基于Fluent旋轉(zhuǎn)閥閥口流場(chǎng)分析

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引言

旋轉(zhuǎn)閥作為流體方向控制元件，應(yīng)用在能源行業(yè)、化工行業(yè)及液壓行業(yè)[1-2]?？梢酝ㄟ^一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)部件來接通或切斷流體，具有可調(diào)范圍寬、流通能力強(qiáng)、抗氣蝕等優(yōu)點(diǎn)，比直行程閥開關(guān)迅速，在間歇過程工業(yè)中得到廣泛的應(yīng)用[3]。

目前，旋轉(zhuǎn)閥特性和應(yīng)用研究較多。李少偉等[4]對(duì)脈沖萃取柱的空氣脈沖旋轉(zhuǎn)閥產(chǎn)生的空氣脈沖過程進(jìn)行了研究，將分析結(jié)果與大型空氣脈沖旋轉(zhuǎn)閥產(chǎn)生的脈沖壓力進(jìn)行了對(duì)比分析，結(jié)果一致，驗(yàn)證了模型的可靠性。李小彭等[5]設(shè)計(jì)了樁機(jī)用五口旋轉(zhuǎn)閥模型，利用周期振動(dòng)激勵(lì)規(guī)律，建立AMESim模型分析旋轉(zhuǎn)閥各參數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能和沉樁的影響，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性和可行性。張鵬[6]設(shè)計(jì)了水液壓旋轉(zhuǎn)閥，并以此為模型進(jìn)行閥口流場(chǎng)分析，得到不同流體參數(shù)下的分析結(jié)果，為后續(xù)試驗(yàn)樣機(jī)試驗(yàn)提供了數(shù)據(jù)參考。周建明[7]通過對(duì)旋轉(zhuǎn)閥工作原理及常見問題分析，找到了旋轉(zhuǎn)閥床層步進(jìn)顯示故障的原因，保障了旋轉(zhuǎn)閥的平穩(wěn)運(yùn)行。魏俊等[8]采用CFD仿真技術(shù)基于端面密封式旋轉(zhuǎn)閥，研究了旋轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)脈沖壓力的影響，對(duì)水力振蕩器的研究具有重要參考價(jià)值。

旋轉(zhuǎn)閥的流體流動(dòng)特性對(duì)旋轉(zhuǎn)閥的工作特性有著關(guān)鍵的影響，本研究利用CFD[9]，對(duì)旋轉(zhuǎn)閥閥口進(jìn)行流場(chǎng)分析，初步探究旋轉(zhuǎn)閥在不同開口度下的流體流動(dòng)特性，為旋轉(zhuǎn)閥閥口結(jié)構(gòu)及流道優(yōu)化改進(jìn)提供參考。

1 旋轉(zhuǎn)閥的工作原理

旋轉(zhuǎn)閥的三維模型及工作截面如圖1所示。閥芯旋轉(zhuǎn)不同角度，工作油口有所差別。當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角度為0°～45°時(shí)，壓力油口P與工作油口A接通，工作油口B與回油口T接通；當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角度為-45°～0°時(shí)，壓力油口P與工作油口B接通，工作油口A與回油口T接通。基于上述原理，旋轉(zhuǎn)閥可實(shí)現(xiàn)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的間歇?jiǎng)幼鳌?/p>

圖1 旋轉(zhuǎn)閥三維模型及工作截面示意圖

2 旋轉(zhuǎn)閥流場(chǎng)仿真模型

2.1 流動(dòng)控制方程

流體流動(dòng)滿足三大守恒定律，分別為質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律及能量守恒定律，分別可以數(shù)學(xué)描述為連續(xù)性方程、動(dòng)量方程(N-S方程)和能量守恒方程[10]。因液壓閥內(nèi)的流動(dòng)多為湍流，無法直接用上述定律求解，引入湍流模型可以有效解決[11]。旋轉(zhuǎn)機(jī)械一般采用RNGk-ε模型，由于RNGk-ε模型中加入R項(xiàng)，因此比標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型更能準(zhǔn)確模擬快速剪切和渦旋流動(dòng)，具體方程如下：

Gk+Gb-ρε-YM

(1)

(2)

(3)

