风洞调压阀数值模拟和结构设计

　　以国内2.4m 跨声速风洞调压阀为对象，使用CFD 软件、采用基于压力的隐式coupled算法和标准k - ε 湍流模型，实现了调压阀可压缩稳态流场的数值模拟，及对调压阀加设整流锥、调压阀并联旁路阀和调压阀并联旁路阀并加设整流锥三种阀门模型进行数值模拟和验证。结果表明，数值模拟的流量与真实值误差0.43%，压力场、速度场能反映实际现象，旁路阀全开时增加87%以上的流量，整流锥降低了阀后压力梯度和校正轴向核心流偏向作用明显。

1、概述

　　调压阀是暂冲式跨声速风洞的关键设备，设计为内部轴向对称的环形流道结构，通过阀体内固定件的堵塞作用和运动件以不同开度控制流通面积，对气流量进行实时控制，从而实现阀后压力调节的目的。工作中，气流将产生巨大的冲击和反复的交变载荷，并引起振动，对阀门的材料和结构造成损害，真空技术网(http://www.chvacuum.com/)可能影响工作性能和安全。暂冲式跨声速风洞的调压阀内流场涉及气流的压缩和膨胀系列复杂变化过程，必须进行准确的数值模拟才能获得阀体内流场的真实信息。本文以2.4m 暂冲型引射式半回流跨声速增压风洞用调压阀为研究对象，运用CFD 软件对阀门内部流场进行数值模拟。结果验证准确后，对调压阀加设整流锥、调压阀并联旁路阀和调压阀并联旁路阀及设整流锥三种方案进行数值模拟和结构设计，为风洞调压阀改造或新设计提供了参考方案。

2、风洞调压阀流场数值模拟

　　2.1、计算模型

　　在网格划分软件Gridgen中对调压阀进行建模，入口和出口取8 倍管道直径长度，使用非结构网格进行划分，并在流体流动复杂的调压阀包络区域内进行网格加密，模型入口和出口分别设置为压力入口和压力出口边界条件，其余部分设置为壁面条件(图1) 。几何模型的网格数量是6.9 万。

　　总长3.3m，出入口内径1.3m，套筒最大行程550mm。调压阀内部锥状壳体是固定部件，对气流具有整流和堵塞作用，阀门末端套筒是活动部件，在PID 闭环控制作用下调整开度。壳体和套筒共同实现了阀后压力的降压和稳定。

图1 调压阀模型网格

　　2.2、参数设置

　　2.4m 跨声速风洞的试验马赫数为0.3 ～ 1.43，研究中选取风洞0.8 马赫常规试验工况参数进行分析(表1) 。

表1 风洞试验数据

　　对表1 的两次试验数据进行平均处理，并结合其他参数分析，得到贴近调压阀工作实际的数据。可知，吹风中调压阀前端总压为1 129. 5kPa，而阀后较长气流管道的出口静压近似为900kPa，试验进程中流经主调压阀的气体流量为460kg /s，来流速度32m/s。

　　调压阀计算模型建立后，文件导入CFD 计算软件进行数值模拟。经调试和分析，确定使用基于压力的隐式coupled 算法、标准k - ε 湍流模型进行计算获得了满意结果。前处理时，边界条件设置为压力入口和压力出口条件，并设定入口总压1 129.5kPa、表压1 122.5kPa，出口表压900kPa，介质选择理想可压缩空气，计算模型的套筒开度450mm。

　　2.3、模拟结果

　　迭代计算8 000 步后计算残差收敛，获得CFD数值模拟结果。根据结果得知，计算模型的入口和出口压力值与前处理的设定值相符，出入口质量流量为458kg /s，与真实值460kg /s 的误差为0.43%( 图2，图3) 。

图2 计算模型的压力分布云图

图3 阀门轴向速度云图和速度矢量图

　　分析可知，风洞入口管道内的气体在调压阀的调节作用下实现了压力的降低，但气流的压缩和膨胀变化使调压阀流场也变得十分复杂。一是调压阀阀后小片区域内压力场不均匀且压差变化大。流场内最高静压1 130kPa，最低静压789kPa。二是对应速度场方面，阀后较长管道内的轴向速度场不均匀不对称，核心流偏移至出口管道的上壁面。流场内轴向最大速度221m/s，最小速度- 66m/s。三是涡流的存在，阀后导向支杆的一对涡流尺度较小且有一定对称性，而出口管道内的一对涡流尺度大且不对称。上述特点决定了气流流过阀门后，阀门将承受不对称不均匀的交变气动载荷破坏和由此引起的振动损害，长期工作会对阀门的性能和安全造成影响，也是暂冲式跨声速风洞的共性，有必要对调压阀进行改造或新设计研究。

