軸流式止回閥閥瓣開啟動態(tài)特性分析及結構改進

張希恒 魚榮芳

（蘭州理工大學石油化工學院）

軸流式止回閥具有運行平穩(wěn)、 密封性好、啟閉可靠及安裝不受限制等優(yōu)點，在石油天然氣長輸管道系統(tǒng)、水電站、核電站等較苛刻的管道系統(tǒng)中得到了廣泛應用［1］。 軸流式止回閥主要由閥座、閥瓣、導流罩及閥體等組成，依靠閥瓣前后壓差和彈簧力實現(xiàn)閥門的啟閉。

軸流式止回閥在開啟過程中，隨著閥門開度的增大閥瓣前后的壓差呈非線性變化，開啟總力也呈非線性變化，閥瓣運動為變加速運動，導致在閥門開啟過程中閥瓣常伴有明顯的振蕩現(xiàn)象，從而引發(fā)閥門振動，甚至產生噪聲。 另外，由于在開啟過程中隨著閥瓣和導流罩的接觸距離逐漸減小， 導流罩內部和閥體流道壓差逐漸增加，導致導流罩內部流體存在較多的渦團從而增加了閥瓣背壓的擾動， 促使閥瓣振蕩現(xiàn)象進一步加強。 這種振蕩現(xiàn)象會導致軸流式止回閥的閥瓣與導流罩劇烈碰撞或者無法處于完全開啟狀態(tài)，當閥瓣停留在閥座與導流罩之間時，閥瓣振蕩會使介質出現(xiàn)紊流，導致閥門流通能力降低、使用壽命減少。

近年來，研究學者們對止回閥的動態(tài)特性做了大量研究。 李夢科利用數(shù)值模擬方法，通過結構優(yōu)化實現(xiàn)了軸流式止回閥的啟閉過程和減阻兩大性能的提升［2］；劉太雨以軸流式止回閥為載體，分析關閥過程閥瓣與閥座密封結構承受沖擊載荷時的應力與密封情況，并采用多目標優(yōu)化算法對密封結構進行優(yōu)化，提升了止回閥的密封可靠性［3］；章勇根等對某型靜音止回閥的穩(wěn)態(tài)過流特性和關閥動態(tài)特性進行了數(shù)值模擬分析，結果表明，隨著閥門的關閉閥瓣力逐漸減?。?］；王廷以軸流式止回閥為研究對象，研究了閥瓣在停泵工況時的運動特性以及關閥過程中閥瓣與閥座發(fā)生沖擊時的動態(tài)響應特性，并結合彈簧阻尼理論模型，驗證了數(shù)值仿真模擬的可靠性［5］。

在目前的軸流式止回閥研究中，主要考慮的是閥門流通能力、密封性能和啟閉性能，然而對于軸流式止回閥開啟動態(tài)特性的研究則相對較少。 為此，筆者通過改變軸流式止回閥結構，借助動網格技術研究其瞬態(tài)開啟動態(tài)性能，以達到減少閥瓣振蕩現(xiàn)象的目的。

1 計算模型與方法

1.1 模擬條件

軸流式止回閥三維流體域模型如圖1所示。為了穩(wěn)定軸流式止回閥進出口處的流場壓力，保證分析精度，依據(jù)GB/T 30832—2014［6］的要求，在閥門進出口端分別設置5倍和10倍流道直徑長度的管道。 管道入口直徑220 mm，邊界條件為壓力入口和壓力出口，流體介質為液態(tài)水，密度998.2 kg/m3，動力黏度1.003 mPa·s。