式中，ρ—— 流體密度

k—— 單位質(zhì)量流體湍流脈動(dòng)動(dòng)能

t—— 時(shí)間

xi，xi—— 坐標(biāo)方向

ui—— 時(shí)均速度

μ—— 分子擴(kuò)散造成的動(dòng)力黏性

μt—— 湍流黏性系數(shù)

σk—— 脈動(dòng)動(dòng)能的Prandtl數(shù)

Gk—— 由于平均速度梯度引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)

Gb—— 由于浮力影響引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)

YM—— 可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總得耗散率的影響

ε—— 單位質(zhì)量流體湍流耗散率

S—— 廣義源項(xiàng)

其中，C1ε,C2ε,Ck,C3ε,η0,Cμ,β為默認(rèn)的常數(shù)，具體值為C1ε=1.42，C2ε=1.68，Ck=1.0，C3ε=1.3，η0=4.38，Cμ=0.09，β=0.012。

2.2 物理模型

根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，在SolidWorks中，分別建立3個(gè)不同旋轉(zhuǎn)角度的旋轉(zhuǎn)閥模型，然后導(dǎo)入ANSYS中抽取閥口流體域模型[12]。旋轉(zhuǎn)閥為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，閥口從打開到關(guān)閉，閥芯旋轉(zhuǎn)45°。閥芯旋轉(zhuǎn)到22.5°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥過流斷面面積最大，故分別選取閥芯旋轉(zhuǎn)角度11.25°，22.5°，33.75°進(jìn)行建模分析。如圖2為不同旋轉(zhuǎn)角度的流體三維模型。

圖2 不同旋轉(zhuǎn)角度旋轉(zhuǎn)閥閥口流場(chǎng)模型

2.3 網(wǎng)格模型

將SolidWorks三維模型導(dǎo)入ANSYS Workben-ch中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，選擇四面體單元進(jìn)行體網(wǎng)格劃分，單元總數(shù)為37247。同時(shí)，檢查網(wǎng)格質(zhì)量，對(duì)質(zhì)量較差的網(wǎng)格進(jìn)行修改，從而保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性[13]。如圖3所示為旋轉(zhuǎn)閥閥口流體網(wǎng)格模型。

圖3 旋轉(zhuǎn)閥閥口流體網(wǎng)格模型

2.4 邊界條件

本研究利用Fluent軟件進(jìn)行仿真分析，在其中進(jìn)行如下邊界條件設(shè)置：

(1) 旋轉(zhuǎn)閥為理想模型，不考慮間隙泄漏；

(2) 流體介質(zhì)采用航空10號(hào)液壓油，密度取870 kg/m3，動(dòng)力黏度為0.0087 kg/(m·s-1)，流體不可壓縮，且流體經(jīng)過閥口時(shí)速度大時(shí)間短，來不及與外界進(jìn)行熱交換，可認(rèn)為此過程為絕熱過程；

(3) 入口為流速入口，6.4 m/s；出口為壓力出口，11 MPa。壁面為光滑無滑移絕熱壁面；

(4) 旋轉(zhuǎn)閥閥口通徑為8 mm，考慮入口流速，計(jì)算流體雷諾數(shù)為5151.7>4000，閥內(nèi)流體流動(dòng)狀態(tài)為湍流，采用RNGk-ε湍流模型進(jìn)行后續(xù)分析。

3 旋轉(zhuǎn)閥流場(chǎng)仿真分析

3.1 閥芯旋轉(zhuǎn)11.25°閥口仿真分析

當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥閥芯旋轉(zhuǎn)11.25°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥進(jìn)口過流斷面面積大于出口過流斷面面積，流體從左側(cè)進(jìn)油口進(jìn)入旋轉(zhuǎn)閥內(nèi)，并由右側(cè)出口流出，閥口內(nèi)流體速度分布、壓力分布和流速矢量圖，如圖4所示。

圖4 閥芯旋轉(zhuǎn)11.25°流體流場(chǎng)

從流體速度云圖和流速矢量圖可以看出，流體從閥進(jìn)口流入旋轉(zhuǎn)閥，而后經(jīng)過閥芯的反射，從閥出口流出。同時(shí)因?yàn)榱黧w的黏性作用， 從通道壁面到通道中心，速度呈梯度變化，近壁面流速為0。由于閥出口過流斷面突然減小，該位置處速度較高，形成射流，最大可達(dá)37 m/s。從流體壓力云圖可以看出，因?yàn)殚y出口的過流斷面突然減小，局部壓力損失較大，約為2.1 MPa，旋轉(zhuǎn)閥總壓差約為3.7 MPa。