3、风洞调压阀的结构优化

　　调压阀工作时受交变载荷和振动影响，主要原因是压差和阀后流场非对称失稳。实际上，流场环境很大程度上依赖于阀门的结构形式，因此，对调压阀进行结构设计和数值模拟验证。

　　3.1、整流锥结构

　　对调压阀增加整流锥其锥度为1.6，安装于调压阀的套筒后端，锥体开直径2.5cm 和5cm 的两圈通气孔用于调节压差，阀门驱动装置延长0. 3m，导向装置及支架构件同步外移。结构改进后，通过调压阀独立运行流场的数值模拟方法进行分析，计算网格6.9 万( 图4、图5) 。由图像显示，带整流锥阀门流场特性与原模型流场整体相似，但阀门关键区域的流场得到明显优化。一是压力场在主调压阀的导向装置和出口管道前端表现出较好的对称性和均匀性，虽有压差存在已明显减小。流场内最高静压1 130kPa，最低静压769kPa。二是速度场的轴向核心流得到改善，方向稍偏于管道上壁面，特别是通过图3 和图5 对比显示，结构设计后的主调压阀流场变得更为合理。流场内轴向最大速216m /s，最小速度- 68m /s。三是涡流的强度和尺度变小，涡流的对称性也得到明显改善。改进后，流场整体上表现出了良好的对称性和均匀性，说明设计整流锥的方案优化了流场特性，对改善阀门受气动力和振动破坏具有明显效果。计算模型中出入口质量流量为450kg /s。

图4 安装整流锥的调节阀计算模型的压力分布云图

图5 安装整流锥的调节阀轴向速度云图和速度矢量图

　　3.2、并联旁路阀结构

　　对调压阀进行并联旁路阀设计，其主要目的在于增加进气量，旁路管道直径0.33m。计算模型网格10.6 万( 图6、图7) 。根据结果分析，计算模型数值模拟所得入口和出口压力吻合于前处理设定值，模型出入口质量流量为870kg /s，相比调压阀独立运行的流量460kg /s，增量89%，说明旁路在增加风洞进气流量方面效果明显。

　　旁路既增加了流量，又改善了主管道流场的状况。对比调压阀独立运行模型分析，在主管道流场中，阀后的压力场压差分布虽较为明显，但不特别突出。流场内最高静压1 130kPa，最低静压471kPa。旁路入口和阀门前端的轴向速度场不均匀，但阀后轴向速度场的均匀性和方向性较好。流场内轴向最大速度330m /s，最小速度- 73m /s。阀门导向装置处的涡流强度与尺度相当并有一定对称性，主管道阀门出口前端的两个涡流强度和尺度较大，但相比调压阀原模型有明显改善。但对旁路流场而言，旁路区域内存在多处不对称不均匀的压力场，在旁路阀内壳体后端表现最为明显，并有对称涡流，主要原因是旁路属于弯直结合的不规则管道，弧度变化大，气流在旁路流通时受扰动强烈，形成不均匀不对称流场。

图6 并联旁路阀的调节阀计算模型压力分布云图

图7 并联旁路阀的调节阀轴向速度云图和速度矢量图

　　3.3、并联旁路阀与增设整流锥结构

　　对并联旁路阀的调压阀加设整流锥，即将增加整流锥方案和并联旁路阀方案组合。整流锥参数及安装方式与仅增加整流锥相同，网格数量10. 6 万( 图8，图9) 。结构组合后，流场突出的变化是整流锥的应用降低了旁路的流量，旁路的最大流速也减小。此方案在分配主旁管道流量方面优于并联旁路设计，流场的顺畅度和主调压阀导向装置处的涡流在设计后得到优化，整流锥产生了积极效果，但旁路管道和旁路阀受气动力破坏以及振动现象依然存在。模型出入口质量流量为860kg /s，相比调压阀独立运行，流量增加87%。另外，流场内最高静压1 130kPa，最低静压488kPa，轴向最大速度304m /s，最小速度- 69m /s。

图8 组合调节阀计算模型的压力分布云图

图9 组合调节阀轴向速度云图和速度矢量图

4、结语

　　运用CFD 方法对2.4m 跨声速风洞的调压阀流场进行数值模拟，分析阀门的流场环境和特性，并对三种不同结构设计的调压阀流场进行数值模拟和分析，获得了具有参考意义的结论。

　　(1) 采用基于压力的隐式coupled 算法和标准k- ε 湍流模型，对大型气体调压阀流场进行数值模拟，计算模型的出入口压力和流量与工程实际相符，该方法在模拟大型气体调压阀二维有粘可压缩流场中具有一定运用价值。

　　(2) 在调压阀的结构设计方案中，并联的旁路设计增加87% 以上流量，并能一定程度地优化流场。整流锥设计对流场优化效果明显，使调压阀因交变气动载荷和振动破坏有效降低。

　　(3) 整流锥设计方案在流场控制和优化方面较为简单有效，并能降低成本。若从增加流量角度考虑，应选择组合方案。