基于热流固耦合的多级降压阀构件变形分析

2021-11-02葛长榕徐东涛孟祥瑞于晓光

液压与气动 2021年10期

葛长榕，徐东涛，孟祥瑞，于晓光

(辽宁科技大学机械工程与自动化学院，辽宁鞍山 114051)

引言

在工业系统中，调节阀是不可缺少的元件之一，能起到控制流量、稳压、节流等作用[1-3]。随着科技发展，高压差、高温介质等工况对调节阀动作可靠性和流量特性的要求越来越高[4-5]。

为了起到节流、降压等作用，调节阀的套筒结构有迷宫盘片式，窗口式和多孔型套筒式等。李树勋等[6]设计了多通道迷宫盘片调节阀，该阀采用迷宫盘片和多级套筒组合结构实现良好的降压、降噪作用，并对该阀的涡激振动进行仿真研究。刘佳等[7]对迷宫式调节阀在高压差工况下的降压控速能力进行数值模拟，改进了流道结构。迷宫盘片式套筒阀的迷宫式流道设计具有良好的压降和控制流速效果，但对阀的流量有较大限制。王伟波等[8]对多孔式套筒调节阀的节流套筒开孔进行设计并对其流激共振特性进行研究。徐晓刚等[9]研究了多级套筒调节阀套筒层数对阀内压力、流速及噪声的影响。

为了保证此类调节阀在高温、高压条件下的动作可靠性，对阀塞与内套筒的配合面间隙设计尤为重要。间隙大会产生一定的溢流，小开度的流量难以控制；间隙小时，阀内件在高温、高压作用下引起变形，从而导致阀塞与内套筒卡塞，无法及时准确控制出口流量，严重时会造成生产线的损坏。刘晓红等[10]针对液压滑阀在不同工作压力、径向间隙、开口的间隙内温度分布进行了解析。吕玥婷等[11]得到液压滑阀的油液温度场、固体温度场以及热变形规律，有效地防止阀芯的径向变形导致的阀芯卡紧现象。李树勋等[12]分析了蝶阀在热流固耦合条件下其流场特性以及蝶板的应力变形、模态和流体引起的振动。

本研究提出一种具有多级降压功能的多孔型套筒阀，在流道中设置了四级降压套筒。利用ANSYS Workbench热流固耦合模块对调节阀内部热流固耦合场进行数值模拟，校验了阀的流量特性和内部流场的静压分布，仿真得到阀内件在热流固耦合场作用下的变形，分析各物理场对阀内件变形的影响程度。最后，仿真得到阀塞与内套筒配合面变形后的间隙，对选择内套筒与阀塞的尺寸公差，确保调节阀具有良好的流量特性和动作可靠性具有重大意义。

1 多孔型多级降压调节阀结构描述

多孔型多级降压调节阀结构如图1所示，图中省略了一些密封、垫圈等零件。阀塞的外圆柱面与内套筒的内表面为配合面。通过外部执行机构控制阀杆上下运动，以改变内套筒上节流孔露出的流通面积以控制出口流量。设计孔的大小和布局可以实现调节阀符合不同的流量特性。

2 多孔型多级降压调节阀的降压套筒设计

多孔型多级降压调节阀在内套筒周围设置降噪笼式阀座和2层多孔套筒，可实现降压、降噪。多孔型内套筒除了可以控制阀的流量特性外，也具有一定的降压作用。

1.阀体 2.降噪笼式阀座 3.降压套筒 4.内套筒5.阀塞 6.压笼 7.阀杆 8.上阀盖图1 多孔型多级降压调节阀

流体介质经过各个套筒时，高压差逐级分散压降。当多级降压的每一级压降压差大于阻塞流压差时，即会产生阻塞流及闪蒸、空化现象。当多孔型多级降压调节阀流体介质按高压蒸汽设计时，多级套筒前后降压Δpi应小于蒸汽临界压系数[13-14]。

降压级数n可表达为：

n=-3.85 lg(p2/p1)

(1)

式中，p1—— 阀前压力

p2—— 阀后压力

每级降压套筒前后压差比为：

(2)

当阀前压力p1= 4.1 MPa，阀后压力p2= 0.5 MPa时，根据式(2)可得每级套筒压降量，如表1所示。

表1 各级套筒压降量

在保证100%开度流量和每一级降压的压差小于蒸汽临界压系数的前提下，结合式(2)，可求出每级降压套筒的开孔面积：

(3)

式中，G—— 介质质量流量

C0—— 单孔节流孔流量系数，可查表获得

M—— 流体介质摩尔质量

Z—— 介质压缩系数

T—— 介质温度

k—— 绝热指数

开口面积分摊到各个孔后，由式(3)可得到多级套筒上开孔个数与孔径之间的关系式：

(4)

