旋塞式阀门流道流场计算与阻力特性研究

旋塞式阀门流道流场计算与阻力特性研究

一、阀道局部东南角门是该管道的一个重要部件。广泛应用于工农业生产和日常生活。由于阀门流道的内部结构复杂,当流体通过阀道时产生诸如旋涡、空化、水锤和死水区等水流现象。这些现象严重危害管道的工况,并是影响阀道局部水头损失的主要因素。目前国内外对风机和泵的流动特性研究较为重视,并取得了较大的成就;而对各类阀门,尤其是对旋塞式阀门流道流动特性的研究尚未引起重视,在设计中基本上还是依据常规设计方法和经验,只注重结构型态而不注重考虑流阻损失,从而引起较大的能耗。在实际管道工程中,阀门阀道的局部水头损失占管路水头损失的比例是相当大的。本文就WCB型阀门流道的流场计算和阻力特性进行讨论。二、压力方程的计算阀门阀道的水流流动是三维的,由于其内部轮廓线和流态复杂,为了使计算简化,我们对阀道对称面上二维情况下的阀道流场问题进行了研究。在恒定流条件下,控制方程采用二维直角坐标下的通用方程的形式∂∂X(ρRUΦ)+∂∂Y(ρRVΦ)=∂∂X(RΓ∂Φ∂X)+∂∂Y(RΓ∂Φ∂Y)+RSΦ(1)∂∂X(ρRUΦ)+∂∂Y(ρRVΦ)=∂∂X(RΓ∂Φ∂X)+∂∂Y(RΓ∂Φ∂Y)+RSΦ(1)这里,Φ是通用变量;Γ为广义输运系数;SΦ是源项;R为孔隙率,其值在流体空间点上为1,在固体空间点上为0。紊流模型采用K-ε模式,对于流体其控制方程为连续性方程∂U∂X+∂V∂Y=0(2)∂U∂X+∂V∂Y=0(2)动量方程∂∂X(UU)+∂∂Y(UV)=∂∂X[(ν+νt)∂U∂X]+∂∂Y[(ν+νt)∂U∂Y]−∂Pρ∂X(3)∂∂X(UV)+∂∂Y(VV)=∂∂X[(ν+νt)∂V∂X]+∂∂Y[(ν+νt)∂V∂Y]−∂Pρ∂Y(4)∂∂X(UU)+∂∂Y(UV)=∂∂X[(ν+νt)∂U∂X]+∂∂Y[(ν+νt)∂U∂Y]-∂Ρρ∂X(3)∂∂X(UV)+∂∂Y(VV)=∂∂X[(ν+νt)∂V∂X]+∂∂Y[(ν+νt)∂V∂Y]-∂Ρρ∂Y(4)K方程∂∂X(UK)+∂∂Y(VK)=∂∂X[(ν+νtσK)∂K∂X]+∂∂Y[(ν+νtσK)∂K∂Y]+G−ε(5)∂∂X(UΚ)+∂∂Y(VΚ)=∂∂X[(ν+νtσΚ)∂Κ∂X]+∂∂Y[(ν+νtσΚ)∂Κ∂Y]+G-ε(5)ε方程∂∂X(Uε)+∂∂Y(Vε)=∂∂X[(ν+νtσε)∂ε∂X]+∂∂Y[(ν+νtσε)∂ε∂Y]+εK(C1G−C2ε)(6)∂∂X(Uε)+∂∂Y(Vε)=∂∂X[(ν+νtσε)∂ε∂X]+∂∂Y[(ν+νtσε)∂ε∂Y]+εΚ(C1G-C2ε)(6)其中:νt=CμK2ε,G=νt{2[(∂U∂X)2+(∂V∂Y)2]+(∂U∂Y+∂V∂X)2}νt=CμΚ2ε,G=νt{2[(∂U∂X)2+(∂V∂Y)2]+(∂U∂Y+∂V∂X)2};K-ε紊流模型参数为:Cμ=0.09,C1=1.43,C2=1.92,σK=1.0,σε=1.30。由于阀门的内轮廓线复杂,采用CAD画出实体的阀门,将实体镶入定义区域并采用孔隙率定义流体空间,即在固体内孔隙率为零,在含流体的阀道内孔隙率为1。用孔隙率定义流体空间,其方法简单、方便,适用于水平、垂直直线边壁或块体的边壁;对于曲线边壁易使边界形成不光滑的阶梯形壁面,使得计算精度降低。但是,对于复杂的阀门边界,孔隙率法也不失为一种可采用的计算方法;为提高计算精度,可通过加密网格的方法来实现。计算域采用不均匀的交错网格,阀道段最小网格间距为0.01~0.05D(D为管径)。将压强P、K,ε,置于控制体中心,U,V控制体与压强控制体交错布置,离散格式采用幂函数格式。求解过程采用Simple压力校正法,由修正的压力校正方程确定压力场,并用采用欠松弛技术和迭代法求解离散方程组。