基于二方程模型的三维管道流动数值模拟

基于二方程模型的三维管道流动数值模拟

1压力场的数值离散分析无论是液体机械还是液体传递和控制系统，都使用不同的开口。这些开口装置的主要功能是调节和控制流量、压力和流量方向，以满足劳动系统的要求。因此,从安全、减振及降噪的角度出发对各种阀门附近的流场进行计算,进而对其性能进行分析是十分必要的。然而,由于阀门结构、边界条件及支配方程的复杂性,对其进行解析研究是比较困难的。一般采用有限差分法、有限体积法、边界元法和有限元法等几种不同的数值离散方法进行分析。本文针对海水管路系统中的阀门对整个管系的流动影响,采用计算流体力学中常用的非结构、非交错网格的有限体积法,模拟蝶阀、球阀和闸阀3种阀门附近的三维分离流动。并通过实验研究证明,阀门附近的漩涡是阀门产生流噪声的主要原因。2动力系统的数学模型流体在管道内的流动实际是湍流流动,由于湍流过程的复杂性和工程计算的多层次决定了湍流模型的多样性,不同的湍流模型有不同的适应范围。为确定N-S方程中的涡旋粘性系数μ,目前有许多的湍流模型可以选择。本文采用k-ε二方程湍流模型对阀门内部的流动进行数值模拟。对于非定常不可压粘性体的流动,因为是不可压流,所以连续方程为∇·U=0(1)在流体的粘性系数μ=const的情况下,动量方程为∂U∂t+∇⋅(U⊗U)=−1ρ∇p+(υ+υt)∇2U(2)湍流涡运动粘性系数计算公式υt=μtρ=Cμk2/ε(3)湍流动能k的输运方程∂k∂t+∇⋅(Uk)=vtσk∇2k+Gkρ−ε(4)湍流耗散率ε的输运方程∂ε∂t+∇⋅(Uε)=vtσε∇2ε+εk(Cε1Gερ−Cε2ε)(5)湍流动能和耗散率生成项Gk和Gε的计算公式Gk=Gε=μt∇U·(∇U+∇UT)(6)式中U——进口介质的速度,m/sCμ、Cε1、Cε2、σk、σε——k-ε湍流模型的常数采用非交错网格的有限体积法对各控制方程组进行离散,控制体积的界面位于网格各个结点的中间平面上,利用压强校正法求解各个变量。壁面附近的流动采用壁面函数进行模拟。3速度最大速度确定将上述数学模型应用于具有阀门的管道中。管道内径D=200cm,阀门上游管道长LJ=300cm,下游管道长LC=300cm,其管道内流体温度为室温t=288K,密度ρ=1000.5kg/m3,运动粘性系数υ=1.0×10-6m2/s。粘性流体在管壁边界处或阀门关闭件处,速度的边界条件要满足无滑移条件,即固壁上的速度U=0。进口边界条件U0=Wmax(1−rRmax)17式中Wmax——最大速度,m/sRmax——管道直径,cm取Wmax=1.0m/s,Rmax=200cm。出口边界条件P=0湍流动能k和耗散率ε为k=1.5I2U02ε=ρCμk2/U0μt=1000Iμ式中I——紊流强度(取I=0.05)4阀门对流场的影响数值模拟的结果表明,当阀门关闭到一定的角度时,在阀门附近开始出现漩涡流动。蝶阀、闸阀和球阀模拟状态如图1、图2和图3所示。从图1可以看出,由于蝶阀蝶板背面存在局部低压区,从蝶板上方越过的流体部分折向下方流,从蝶板下方流过的流体部分折向上方流,形成2个大小相近、方向相反的漩涡。在这2个漩涡向下游发展过程中,相互作用,逐渐减弱。当蝶板关闭的角度继续增大时,回流区域也逐渐增大,并控制整个流场结构,在蝶板的上方和下方分别形成两个很大的回流区,回流中心的压力最低。当蝶板关闭角度较大时,蝶板下游出现大范围的回流区控制着流场结构。在蝶板关闭角度较小时,在与管道轴线垂直的截面上形成一对大小相近、方向相反的漩涡控制着流场。从图2可以看出,闸阀只有一个漩涡,出现在闸板与管道的壁角处,向下游发展并逐渐消失。从图3可以看出,从球阀球体下方流过的流体部分折向上方流,在球阀内形成与流动方向相反的漩涡。同时在球阀外形成一个与球阀内漩涡大小不等,方向相反的漩涡,且球阀的外涡形成在阀门外的壁角处,阀门外的涡量大于阀门内的涡量。3种阀门的漩涡形成的位置不同,并且由于阀门结构不同,涡的尺度也不同。通过数值模拟,从阀门下游流场图可以看出,随着阀门开度的减小,球阀阀门后涡的尺度增大。另外由以上数值计算结果可以得知,当流体流经阀门时产生的能量损失主要是流动收缩引起的能量损失,漩涡的旋转要产生能量损失,流动的扩张要产生能量损失。可以说,阀门的节流作用是以流动的能量损失为代价的,阀门开度越小,能量损失越大。同时由于湍流的作用和漩涡的出现使海水管路系统的振动和噪声增大。对海水管路系统的工作状态有很大的负面影响。5阀门噪声的影响在水管路实验台架中,采用平齐式安装压力传感器的方法,在阀门的上游与下游分别安装压力传感器,在不同的流量下,测量蝶阀、闸阀和球阀3种类型的阀门噪声,得到阀门上下游的压力信号频谱图(图4、5和6)。为了避免管路上其他附件的影响,测量阀门噪声时,将阀门安装在管路的中央,在泵端和出口端安装了两台水管路消声器,以衰减流噪声的传递干扰。测试结果表明,从阀门开度看,阀门全开时,上游噪声大于下游噪声3～5dB。随着开度的减小,下游噪声逐渐大于上游噪声。阀门前后噪声随着阀门开度的减小,噪声在阀门上下游都有增加的趋势,下游噪声增加的更大。从上下游流噪声声压级差值分析,上下游差值不大,只有几分贝。但随着阀门开度的减小,流量为50m3/h和流量为80m3/h相比,闸阀上游流噪声增加了23.6dB,下游流噪声增加了31.5dB。蝶阀上游流噪声增加了19.6dB,下游流噪声增加了27.7dB。球阀上游流噪声增加了26.3dB,下游流噪声增加了31.4dB。可见阀门噪声对管路噪声影响很大。由动态仿真的阀门附近流场图可知,流体流经阀门时,下游出现了大小不等的涡。在流速较低的情况下,不考虑质量源和体积源,只考虑流动发声时,根据Powell方程,得到流动激声的波动方程∇2p′−1c0∂2p′∂t2=−ρ∇⋅[ω×u+∇(u22)](8)式中p′——压力波,mω——涡量u——流体质点的速度,m/s由涡声理论可知,阀后出现的漩涡是阀门流噪声的主要声源之一。在流速较低时,式(8)右侧得ω×u是产生流噪声的源,其涡量越大,源强越强,产生的噪声越大。试验时,当阀门全开时,没有涡产生,流噪声沿管路衰减,上游噪声大于下游。当阀门开度减小,在阀门产生涡,随着阀门开度的不断减小,涡的尺度增大,涡量变大,阀门的噪声增加。6阀门周边涡流速度随管道开度的变化会引起流噪声①采用基于非结构、非交错网格的有限体积法求解k-ε模型封闭的N-S方程组,模拟水管路中的阀门是可行的。②由于阀门的作用,一部分流体受阻,流体质点不能突然改变运动方向,即流向不能平稳、圆滑地过渡,在阀门附近流体出现逆流运动的趋势,结果使这部