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大口径动态流量平衡阀的数值模拟和实验研究


浙江大学 硕士学位论文 大口径动态流量平衡阀的数值模拟和实验研究 姓名:汤中彩 申请学位级别:硕士 专业:流体力学 指导教师:沈新荣;麻剑锋 2012-03-07

浙江大学硕士学位论文

摘要

摘要
本文创新设计了一种机械结构简单、通流能力强、流量控制精度高的大口径 动态流量平衡阀模型,该模型包含一种独特

的引压结构。 针对该模型结构,论文尝试选用同心环形缝隙流量公式设计该模型核心构件 一一阀芯曲线,并运用CFD方法对基于理论计算创建的模型在不同阀芯位移下 的流动特性进行了数值模拟。数值模拟采用标准k—s湍流模型和SIMPLE算法。 通过分析数值模拟结果,论文得到了平衡阀阀芯轴向受力一阀芯位移曲线关系图, 两者的线性相关性验证了同心环形缝隙流量公式的可靠性;同时依据关系图上存 在的问题,论文不断改进阀体结构设计,最终得到了具有高线性度的阀芯轴向受 力一阀芯位移关系曲线的平衡阀模型,并验证了引压结构的可行性和效用性。预 期能使用线性螺旋弹簧控制阀芯移动,达到控制流量恒定的目的。 为进一步验证动态流量平衡阀的高精度性能,论文借助专门的高精度动态流 量平衡阀流量压差特性试验平台对设计的恒流量平衡阀实物模型进行了实验研 究,得到了实物模型的流量一压差特性曲线。曲线结果表明该恒流量控制阀能通 过线性弹簧实现高精度恒流量功能。实验结果还证实了CFD数值模拟是进行动 态流量平衡阀优化设计和预测分析的一种可行有效的方法。 理论推导与实验研究的结果还表明,改变弹簧弹性系数时,动态流量平衡阀 的平衡流量值和工作压差范围将按一定规律变化,但对流量控制精度的影响较小。 因此,工程实践中可以通过改变弹簧弹性系数值来满足不同工作压差范围和平衡 流量值的需求。 论文将设计的平衡阀与现有知名平衡阀制造商生产的动态流量平衡阀进行 能耗对比,验证了本设计阀门低能耗,高通流等特点。最后总结了DN=300mm 口径平衡阀的设计思路,为其他口径的系列化产品设计提供一定的指导。

关键词:水力失调节能动态流量平衡阀数值分析实验研究阀芯曲线

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AbstI"dct

Abstract

T11is paper innovatively designs



large diameter

Dynamic

Flow Balance Valve

model witll simple mechanical structure,large flow which contains


rate and high control precision,

unique

structllre

of using static pressure.

The valve spool is designed according to the concentric ring slit flow theory,then

numerical simulate this valve under different valve spool displacement witll CFD method via standard k一占turbulence model and SIMPLE method.Analyzing the outcome axial force&valve spool displacement simulation.this paper optimizes the valve pressure&valve spool displacement usefulness of the
structure s缸ucnlre
curve

of the valve by numerical


continuously,and finally obtains

curve

with high linearity

and

verifies the
to use

of using static pressure.A linear spring is expected

in the valve to control the spool shifts and achieve the purpose of controlling flow
constant.

In order to further prove the high precision of the

Dynamic Flow
curves

Balance Valve,

the flow
test

rate

and pressure performance

of the physical model is test with specialized show it is feasible to lligh precision


platform.111e flow-pressure differential characteristic
linear spring to achieve


use a

constant

flow rate of the

valve谢t11

capability.The experimental results also confirm that the CFD method is effective method to optimize the design and predictive analysis
on

viable and

the

Dynamic Flow

Balance Valve.

砀e
constant

results of theoretical derivation and experimental research also show that the

flow


rate

and

working pressure scale of the

control valve

will

change this will practice,

according to

certain regulation when the modulus of the spring
on

changes,but

have little influence

the flow

rate control

precision.Thus,in engineering
and

it is capable to meet the

demand of

different pressure scale

constant flow rate by

changing the spring modulus. In this paper the designed

balance

valve is compared to the existing well-known the designed valve

balancing
has

valves in energy
on

consumption and the results prove that
and

advantages

low energy consumption

high—flow rate characteristics.The

design process of the large in this paper,which
can

diameter Dynamic
guidance

Flow

Balance

Valve is also concluded

provide some

to other series of products designing.

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AbStI-dct

Keywords:hydraulic imbalance,Energy

Saving,dynamic flow balance Valve,
curve

Numerical Analysis,Experimental Investigation,spool

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绪论

第一章绪论
1.1动态流量平衡阀的概述 1.1.1应用背景
1.节能 中国是一个发展中大国,正处在城市化和工业化快速发展时期,目前是世界 上第二位能源消费国。同时,中国人均能源资源相对匾乏,人均水资源只有世界 人均占有量的1/4,已探明的煤炭储量只占世界储量的11%,原油占2.4%【l J。社 会要实现可持续发展,推行节能势在必行、迫在眉睫。在“十一五规划”取得一

定节能成绩之后【21,国家“十二五规划”明确提出了进一步的目标,更是明确了
国家节能减排的决心。 以建筑水系统节能为例。我国作为一个建筑大国,每年新建房屋面积高达 20亿平方米,超过所有发达国家一年建成建筑面积的总和pj。中国既有的近480 亿平方米建筑,基本都是高能耗建筑,能耗占了全国总能耗的32%,因此建筑是 否节能不仅关系到能否缓解我国能源供求的紧张状况,还关系到国家的可持续发 展及全球的气候变化。高档建筑物全年耗能中,采暖、空调能耗约占60%~70%, 如果在它们的水系统中,保持水系统定流量相比原来的变流量系统,水泵以及冷 却塔等平均节能可达60%~80%,对机组可节电10%~30%。从中我们可以看出, 对建筑中水系统的优化有着巨大的节能空间。 除了建筑方面的水系统存在巨大节能空间外,在工业用水及北方暖气供应等 方面同样也拥有巨大节能潜力。水力失调是造成水系统能耗浪费主要因素之一, 只有完全解决了水力失调问题才能保证水系统的定流量性质。

2.流体网络
流体包括水和空气等一切可以流动的介质,人们常常制造一些流体系统,利 用这些流体介质作为动力或者是控制和测量的手段。流体的功率在这些系统内部 都是通过管道来传输的,相互交错的管道又构成了流体网络。 在日常的生产生活中,流体网络系统随处可见,大到一座城市的供排水设施, 小到人体内各种复杂的血管,都可以被看作流体网络。目前研究较多的流体网络 有:暖通空调的水循环系统,城市生活用水系统,工业机械行业中的液压气动系 统,化工系统中的各种流体输送以及生物医学中的血液流动系统等等。流体管网 系统研究过程中的一大问题就是水力平衡问题。


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绪论

(1)水力失调概念 管网系统的流体在流动过程中,往往由于多种原因,使管网中某些管段的流
量分配不符合设计值。这种管网系统中的管段实际流量与设计流量的不一致,称 为水力失调【4,51。

水力失调程度可用实际流量与设计流量的比值来衡量,即
xl=Qsl?Q露

式中

置——被衡量管段的水力失调度; Q,——敢衡量管段的实际流量; Q埘——礅衡量管段的设计流量。

(2)水力失调的分类 水力失调按其成因可以分为动态水力失调和静态水力失调【61。静态水力失调

是由于设计、施工、设备材料等原因导致的,是系统本身固有的。动态水力失调 是由于某支路阻力(如阀门开合)变化引起水流量改变时,其它支路的流量也随
之发生改变,偏离设计要求流量,从而导致的水力失调,不是系统本身固有的, 是在其运行过程中产生的。 (3)水力失调的危害 管网系统往往是多个循环环路并联在一起的管路系统。各并联环路之间的水 力工况相互影响。系统中任一个管段的流量变化,必然会引起其他管段的流量发 生变化。如果某一管段的阀门关小或开大,必然导致管路流量的重新分配,即引 起了水力工况的改变。当某些环路因发生水力失调而流量过小,如锅炉循环系统 中水冷壁管路流量分配不均,使部分管束水流停滞则有可能发生爆管事故;在制 冷机组水循环系统中,蒸发器管束因此可能发生冻裂管事故。在供热空调系统中, 流体流量的变化必然使其负担输配的冷热量改变,即其水力失调必然导致热力失
调。

在水力失调发生的同时,管网系统中的压力分布也发生了变化。在一些特殊 情况下,局部管路和设备内的压力超过一定的限值,则可能使之破坏。 3.管网系统水力平衡 管网系统水力平衡是各个用户实际得到的流量与其需要的流量相同,在管网 设计过程中,可以通过合理选择管径等措施,尽可能达到系统在设计工况下的水 力平衡。由于管径规格的限制等原因,管网设计时不能完全实现管网系统在设计 工况的水力平衡,如果不采用相应的措施,系统在运行时就会发生水力失调。例 如,城市供热管网中,常常发生距离热源较近的用户因流量过大而过热、而较远 的用户却因流量不足而过冷的水力失调现象。为满足远端客户的流量要求,又往 往采用增大总流量的方法,造成近端用户流量进一步超过要求值,带来运行能耗

