基于熱流固耦合的多級降壓閥構件變形分析

葛長榕，徐東濤，孟祥瑞，于曉光

(遼寧科技大學 機械工程與自動化學院，遼寧 鞍山 114051)

引言

在工業系統中，調節閥是不可缺少的元件之一，能起到控制流量、穩壓、節流等作用[1-3]。隨著科技發展，高壓差、高溫介質等工況對調節閥動作可靠性和流量特性的要求越來越高[4-5]。

為了起到節流、降壓等作用，調節閥的套筒結構有迷宮盤片式，窗口式和多孔型套筒式等。李樹勛等[6]設計了多通道迷宮盤片調節閥，該閥采用迷宮盤片和多級套筒組合結構實現良好的降壓、降噪作用，并對該閥的渦激振動進行仿真研究。劉佳等[7]對迷宮式調節閥在高壓差工況下的降壓控速能力進行數值模擬，改進了流道結構。迷宮盤片式套筒閥的迷宮式流道設計具有良好的壓降和控制流速效果，但對閥的流量有較大限制。王偉波等[8]對多孔式套筒調節閥的節流套筒開孔進行設計并對其流激共振特性進行研究。徐曉剛等[9]研究了多級套筒調節閥套筒層數對閥內壓力、流速及噪聲的影響。

為了保證此類調節閥在高溫、高壓條件下的動作可靠性，對閥塞與內套筒的配合面間隙設計尤為重要。間隙大會產生一定的溢流，小開度的流量難以控制；間隙小時，閥內件在高溫、高壓作用下引起變形，從而導致閥塞與內套筒卡塞，無法及時準確控制出口流量，嚴重時會造成生產線的損壞。劉曉紅等[10]針對液壓滑閥在不同工作壓力、徑向間隙、開口的間隙內溫度分布進行了解析。呂玥婷等[11]得到液壓滑閥的油液溫度場、固體溫度場以及熱變形規律，有效地防止閥芯的徑向變形導致的閥芯卡緊現象。李樹勛等[12]分析了蝶閥在熱流固耦合條件下其流場特性以及蝶板的應力變形、模態和流體引起的振動。

本研究提出一種具有多級降壓功能的多孔型套筒閥，在流道中設置了四級降壓套筒。利用ANSYS Workbench熱流固耦合模塊對調節閥內部熱流固耦合場進行數值模擬，校驗了閥的流量特性和內部流場的靜壓分布，仿真得到閥內件在熱流固耦合場作用下的變形，分析各物理場對閥內件變形的影響程度。最后，仿真得到閥塞與內套筒配合面變形后的間隙，對選擇內套筒與閥塞的尺寸公差，確保調節閥具有良好的流量特性和動作可靠性具有重大意義。

1 多孔型多級降壓調節閥結構描述

多孔型多級降壓調節閥結構如圖1所示，圖中省略了一些密封、墊圈等零件。閥塞的外圓柱面與內套筒的內表面為配合面。通過外部執行機構控制閥桿上下運動，以改變內套筒上節流孔露出的流通面積以控制出口流量。設計孔的大小和布局可以實現調節閥符合不同的流量特性。

2 多孔型多級降壓調節閥的降壓套筒設計

多孔型多級降壓調節閥在內套筒周圍設置降噪籠式閥座和2層多孔套筒，可實現降壓、降噪。多孔型內套筒除了可以控制閥的流量特性外，也具有一定的降壓作用。

1.閥體 2.降噪籠式閥座 3.降壓套筒 4.內套筒5.閥塞 6.壓籠 7.閥桿 8.上閥蓋圖1 多孔型多級降壓調節閥

流體介質經過各個套筒時，高壓差逐級分散壓降。當多級降壓的每一級壓降壓差大于阻塞流壓差時，即會產生阻塞流及閃蒸、空化現象。當多孔型多級降壓調節閥流體介質按高壓蒸汽設計時，多級套筒前后降壓Δpi應小于蒸汽臨界壓系數[13-14]。

降壓級數n可表達為：

n=-3.85 lg(p2/p1)

(1)

式中，p1—— 閥前壓力

p2—— 閥后壓力

每級降壓套筒前后壓差比為：

(2)

當閥前壓力p1= 4.1 MPa，閥后壓力p2= 0.5 MPa時，根據式(2)可得每級套筒壓降量，如表1所示。

表1 各級套筒壓降量

在保證100%開度流量和每一級降壓的壓差小于蒸汽臨界壓系數的前提下，結合式(2)，可求出每級降壓套筒的開孔面積：

(3)

式中，G—— 介質質量流量

C0—— 單孔節流孔流量系數，可查表獲得

M—— 流體介質摩爾質量

Z—— 介質壓縮系數

T—— 介質溫度

k—— 絕熱指數

開口面積分攤到各個孔后，由式(3)可得到多級套筒上開孔個數與孔徑之間的關系式：

(4)