圖1 軸流式止回閥三維流體域模型

1.2 基本控制方程

軸流式止回閥流體介質是不可壓縮流體，流場內部溫度基本不變，忽略熱量交換和氣蝕對流場的影響，流體介質不包括氣態(tài)水。 其控制方程為［7］：

式中 f——控制體上的質量力，N；

p——控制體上的壓力，Pa；

t——開啟時間；

u、v、w——x、y、z方向上的速度矢量；

ρ——密度；

μ——動力黏度，Pa·s。

1.3 動網格

1.3.1 動網格驅動

軸流式止回閥工作時，主要依靠流體作用在閥瓣上的液動力、彈簧力和摩擦力共同作用實現(xiàn)開啟和關閉。 軸流式止回閥是對稱結構，介質對閥瓣在豎直方向的作用力相互抵消，故只需分析閥門在水平方向上的受力。 依據(jù)牛頓第二定律，閥瓣開啟時的運動方程可表示為：

式中 F1——閥瓣迎著來流方向的壓力；

F2——閥瓣背流方向的壓力；

F3——彈簧力，方向向左；

F4——閥瓣與支撐結構的摩擦力；

k——彈簧剛度；

m——閥瓣組件質量；

x——閥瓣位移；

x0——彈簧初始壓縮量。

閥瓣所受液動力的合力等于F1減F2， 方向向右。

閥瓣運動數(shù)學模型通過調用宏函數(shù)DEFINE_CG_MOTION，根據(jù)式（3）編寫udf程序驅動［8］。

1.3.2 動網格參數(shù)設置

利用Fluent 3D雙精度求解器進行計算。湍流模型 選 用 標 準k-ε 模 型［9］，壁 面 函 數(shù) 采 用Non-Equilibrium Wall Functions函數(shù)，選用壓力基求解器。 在網格動態(tài)變形上啟用彈簧光順法（smoothing）和網格重構法（remeshing）。 設置動網格參數(shù)和運動區(qū)域、變形區(qū)域［10］。 殘差精度10-5，同時當止回閥進、出口質量流量差小于1%或兩次迭代變化小于1%時也可以認為數(shù)值計算結果收斂。

2 模型驗證

由于缺乏結構完全相同的止回閥的實驗研究，為驗證湍流模型和計算方法的可靠性，采用文獻［11］中類似結構的止回閥的實驗數(shù)據(jù)進行湍流模型驗證。 通過數(shù)值模擬分析得到的壓降結果與文獻［11］中的實驗數(shù)據(jù)對比如圖2所示。 可以看出， 數(shù)值模擬結果與實驗數(shù)據(jù)變化趨勢相同，相對誤差較小，二者基本吻合，可以認為筆者提出的數(shù)值模擬計算方法是可靠的。

圖2 壓降模擬結果與實驗數(shù)據(jù)對比

3 改進前的止回閥開啟動態(tài)分析

以水為介質， 進口壓力100 kPa作為邊界條件，借助動網格技術，分析未開孔軸流式止回閥的瞬態(tài)開啟過程。

圖3是軸流式止回閥不同開啟時間t下的速度流線圖。 可以看出，在t=0.027 s時閥門逐漸開啟，導流罩與閥體流道內部以及閥瓣邊緣均有大量小渦旋出現(xiàn)，隨著閥門閥瓣與閥門導流罩接觸距離的逐漸縮小，t在0.039～0.055 s時， 導流罩內部和閥體流道壓差逐漸增大， 導流罩內部渦旋變大，由小渦變?yōu)榇鬁u，增加了閥瓣背壓的擾動，造成流體輸送的能量損耗， 加劇了閥瓣的振蕩現(xiàn)象；當t=0.055 s時閥瓣與導流罩剛開始接觸，導流罩內部存在大渦旋，由于受力的極不平衡，閥門振蕩由小振蕩開始出現(xiàn)較大的振蕩； 當t=0.082 s時，導流罩內部由大渦旋變?yōu)樾u旋，渦旋現(xiàn)象被削弱， 振蕩現(xiàn)象逐漸消失， 閥門達到全開位置。