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绪论

的增加。所以,系统在按设计建造完成后,必须进行相应的调节,使其达到设计 要求。在运行过程中,用户的使用要求是不断变化的,处于设计状况的情形并不 多,往往是用户的流量需求小于设计流量。这时,必须通过相应的调节措施,来 适应用户流量需求的变化,否则也会发生水力失调。 解决水力失调问题须实现管网系统的水力平衡。对于定流量管网系统,只需 进行静态水力调节,通过加装静态水力平衡设备来实现。而对于变流量管网系统, 由于其支路用户流量变化,则需要在静态水力平衡的基础上再进行动态水力平衡 调节。 目前实现动态水力平衡,主要依靠准确可靠、使用简便的流量调控设备[7]。 经济实用的动态流量平衡阀便是最常用的流量调控设备,它能从根本上解决水力 失调问题。 4.动态流量平衡阀 (1)动态流量平衡阀 动态流量平衡阀亦称自力式流量控制阀,它是根据系统工况变动而自动变化 阻力系数,在工作压差范围内,可以有效地控制通过的流量保持为一个常值,即 当阀门前后的压差增大时,通过阀门的自动关小的动作能够保持流量不增大,反 之,当压差减小时,阀门自动开大,流量仍保持恒定。 (2)动态流量平衡阀的应用形式 动态流量平衡阀在管网系统中的主要是以下几种运用形式: >制冷机组冷冻水系统 多台制冷机通常并联连接,这样可以根据冷负荷的变化来调整制冷机开停的 个数,达到节能的目的;在制冷机前安装动态流量平衡阀,保证每台机组水流量 的合理分配,避免水流过多或不足,同时可起到保护制冷机组的作用。
—————'









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图1.1制冷机组冷冻水系统结构图

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>锅炉或换热器供水系统 与制冷机组的应用原理相同,可适用于多台锅炉(或换热器)并联系统。

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绪论


图1.2锅炉或换热器供水系统结构图 >冷却水系统 安装动态流量平衡阀可以保证每个制冷机冷凝器的冷却水流量不会过大或 过小,同样在冷却塔前安装平衡阀,也可保证流过每个冷却塔的水流量。这样可 以保证散热效果,同时避免流量过大而造成超负荷。

图1.3冷却水系统结构图 >并联水泵系统 在并联水泵系统中,当一台水泵停止运行时,可导致另一台或多台水泵超载 运行,效率降低,在每台水泵前安装平衡阀,可保证每台水泵在设计工况下运行, 具有明显的节能效果。

图1.4并联水泵系统结构图 >区域供暖系统

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绪论

在各用户区域回水管线上安装动态流量平衡阀,可以实现各个用户区域供热 水量按需分配,避免造成区域间冷、热失调的现象,保证供暖效果;同时又使循 环水泵在最佳工作范围内运行,达到节能效果。

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图1.5区域供暖系统 >空气处理机组/风机盘管/散热器 空气处理机组或风机盘管后面安装动态流量平衡阀,可使流经每个机组的水 流量保持在设计值,即使系统增加或减少机组也不会影响其它机组的水力平衡, 使得每个机组供冷量或供热量达到设计要求,避免了因水量过多而造成的噪音, 同时对末端设备起到保护作用(也可用于散热器供暖系统)。采用动态流量平衡 阀,无需同程安装,这样可以节省大量材料和人力输出。

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图1.6空气处理机组/风机盘管/散热器结构图 ≯生活用水系统 可限制生活用水管网上每个分支流量,保证每个区域的供水量,避免由于每 一区域(如高层建筑低层区域)用水量大,而使其它区域(如高层建筑高层区域) 用水量不足的现象。 >其它用途 ①农业灌溉水系统的平衡②工业设备用水管网的平衡③其它设备中的流 量控制装置。

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(3)动态流量平衡阀的应用效果 1.在工作压差范围内可以精确的控制管路流量,使整个系统能时刻保持平衡。 2.无需对整个管道进行繁琐的阻力计算。 3.无需人工调节,可省去大量人力,安装空间也不受限制,同时也避免了人 为的破坏性调节。 4.某一区域管路的改变或运行调整不会影响到其他区域的平衡。在系统改扩 建时,如已安装动态流量平衡阀的支路设计流量不发生变化,则无需对其进行再 次调节。 5.能够防止因流量过大而造成对设备的损耗,提高设备的耐用性和安全性。 6.整个水系统简洁、可靠,无需安装同程管道,节省初投资、安装及材料费
用。

7.制冷机组和水泵在平衡的水系统中可保持最佳工作状态,提高了运行效率, 达到节能的目的。 8.由于采用动态流量平衡阀可准确地控制各支路的流量,故在对如水泵、末 端空气处理设备、制冷主机等设备进行选型时,无需考虑其富余容量,这样可节 省初投资,同时大大降低了能量的消耗。

1.1.2动态流量平衡阀的研究现状
流量控制阀在国外已经有30多年的应用历史,但国内尚未大量普及。目前 已公开的恒流量控制阀根据自身机构和调节方式,可以分为固定流量型、可现场 设定流量型和电控比例积分调节型[5,8-91。

图1.7动态流量平衡阀阀胆 动态流量平衡阀属于流量控制阀中的一类产品,专门应用于需要恒流量控制 的流体管网系统。目前对于动态流量平衡阀的研究还大量局限于小口径阀[10】 (DN≤40),其主要类型如图1.7所示,而对于大口径的阀门,目前采取的构


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绪论

造都是在孔板上安装多个小口径阀胆, 如图5所示,其剖面图如图6,实际上就 是多个小口径动态流量平衡阀的组合, 这种构造必然造成通流能力很有限,存在 流动阻力大、能耗高等问题。

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图1.8现有大口径动态流量平衡阀示意图


二__z=z“j溶…二=======篡三:7

1.2论文的研究目标及研究内容
本论文的研究目标旨在设计实现一种机械结构简单、控制精度高、通流能力 大和能耗低的大口径动态流量平衡阀并完成相关系列化研究工作。 具体的目标要点: 1.寻找合适的公式理论进行阀芯设计; 2.设计的大口径阀门能用高精度线性螺旋弹簧控制; 3.相比现有的大口径阀门,新设计的平衡阀在同样的通流能力下,能耗更低; 4.总结设计方法,为后期的同类型、不同工况阀门的系列化研究提供指导。 论文的具体内容包括: >分析现有产品在工程实践中所存在问题,运用工程设计方法创新设计大 口径动态流量平衡阀模型;

>运用流体经验公式理论设计该动态流量平衡阀的核心——阀芯;
>对理论设计模型进行三维数值模拟,分析阀芯受力与阀芯位移关系、阀 前1.5xD处截面加权平均压强与阉芯位移关系,优化阀体结构设计; ≯加工制造经过仿真优化的模型,搭建高精度平衡阀试验平台,试验阀门 恒流量特性,并进一步改进平衡阀设计;结合数值结果和实验结果,进行误差分
析;

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绪论

>对创新设计的动态流量平衡阀与现有阀门进行对比,分析能耗情况。 >分析模型成功设计思路,总结设计方法,并将其推广到其他工况,如不 同的工作压差范围、不同的阀芯口径等。

1.3论文的研究方法
本文采用的研究方法,主要有理论分析、CFD数值计算和实验研究等。
1.理论分析:寻找与设计模型原理比较相近的同心环形缝隙流量公式设计阀 芯初始曲线参数,作为进一步优化修正的基础。 2.CFD数值计算:采用标准k—s湍流模型和SIMPLE算法模拟初始模型在 阀芯不同位移下的流动情况,获取阀芯受力与阀芯位移的关系曲线、阀前1.5xD 处截面加权平均压强与阀芯位移关系图,探讨利用线性螺旋弹簧的可能性,并根 据曲线图,优化阀芯及阀体模型的结构。 3.实验研究:为验证CFD计算结果的正确性,再度优化设计的模型并进行 系列化设计实验研究,本文借助专门的高精度平衡阀特性实验平台,实验动态流 量平衡阀流量随工作压差的变化情况。

1.4论文的主要创新点
本论文利用理论分析、CFD数值模拟和实验流体力学相结合的方法对一种大 口径机械自力式动态流量平衡阎进行了研究开发和系列化设计工作。 论文主要有以下创新点:

>根据工程实践需求,创新设计了结构简单、通流能力大、精度高能耗低
的动态流量平衡阀模型,并能采用线性螺旋弹簧进行控制;

>模型创造性的设计了一种引压结构,可以将阀前的高压引导到滑杆后方,
协助线性弹簧对阀芯位移进行控制。 >结合了流体力学三大研究方法,选择以同心环形缝隙流流量公式作为该 动态流量平衡阀阀芯曲线设计的理论依据,并运用CFD模拟,在验证该理论可 行之后,重复进行数值模拟,以此修正阀芯曲线,优化平衡阀流量控制特性,提 高控制精度; 》制作动态流量平衡阀实物,搭建了专门的控制阀实验平台,该实验平台 采用高精度电磁流量计、压力传感器和变频泵,实验获取平衡阀流量特性参数, 优化改进,使最终的平衡阀可以直接应用于工程实践中; 》结合理论分析和实验验证,推算出弹簧弹性系数与平衡阀流量、工作压 差的关系,为设计系列化产品提供依据:

