ為κ的逆效應普朗特數，取值1.393。

(5)

(4)湍動能耗散方程

(6)

式中：αε為ε的逆效應普朗特數，取值1.393[13];C1ε、C2ε為經驗常數，分別為1.42和1.92[14]。

1.3 邊界條件及模型處理

本文模擬的是空氣和水的兩相流混合，空氣和水的入口邊界條件均選用壓力入口，噴嘴出口邊界條件選用壓力出口，出口壓力即為標準大氣壓，其他面均設置為壁面，采用標準壁面函數進行計算,模型計算所采用的邊界條件如表1所示。入口邊界的水力直徑H和湍流強度I根據下式計算：

H=4S/C

(7)

I=0.16(Re)-1/8

(8)

表1 模型計算的邊界條件

式中：S為截面面積，mm2；C為截面周長，m。本研究中，內混式氣-水霧化噴嘴的空氣、水入口的水力直徑分別為5、8 mm。

利用Fluent軟件建立噴嘴優化前后的三維物理模型，模擬計算中，用Eulerian-Eulerian模型模擬氣-水兩相混合。采用ICEM-CFD軟件對物理模型劃分網格單元，本研究選用混合方式進行網格劃分：噴芯部分采用非結構網格，并進行六面體核心處理；噴芯前的氣路管道及噴芯后的混合室、半球腔和扇形噴口采用六面體結構進行網格劃分。

圖2所示為噴嘴模型優化前后的網格圖。為分析模擬結果與網絡大小的相關性，在噴嘴進氣壓力為0.2 MPa、進水壓力為0.3 MPa條件下，對優化前噴嘴分別采用網格總數量為1.17×106、1.54×106、1.80×106、2.20×106時進行模擬計算，得到不同網格數量下噴嘴出口處液相平均噴淋速度的分布情況如圖3所示。從圖3可以看出，在距離噴嘴出口中心[-45°，45°]范圍內，最大出口液相平均速度的差異僅為6.5%，可見計算結果與模型網格數量的相關度較小。為減少模型計算工作量，本文采用的網格總數為1.17×106，模型網格最小尺寸為0.18 mm2，最大尺寸為0.3 mm2。

(a) 優化前

(b) 優化后

Fig.2 Grid model of gas-water atomization nozzle before and after optimization

圖3 不同網格大小下噴嘴出口處液相平均噴淋速度分布

Fig.3 Average liquid-phase spray velocity at nozzle outlet simulated with different grid sizes

2 模型計算結果與分析

2.1 進氣壓力對噴嘴出口處液相噴淋速度的影響

噴嘴進水壓力為0.2 MPa以及進氣壓力分別為0.1、0.2、0.3 MPa時，噴嘴氣路增設加速環前后噴嘴出口處液相速度云圖如圖4所示，圖中(1)和(2)分別表示噴嘴優化前后的流場分布情況(下同)，不同進氣壓下噴嘴出口各位置的液相速度分布見圖5。

由圖4可知，隨著噴嘴進氣壓的增大，優化前后噴嘴出口液相速度均顯著增大，并且噴口中心區域液相速度大，靠近噴口邊緣液相速度較小。這是因為噴嘴內高速空氣流對水流有沖擊和加速作用，亦即進氣壓力越大，噴嘴出口處液滴噴淋速度越快；而靠近噴嘴出口邊緣區域，液相流有壓力損失，噴嘴噴出孔壁面的黏性作用增大，故而靠近噴口邊緣區域液相速度較小。另外，比較相同進氣壓下優化前后噴嘴出口處液相流場圖可知，無論是在平行還是垂直于扇形切口方向上，改進后噴嘴出口處的液相速度分布更為均勻。