圖3 未開孔軸流式止回閥不同開啟時間下的速度流線圖

圖4是止回閥閥瓣開啟過程位移變化曲線?？梢钥闯觯瑃在0.000～0.055 s時， 閥瓣位移具有微小的往復振蕩特征；在t=0.055 s時，閥門閥瓣與導流罩剛開始接觸，閥瓣往復振蕩加劇，最大振幅為15.57 mm，經過反復振蕩，在t=0.082 s時閥瓣最終達到平衡位置，靜止在流場中。 由此可見，軸流式止回閥的開啟過程是一個經過振蕩最終達到平衡位置的過程。

圖4 止回閥閥瓣開啟過程位移變化曲線

4 結構改進及結果分析

4.1 結構改進與優(yōu)化

為了減少閥瓣在開啟過程中的振蕩現(xiàn)象，筆者在導流罩尾部開方孔后研究軸流式止回閥的瞬態(tài)開啟動態(tài)特性。 方孔遵循長寬比為1、陣列排布3個孔的原則， 改進后的軸流式止回閥三維結構模型如圖5所示。

圖5 改進后的軸流式止回閥三維結構模型

采用相同的邊界條件，以孔邊長60、70、80、90 mm 4種改進結構為研究對象， 分析不同邊長方孔對閥瓣開啟動態(tài)特性的影響。

圖6a是止回閥開孔前后閥瓣力隨相對開度的變化對比，可以看出，當相對開度小于60%時，導流罩尾部開孔前后閥瓣力的變化趨勢及數(shù)值基本接近，當相對開度大于60%以后，未開孔閥門的閥瓣力從400 N逐漸增大到1 100 N后又急劇降低到200 N， 導流罩尾部開方孔的閥門閥瓣力則保持在200 N左右基本不變， 由此說明導流罩尾部開方孔后在大開度下止回閥閥瓣力出現(xiàn)拐點的次數(shù)減少，閥瓣力的波動幅度減小，振蕩現(xiàn)象明顯減弱。 圖6b是不同邊長方孔下的閥門閥瓣力隨相對開度的變化對比，可以看出，在閥門相對開度小于20%時閥瓣力均從1 300 N減小到100 N；當閥門相對開度大于20%后，閥瓣力均從100 N回升后又減小， 其中導流罩尾部方孔邊長為80 mm時，閥瓣力的波動幅度最小，閥門振蕩最小，因此文中后續(xù)在進行模擬分析時均采用的是導流罩尾部方孔邊長80 mm的模型。

圖6 不同情況下的閥瓣力與相對開度的變化關系

4.2 振蕩分析

圖7是導流罩尾部開孔的止回閥不同開啟時間下的速度流線圖。 由圖7可以看出，隨著閥門的開啟，在t為0.006～0.038 s時，導流罩內部渦旋依然存在，與未開孔軸流式止回閥不同開啟時間下速度流線圖（圖3）相比，渦旋變成了環(huán)形渦旋且渦旋逐漸減弱，渦旋數(shù)量也逐漸減少，閥瓣振蕩現(xiàn)象明顯減弱；在t=0.038 s時，閥門閥瓣與閥門導流罩開始接觸，導流罩內部渦旋數(shù)量減少，相較于圖3e，旋渦明顯被削弱，閥瓣振蕩減小；在t=0.063 s時，導流罩內部渦旋逐漸消失，閥瓣到達平衡位置，閥門完全開啟。

圖7 導流罩尾部開孔的止回閥不同開啟時間下的速度流線圖

圖8是開孔后止回閥閥瓣開啟過程位移變化 曲線。

圖8 開孔后止回閥閥瓣開啟過程位移變化曲線

由圖8可知，初始流體介質推動閥門開啟，隨著閥門開度的增大，閥瓣前后壓差減小，介質對閥瓣的推動力逐漸減小， 在慣性力的共同作用下，當t=0.038 s時閥瓣運動到最大位移位置，隨后由于閥瓣前后壓差的進一步減小，閥瓣反向做加速運動。 在閥瓣力的交變作用下，閥瓣做往復振蕩運動，隨著閥瓣力的衰減，當t=0.063 s時閥瓣力趨于穩(wěn)定，閥門到達全開位置。