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绪论

≯总结设计流程,为设计其它不同口径的动态流量平衡阀提供设计依据。 本论文关于整个阀体的创新设计已经申请了国家专利,具体的专利号:CN
201954066 U

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第二章

第二章动态流量平衡阀的三维建模
动态流量平衡阀的首要目的:在工作压差范围内,保持流量恒定。但动态流 量平衡阀在平衡管网流量的同时,不可避免的带来了巨大的阻力,能耗非常庞大。 本文的目标就是设计一种大口径动态流量平衡阀,在实现控制流量的同时,尽可 能的减少阻力的增加。本章主要介绍了创新设计的动态流量平衡阀的设计理论依 据,及具体设计思路:1设计阀体各构件,减少阻力;2利用阎前高压,提高弹 簧控制精度。

2.1工作原理
为解决管网系统的水力失调问题,本文所设计的动态流量平衡阀在工作压差 内,当外部压差改变时,流经它的流量保持一个恒定值不变。其工作原理是通过 机械作用力改变阀芯与阀体构成的通流面积来适应阀门前后压力的变化,从而达 到控制恒流量的目的。

设定阀门工作压差为纰~卸:,具体工作过程:


怒 .:.j 篙

△P1

△Pz压差△P 图2.1流量特性曲线

当卸≤姻时,阀门全开,通流面积最大,流量随压差变化的特性曲线与普
通薄壁流量阀的特性曲线相似;

当锄<卸<锄时,即在工作压差范围内,阀芯在压差卸与螺旋弹簧力的
10

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第二章

共同作用下,通过弹簧的伸缩,自动改变阀门通流面积,从而保持流量恒定;
当ap≥△岛时,此时压差△p超过了工作压差范围,阀门保持最小通流面积, 阀就成了一个固定阻力系数的节流装置。 普通薄壁节流孔板的流量特性如图2.1中曲线1,具有通流面积调节功能的

动态流量平衡阀,其流量特性曲线则变成了图2.1中的曲线2,在工作压差内, 流量不随压差△p变化而变化。

2.2阀芯设计
通过平衡阀的流量通常由平衡阀的结构尺寸和平衡阀两端的工作压差决定。

为了实现在工作压差内,流量不随压差卸变化而变化,阀芯的设计起着关键性
作用。本文设计的平衡阀的通流面积是由阀芯和挡环之间形成的圆环形截面决定, 所有只有正确设计阀芯的曲线,才能保证阀门的恒流量调控特性。根据本课题组 相关的研究成果,本文最终选择根据同心圆环缝隙流量公式作为阀芯设计的理论 依据。

2.2.1同心圆环缝隙流量公式
在圆柱坐标系下,N-S方程为:

R一石l石op+告(V2“,一》一72面0uo)=鲁
丁一万l历ap+/pa(V2uo
p苏P

u芦。号》鲁

(船?)

x一土望+丝v:“。:盟 。dt
对于上述公式,在缝隙流中,粘性力占主导地位,质量力可不计,并且环形缝隙 流为一维流,则可以将式2.1简化为:

望:o
Or

至:o
a口

(式2-2)

塞刊可a2lgx弓等+71万a2Ux+G匀良2U:x)
由式2-2知,P与r,曰无关,仅为x的函数,则有Op/苏=咖/dx;又由于流 动在圆周上的对称性,“。=甜与0无关,则有a2蚝1002=o;假定流体密度为常

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第二章

数,并且与时间无关,由连续方程:PU__z_r+_O(/Ql,lr)+一1_0(puo)+拿(纵)+挈:o可


Or

,.

Or



Ot

以导出生车:0。以上可以将式2-2进一步简化为:
出。

垒+!塑:土尘 一+一一=一一
积分式2-3,并根据边界条件r=r2,“=0;r=‘,甜=0,可推出

(式2.3)
~A.£一j


炉卷((扣2)+鞣m/眨

㈦2.4)

由式2.4,我们可以求得同心环形缝隙流量一一压力降方程【11】:

g辞吖,一罐]
其中:

㈨引

∥一动力粘度,单位Pa?s; f一同心环重合长度;

卸一阀芯前后压差;
‘、%一同心圆环大小圆半径。

2.2.2阀芯初始设计参数确定
本文以DN=300ram为参考大小开展研究工作,并设定:

工作压差范围:蛾,。=15kpa,札=150kpa
挡环内径:d=250mm

阀芯最小直径:氏。=100mm
阀芯行程:,=100mm 本文设计的动态流量平衡阀希望通过线性螺旋弹簧控制阀门的开度。因此,

可以设AP?A=妇。设弹簧预压缩量为‰i..,最大压缩量为k。
对阀芯进行受力分析,得:

‘。=帆。=ap.。A

k=红一=卸。。彳
两式相减

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第二章

后:【蝗二玺竺坦:【蝗二玺里!丝

预压缩量‰2竿2两面l~PminIA-11.11脚聊
2.2.3阀芯曲线
假设阀芯曲线的横坐标为x,纵坐标为,的曲线,每一个x对应的值为‘。 则阀芯位移为x时,阀的通流面积为:
4=x(R2一‘2)

xmⅡ一xmm



其中月为挡环内圈半径。 根据同心圆环缝隙流量公式,得:

俨帚

7却,

∽叫一譬

刑妒o 8∥

∽训一譬

将式皱?A=奴带入上式,化简得

x卜仆鼍


2‰in

∽吲一譬


由上式可以推出‘关于x的函数关系式。鉴于此函数关系式直接求解‘基于 z的解析解比较困难,我们借助mathematica软件的反函数求解功能他13】,得到 阀芯曲线的离散点数据,如表2.1所示: 表2.1阀芯曲线离散点数据
‘ 50 59.833 66.0592 70.4857 73.8563 76.5427 78.7544


‘ 80.6202 82.2244 83.6245 84.8619 85.9667 86.9618 87.8648

0 88.6897 89.4474 90.1469 90.7955 91.3994 91.9637 92.4927

O 5 10 15 20 25 30

35 40 45 50 55 60 65

70 75 80 85 90 95 100

便于更直观的观察阀芯曲线,利用Origin软件‘14,151将上表数据绘制成曲线图,

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第二章

如图2.2所示:
100

80

,.、

董 暑
、l,



60



10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

X(mm)

图2.2阀芯曲线图

2.2.4阀芯整体设计
在完成对阎芯曲线的设计后,对于阀芯前端的设计,本文首先参照课题组的 一种设计思路,设计阀芯整体如图2.3所示,该模型左边为迎面端,右端与固定 连杆相连。该模型优势为实物加工比较方便,流过阀芯的流场比较简单,便于分 析。

图2.3初始阀芯形状 考虑到本文设计的动态流量平衡阀口径较大,工作压差较大的情况,且设计 只使用一条线性螺旋弹簧控制,并要获得高的调控精度,本文对图2.3阀芯设计 进行一定修改,采用尖头设计。通过尖头设计,当流体接近阀芯尖头时,动压转 为静压部分较原先的设计将大幅减少,从而减小阀芯受到的轴向力。
14

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第二章

图2.4改进的阀芯形状

2.3其它构件结构设计
在完成阀芯设计后,为了进一步减少阀芯前后受到的压力差,本文创新设计 了一种引压结构,将阀前压力引导到连接阀芯的滑杆后端,抵消了部分阀芯受到 的力,从而可以采用更高精度弹簧来控制阀芯的移动,如图2.5阀门简图所示。

图2.5动态流量平衡阀整体示意图 假设滑杆后端滑块的面积为S,后端引入的压强为P,滑块前端压强作用面

积为s’,前端压强为P’。则阀芯最终受的轴向力,即作用于弹簧的力的计算公
式为: E删=F—P?S+P’?S’ 其中尸’.S’很小,可以忽略不计。
(式2-6)

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第二章

2.3.1整体组装图


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图2.6组装图示意图

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本文设计的动态流量平衡阀共包括7个零件:阀体、阀芯、挡环、滑杆、高 精度弹簧、套筒、支撑环。阀芯与滑杆螺纹连接,滑杆后部有块滑块,带动滑杆 前部分和阀芯在套筒中可以左右滑动;弹簧套在滑杆的前部分,处在阀芯与套筒 之间,滑块前后受到的压力差协助弹簧弹性力控制阀芯的前后移动,控制阎芯曲 线与挡环之间的通流面积,达到控制流量恒定的目的;滑杆与套简的长度由弹簧 的预压缩量和最大压缩量计算得到,套筒与支撑环螺纹连接,便于更换不同的套 筒与滑杆,如图2.9所示,从而使滑块前后受到的压力差可以人为控制和调节, 便于往后功能拓展。支撑环外圈刻有凹槽,便于与开在阀体壁上的小孔连接,支 撑环的3根支撑杆中间开有通道,引导阀前流体进入套筒后部,如图2.10所示。

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第二章

2.3.2阀体的结构设计






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F r///////么///////////////l 、, , / / / , / /I——