由圖5可知，對于未優化的噴嘴而言，當進氣壓力為0.1 MPa時，噴嘴出口處液相平均速度沿扇形切口方向上分布較為均勻，隨著進氣壓的增加，噴嘴出口處的液相速度分布差異性逐漸增大，進氣壓力為0.3 MPa時，液相平均速度波動最大，在距噴嘴中心[-40°，40°]區域，最小和最大液相速度分別為45.40、65.15 m/s。而噴嘴氣路增設加速環后，雖然對噴嘴噴口處液相噴淋的加速效果不顯著，但很好地改善了噴口處液相速度分布的均勻性，當進氣壓為0.3 MPa時，距噴嘴中心[-40°，40°]區域，最小和最大液相速度分別為45.73、56.41 m/s，液相速度差異性由優化前的30.3%降低至優化后的18.9%。這是因為水壓一定時，噴嘴氣路增設加速環后氣體對水的沖擊和碎化作用增強，噴嘴內液滴混合得更均勻，于是噴嘴出口液相速度分布也就更均勻。

(a)P氣=0.1 MPa

(b)P氣=0.2 MPa

(c)P氣=0.3 MPa

圖5 不同進氣壓力下噴嘴出口處液相的平均速度分布

Fig.5 Average velocity distribution of liquid-phase at nozzle outlet with different inlet gas pressures

2.2 進水壓力對噴嘴出口處液相噴淋速度的影響

噴嘴進氣壓力為0.2 MPa以及進水壓力分別為0.2、0.3、0.4、0.5 MPa時，優化前后噴嘴出口處液相速度云圖如圖6所示，不同進水壓力下噴嘴出口各位置處的液相速度分布如圖7所示。

由圖6可知，隨著進水壓力的增加，優化前后噴嘴出口處的液相速度呈降低的趨勢。這是因為本文采用的計算條件下，氣水比小于1，噴嘴進氣速度對氣-水霧化噴嘴出口液相速度的影響較為顯著，增大進水壓力后，進水量和進水速度隨之增加，這抑制了高速空氣流對水流的加速作用，同時，水壓增大會導致氣水比減小，相應的液滴粒徑增大，液滴運動速度減慢，這一計算結果與文獻[10]相符。

(a)P水=0.2 MPa

(b)P水=0.3 MPa

(c)P水=0.4 MPa

(d)P水=0.5 MPa

圖6 不同進水壓力下噴嘴出口處的液相流場

Fig.6 Flow field diagrams of liquid-phase at nozzle outlet with different inlet water pressures

由圖7可見，進水壓力為0.2 MPa時，噴嘴出口處液滴平均噴淋速度波動最大，對于未優化噴嘴，距噴嘴中心[-45°，45°]區域，噴嘴出口液相最大速度為51.04 m/s，最小速度為34.26 m/s；增設氣路加速環后，噴嘴出口處最大和最小液相速度分別為47.12、34.32 m/s。進水壓力為0.5MPa時，距噴嘴中心[-45°，45°]區域，未優化噴嘴出口處液相最大和最小速度分別為21.67、16.89 m/s，優化后噴嘴出口處液相最大和最小速度依次為22.9、18.31 m/s。總體來看，隨著噴嘴進水壓力的增加，沿噴嘴出口切口方向的液相速度波動逐漸減小，且優化后噴嘴噴口處的液相速度分布較改進前更均勻些。

圖7 不同進水壓力下噴嘴出口處液相平均速度分布

Fig.7 Average velocity distribution of liquid-phase at nozzle outlet with different inlet water pressures

2.3 進氣壓力對噴嘴出口處液相分布的影響

噴嘴進水壓力為0.2 MPa以及進氣壓力分別為0.1、0.2、0.3 MPa時，優化前后噴嘴出口處液相體積分數分布圖如圖8所示，不同進氣壓下噴嘴出口處各位置的液相體積分數如圖9所示。

由圖8可知，噴嘴出口處中心區域液相體積分數較高，而靠近噴嘴出口壁面區域液相體積分數較低。隨著進氣壓力的增加，優化前后噴嘴出口處液相體積分數整體呈減小的趨勢，特別是噴口中心區域。這是因為隨著噴嘴進氣壓力的增加，進氣量和空氣流速相應增大，在相同水壓條件下，阻止噴嘴水芯處水柱噴出的背壓也越大，進入噴嘴內水量有所降低，因此噴嘴出口處沿切口方向分布的水量相應減少。