式中，N—— 開孔個數

d0—— 開孔直徑

由式(4)可以分別設計出每級降壓套筒的節流孔的配置。

3 多孔型多級降壓調節閥仿真模型建立

3.1 虛擬仿真模型建立和網格劃分

流體仿真模擬前對多孔型多級降壓調節閥建立虛擬仿真模型，公稱通徑DN為250 mm，閥塞直徑為165 mm。

根據調節閥的結構特征和出、入口邊界條件等因素，以及平面對稱性，為減少計算量，提高仿真計算效率，仿真時采用一半模型。

多孔型套筒式調節閥流體網格模型由ANSYS Meshing軟件劃分完成，采用六面體/四面體混合網格劃分方法，對流體局部進行加密處理。并對其進行網格無關性檢驗，以調節閥全開(100%開度)工況下，穩態模擬得到調節閥出口流量以及出口平均流速大小作為評判依據。

3.2 介質材料屬性與邊界條件

根據實際工況，設定調節閥介質材料為高壓蒸汽，其密度為13.49 kg/m3。設定調節閥入口壓力和出口壓力分別為4.1 MPa和0.5 MPa，介質溫度為693.15 K。根據調節閥形狀特點和內流場屬性，同時考慮內流場具有高回轉性、明顯壓降性、調節流量過程中內流場流速變化等因素采用標準k-ε湍流模型[15-16]。

保留調節閥兩端一定長度的管路，管路兩端和閥桿上部添加位移約束，保證閥體不會對閥內部件產生擠壓影響。閥內零件材料采用15CrMo。

4 數值仿真分析

4.1 內流場仿真數值分析

閥塞行程為100 mm，流通方式采用底進側出。經過仿真測得該閥的流量系數Cv值為356.32，符合直線型流量特性。仿真得到各開度H相對流量系數C與直線型流量特性理論值對比曲線如圖2所示。

圖2 仿真相對流量系數與標準數據對比

圖2中縱坐標為相對流量系數，無量綱。從圖2可以看出，多孔型調節閥各個開度的流量誤差均在允許誤差范圍內。誤差最大在開度70%處，誤差值為4.06%；開度60%和80%處，流量略大；開度100%時，流量略小。基于圖2的比較可以適當減小開度60%～80%位置的節流孔直徑或增大節流孔間距，在開度90%和100%位置適當增大節流孔直徑，使得該閥具有更準確的流量特性。

進入CFD-Post單元中，可以得到不同開度下流場的壓力分布云圖，如圖3所示。

圖3 不同開度下內流場壓力云圖

圖3a～圖3f分別是調節閥在10%，30%，50%，70%，90%，100%開度下內流場壓力分布云圖。圖3a和圖3b中只有最內層套筒下面幾排節流孔的一部分處于流通狀態，閥內流體的靜壓在節流孔處產生明顯壓降。小開度流量相對較小，其他幾級降壓效果不明顯。從圖3c到圖3f可以看出，隨著開度增大，流體介質經過4級降壓套筒后均有明顯壓降。圖3f是100%開度時內流場壓力分布云圖，符合表1中設計的壓降規律；內套筒的節流孔不僅能較好地控制流量特性，也有一定的降壓功能。

4.2 熱流固耦合場變形分析

在熱流固多場耦合作用下，當閥塞和內套筒配合面上某一位置閥塞徑向變形后的尺寸大于內套筒徑向變形后的尺寸時會出現卡塞現象，調節閥將無法正常工作。在仿真系統中，采用圓柱坐標系統，Y軸指向閥桿的軸向，根據調節閥結構特點，內套筒與閥塞在Y軸方向變形對閥的流量特性略有影響，但是影響內套筒與閥塞之間運動可靠性主要是其徑向變形。X軸向的徑向增量為零件變形值。

根據調節閥的設計參數，設置各構件的約束和配合間隙。設置套筒和閥塞之間配合間隙為0.073 mm。由ANSYS Workbench靜力學模塊計算得到易卡塞構件閥塞與內套筒在熱流固耦合條件下的徑向變形云圖，如圖4所示。

圖4 開度50%時，內套筒和閥塞徑向變形云圖

圖4為調節閥在50%開度下閥塞和內套筒在熱流固多場耦合條件下的徑向變形云圖。其變形均是正變形，說明其所有尺寸均有增大趨勢。閥塞最大變形處在外圓柱面上，其值為0.449 mm，最小變形處在與閥桿連接的內孔面上；內套筒最大變形處在上部盤蓋的外圓周面上，其值為0.926 mm；最小變形處在內圓柱面上，其值為0.435 mm。

調節閥卡塞主要發生在內套筒和閥塞的配合圓柱面上，所以研究配合圓柱面的徑向變形更有意義。以50%開度為例，仿真得到內套筒和閥塞配合圓柱面徑向變形云圖，如圖5所示。

圖5a為內套筒配合圓柱面在熱流固多場作用下的徑向變形云圖，最大變形處是接觸面下端邊線，變形值為0.448 mm，最小變形處是接觸面上端邊線，其值為0.435 mm。圖5b為閥塞外配合圓柱面在熱流固多場作用下的徑向變形云圖，最大變形處在接觸面下端邊線，其值為0.449 mm，最小變形處在接觸面上端邊線，其值為0.438 mm。回轉體構件在溫度場作用下本應四周具有相同的變形，但由于調節閥內部流場介質壓力的影響，構件表面變形呈不均勻分布，出口端一側變形偏大，而另一側變形偏小。從數值上看閥塞變形的最大值要大于內套筒變形的最小值，如果變形極值發生在同一位置，就會出現卡塞。