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图2.7阀体结构示意图

2.3.3挡环的结构设计















图2.8挡环结构示意图

17

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第二章

2.3.4滑杆和套筒的结构设计

后紊
心参


滑杆

b套筒

c组合图
图2.9滑杆和套筒结构示意图

2.3.5支撑环的结构设计

图2.10支撑环的结构示意图
18

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第三章

第三章动态流量平衡阀的数值分析
本章将对第二章建立起来的模型进行数值模拟,通过模拟结果检验同心环型 缝隙流理论的可行性。在验证理论可行性基础上,对模型结构进行优化,寻找阀
芯受力与阀芯位移、引压孔截面面平均压强与阀芯位移都具有最佳线性关系时的 阀内结构设计。

3.1计算流体力学的应用
CFD全称计算流体动力(Computational
Fluid

Dynamics),是一门多领域交

叉的学科,涉及计算机科学、流体力学、偏微分方程的数学理论、计算几何、数 值分析等学科【161。计算流体动力学主要应用于对流体流动的数值模拟和仿真计

算,它是进行传热、传质、动量传递及燃烧、多相流和化学反应等研究的核心和 重要技术,广泛应用于航空航天、热能动力、机械、环境化工、土木水力等诸多
工程领域【l 7|。

以计算机技术和数值计算方法为手段,以求解Navier—Stokes方程组为特征 的现代CFD技术始于60年代初,70年代开始被应用于工业阶段,80年代进入 快速发展期【18,19】。现在乃至将来,在设计、工程开发中的应用将成为CFD技术 的重要发展方向。

;翼蓁蓑荨H荐孟蓑荠0嚣。造H萎蓑霉凳■弼孽P迹 实验研究二二二 一 ——T一————
方案设计f
仔细设计: 1模型制造}
jNO

图3.1传统设计及新产品的投产过程 图3.1为传统的工程设计及新产品流程,从中我们可以看出这个开发过程周 期长,费用高昂。从方案初步设计到投产经常需要不断地改进优化设计方案。因 此在传统设计过程中,需要反复地进行施工设计一模型制造一性能评估这个过程, 才能最终投入批量生产。这个过程的时间和经济投入都非常大。

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第三章

一{详细设计卜一实验验证__一l投产

r————————————]_-——————————]一 L—————————————-|L—————————————__一

图3.2运用CFD技术的现代设计过程 理想的新产品或者工程设计如图3.2所示。运用CFD技术可以大大缩短开发 周期,降低开发成本。CFD技术运用于施工设计之前,通过对初步设计的方案

的仿真计算,评判并不断改进设计方案,从而降低了试验阶段方案被否定的几率, 不需要多次地施工制造和性能评估。
目前,CFD技术在工业上的应用主要分为三类口。彩1: (1)产品原型设计 对于流动特性复杂的产品,在结构设计时就需要详细了解相关内部流动情况。 在初始设计阶段使用CFD技术模拟复杂过程的流动,为产品制造前就了解其性

能提供了一条高效、低成本途径。利用CA数据和自动划分网格技术及并行运
算技术可以用更短的时间来评价各种可能的设计方案。 (2)产品参数化设计与虚拟实验 使用实物实验进行大规模参数调试是极为昂贵的。工业领域中,研究人员正

越来越多地运用迅速而又廉价的计算分析来取代实物实验。CFD技术是预测变
几何、变工况导致性能变化的强有力工具,它被认为是流体力学领域的虚拟实验
室。

(3)产品优化设计 在设计过程的各个阶段,运用CFD技术可以对已有产品或部件中的传热传 质问题进行数值模拟、仿真计算,从而优化产品结构,提高产品性能与效率。

3.2湍流模型及SIMPLE方法 3.2.1湍流模型
湍流运动的形态普便存在于大气、海洋、化学、生物、电学、声学等问题中。 作为现代流体力学的一个重要分支,湍流流动的研究对许多科学和技术领域,诸 如能源、环保、水力工程、化工、气象等都有直接或间接的指导意义【261。湍流 的研究方法也不外乎理论分析、实验研究和数值计算这三类,它们之间相辅相成
【27,28】


随着现代计算机性能的提高和计算方法的完善,计算流体力学越来越成为湍

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第三章

流研究的有力工具。用数值方法研究湍流流动是目前流体力学中困难最多而研究 最活跃的专业领域之一【291。从原则上讲,用数值方法研究各种复杂湍流流动并 无理论上的困难,因为一方面,描述湍流流动精确的微分方程(组)已经得出, 即Navier-Stokes方程,从数学观点来看,湍流就是N.s方程的通解,求解湍流 问题与求解层流问题并无本质的差别【蚓;另一方面,数值计算方法的发展,已 足以直接求解N.s方程,但是,现代计算机的储存能力和运算速度尚不足以求 解任何一个实际的湍流问题。因为湍流流动所包含的单元,比流动区域的尺度要 小得多,典型的数量级是流动区域的1/1000倍。为了用数值方法直接求解湍流 的各运动要素,数值计算的网格须小于湍流单元的尺度。只有在雷诺数(Reynolds Number)比较小的时候,才有可能对湍流作精确的数值模拟;而当雷诺数比较 大时,我们可以对大尺度湍流进行精确的数值模拟,而对小尺度运动则采用模型 描述。 在工程设计中,我们往往对瞬时流场并不感兴趣,甚至对大尺度湍流的精确 模拟也不太关心【3¨,因此在工程的实际应用中发展了各种不同的湍流模型。湍 流模式的建立主要基于雷诺提出的平均方法【32|,即将湍流量分解为平均量和脉 动量两部分,取平均后的Navier.Stokes方程通常称为雷诺方程,其中出现的脉 动量的相关项则包括湍流的全部信息。如何在平均项和脉动相关项(如雷诺应力 UiU,)之间建立一定的合理关系式是研究湍流模式的主题。目前工程计算中常用 的两类湍流模式,一是符合Boussinesq猜想的涡粘性模式,如Prandtl早期提出 的混合长度模式【331、一方程模式、二方程七一£模式【341;另一类则对二阶矩方程 进行封闭模化的二阶矩闭合或雷诺应力模式。自Launder等人基于唯象理论提出 了广泛采用的标准七一占模式以来,由于该模式对计算机的要求大大低于雷诺应 力模式,该模式及其各种改进形式的七一占模式在解决工程湍流问题中发挥了重 要作用,可以预见,近期这些模式仍将在工程湍流计算中继续扮演重要角色。 在标准Jj}一s模式中,k和E被看作是确定湍流尺度的基本物理量,该模式已 经解决了许多工程湍流问题,结果令人满意,如二维边界层流动和平板射流、二 维射流、尾迹流和混合层流动、大多数无旋、无密度变化及化学变化的三维流动、 某些由浮升力引起的流动135J。

3.2.2湍流的数值计算方法——sIMPLE方法
如前文所述,数值方法模拟和研究湍流流动是目前计算流体力学(CFD)中 困难最多而研究最活跃的领域之一。关于计算流体力学中一些数值方法,许多相 关文献中均有较全面的介绍,其中不外乎有限元法【3剐、有限差分法、有限容积 法、谱方法和修正的有限元算法【371等。目前流行的CFD软件几乎都是采用了有

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第三章

限体积法来离散积分形式的控制方程。 七十年代初,S.V.Patanker和D.B.Spalding等人发展了一种直接求解N.S方 程的SIMPLE方法【3剐(Semi.Implicit Method
for Pressure.Linked

Equations),它是

目前计算流体力学和数值传热学中应用比较普遍的一种经济型工程算法。由于它
以控制容积法为基础,并采用了交错网络下的压力修正思想,从而成功地解决了

计算流体力学中棘手的压力场处理问题。而且解方程时,采用TDMA算法和块
修正技术,大大加快了迭代计算速度,在合适的松驰因子下收敛速度快,计算结 果物理上比较合理,能保证精确的守恒性‘391。

传统SIMPLE算法计算步骤如下【40,41】:
(1)假定一个速度分布,记为“o,vo,以此计算动量离散方程中的系数及 常数项; (2)假定一个压力场P’; (3)依次求解两个动量方程,得甜+,1,‘; (4)求解压力修正值方程,得P; (5)根据P改进速度值; (6)利用改进后的速度场求解那些通过源项、流体物性等与速度场耦合的 矽变量,如果痧并不影响流场,则应在速度场收敛后再求解; (7)利用改进后的速度场重新计算动量离散方程的系数,并用改进后的压 力场作为下一层迭代计算的初值,重复上述步骤,直到获得收敛的解。 基于SIMPLE相关思想发展起来的各种新型CFD软件已经得到普便应用, 论文采用成熟的CFD软件进行数值分析。

3.3数值模拟及优化
阀芯是本设计模型中最关键的部件,只有设计合理的阀芯曲线,才能实现本 平衡阎利用线性螺旋弹簧来控制阀芯移动的目标,并保持流量恒定。而除了阀芯 曲线以外的阀体的结构设计,也必然会影响阀内流场,所以本章数值模拟优化的 方向是:先验证采用环形同心缝隙推导的阀芯曲线的平衡阀的可行性,在可行的 情况下,再对阀内除阀芯曲线之外的构造进行优化,观察优化结果,优化不理想 的话,需要对阀芯曲线进行改变。