式中，N—— 开孔个数

d0—— 开孔直径

由式(4)可以分别设计出每级降压套筒的节流孔的配置。

3 多孔型多级降压调节阀仿真模型建立

3.1 虚拟仿真模型建立和网格划分

流体仿真模拟前对多孔型多级降压调节阀建立虚拟仿真模型，公称通径DN为250 mm，阀塞直径为165 mm。

根据调节阀的结构特征和出、入口边界条件等因素，以及平面对称性，为减少计算量，提高仿真计算效率，仿真时采用一半模型。

多孔型套筒式调节阀流体网格模型由ANSYS Meshing软件划分完成，采用六面体/四面体混合网格划分方法，对流体局部进行加密处理。并对其进行网格无关性检验，以调节阀全开(100%开度)工况下，稳态模拟得到调节阀出口流量以及出口平均流速大小作为评判依据。

3.2 介质材料属性与边界条件

根据实际工况，设定调节阀介质材料为高压蒸汽，其密度为13.49 kg/m3。设定调节阀入口压力和出口压力分别为4.1 MPa和0.5 MPa，介质温度为693.15 K。根据调节阀形状特点和内流场属性，同时考虑内流场具有高回转性、明显压降性、调节流量过程中内流场流速变化等因素采用标准k-ε湍流模型[15-16]。

保留调节阀两端一定长度的管路，管路两端和阀杆上部添加位移约束，保证阀体不会对阀内部件产生挤压影响。阀内零件材料采用15CrMo。

4 数值仿真分析

4.1 内流场仿真数值分析

阀塞行程为100 mm，流通方式采用底进侧出。经过仿真测得该阀的流量系数Cv值为356.32，符合直线型流量特性。仿真得到各开度H相对流量系数C与直线型流量特性理论值对比曲线如图2所示。

图2 仿真相对流量系数与标准数据对比

图2中纵坐标为相对流量系数，无量纲。从图2可以看出，多孔型调节阀各个开度的流量误差均在允许误差范围内。误差最大在开度70%处，误差值为4.06%；开度60%和80%处，流量略大；开度100%时，流量略小。基于图2的比较可以适当减小开度60%～80%位置的节流孔直径或增大节流孔间距，在开度90%和100%位置适当增大节流孔直径，使得该阀具有更准确的流量特性。

进入CFD-Post单元中，可以得到不同开度下流场的压力分布云图，如图3所示。

图3 不同开度下内流场压力云图

图3a～图3f分别是调节阀在10%，30%，50%，70%，90%，100%开度下内流场压力分布云图。图3a和图3b中只有最内层套筒下面几排节流孔的一部分处于流通状态，阀内流体的静压在节流孔处产生明显压降。小开度流量相对较小，其他几级降压效果不明显。从图3c到图3f可以看出，随着开度增大，流体介质经过4级降压套筒后均有明显压降。图3f是100%开度时内流场压力分布云图，符合表1中设计的压降规律；内套筒的节流孔不仅能较好地控制流量特性，也有一定的降压功能。

4.2 热流固耦合场变形分析

在热流固多场耦合作用下，当阀塞和内套筒配合面上某一位置阀塞径向变形后的尺寸大于内套筒径向变形后的尺寸时会出现卡塞现象，调节阀将无法正常工作。在仿真系统中，采用圆柱坐标系统，Y轴指向阀杆的轴向，根据调节阀结构特点，内套筒与阀塞在Y轴方向变形对阀的流量特性略有影响，但是影响内套筒与阀塞之间运动可靠性主要是其径向变形。X轴向的径向增量为零件变形值。

根据调节阀的设计参数，设置各构件的约束和配合间隙。设置套筒和阀塞之间配合间隙为0.073 mm。由ANSYS Workbench静力学模块计算得到易卡塞构件阀塞与内套筒在热流固耦合条件下的径向变形云图，如图4所示。

图4 开度50%时，内套筒和阀塞径向变形云图

图4为调节阀在50%开度下阀塞和内套筒在热流固多场耦合条件下的径向变形云图。其变形均是正变形，说明其所有尺寸均有增大趋势。阀塞最大变形处在外圆柱面上，其值为0.449 mm，最小变形处在与阀杆连接的内孔面上；内套筒最大变形处在上部盘盖的外圆周面上，其值为0.926 mm；最小变形处在内圆柱面上，其值为0.435 mm。

