以國內2.4m 跨聲速風洞調壓閥為對象，使用CFD 軟件、采用基于壓力的隱式coupled算法和標準k - ε 湍流模型，實現了調壓閥可壓縮穩態流場的數值模擬，及對調壓閥加設整流錐、調壓閥并聯旁路閥和調壓閥并聯旁路閥并加設整流錐三種閥門模型進行數值模擬和驗證。結果表明，數值模擬的流量與真實值誤差0.43%，壓力場、速度場能反映實際現象，旁路閥全開時增加87%以上的流量，整流錐降低了閥后壓力梯度和校正軸向核心流偏向作用明顯。

1、概述

　　調壓閥是暫沖式跨聲速風洞的關鍵設備，設計為內部軸向對稱的環形流道結構，通過閥體內固定件的堵塞作用和運動件以不同開度控制流通面積，對氣流量進行實時控制，從而實現閥后壓力調節的目的。工作中，氣流將產生巨大的沖擊和反復的交變載荷，并引起振動，對閥門的材料和結構造成損害，真空技術網(http://smsksx.com/)可能影響工作性能和安全。暫沖式跨聲速風洞的調壓閥內流場涉及氣流的壓縮和膨脹系列復雜變化過程，必須進行準確的數值模擬才能獲得閥體內流場的真實信息。本文以2.4m 暫沖型引射式半回流跨聲速增壓風洞用調壓閥為研究對象，運用CFD 軟件對閥門內部流場進行數值模擬。結果驗證準確后，對調壓閥加設整流錐、調壓閥并聯旁路閥和調壓閥并聯旁路閥及設整流錐三種方案進行數值模擬和結構設計，為風洞調壓閥改造或新設計提供了參考方案。

2、風洞調壓閥流場數值模擬

　　2.1、計算模型

　　在網格劃分軟件Gridgen中對調壓閥進行建模，入口和出口取8 倍管道直徑長度，使用非結構網格進行劃分，并在流體流動復雜的調壓閥包絡區域內進行網格加密，模型入口和出口分別設置為壓力入口和壓力出口邊界條件，其余部分設置為壁面條件(圖1) 。幾何模型的網格數量是6.9 萬。

　　總長3.3m，出入口內徑1.3m，套筒最大行程550mm。調壓閥內部錐狀殼體是固定部件，對氣流具有整流和堵塞作用，閥門末端套筒是活動部件，在PID 閉環控制作用下調整開度。殼體和套筒共同實現了閥后壓力的降壓和穩定。

圖1 調壓閥模型網格

　　2.2、參數設置

　　2.4m 跨聲速風洞的試驗馬赫數為0.3 ～ 1.43，研究中選取風洞0.8 馬赫常規試驗工況參數進行分析(表1) 。

表1 風洞試驗數據

　　對表1 的兩次試驗數據進行平均處理，并結合其他參數分析，得到貼近調壓閥工作實際的數據。可知，吹風中調壓閥前端總壓為1 129. 5kPa，而閥后較長氣流管道的出口靜壓近似為900kPa，試驗進程中流經主調壓閥的氣體流量為460kg /s，來流速度32m/s。

　　調壓閥計算模型建立后，文件導入CFD 計算軟件進行數值模擬。經調試和分析，確定使用基于壓力的隱式coupled 算法、標準k - ε 湍流模型進行計算獲得了滿意結果。前處理時，邊界條件設置為壓力入口和壓力出口條件，并設定入口總壓1 129.5kPa、表壓1 122.5kPa，出口表壓900kPa，介質選擇理想可壓縮空氣，計算模型的套筒開度450mm。

　　2.3、模擬結果

　　迭代計算8 000 步后計算殘差收斂，獲得CFD數值模擬結果。根據結果得知，計算模型的入口和出口壓力值與前處理的設定值相符，出入口質量流量為458kg /s，與真實值460kg /s 的誤差為0.43%( 圖2，圖3) 。

圖2 計算模型的壓力分布云圖

圖3 閥門軸向速度云圖和速度矢量圖

　　分析可知，風洞入口管道內的氣體在調壓閥的調節作用下實現了壓力的降低，但氣流的壓縮和膨脹變化使調壓閥流場也變得十分復雜。一是調壓閥閥后小片區域內壓力場不均勻且壓差變化大。流場內最高靜壓1 130kPa，最低靜壓789kPa。二是對應速度場方面，閥后較長管道內的軸向速度場不均勻不對稱，核心流偏移至出口管道的上壁面。流場內軸向最大速度221m/s，最小速度- 66m/s。三是渦流的存在，閥后導向支桿的一對渦流尺度較小且有一定對稱性，而出口管道內的一對渦流尺度大且不對稱。上述特點決定了氣流流過閥門后，閥門將承受不對稱不均勻的交變氣動載荷破壞和由此引起的振動損害，長期工作會對閥門的性能和安全造成影響，也是暫沖式跨聲速風洞的共性，有必要對調壓閥進行改造或新設計研究。