3.3.1网格划分及边界条件确定
根据本文第二章所设计的阀芯曲线及其他构件具体参数,我们利用Pro/E软 件绘制了初步的三维模型,为了让流动能充分发展,本文设定整个模型总长为

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第三章

20D,利用gambit进行网格绘制。 分析模型,我们不难看出,阀芯前后1×D区域包括了整个流场中物理量变化

最剧烈的部分,而且这一区域的仿真结果将用来分析阀芯的受力、阀芯的移动特 性和阀门的流量特性,因此这个区域的网格需要加密。为了提高计算效率,同时
不影响计算精度,本文对整个模型分三段处理,如图3.3所示,其中属于阀芯前 后2×D的B区域,因阀芯存在一个箭头,不能采用结构化网格,于是采用四面 体网格。剩余的A和C区域,由于模型较长,划分网格时按固定比值从靠中心 端往另一端渐疏,采用六面体网格。基于网格无关性检查及网格质量的综合考虑, 最终确定每一阀芯位移下模型网格数在70.80万之间。

《/

统一采用三分区形式。

B—B c§
图3.3平衡阀模型网格按区划分
pa;

对于阀芯的不同位移情况,我们依据原始设计模型,将其阀芯固定在Omm, 5mm,10mm,……,90ram,95mm,100mm处,分别进行网格绘制,网格划分

平衡阀模型数值模拟参数设置如下:

流体介质——常温常压下的水; 入口设置——采用速度入口,v=5m/s,速度恒定; 湍流模型——采用标准后一占湍流模型; 出口条件——采用压力出口,压力设为0
均小于0.00001。

收敛条件——Continu毋、X.velocity、Y-velocity、Z.velocity、K、Epsilon值

3.3.2初始模型数值模拟
本文对初始模型在阀芯位移分别为Omm,5mm,lOmm,…一95mm,100mm 共21种工作状态进行数值模拟。 积分阀芯表面沿轴向的压力差,得到了该模型在不同位移下阀芯受力情况, 如表3.1所示: 表3.1初始模型阀芯受力与阀芯位移关系


F 1205.09



F 2527.84



F 4144.06



35

70

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第三章

5 10 15 20 25 30

1348.55 1492.86 1668.12 1861.70 2066.80 2296.94

40 45 50 55 60 65

2766.13 3025.34 3284.98 3508.27 3761.36 3931.51

75 80 85 90 95 100

4280.32 4425.69 4543.26 4531.04 4597.61 4465.25

将上表数据绘制成曲线图,如图3.4所示:

4000


、、。

u-

2000



50

100

X,mm

图3.4初始模型的阀芯受力与阀芯位移关系图 其中横坐标x为阀芯沿轴向的位移量,纵坐标F为阀芯受流体作用力的轴向 分量。观察阀芯受力与位移关系图3.4,我们不难发现该曲线已具有一定的线性 特性。为了更直观的评判数据结果,同时为后续的线性度优劣评价提供准绳,我 们采用最小二乘法拟合曲线,绘制回归直线,如图3.4中的红色直线,并计算变 量x与F之间的相关系数m掣】。 相关系数是变量之间相关程度的指标。变量样本相关系数用r表示,相关系 数的取值范围为[-1,l】。川值越大,误差Q越小,变量之间的线性相关程度越高, 厂呈正值表示两者正相关,反之表示负相关;川值越接近0,Q越大,变量之间 的线性相关程度越低,r=0,说明两变量间无直线关系。计算表3.1中两变量的 相关系数为0.986。 从x与F间的相关系统看出两者具有高度线性相关性,但整体的线性度离设 计要求还具有较大偏差。分析图3.4,在阀芯位移从0逐渐增大到25之间,阀芯
24

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第三章

受力迅速增大,即斜率k值逐渐增大;在阀芯位移从25增大到60之间,保持了 比较好的线性特性,k值保持不变;在阀芯位移从60增大到85之间,阀芯受力 变化变缓,k值逐渐减小;在阀芯位移从85增大到100之间,阀芯受力出现了 较大波动,k值正负波动。 计算阀芯前1.5xD处的面加权平均压强,如表3.2所示: 表3.2初始模型面加权平均压强与阀芯位移关系


P 45753.88 49460.97 52916.72 57141.06 61906.04 66555.08 72093.57



P 77256.48 8275 7.04 88712.05 94696.93 99936.2 1 105745.9 1 09507.3



P 114267.0 117385.1 1 20794.7 124035.9 123544.5 1 25482.6 122831.1

0 5 10 15 20 25

35 40 45 50 55 60 65

70 75 80 85 90 95 100

30

将上表数据绘制成曲线图,如图3.5所示:

△ 正



)(,mm

图3.5初始模型的面加权平均压强与阀芯位移关系图 其中横坐标x为阀芯沿轴向的位移量,纵坐标P为阀芯前1.5×D处面加权平 均压强。观察面平均压强与阀芯位移关系图,我们可以发现其变化规律与阀芯受 力与阀芯位移关系图趋于一致。计算P与x的相关系数为:0.987。

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第三章

velocity



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-1—‘i叠■———■——_
-■-‰

}{g }J a 5



—矿 一、■●———●●■—--
,——t

图3.6初始模型阀芯位移X=20mm时速度与压力图

图3.7初始模型阀芯位移X--80mm时速度与压力图

图3.8初始模型阀芯位移X--80mm时压力与速度流线局部图 观察初始三维模型其阀芯位移分别在20mm和80mm时的速度和压力云图, 可以发现压力和速度分布对称有序。观察图3.8,我们可以发现由于A点存在一 个速度分离点,当阀芯位移较大时,对后部流场造成较大影响,导致位移较大时, 阀芯受力随着位移增大反而减小,与理论的线性关系相悖;由于B.B’段的存在, 导致B点处存在局部高压,增加了压损,B—B’段后还有涡的存在;由于C—C’段 的存在,使得转折点处流动分离,在c—c’段之后产生一个大涡。于是本章接下 来部分将着重对这三段进行优化。
3.3.3

A.A’段优化设计

我们分析,由于A—A,段对后部的影响主要是因为A点的流动分离造成,而 由于阀芯形状改变造成的流动分离不可避免,于是我们尝试将A.A,段进行延长, 将流动分离点提前。

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第三章

在将A.A’段长度由1 Omm增长到30mm后,命名为优化模型I,并对它进行 与初始模型相同的网格划分和边界条件设置,将其阀芯固定在Omm,5ram, lOmm,……,90ram,95mm,lOOmm处共21个开度下进行数值模拟,得到阀芯 轴向受力值与阀芯位移值,如表3.3所示: 表3-3优化模型I阀芯受力与阀芯位移关系


F 1137.82 1232.47 1355.02 1494.27 1649.42 1816.86



F 2208.57 2426.51 2635.2l 2814.64 3010.49 3206.54



F 3581.25 3748.28 3865.59 3954.29 4075.50 4108.56 4145.65

0 5 10 15 20 25

35 40 45 50 55 60

70 75 80 85 90 95 100

30

2015.76

65

3390.09

将上表数据绘制成曲线图,如图3.9所示:



50

100

X,mm

图3.9优化模型I阀芯受力与阀芯位移关系图 从表3.3中,我们可以看出:在延长A.A,段之后,阀芯受力在数值上总体都 有所下降,从曲线关系上看,在阀芯位移60之前,阀芯受力与阀芯位移关系保 持基本不变,在位移60之后的工况点,线性度有着显著提升,消除了位移85 之后波动的情况;分段分析,我们不难发现位移25.75这一段已经拥有相当不错 的线性度,而位移O.25和位移75.100两段还待改进。计算F与x相关系数为

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0.994,对比前一模型,有了一定提升。通过上面的数值结果的分析,也验证了 我们前面分析的正确性。 计算阀芯前1.5×D处的面加权平均压强,如表3.4所示: 表3-4优化模型I面加权平均压强与阀芯位移关系












O 5 10 15 20 25 30

42816.47
44724.45 47395.70 50482.43 53895.10 57830.92 62388.75

35
40 45 50 55 60 65

66885.21
71948.18 76596.79 80360.66 84705.69 88979.02 93189.76

70
75 80 85 90 95 100

97632.15
101396.8 104013.3 106093.6 109187.O 1 09622.8 111104.4

将上表数据绘制成曲线图,如图3.10所示:

×/mm

图3.10优化模型I面加权平均压强与阀芯位移关系图 观察面加权平均压强与阀芯位移关系图3.10,我们仍然可以发现其变化规律 与阀芯受力与阀芯位移关系图趋于一致,与理论分析相一致,计算P与X的相 关系数为:0.994,同样较前一模型有所增长。 虽然在A.A,增加了20mm后,消除了位移原来在85mm后的波动情况,阀芯 受力和阀芯位移的线性关系整体也有了很大提高。于是我们尝试着再度增加A.A, 段长度来进一步调节曲线线性度,从而获得最佳的长度。经过多次尝试,我们发

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第三章

现在A.A,段长度定为50ram时,线性度已经不能再进一步提高,并考虑到阀芯
不能一味增长,我们最后确定A.A,为50mm。 同样对LA.A=50的优化模型II进行与初始模型相同的网格划分和边界条件设 置,将其阀芯固定在Omm,5mm,10mm,……,90mm,95mm,100mm处共21

个开度下进行数值模拟,得到阀芯轴向受力值与阀芯位移值,如表3-5所示:
表3-5优化模型II阀芯受力与阀芯位移关系


F 1193.47 1318.25 1452.40 1601.48 1780.31 1986.46 2171.29



F 2413.00 2638.56 2884.26 3079.99 3321.37 3512.74 3741.10



F 3964.25 4098.96 4326.86 4499.10 4643.14 4708.61 4773.72

0 5 10 15 20 25 30

35 40 45 50 55 60 65

70 75 80 85 90 95 100

将上表数据绘制成曲线图,如图3.11所示:

Z 、、
It.