相比于圖4， 開孔后止回閥在0.006～0.038 s時，振蕩次數(shù)較少，且振幅較小；在t=0.038 s時，閥瓣運動到最大位移位置，閥門閥瓣與導流罩開始接觸，閥瓣往復運動的次數(shù)減少，最大振幅11.12 mm，經過反復振蕩，在t=0.063 s時，閥瓣最終到達平衡位置，閥門完全開啟。 而未開孔止回閥運動到最大位移位置的時間為0.055 s，完全開啟時間0.082 s。 開孔后止回閥結構在開啟過程中閥瓣能快速運動到最大位移位置，閥門完全開啟的時間縮短，振蕩幅度與振蕩時間較小，延長了閥門使用壽命。

4.3 動態(tài)特性對比分析

4.3.1 閥瓣力

圖9是導流罩開孔前后閥瓣不同開啟時間下的受力情況。 由圖9可知，止回閥剛開啟時，閥瓣力隨著開啟時間的增大而減小，導流罩開孔后的閥瓣力減小幅度小于未開孔的。 隨著開度的增大，流體進入閥體中腔和導流罩內部，在閥瓣前后壓差和流體沖量的共同作用下，閥瓣力開始回升，未開孔止回閥在開啟時間達到0.055 s時閥瓣與導流罩接觸， 在0.055～0.082 s時閥瓣與導流罩發(fā)生碰撞后閥瓣力交替變化振蕩現(xiàn)象加劇。 導流罩尾部開孔的止回閥在開啟時間達到0.038 s時閥瓣與導流罩接觸， 在0.038～0.063 s時閥瓣與導流罩發(fā)生碰撞后閥瓣力出現(xiàn)了反復交變振蕩現(xiàn)象，相較于開孔結構，未開孔結構的閥瓣力峰值應力和振蕩時間均大于開孔結構的，開孔后閥瓣力振蕩幅度與振蕩時間明顯減小，因此導流罩尾部開孔能夠減弱閥瓣在開啟過程中的振蕩現(xiàn)象。最后，閥瓣力逐漸衰減并趨于平衡。

圖9 導流罩開孔前后閥瓣不同開啟時間下的受力

4.3.2 閥瓣運動規(guī)律

圖10是導流罩開孔前后閥瓣運動速度與時間的關系曲線對比。 由圖10可知，未開孔止回閥結構閥門閥瓣正向最大運動速度是3.23 m/s，反向最大運動速度是0.86 m/s； 開孔后閥瓣運動最大速度是2.68 m/s，反向最大運動速度是0.65 m/s。開孔后的閥瓣正反向最大速度均小于未開孔的，且開孔后的閥瓣與導流罩的碰撞最大動量小，沖擊振動小，相應的振蕩現(xiàn)象較弱，滿足閥瓣與導流罩無接觸碰撞的要求。

圖10 導流罩開孔前后速度與時間的關系曲線對比

5 結論

5.1 軸流式止回閥開啟過程中，隨著閥瓣與導流罩接觸距離逐漸減小， 導流罩內部渦旋逐漸變大，增大了閥瓣背壓的擾動，閥瓣在運動過程中發(fā)生振蕩；閥門閥瓣與導流罩接觸后，由于慣性力和大渦旋流的作用， 閥瓣受到交變載荷作用，加劇了閥瓣振蕩。

5.2 導流罩尾部方孔邊長為80 mm時，止回閥閥瓣力波動最小。

5.3 導流罩開孔后止回閥的閥瓣能快速運動到最大位移位置，閥門完全開啟時間較短，振蕩幅度與振蕩時間較小，延長了閥門使用壽命。

5.4 導流罩開孔后其閥瓣正反向最大速度均小于未開孔的， 且閥瓣與導流罩的碰撞最大動量小，沖擊振動小，相應的振蕩現(xiàn)象較弱，滿足閥瓣與導流罩無接觸碰撞的要求。