圖5 開度50%時內套筒和閥塞配合面徑向變形云圖

利用靜力學模塊中GAP功能，測量變形后間隙。測得開度10%，50%和100%時，內套筒和閥塞的間隙如圖6～圖8所示。

圖6 開度10%時內套筒和閥塞配合面變形后間隙

圖6a、圖7a、圖8a設置配合面半徑方向間隙為0.073 mm，而圖6b、圖7b、圖8b設置配合面半徑方向間隙為0.010 mm。仿真數值為負說明內套筒和閥塞配合面間存在間隙，數值為0說明內套筒和閥塞配合面有接觸，出現固體之間的擠壓，會出現卡塞。從圖6中可以看出，10%開度，設置配合面間隙為0.073 mm時，最小間隙為0.061 mm；配合面間隙為0.010 mm時，最小間隙為0.004 mm，不會出現卡塞現象。從圖7看出，50%開度，當設置配合面間隙為0.073 mm時，最小間隙仍為0.058 mm；配合面間隙為0.010 mm時，最小間隙為0 mm，在內套筒內圓柱面上部出現卡塞現象。從圖8看出，100%開度，設置配合面間隙為0.073 mm時，最小間隙為0.063 mm；配合面間隙為0.010 mm時，最小間隙為0 mm，在內套筒內圓柱面上部出現大面積的卡塞現象。

圖7 開度50%時內套筒和閥塞配合面變形后間隙

圖8 開度100%時內套筒和閥塞配合面變形后間隙

為了找到該調節閥閥塞和內套筒配合面變形會出現卡塞現象的預設間隙臨界值。分別設置間隙值為0.011，0.012，0.013，0.014 mm，做相應的仿真分析，其仿真結果如表2所示。

表2 不同設置間隙值下配合面的仿真最大間隙值 mm

從表2可以看出，當預設間隙值為0.014 mm時，3種開度最小值均大于0，故不會卡塞；預設間隙值為0.013 mm時，100%開度的最小值等于0，發生卡塞；預設間隙值為0.011 mm和0.012 mm時，開度50%和100%的最小值等于0，發生卡塞。因此，可以得出調節閥的閥塞和內套筒的配合面的最小間隙應為0.014 mm以上才能保證調節閥不會出現卡塞現象。所以按φ165D9/h9設計配合尺寸時，預設配合面間隙為0.073 mm時，調節閥在上述溫度和壓差條件下工作是安全可靠的。

為了考查不同物理場和不同開度對構件變形的影響程度，仿真得到內套筒配合面不同開度H，在熱流固耦合和熱固耦合條件下的最小變形量Dr對比曲線如圖9所示。仿真得到閥塞配合面不同開度，在熱流固耦合和熱固耦合條件下的最大變形量對比曲線如圖10所示。

圖9 不同開度內套筒內表面最小變形對比圖

圖10 不同開度閥塞外表面最大變形對比圖

圖9和圖10中縱坐標為徑向變形，兩條曲線的差值是流場壓力對內套筒和閥塞配合面變形的影響。仿真時，閥內件間或留有足夠大的間隙，或裝配有柔性密封墊圈，不會出現固體間的擠壓變形。顯然當調節閥的介質是693.15 K的高壓蒸汽時，溫度場產生的變形影響最為顯著，變形量在0.439～0.442 mm之間，閥內流場對構件也有一些較小影響，變形量在0.005～0.015 mm之間。在高開度時，由于內套筒兩側的壓差較大，變形值會更大。流場壓力產生的變形最大。溫度場對回轉體類零件變形影響具有各向同性，且有都增大的趨勢，而流場壓力受流向、流道以及漩渦等因素影響各向不同。在高開度時，盡管內套筒和閥塞配合面面積較小，但閥塞和內套筒的兩側壓差較大，所以更容易出現卡塞現象，這與表2得出的結論相同。

5 結論

(1) 多孔型多級降壓調節閥的降噪籠式閥座、降壓套筒和內套筒具有良好的降壓效果，同時通過對節流孔的配置，可以滿足不同流量特性；

(2) 在多場耦合條件下，閥體構件變形數值中，溫度場對構件變形影響最為顯著，閥內流場壓力也會產生微小變形，且有變形不均勻性特點；

(3) 通過熱流固耦合仿真分析可知，高開度時，更易于出現卡塞現象，通過對閥塞和內套筒配合面間隙的仿真，可為設計該配合面的尺寸公差提供依據，使調節閥即具有良好的動作可靠性，又可保證調節閥具有較好的流量特性。