调节阀卡塞主要发生在内套筒和阀塞的配合圆柱面上，所以研究配合圆柱面的径向变形更有意义。以50%开度为例，仿真得到内套筒和阀塞配合圆柱面径向变形云图，如图5所示。

图5a为内套筒配合圆柱面在热流固多场作用下的径向变形云图，最大变形处是接触面下端边线，变形值为0.448 mm，最小变形处是接触面上端边线，其值为0.435 mm。图5b为阀塞外配合圆柱面在热流固多场作用下的径向变形云图，最大变形处在接触面下端边线，其值为0.449 mm，最小变形处在接触面上端边线，其值为0.438 mm。回转体构件在温度场作用下本应四周具有相同的变形，但由于调节阀内部流场介质压力的影响，构件表面变形呈不均匀分布，出口端一侧变形偏大，而另一侧变形偏小。从数值上看阀塞变形的最大值要大于内套筒变形的最小值，如果变形极值发生在同一位置，就会出现卡塞。

图5 开度50%时内套筒和阀塞配合面径向变形云图

利用静力学模块中GAP功能，测量变形后间隙。测得开度10%，50%和100%时，内套筒和阀塞的间隙如图6～图8所示。

图6 开度10%时内套筒和阀塞配合面变形后间隙

图6a、图7a、图8a设置配合面半径方向间隙为0.073 mm，而图6b、图7b、图8b设置配合面半径方向间隙为0.010 mm。仿真数值为负说明内套筒和阀塞配合面间存在间隙，数值为0说明内套筒和阀塞配合面有接触，出现固体之间的挤压，会出现卡塞。从图6中可以看出，10%开度，设置配合面间隙为0.073 mm时，最小间隙为0.061 mm；配合面间隙为0.010 mm时，最小间隙为0.004 mm，不会出现卡塞现象。从图7看出，50%开度，当设置配合面间隙为0.073 mm时，最小间隙仍为0.058 mm；配合面间隙为0.010 mm时，最小间隙为0 mm，在内套筒内圆柱面上部出现卡塞现象。从图8看出，100%开度，设置配合面间隙为0.073 mm时，最小间隙为0.063 mm；配合面间隙为0.010 mm时，最小间隙为0 mm，在内套筒内圆柱面上部出现大面积的卡塞现象。

图7 开度50%时内套筒和阀塞配合面变形后间隙

图8 开度100%时内套筒和阀塞配合面变形后间隙

为了找到该调节阀阀塞和内套筒配合面变形会出现卡塞现象的预设间隙临界值。分别设置间隙值为0.011，0.012，0.013，0.014 mm，做相应的仿真分析，其仿真结果如表2所示。

表2 不同设置间隙值下配合面的仿真最大间隙值 mm

从表2可以看出，当预设间隙值为0.014 mm时，3种开度最小值均大于0，故不会卡塞；预设间隙值为0.013 mm时，100%开度的最小值等于0，发生卡塞；预设间隙值为0.011 mm和0.012 mm时，开度50%和100%的最小值等于0，发生卡塞。因此，可以得出调节阀的阀塞和内套筒的配合面的最小间隙应为0.014 mm以上才能保证调节阀不会出现卡塞现象。所以按φ165D9/h9设计配合尺寸时，预设配合面间隙为0.073 mm时，调节阀在上述温度和压差条件下工作是安全可靠的。

为了考查不同物理场和不同开度对构件变形的影响程度，仿真得到内套筒配合面不同开度H，在热流固耦合和热固耦合条件下的最小变形量Dr对比曲线如图9所示。仿真得到阀塞配合面不同开度，在热流固耦合和热固耦合条件下的最大变形量对比曲线如图10所示。

图9 不同开度内套筒内表面最小变形对比图

图10 不同开度阀塞外表面最大变形对比图

图9和图10中纵坐标为径向变形，两条曲线的差值是流场压力对内套筒和阀塞配合面变形的影响。仿真时，阀内件间或留有足够大的间隙，或装配有柔性密封垫圈，不会出现固体间的挤压变形。显然当调节阀的介质是693.15 K的高压蒸汽时，温度场产生的变形影响最为显著，变形量在0.439～0.442 mm之间，阀内流场对构件也有一些较小影响，变形量在0.005～0.015 mm之间。在高开度时，由于内套筒两侧的压差较大，变形值会更大。流场压力产生的变形最大。温度场对回转体类零件变形影响具有各向同性，且有都增大的趋势，而流场压力受流向、流道以及漩涡等因素影响各向不同。在高开度时，尽管内套筒和阀塞配合面面积较小，但阀塞和内套筒的两侧压差较大，所以更容易出现卡塞现象，这与表2得出的结论相同。