收敛指标是将由于不满足连续方程而产生的各节点的质量源相加,并与总流量相比,如果比值小于1%,则迭代终止。在近壁区,由于雷诺数较小,充分发展的标准紊流模型应用受到限制,为解决此问题,本文采用了壁面函数法。进口给定流速分布、进口紊动能K=0.04U2inin2、ε=0.164K1.5/(0.1D),出口给定压力值,其它变量在主流方向的梯度为零。计算程序曾对闸后水跃进行了模拟,并得到了试验的验证。三、改型微阀口阀门图1(a)是工程中常用的WCB型阀门。从结构上看,这种阀道内轮廓线基本上都是弧线连接,边界似乎很合理。但实际上,在这种阀道的进口反弧、出口反弧段及阀口左上角均出现大小不等的旋涡,阀口实际过流面积小,水头损失大。为改变这种情况,对图1(a)型阀门进行了改型。图1(b)和图1(c)是改型后的阀门。在阀门的改型中,首先对图1三种阀门型式的流场进行了数值计算。阀管管径为1.0m,计算长度沿管轴向取10m,管道进口直管段为3m,出口直管段为2.4~2.5m,阀道段为4.5~4.6m;进口平均流速为3m/s,流速分布采用对数分布规律。压强为相对于直管管道出口处的压强。阀门开度为全开和半开两种情况,以下给出全开情况下的计算图表。四、阀口的流态分析图2为型号1的流速分布图。从流速分布图上看,进口直管段流速分布较均匀,在阀道进口反弧底部存在小于0.5m/s的低速区和弱小旋涡,阀口实际过流断面管径仅有阀口的60%左右。因而,阀道进口收缩段和阀口的管径过大。在阀口左上部和阀道出口的底部均产生了较大的旋涡,形成剧烈紊动的分离回流区,这是水头损失的主要原因;其次,阀道出口的流速主流集中在管的顶部,流速分布不均匀,流速梯度大,相应剪切应力大,这是水头损失的另一原因。阀道最大流速出现在阀口凸体部位和出口顶部,在阀道出口处,主流区高度仅为管径的1/2,其余为旋涡区。图3是型号1阀门的流态显示图,从图中可定性的看出,阀道的旋涡位置、范围及主流区与计算的结果较为接近。为使阀道的边界与水流的主流边界相拟合和消除旋涡,将阀道进口反弧段底部抬高,顶部用斜线连接,逐渐将阀口管径缩小到进口的72%,收缩段最小部位为进口的66%;为消除阀道出口的旋涡区,将阀道的出口底部用斜线与管道连接,形成型号2型式。型号2阀门流道的流速分布图见图4。改型后,消除了阀道出口底部的旋涡,出口流速分布也较型号1的流速分布均匀些;阀口实际的过流的管径比为95%,阀口左上角的旋涡有所减小。由于阀道进口收缩段管径缩小,在通过相同的流量条件下,需要增大进口的压力,从而使得局部流速增大,阻力系数也有所增大。为克服型号2阀门阻力系数大的缺点,在型号2的基础上对阀道进口段进行了改进。阀道进口段管顶用两弧线连接,管径逐步缩小到阀口管径。收缩段断面面积比型号2略有增大,阀口断面管径仍为进口的72%。型号3阀门流道的流速分布图见图5,从流速分布图上可看出,流速分布较型号1、2均匀,局部最大流速有所减小。图6和图7为型号1和型号3的紊动能等值线图。从整体上看,型号1的紊动能值较型号3的大。特别在阀道出口的旋涡区,型号1阀门的紊动能值较大;而在阀口的左上角的旋涡区,型号3的紊动能值为0.106m2/s2,型号1的紊动能值为0.15m2/s2。由于型号3阀道的紊动强度减弱,其水头损失相应减小。五、旋塞式截止阀的阻力系数从水力角度来讲,阀道阻力的大小是衡量阀门优劣的重要标志。型号1和型号3阀门流道压强分布图见图8和图9,根据压力场计算的阻力系数见表1。经过改型后,型号3阀门无论在体型和阻力系数上均优于前两种型号(半开条件下情况也是如此),特别是阻力系数较改型前降低了18.5%,并在合理的范围内(一般旋塞式截止阀的阻力系数在4.3~6.1左右),而且过流断面比达到了最大。从结构上讲,由于阀口和阀道进出口段的缩小,可减小阀门的体积和重量以及降低阀门的启闭力。六、降压机型优化采用K-ε紊流模型和有限体积法模拟阀门阀道