雙層套筒調節閥節流特性數值模擬

張希恒，張 超，王 宇，張耀壬

（蘭州理工大學石油化工學院,甘肅 蘭州 730050）

調節閥是現代工業自動化過程中至關重要的控制設備，調節工業生產中的主要技術參數（例如管路中的流量、壓力和溫度等）。隨著工業生產中高參數設計的快速發展，以及特定工作條件的提高，套筒調節閥在大流量、大壓差等工況下使用時，出現了流速過高、振動、噪聲以及閃蒸空化等問題，導致無法達到預期的調節效果。研究套筒調節閥節流元件對調節閥流場的影響仍是工業生產中需要解決的重要課題。

關于調節閥節流元件的影響，王燕等[1]使用CFD 軟件對多級套筒調節閥進行三維流場研究，發現改變內部結構可以合理地改善閥門流動狀態。于靜梅等[2]通過比較迷宮彎折型、條形孔型和圓柱直孔型3 種套筒結構，分析了套筒對閥門節流特性的影響。Aung 等[3]運用數值模擬的方法，分析了不同間隙對擋板—噴嘴先導閥流動力和能量損失的影響。魏琳[4]研究了減壓閥在不同開度時的流動特性，以及閥芯和孔板處的節流特性。錢錦遠[5]對多級孔板進行了數值研究，發現：板間距超過臨界距離后壓降不會繼續上升；板間距和壓降呈線性關系；偏心距增大，馬赫數也增大；旋轉錯位角小時對流動影響較大。Chen 等[6]研究了不同閥門開度，不同孔板直徑、倒角半徑、壓力比，不同套筒直徑和不同級數對多級高壓減壓閥內部湍流可壓縮流動和能量消耗的影響。Hou 等[7]對多級高壓減壓閥節流元件進行了參數化研究，包括內外孔的相對角度、孔板厚度、孔板數量和孔板孔徑。錢錦遠等[8]應用流體力學計算方法，研究了閥芯結構和孔板間距對減壓閥節流性能的影響。金亮[9]對高溫高壓過熱蒸汽減壓閥不同流道入口直徑、節流板位置、雙層籠罩間距進行數值模擬，發現：入口流道直徑對節流特性沒有明顯影響；雙層籠罩間距增大，節流孔板處湍流耗散率下降；節流孔板下移速度減小，湍流耗散率增大。王天龍[10]通過數值模擬對套筒式疏水閥不同開孔間距和開孔形式進行流場特性分析。

本文基于數值模擬的方法對雙層套筒調節閥不同套筒間距和二級套筒不同小孔排布形式進行研究，定量分析不同參數套筒對調節閥節流特性的影響，為多級套筒調節閥設計和優化提供了一定的參考。

1 數值模擬控制方程

流體流動需要受到質量守恒定律、動量守恒定律、能量守恒定律的支配[11]。當流體可壓縮流動時，3 個控制方程需要同時滿足。

1）連續性方程。

式中：ρ為流體密度；t為單位時間；ui是 速度在xi方向上的分量。

2）動量守恒方程（即N-S 方程）。

式中：P為靜壓；τij為 應力張量；gi為i方向上的重力體積力；Fi為i方 向上的外部體積力。應力張量 τij的表達式為

將應力張量 τij代入式（2）得到完整的動量守恒方程為

3）能量守恒方程。

式中：λ為熱傳導系數；Jj為組分的擴散量；T為溫度；Sh為體積的熱源項。

2 流場模擬分析

2.1 調節閥三維模型及工況參數

本文以雙層套筒調節閥為研究對象，其三維圖如圖1 所示。根據調節閥實際使用工況設定相關參數，如表1 所示。天然氣物性參數如表2所示。

圖1 套筒調節閥模型三維圖

表1 工況參數

表2 天然氣在20℃下的熱物性參數

2.2 網格模型

利用三維建模軟件SolidWorks 建立調節閥閥體和不同參數套筒組件的三維實體模型，在不改變內部流道的前提下，對閥體內部結構進行簡化。為保證閥門前后流體流速均勻，閥門前后兩端分別加5 倍和10 倍閥門公稱直徑長度的管道，得到雙層套筒調節閥和管道模型，再利用DM(design modeler)模塊通過反向建模得到內部流道區域，調節閥結構和內部流道如圖2 所示。

圖2 結構和內部流道

利用ANSYS ICEM CFD 對流體區域進行網格劃分，采用四面體和六面體網格相結合的網格劃分技術。為保證計算結果的準確性，對內部結構進行局部網格加密[12]，流體區域網格如圖3 所示。

圖3 流體區域網格

2.3 網格無關性驗證

以雙層套筒調節閥套筒間距為5 mm，二級套筒小孔為矩形排布的三維模型進行網格無關性驗證，劃分了68 萬、86 萬、112 萬以及131 萬4 種網格類型。以閥門出口的質量流量為評判標準，其驗證結果如表3 所示。

表3 網格無關系驗證

由表3 可知，當網格數大于112 萬3 312 時，出口流量變化趨于穩定?？紤]計算精度和時間成本，本文選擇網格類型3 作為數值模擬計算方案。

2.4 邊界條件

流體介質為可壓縮氣體，模擬時設置為理想氣體（ideal-gas）。Fluent 計算中選擇壓力進口和壓力出口作為進出口的邊界條件，進口壓力設置為12 MPa，溫度為293 K，出口設置為4 MPa。求解器設置為基于密度（density-based）、穩態（steady）。由于涉及可壓縮流體計算，所以需要打開能量方程。湍流模型采用RNG k-epsilon 模型，除入口和出口平面外，其余平面設置為光滑無滑移壁面。控制方程離散格式均采用二階迎風格式（second order upwind scheme）。殘差均設置為1× 10-5，迭代步數設置為1 萬步。