X,mm

图3.11优化模型II阀芯受力与阀芯位移关系图 从图3.11中,我们可以看出:相对LA-A'=30mm的曲线图,LA-A'=50mm曲线 图的线性度有了进一步提高,但在阀芯位移较小部分受力变大,在阀芯位移较大 部分阀芯受力偏小现象依然存在,计算F与x的线性相关系数为0.99708。总体 来说,对A.A,段的优化已满足我们预期的要求。
29

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第三章

计算阀芯前1.5×D处的面加权平均压强,如表3-6所示
表3-6优化模型II面加权平均压强与阀芯位移关系


P 42871.88 45825.80 49029.96 52432.16 56840.97 61 786.98 65799.98








P 107163.O 110238.5 115498.0 119789.3 1 23434.9 1 25029.8 1 26738.4

0 5 lO 15 20 25 30

35 40 45 50 55 60 65

71634.38 76816.57 82420.95 86695.35 92509.44 9671 8.70 102115.2

70 75 80 85 90 95 100

将上表数据绘制成曲线图,如图3.12所示。

)(,mm

图3.12优化模型II面加权平均压强与阀芯位移关系图 观察面平均压强与阀芯位移关系图,其变化规律与阀芯受力与阀芯位移关系 图趋于一致,计算P与x的相关系数为:0.99756,已经有了比较高的线性相关
性。

3.3.4

B.B’段优化设计

通过上-Jl,节分析,我们可以看到对A.A,段的优化取得比较不错的效果。观 察图9,我们发现阀芯曲线之后,由于存在B.B’段的凸台,在突台之后产生一个

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涡,增加了损耗。因此,我们通过改变B.B’段的形状,减少损耗。本文所采取 的策略是直接去除B—B’段凸台,改用直径为120mm的圆周连接阀芯曲线末端与 滑杆段,如图3.13所示。

图3.13优化B.B’段后阀芯图 对B.B’段优化后的模型Ⅲ进行数值模拟,得到阀芯轴向受力与阀芯位移的关 系,如表3.7所示: 表3—7优化模型Ⅲ阀芯受力与阀芯位移关系


F 978.38 1117.01 1257.21 1423.72 1608.08 1788.48 2001.99



F 2225.96 2453.94 2641.01 2933.88 3131.54 3341.66 3506.23



F 3726.10 3920.31 4083.99 4152.98 4276.54 4398.32 4474.66

0 5 10 15 20 25 30

35 40 45 50

70 75 80 85 90 95 100

55
60 65

将上表数据绘制成曲线图,如图3.14所示:

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50

100

)(,mm

图3.14优化模型Ⅲ阀芯受力和阀芯位移关系图 从表3.7中,我们可以看出,改变B.B’段之后,阀芯受力在各个位移处都得 到了不同程度的减小,减小值在200.300N之间,这对于提高弹簧的精度来说很 重要,但同时从图中可以看出曲线线性特性有所下降,F与x的皮氏相关系数为 0.99596,有所下降。

计算阎芯前1.5×D处的面加权平均压强,如表3.8所示:
表3.8优化模型Ⅲ面加权平均压强与阀芯位移关系


P 39897.53 43419.68 46820.0 1



P 69506.02 74575.70 78557.03 85611.93 89771.83 94793.45 98211.16



P 1 03282.6 1 07542.7 111492.3 l 12857.5 115699.1 118876.7 120642.1

0 5 10 15 20 25 30

35 40 45 50 55 60 65

70 75 80 85 90 95 100

50788.27
55191.77 59253.91 641 76.64

将上表数据绘制成曲线图,如图3.15所示:

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第三章

50

60

70

80

90

100

x/mm

图3.15优化模型III面加权平均压强与阀芯位移的关系图 观察面平均压强与阀芯位移关系图,可以发现其变化规律与阀芯受力与阀芯 位移关系图趋于一致,计算P与x的相关系数为o.99614。

㈡/7‘‘、 :‘.。一—_ 1 ● ——■—■———- 。 。 ;参\\一夕 雌~一
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图3.16优化模型III阀芯位移X=20mm时速度与压力图

J一

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第三章

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J、'_—————————■

图3.17优化模型III阀芯位移X=80mm时速度与压力图

图3.18优化模型III阀芯位移X=80mm时压力与速度流线局部图 观察优化模型III的阀芯位移分别在20mm和80mm时的速度和压力云图,可 以看出其压力和速度分布对称有序。观察图3.18的压力和速度流线局部图,不 难发现经过B—B’段优化后,已经消除了原先存在的涡,达到了我们优化B。B’段 的目标。
3.3.3

C.C’段优化设计

通过消除B—B’段突台后,通过减少压降,阀芯受力如预期般减少了不少,但 是由此改变了阀芯处的流场,干扰了阀芯曲线的作用效果。阀芯部分已经得到了 适'-3的优化,已不能再做过多改变,因此,本文通过改变c—c’段,来改善流场, 从而提高阀芯受力一阀芯位移、面加权平均压强一阀芯位移两条曲线的线性度。 通过多次试验,我们最后确定对C.C’段所采取的优化措施是延长挡环沿轴向 的面积,如图16所示,即延长了图中红色线段C1.C2。

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第三章

图3.19优化C.C’段 将对C.C’段优化后的模型Ⅳ再次进行数值模拟,得到阀芯轴向受力与阀芯位 移的关系,如表3-9所示: 表3-9优化模型IV阀芯受力与阀芯位移关系


F 928.50 1056.62 1191.68



F 1938.67 2087.35 2264.73 2503.72 2668.97 2847.65 2951.41



F 3164.22 3290.48 3395.79 3579.93 3722.70 3913.87 4089.97

O 5 10 15 20 25 30

35 40 45 50 55 60 65

70 75 80 85 90 95

1343.17
1537.88 1712.72 1789.36

100

将上表数据绘制成曲线图,如图3.20所示

Z ‘~ 山

X,mm

图3.20优化模型IV阀芯受力与阀芯位移关系图
35

浙江大学硕士学位论文

第三章

分析图3.20,我们不难看出,通过对C.C’段的最终优化,阀芯受力与阀芯位 移曲线已经有了相当不错的线性相关性,F与X相关系数已达0.99929,完全可

以使用线性螺旋弹簧控制阀芯位移,实现平衡阀动态流量平衡的功能。
计算阀芯前1.5×D处的面加权平均压强,如表3.10所示: 表3.10优化模型Ⅳ面加权平均压强与阀芯位移关系


P 36953.40 40009.32 43422.02 47441.07 51581.63 54681.79



P 59435.65 62537.77 66609.27 72440.98 75780.12 80759.86



P 87894.56 90865.26 93974.73 98269.03 102168.0 106791.3 111219.0

0 5 10 15 20 25

35 40 45 50 55 60

70 75 80 85 90 95 100

30

56318.65

65

83297.32

将上表数据绘制成曲线图,如图3.21所示:

Ⅺmm

图3.21优化模型IV面加权平均压强与阀芯位移关系图 观察面平均压强与阀芯位移关系图,可以发现其变化规律与阀芯受力与阀芯 位移关系图依然趋于一致。计算P与x相关系数为o.99863。

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第三章

3.4引压结构
本文设计的大1:2径动态流量平衡阀,采用了一种引压结构,协助弹簧控制阀
芯的移动,因此可以采用更高精度弹簧,提高平衡阀的控制精度。引压结构将阀 前1.5xD处截面处的静压通过导管引导到阀芯的滑杆之后,作用于滑杆后部的滑 块上,该作用力的大小取决于阀前静压的大小及滑块有效作用面积S的大小。 通过前几节的数值模拟和优化,已经获得了具有高线性度的平衡阀模型。本 节将利用数值计算的结果,分析引压结构的可行性及效用。

3.4.1有效性
假设滑杆滑块部分半径为50mm,根据第2.2.4的计算公式2.6,我们计算采 用引压结构后阀芯的受力情况,记录数据,如表3.11所示: 表3.11利用减压结构后的阀芯受力与阀芯位移关系


F 638.41 742.54 850.82 970.76 1132.96 1283.46 1347.26



F 1472.10



F 2474.25 2577.18

0 5 10 15 20 25 30

35 40 45 50 55 60 65

70 75 80 85 90 95 100

1596.43
1741.85 1935.05 2074.10 2213.69 2297.53

2658.08
2808.52 2920.68 3075.56 3216.90

将上表数据绘制成曲线图,如图3.22所示:

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第三章

一2000 Z




50

100

X(mm)