(a)P氣=0.1 MPa

(b)P氣=0.2 MPa

(c)P氣=0.3 MPa

另外，從圖9可以看出，相同進水壓力條件下，與優化前的噴嘴相比，氣路增設加速環后噴嘴出口處液相分布更均勻。例如當進氣壓力為0.3 MPa時，在噴射水流區域[-35°，35°]內，優化前噴嘴的最小液相體積分數為0.0576，最大液相體積分數為0.0852，而優化后噴嘴的最小和最大液相體積分數分別為0.0626、0.0741，噴嘴優化前后相對液相體積分數差異性由32.4%降低到15.5%。這是因為優化后噴嘴的加速環裝置對進氣流的加速作用使得空氣流對水流的沖擊更為劇烈，故噴口處液相分布更分散，液相體積分數下降且分布更均勻。

圖9 不同進氣壓力下噴嘴出口處液相體積分數分布

Fig.9 Volume fraction distribution of liquid-phase at nozzle outlet with different inlet gas pressures

2.4 進水壓力對噴嘴出口處液相分布的影響

噴嘴進氣壓力為0.2 MPa以及進水壓力分別為0.2、0.3、0.4、0.5 MPa時，優化前后噴嘴出口處液相體積分數云圖如圖10所示，不同進水壓力下噴嘴出口各位置液相體積分數如圖11所示。

由圖10可知，隨著進水壓力的增大，噴嘴出口中心液相體積分數較高的區域變寬，出口處液相體積分數整體呈增大的趨勢。對比優化前后噴嘴出口處的液相分布來看，優化后噴嘴出口處沿噴嘴扇形切口方向上的液相分布更均勻。這是因為水射流在流經半球殼縮口時，流體空間驟然縮小，液相流較為集中，而后在扇形切口部分水射流才再次分散開，但由于射流速度較快，在噴嘴出口處液相還未完全散開，所以中心區域液相體積分數較大；而優化后噴嘴的加速環裝置對進氣流有加速作用，使得空氣流對水流保持足夠高的沖擊力，氣-液兩相混合更充分，噴嘴出口處液相分布更分散，所以改進后噴嘴出口處的液相體積分數較低且液相分布更平穩。

由圖11可見，優化前后噴嘴出口處液相體積分數均隨進水壓力的增加而增大，當進水壓力從0.4 MPa增至0.5 MPa時，液相體積分數的增幅最明顯，距噴嘴中心[-45°,45°]區域，優化前噴嘴增幅最大位置在距噴嘴中心-33°處，液相體積分數由0.15增至0.2955；優化后噴嘴增幅最大在距噴嘴中心-3.67°處，液相體積分數由0.1736增大至0.2771，相對液相體積分數差異性由49%降至37.4%。由圖11還可見，優化前后噴嘴均在進水壓力較低的0.2、0.3 MPa時，液相分布得到較好控制，液相體積分數波動較平穩，隨著進水壓力增至0.4、0.5 MPa，優化后噴嘴出口處液相分布開始變得不均勻，這是因為此條件下液相流量和流速增大，液相受空氣流的影響減弱，故而加速環裝置穩定和均勻液相流的效果被弱化。

(a)P水=0.2 MPa

(b)P水=0.3 MPa

(c)P水=0.4 MPa

(d)P水=0.5 MPa

圖10 不同進水壓力下噴嘴出口處液相分布圖

Fig.10 Liquid-phase distribution diagrams at nozzle outlet with different inlet water pressures

圖11 不同進水壓力下噴嘴出口處液相體積分數分布

Fig.11 Volume fraction distribution of liquid-phase at nozzle outlet with different inlet water pressures

3 結論

(1)當噴嘴進水壓力一定時，隨著進氣壓力的增大，噴嘴出口處液滴噴淋速度顯著增大，液相體積分數則呈減小的趨勢。

(2)當噴嘴進氣壓力一定時，隨著進水壓力的增加，噴嘴出口處液滴噴淋速度逐漸減小，液相體積分數則有所增加。

(3)相同工況條件下，噴嘴氣路設置加速環后，噴嘴出口處的液相速度分布和液相體積分數分布較優化前更均勻。本文計算條件下，當噴嘴進氣壓力為0.2 MPa、進水壓力為0.3 MPa時，噴嘴優化前后，噴嘴出口處切口方向相對液相體積分數差異性由32.4%降低到15.5%，液相速度差異性由30.3%降低至18.9%。