3.2 閥芯旋轉(zhuǎn)22.5°閥口仿真分析

當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥閥芯旋轉(zhuǎn)22.5°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥進(jìn)出口過流斷面面積大小相等，流體流向與3.1相同，閥口內(nèi)流體速度分布、壓力分布和流線圖，如圖5所示。

圖5 閥芯旋轉(zhuǎn)22.5°流體流場(chǎng)

從流體速度云圖和流速矢量圖可以看出，流體因閥芯旋轉(zhuǎn)角度的變化，射流角度也發(fā)生改變，此時(shí)閥進(jìn)口和出口都形成射流。同時(shí)，由于閥進(jìn)出口過流斷面大小相等，兩位置處速度相同，最大可達(dá)約19 m/s。從流體壓力云圖可以看出，閥進(jìn)口過流斷面減小，出口過流斷面增大，局部壓力約為0.7 MPa左右，旋轉(zhuǎn)閥總壓差約為1.5 MPa。

3.3 閥芯旋轉(zhuǎn)33.75°閥口仿真分析

當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥閥芯旋轉(zhuǎn)33.75°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥進(jìn)口過流斷面面積小于出口過流斷面面積，流體流向與3.1相同，其閥口內(nèi)流體速度分布、壓力分布和流線圖，如圖6所示。

圖6 閥芯旋轉(zhuǎn)33.75°流體流場(chǎng)

從流體速度云圖和流速矢量圖可以看出，流體因閥芯旋轉(zhuǎn)角度的變化，使閥進(jìn)口過流斷面突然減小，在閥進(jìn)口形成射流，該位置處速度較高，最大可達(dá)約39 m/s。從流體壓力云圖可以看出，因?yàn)殚y進(jìn)口的過流斷面突然減小，局部壓力損失較大，約為2 MPa，旋轉(zhuǎn)閥總壓差約為3.8 MPa。

3.4 不同旋轉(zhuǎn)角度旋轉(zhuǎn)閥特性分析

當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥閥芯分別旋轉(zhuǎn)11.25°，22.5°，33.75°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥過流斷面面積跟隨變化，流體經(jīng)過旋轉(zhuǎn)閥，其壓力也有所變化，過流斷面變化及壓差變化曲線，分別如圖7、圖8所示。

圖7 不同旋轉(zhuǎn)角度過流斷面面積變化

圖8 不同旋轉(zhuǎn)角度旋轉(zhuǎn)閥壓差變化曲線

從圖中可以看出，當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥閥芯旋轉(zhuǎn)角度由11.25°增大至22.5°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥過流斷面面積由小變大，流體局部壓力損失減小，總壓差由3.7 MPa減小至1.5 MPa。當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥閥芯旋轉(zhuǎn)角度由22.5°增大至33.75°時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥過流斷面由大變小，流體局部壓力損失增大，總壓差由1.5 MPa增大至3.8 MPa。

4 結(jié)論

通過利用RNGk-ε模型對(duì)旋轉(zhuǎn)閥3種閥芯旋轉(zhuǎn)角度下的閥口流場(chǎng)進(jìn)行仿真，得到了旋轉(zhuǎn)閥閥進(jìn)出口的速度、壓力分布及速度矢量圖，為旋轉(zhuǎn)閥設(shè)計(jì)改進(jìn)提供參考。經(jīng)分析得出以下結(jié)論：

(1) 當(dāng)閥進(jìn)口過流斷面面積增大時(shí)，出口過流斷面面積減??；當(dāng)閥進(jìn)口過流斷面減小時(shí)，出口過流斷面面積；進(jìn)口節(jié)流或出口節(jié)流都會(huì)造成較大的壓力損失。當(dāng)閥芯轉(zhuǎn)至22.5°時(shí)，即閥進(jìn)口與閥出口過流斷面面積相等，壓力損失最?。?/p>

(2) 流體經(jīng)閥進(jìn)口流入旋轉(zhuǎn)閥，而后經(jīng)過閥芯的反射，從閥出口流出。流體的射流位置和角度因旋轉(zhuǎn)閥旋轉(zhuǎn)角度不同而不同。