3 計算結果分析

雙層套筒調節閥兩層套筒間距和二級套筒小孔排布形式如圖4 所示，圖中d為套筒間距。通過Fluent 數值模擬計算，得到不同套筒參數下雙層套筒調節閥流場信息。

圖4 套筒設計參數

3.1 壓力場分析

圖5 示出套筒調節閥對稱面在不同套筒參數下的壓力分布云圖?？梢钥闯觯烊粴庠谌肟谇?、閥芯腔和出口腔壓力均勻分布。在套筒處，由于套筒流通面積減小，當天然氣流經套筒處時，介質發生絕熱壓縮，因此壓力迅速減小。對于不同套筒參數的雙層套筒調節閥，降壓梯度均出現在套筒處。由圖6、表4 和表5 可知：當雙層套筒間距為1 mm 時，由于套筒間距較小，流體流過一級套筒后需在短時間內進入二級套筒，并且兩層套筒的小孔錯位，所以需要在兩層套筒中完成環向流動，在較短時間流過兩層套筒，雙層套筒降壓效果更好；隨著套筒間距的增加，雙層套筒調節閥的壓降逐漸減小；當兩層套筒間距增大到一定程度時，降壓變化幅度很小，幾乎趨于不變，在此距離之前，壓降隨兩層套筒間距的增加而減小，所以該距離為臨界距離；當二級套筒小孔排布以三角形排布時，在環向流動時間更長，所以小孔以三角形排布比矩形排布在相同套筒間距下壓降更大。

表4 矩形排布調節閥進出口壓差

表5 三角形排布調節閥進出口壓差

圖5 壓力云圖

圖6 壓降曲線圖

3.2 速度場分析

圖7 所示為套筒調節閥對稱平面在不同套筒參數下的速度分布云圖?？梢钥闯觯烊粴馔ㄟ^套筒小孔，壓力迅速下降，流速增加。由圖8、表6 和表7 可知：隨著兩層套筒間距的增大，二級套筒小孔進口處和出口處壓差增大，雙層套筒間距流道中充滿了高速流體；二級套筒小孔以三角形排布時的壓降大于矩形排布時的壓降，二級套筒小孔以三角形排布時的進出口壓差小于矩形排布時的進出口壓差，所以調節閥在相同套筒間距下，二級套筒小孔以三角形排布時的流速小于矩形排布時的流速。

表6 矩形排布調節閥出口速度

表7 三角形排布調節閥出口速度

圖7 速度云圖

圖8 出口流速曲線圖

3.3 湍流耗散分析

天然氣在雙層套筒調節閥流動中存在渦旋。渦旋的存在加劇了介質流動的湍流程度并使機械能損耗。圖9 所示為雙層套筒調節閥在不同套筒間距和不同小孔排布形式下的渦核圖?？梢钥闯?，調節閥在內部節流過程中，其渦旋主要分布在入口腔處、閥芯腔拐角處、套筒處和出口腔處。由于這些位置流道面積發生變化，介質發生流動分離，所以產生渦旋。出口腔渦旋產生的原因是天然氣流出套筒后，速度較高，介質相互干擾、擠壓、碰撞形成渦旋，隨著套筒間距的增大，渦量增多。對比圖9（a）和（b）可知，在相同套筒間距下，二級套筒小孔以三角形排布時的渦量大于矩形排布時的渦量。

圖9 渦核圖

圖10 為雙層套筒調節閥在不同套筒間距下湍流耗散率沿Y方向的分布情況。湍流耗散率ε表示由湍流而產生能量耗散的物理量。湍流耗散率越大，能量消耗越多。由圖10 可知，調節閥在套筒位置處出現峰值，湍流耗散主要集中在套筒處以及流過套筒后的腔室中。在相同的橫坐標下，隨著套筒間距的增加，湍流耗散率也隨之增加。這表明雙層套筒調節閥兩級套筒間距越大，能量消耗越多。對比圖10（a）和（b）可知，在相同套筒間距下，二級套筒小孔以三角形排布時的湍流耗散率峰值大于矩形排布時的湍流耗散率峰值，這表明二級套筒以三角形排布時的套筒處湍流耗散率更大，能量消耗更多。

圖10 不同套筒間距下湍流耗散率沿Y 方向分布曲線圖

4 結論

本文運用Fluent 數值仿真模擬軟件研究了不同套筒間距和二級套筒小孔排布形式對雙層套筒調節閥節流特性的影響，對數值模擬結果進行對比分析，主要得出以下結論。

1）隨著雙層套筒間距的增大，壓降逐漸減小，出口速度逐漸增大，湍流耗散率逐漸增大。當間距為1 mm 時，雙層套筒的節流效果最好；當套筒間距增加到8 mm 后，雙層套筒間距繼續增大時，節流效果變化很小，即當套筒間距達到臨界距離后，再增加套筒間距，節流效果將不會發生變化。

2）在相同的套筒間距下，二級套筒以三角形排布時的壓降大于矩形排布時的壓降；其出口速度小于矩形排布時的出口速度；其湍流耗散率大于矩形排布時的湍流耗散率，其能量消耗更大。