图3.22利用减压结构后的阀芯受力与阀芯位移关系图 观察图3.22,在减去引压结构作用于阀芯上的力后,剩余作用在弹簧上的力 与阀芯位移还是保持着很好的线性关系,计算其相关系数为:0.99929。由此可 以确定,本文设计的平衡阀模型在采用引压结构之后,利用线性弹簧进行开度控 制是完全可行的。

3.4.2效用
根据数值模拟结果,在采用引压结构前,阀芯受力如表3-9所示,据此计算 所需弹簧的弹性系数为:

k_-一AF:互=垫二墨=Q:3.16×104Ⅳ/聊 厶x I
在采用引压结构后,阀芯受力如表3.11所示,计算所需弹簧弹性系数为:

k’:一AF:墨=垫;墨三!:2.58×104Ⅳ/垅。 缸 Z

计算两弹性系数比值为7=等=}薰焉=81.6%,表明采用了引压结构后,在
相同的弹簧有效位移内,采用的弹簧弹性系数可减小18.4%,相对的更容易找到 精度更高的弹簧。 对于以上的计算,都是基于滑块作用圆面半径为50ram,随着半径的增大,

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第三章

引压结构的效果将会更加明显。根据S=万r2,可知随着半径的增加,面积将以
半径的二次方速度增加,因此在不会带来过大流阻的情况下,我们可以适当增加 面积S来减少线性弹簧所受的压力,即根据给定的目标条件,可以寻找到一个流

阻增大与引压效用增加之间的最优状态。

39

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第四章

第四章大口径动态流量平衡阀的实验研究
在流体力学中,实验研究与理论分析、数值分析一样,是解决流体力学问题 必不可少的手段。由于流动的复杂性,从理论上能精确解决的问题是很有限的, 而数值计算的结果也需要通过实验进行检验。本章搭建了专门的高精度实验平台, 对根据数值模拟优化结果加工的模型进行一系列实验,验证数值模拟的可靠性。

4.1实验目的及实验设计
前文论述了自行设计大口径动态流量平衡阀的三维数值模拟工作,通过仿真 模拟对初步设计的动态流量平衡阀进行了具体的结构优化,观察优化后阀芯受力 与阀芯位移关系图和阀前面平均压强与阀芯位移关系图,我们知道该设计的阀门 可以通过线性螺旋弹簧来实现恒流量控制功能,验证了根据同心环形缝隙流量公 式推导出来的阀芯曲线的可靠性。 本文虽然通过数值模拟得出设计的大口径动态流量平衡阀可依靠线性弹簧 来实现恒流量控制功能,但由于数值模拟是理想化的,忽略了许多实际使用中的 问题,如加工问题等,所以为了进一步验证所涉及的平衡阀是否能实现高精度的 恒流量控制,并分析实验中影响恒流量控制的各种因素并提出改进模型设计的方 法,我们专门搭建了高精度实验平台对平衡阀实物模型进行实验分析和研究。 本文搭建高精度实验平台的简图,如图4.1所示。

水箱

离心泵

电磁流量计

平衡阀

图4.1实验台简图 在图4.1所示的实验平台中,水箱中的水经过过滤后利用变频水泵输配到管 网中。水泵出口处安装分水器起到分水作用,同时能消除大部分从水泵泵出水中 的气泡,为实验提供稳定的流场,排除不必要的干扰因素。管网中平衡阀所在的

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第四章

支路上安装了高精度的电磁流量计,用来测量通过平衡阀的流量值。在平衡阀的 进出口处开孔,并联安装高精度压差传感器,用来测量动态流量平衡阀前后的压 差值。管网中设置的旁通管路,一方面可以保护管网系统,使多余的流体直接流 回水箱,另一方面,可以通过改变旁通阀的开度,协作调节流经平衡阀的流量。

在进行实验时,通过水泵变频配合旁通阀调节来改变平衡阎两端的压差,并 利用计算机快速记录采集数据,得到阀门压差△P与流量Q实验值。

4.2实物模型的实验研究 4.2.1线性弹簧的选择
通过数值模拟,我们得出可以通过线性螺旋弹簧来控制阀芯的移动,达到流
过平衡阀的流体流量动态平衡的目标。接下来,我们来确定弹簧的弹性系数。 在第二章中,我们设定预设计动态流量平衡阀的参数如下:

工作压差范围:瓴,。=15kpa,卸~=150kpa;
阀芯行程:,=100ram; 挡环内径:d=250mm 阀芯面积为:彳=2.69x10之m2。 由第三章数值模拟结果得出,引压装置可以抵消阀芯受力的19%,于是得弹 性系数:

七:!蝗二蝗2兰兰!!堑


=2.94×104N/研=29.4N/聊聊

4.2.2模型的实验研究
将数值模拟优化后的模型安装到实验平台上,通过调节变频和旁通阀的开度, 改变平衡阀进出口间的压差,记录实验数据,如表4.1所示: 表4.1模型压差与流量关系
P 15 20 25 30 35 40


896.06 918.33 925.18 935.37 937.26 940.99

P 50 55 60 65 70 75


921.72 914.77 908.98 904.04 907.83 915.72
4l

P 85 90 95 100 105 110


929.77 928.0l 926.94 925.58 928.71 920.87

P 120 125 130 135 140 145


919.43 924.29 925.78 935.17 947.11 959.83

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第四章

将上表数据绘制成曲线图,如图4.2所示:

8∞

一王卜量一◇

8∞

4∞

2∞ 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

P(kpa)

我们定义动态流量平衡阀控制精度为ma)【(掣,.Q-Qmi.)=
彰 彰

图4.2流量一压差关系图

,计算表格4.1

中实验数据,可得阀门控制精度为4.9%,满足设计目标流量误差低于5%的要求。 观察图4.2中流量-5压差关系,我们发现,在压差从15kpa增大到150kpa期 间,流量始终稳定在920m3/h左右,只有少许波动。这验证了我们通过采用标准 七一£模型与SIMPLE算法数值模拟得到平衡阀模型的可靠性。采用数值模拟方 法,可以在很大程度上减少重复实验所需的经费和时间的投入。 另外,我们同时也看到,数值模拟和实验研究存在些许的偏差。其原因在于: 数值计算和实验虽然是对同一模型求解同一值,但是数值计算时忽略了很多干扰 因素,如沿程的压力损失,管壁粗糙度对液流的影响,泵振动给液流带来的波动 以及重力的影响等等。所以数值模拟能够反映流场的整体趋势,但是不能准确反 映实际情况。这也正式我们在做完数值模拟后又进行实验研究的原因。

4.3弹簧对平衡阀工况及精度的影响
本文章设计的大口径动态流量平衡阀采用的是线性螺旋弹簧,弹性系数k为 定值,在更换弹簧后,我们总可以找到常数a,使得k?=ak。
42

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第四章

义宙掣?A=kx刊得

△Pt:生:口堕:口△P:



心=年=口争=口叱;
峨。=争=口争=口哦。。
奔析阀芯曲线的计筻公式,有

(式4.1)

xI(R4一蠢)一

(R2_#)2
lIl墨


2%lj“

∽吲一譬
aIAp。。一卸。i。)
…1

(式4-2)

观察上式,改变弹簧弹性系数后,唯一可能改变的已知量是弹簧的预压缩量
Xml

i。。由预压缩量的计算公式,可以得

Xmin



匠碉一降萼]

畹。上一年

:—些!巴毛:‰(式4.3)

从式4.3中我们发现:在其常量都保持不变的情况下,弹簧的预压缩量是不 会随着弹性系数改变而改变。将式4.3得出的结果带回式4-2,不难发现匕同样 不会改变。于是,在相同的阀芯位移x下,新的流量



万Jj}’x

g。2—8N—A

∽甘譬

冗a{。C

81aM

∽刊一譬



aq

经过推导,我们可以从理论上判断改变弹簧的弹性系数,只会影响阀的流量 值和工作压差范围,阀的流量控制精度主要受弹簧精度影响。 为验证上述理论推导,我们采用分别适用于工况为:22—220kpa、33-330kpa 的线性弹簧进行了实验研究,得到流量.压差特性曲线如图4.3所示:

43

浙江大学硕士学位论文

第四章

2 2 2 1 1 乍 1 1



姜专 姗
湖 哪 珊 瑚 嘲 湖 嘲 珊
O 50 100 150 200 250 300 350

一∈。Llj—a

P(kpa)

图4.3更换弹簧后流量.压差关系图 从上图中我们不难发现,在更换弹簧后,得到的流量.压差曲线变化规律与 15.150kpa工况下近似,应证理论分析的正确性。

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第五章

第五章研究结果与讨论
5.1本平衡阎与现有平衡阀之间的能耗比较
查阅了多家世界著名平衡阀制造商的产品手册,得到他们与本文研究的阀门 工况类似的动态流量平衡阀资料,如表5.1所示: 表5.1各动态流量平衡阀工况 阀门制造商 欧文托普(Oventop)
霍尼韦尔(Honeywell) DN(mm)
300 300 300 300 300

压差范围(kpa)
15.150 15.150 14.220 14.220 15.150

恒定流量(m3/h)
280 206.47 127.8 460 927


卡莱菲(CALEFFI) 本文平衡阀

分析表5.1,我们不难看出,在同样的压差范围内,任一动态流量平衡阀产 品,其最大恒定流量值都与本文所设计的平衡阀有着一定差距,其中通流能力最 大的意大利卡莱菲平衡阀,在15.150kpa的工作压差内,其最大的恒定流量值只 有本文设计产品的一半。 下面,我们将从这些阀门的构造出发,研究存在流量差距的本质原因。以上 各阀门的形状及剖面图如下图所示:

?