3、風洞調壓閥的結構優化

　　調壓閥工作時受交變載荷和振動影響，主要原因是壓差和閥后流場非對稱失穩。實際上，流場環境很大程度上依賴于閥門的結構形式，因此，對調壓閥進行結構設計和數值模擬驗證。

　　3.1、整流錐結構

　　對調壓閥增加整流錐其錐度為1.6，安裝于調壓閥的套筒后端，錐體開直徑2.5cm 和5cm 的兩圈通氣孔用于調節壓差，閥門驅動裝置延長0. 3m，導向裝置及支架構件同步外移。結構改進后，通過調壓閥獨立運行流場的數值模擬方法進行分析，計算網格6.9 萬( 圖4、圖5) 。由圖像顯示，帶整流錐閥門流場特性與原模型流場整體相似，但閥門關鍵區域的流場得到明顯優化。一是壓力場在主調壓閥的導向裝置和出口管道前端表現出較好的對稱性和均勻性，雖有壓差存在已明顯減小。流場內最高靜壓1 130kPa，最低靜壓769kPa。二是速度場的軸向核心流得到改善，方向稍偏于管道上壁面，特別是通過圖3 和圖5 對比顯示，結構設計后的主調壓閥流場變得更為合理。流場內軸向最大速216m /s，最小速度- 68m /s。三是渦流的強度和尺度變小，渦流的對稱性也得到明顯改善。改進后，流場整體上表現出了良好的對稱性和均勻性，說明設計整流錐的方案優化了流場特性，對改善閥門受氣動力和振動破壞具有明顯效果。計算模型中出入口質量流量為450kg /s。

圖4 安裝整流錐的調節閥計算模型的壓力分布云圖

圖5 安裝整流錐的調節閥軸向速度云圖和速度矢量圖

　　3.2、并聯旁路閥結構

　　對調壓閥進行并聯旁路閥設計，其主要目的在于增加進氣量，旁路管道直徑0.33m。計算模型網格10.6 萬( 圖6、圖7) 。根據結果分析，計算模型數值模擬所得入口和出口壓力吻合于前處理設定值，模型出入口質量流量為870kg /s，相比調壓閥獨立運行的流量460kg /s，增量89%，說明旁路在增加風洞進氣流量方面效果明顯。

　　旁路既增加了流量，又改善了主管道流場的狀況。對比調壓閥獨立運行模型分析，在主管道流場中，閥后的壓力場壓差分布雖較為明顯，但不特別突出。流場內最高靜壓1 130kPa，最低靜壓471kPa。旁路入口和閥門前端的軸向速度場不均勻，但閥后軸向速度場的均勻性和方向性較好。流場內軸向最大速度330m /s，最小速度- 73m /s。閥門導向裝置處的渦流強度與尺度相當并有一定對稱性，主管道閥門出口前端的兩個渦流強度和尺度較大，但相比調壓閥原模型有明顯改善。但對旁路流場而言，旁路區域內存在多處不對稱不均勻的壓力場，在旁路閥內殼體后端表現最為明顯，并有對稱渦流，主要原因是旁路屬于彎直結合的不規則管道，弧度變化大，氣流在旁路流通時受擾動強烈，形成不均勻不對稱流場。

圖6 并聯旁路閥的調節閥計算模型壓力分布云圖

圖7 并聯旁路閥的調節閥軸向速度云圖和速度矢量圖

　　3.3、并聯旁路閥與增設整流錐結構

　　對并聯旁路閥的調壓閥加設整流錐，即將增加整流錐方案和并聯旁路閥方案組合。整流錐參數及安裝方式與僅增加整流錐相同，網格數量10. 6 萬( 圖8，圖9) 。結構組合后，流場突出的變化是整流錐的應用降低了旁路的流量，旁路的最大流速也減小。此方案在分配主旁管道流量方面優于并聯旁路設計，流場的順暢度和主調壓閥導向裝置處的渦流在設計后得到優化，整流錐產生了積極效果，但旁路管道和旁路閥受氣動力破壞以及振動現象依然存在。模型出入口質量流量為860kg /s，相比調壓閥獨立運行，流量增加87%。另外，流場內最高靜壓1 130kPa，最低靜壓488kPa，軸向最大速度304m /s，最小速度- 69m /s。

圖8 組合調節閥計算模型的壓力分布云圖

圖9 組合調節閥軸向速度云圖和速度矢量圖

4、結語

　　運用CFD 方法對2.4m 跨聲速風洞的調壓閥流場進行數值模擬，分析閥門的流場環境和特性，并對三種不同結構設計的調壓閥流場進行數值模擬和分析，獲得了具有參考意義的結論。

　　(1) 采用基于壓力的隱式coupled 算法和標準k- ε 湍流模型，對大型氣體調壓閥流場進行數值模擬，計算模型的出入口壓力和流量與工程實際相符，該方法在模擬大型氣體調壓閥二維有粘可壓縮流場中具有一定運用價值。

　　(2) 在調壓閥的結構設計方案中，并聯的旁路設計增加87% 以上流量，并能一定程度地優化流場。整流錐設計對流場優化效果明顯，使調壓閥因交變氣動載荷和振動破壞有效降低。

　　(3) 整流錐設計方案在流場控制和優化方面較為簡單有效，并能降低成本。若從增加流量角度考慮，應選擇組合方案。