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毫三==三|童“:晨

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每一≯l臻。圜 I:1{

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:Yv._.嚣…’

瓠爹攀≯i爹? {等『『萼:一
}}=:。j{手’I黧
欧文托普(Oventop)

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第五章

銎鬻k。

霍尼韦尔(Honeywell)

—槲2
d■d羹








纛黎缓避

。酶满《{§



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第五章

卡莱菲(CALEFFI) 图5.1各知名制造商的动态流量平衡阀示意图 观察图5.1各种阀门的形状,我们可以很直观地看出,所有阀门的构造都是 类似的:阀中间设置一孔板,孔板上安装阀胆,区别只是安装阀胆的个数不同及 每个阀胆的通流能力不同。

旦+舀+竿:一P2+gz2+竿+ghr



(式5_1)





上式为粘性不可压缩流体的伯努利方程,其中gh,为能耗损失项。根据动态 流量平衡阀的恒流量特性,平衡阀进口和出口处面加权平均速度相同,所以动压 能项不变,位置势能项也不变。则式5—1可化为:

旦:堕+砌,
P P

(式5-2)

式5.2所表达的物理意义就是流体通过平衡阀时,所有的能耗损失都是由静 压能转化,包括沿程阻力和局部阻力损耗的能量。 而由表5.1中的数据可知,如果经过阀门都是同样的流量,则本文所设计的 动态流量平衡阀所需要的工作压差最小,能耗自然也是最低。

5.2动态流量平衡阀系列化设计方法总结
本文在前几章利用理论分析、数值模拟和实验验证相结合的方法,成功设计 了DN=300动态流量平衡阀;在第四章中,我们又尝试在相同口径下,通过更换 弹簧达到改变平衡阀工作压差与流量,并保持平衡阀控制精度基本不变。 为了对其它口径阀门的设计有一定的指导意义,我们对前文的设计研究方法
47

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第五章

进行总结,93纳为流程图,如图5.2所示。

确定产品工况要求,如工 作压差范围,流量需求

上上
根据压差和流量计算最大通流面积,并以此
确定挡环内径和阀芯曲线段最小半径

上土
根据同心圆环缝隙流流量公式计算阀芯曲 线尺寸,绘制三维模型,进行数值模拟

』上
, 、

根据数值模拟结果,优化模 型各构件构造,力求能在较 小的流阻下保持流量的恒定
\ √

』上
实验验证数值模拟的可靠性, 并适当进行实物模型优化

图5.2设计流程图

48

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第六章

第六章总结与展望
6.1总结
本文创新设计开发了一种具有高精度动态流量控制功能的恒流量控制阀产 品,该产品可以直接应用于各水系统管网中,有效解决水力失调问题。 论文对现有的大口径动态流量阀进行总结、分析,寻找它们存在的问题,创 新设计出了一种具有较大通流能力的,可实现高精度恒流量控制功能的平衡阀模 型,该模型中包括一种引压结构,能有效增加线性弹簧的控制精度。该阀中最关 键的阀芯曲线是根据同心环缝隙流量公式设计,并通过数值模拟和实验,验证了 该理论作为设计阀芯曲线的可靠性。 论文选用了准确度较高的三维模拟, 对初始模型进行数值模拟,数值模拟采 用标准七一s湍流模型和SIMPLE算法。 通过对模型流场的经验分析,我们将模 型分成三个区域分别进行网格划分,这样既保证了网格的质量,又减少了网格数 量,提高计算效率,并通过网格无关性分析,确定了最优网格数量。 运用CFD三维计算模型,论文对阀芯处于不同位移下,共21个模型分别进

行数值模拟。通过数值模拟计算得到阀芯轴向受力一阀芯位移曲线、阀前1.SxD 处截面加权平均压强与阀芯位移关系图的线性度,论文逐步改进初始模型设计,
最终确定了一种能利用线性螺旋弹簧实现高精度恒流量控制功能的模型,同时验 证了引压结构的可行性。 为验证CFD数值模拟计算结果,论文借助专门设计的恒流量控制阀,流量 一压差特性实验平台,对设计的动态流量平衡阀实物模型,在工作压差持续变化

的情况下进行了实验研究,利用计算机快速得到了实物模型的流量一压差特性曲
线,曲线结果表明该恒流量控制阀能通过线性螺旋弹簧,实现高精度恒流量功能, 验证了CFD数值模拟的有效性。 通过采用理论分析与实验研究相结合的方法,论文还研究了线性弹簧弹性系 数对该动态流量平衡阀的流量平衡值、工作压差范围以及流量控制精度的影响。 理论推导与实验验证结果表明,改变弹簧弹性系数时,恒流量控制阎的平衡流量 值和工作压差范围将按一定规律变化,但对流量控制精度的影响较小。 通过查阅现有知名平衡阀制造商的平衡阀产品手册,我l'f]总结出现有阀门与 论文设计阀门在结构上的差异,比较了正常工作时的能耗。最后对理论分析、数 值模拟及实验研究工作进行分析总结,期望能对不同口径、不同工作压差范围的 产品,进行了系列化设计研究时,具有一定指导作用。

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第六章

综上,论文的研究结果表明: 运用三维数值模拟方法,开展动态流量平衡阀进行设计、优化和预测分析是 可行并可靠的。数值模拟与实验研究得到的特性曲线表明,论文探索开发的平衡 阀能利用线性弹簧实现恒流量的功能。 通过理论分析、数值优化和实验验证三种方法相结合,论文设计开发了一种 具有高精度(误差低于5%)流量控制特性的动态流量平衡阀产品,该产品可以

应用到工程实际中去,有效解决管网水系统中水力失衡问题。
论文设计的恒流量控制阀,可以通过改变线性螺旋弹簧的弹性系数,得到不 同的工作压差范围和流量值,满足多种工况需求。

6.2相关研究展望
论文在大流量平衡控制阀的研究上取得了重要的成果,但是仍存在很多有待
改进和创新之处,本课题组的相关研究工作还将继续。

以下对论文的不足之处进行了剖析,以作为后续研究工作改进和创新的方向:
(1)论文设计大口径动态流量平衡阀的研究方法,只是探索性尝试,虽然 取得不错的结果,但仍有许多重要因素被忽略,未能形成一套成熟的理论,展望 以后能总结出一种更为完善和全面的动态流量平衡阀阀工程设计方法。 (2)论文采用三维湍流标准k一占模式得到的平衡阀特性曲线与实验测量值 存在一定差距,希望以后能有一种更适合在阀门设计过程中,用于湍流流动模拟 的模型方程。

(3)论文进行数值模拟的计算模型,舍弃了支撑环,套筒等部分,这些部
分对流场也会有一定的影响,降低了数值模拟结果反应真实情况的可靠度,有待

通过更多工作能做进一步的改进。 (4)论文对设计的引压结构着重进行了可行性的论证,而预使其效用发挥
最大还有待进一步的研究。 (5)论文设计的恒流量控制阀具有大流量通流能力,其流量控制已经达到 了基本目标要求(控制误差小于5%)。展望以后能够进一步提高该平衡阀的流 量控制精度。

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浙江大学硕士学位论文

参考文献

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浙江大学硕士学位论文

作者简历

攻读硕士学位期间发表的论文
【1]汤中彩,麻剑锋.一种新型恒流量控制阀的研究.工业仪表与自动化控制. 2012.02发表.

浙江大学硕士学位论文

致谢

致谢
本文是在我的指导老师沈新荣老师和大师兄麻剑锋博士后的悉心指导下完 成的,在这里谨向沈老师和麻师兄致以忠心的感谢和崇高的敬意。沈老师严谨的

治学作风和求是的科研精神,和蔼可亲的待人接物以及认真细心、不厌其烦的教
学形象,都给我留下了终生难忘的印象。此外,在生活上,沈老师也给予我很大 的关怀。麻师兄在论文的开题和撰写中给予我很大的帮助和指导,麻师兄开拓创 新的学者风范和诚恳为人,值得我终生学>-j。 在近三年的研究生学>--j中,邵雪明教授、王灿星副教授、王小华研究员、熊 红兵副教授和流体工程研究所的其他老师,都在课程学>-j和科研工作方面给予了 我很多启迪和帮助。在此对他们表示忠心的感谢! 同时,本课题组的章威军、单力钧、林雄伟、罗驰、周金跃等师兄师姐,还 有王杨、朱莹、方飞龙、鲁辰胤诸位师弟师妹,他们的青春活力、热情洋溢给我 带来了五彩缤纷的研究生生活;他们的专研的品性和灵动的思维给我带来了科研 的灵感。在此,我衷心的感谢各位同学。 最后我要感谢我的家人,感谢他们一直以来给予我的最无私、最伟大的爱, 他们的理解和支持是我不断努力的原动力,是我力量的源泉。

汤中彩 二零一二年于浙大求是园


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