调节阀作为过程控制中的终端组件，随着自动化程度的不断提高，已日益广泛地应用于电力、化工、冶金、石油、轻纺、建筑等工业部门中。但是，由于调节阀的性能和质量问题造成的重大事故，给工业生产的正常运行、人身安全和财产安全带来了不可估量的损失。据统计，调节阀在某些工况下产生振动是引起各种事故的主要原因，振动严重时甚至引起阀杆断裂，影响机组安全平稳地运行。在调节阀阀内流体压力高、压差大、流速快的情况下，由于不平衡力的作用，调节阀普遍存在着泄漏大、寿命短等重大问题，使用情况不理想。所谓调节阀的不平衡力就是指对直行程的阀芯所受到流体的轴向合力。不平衡力直接影响调节阀的行程位置与
执行机构信号压力之间的关系。由于阀芯在中间位置时流体动压的影响，不平衡力难以用公式表示，因此，一般把调节阀全关时阀芯所受的静态不平衡力作为调节阀执行机构的设计依据。然而，阀芯匀速运动或在此基础上叠加振动情况下的动态不平衡力很少被考虑，这就有可能成为调节阀执行机构设计缺陷之一。
为了考察调节阀阀芯在调节过程中的动态不平衡力，本文针对直通
单座调节阀，利用ANSYS软件CFD模块和任意拉格朗日2欧拉(A rbitrary Lagrangian-Eulerian，ALE)有限元法建立考虑调节阀阀芯移动边界流场模型，由此分别计算定流量和定压差下以匀速运动的阀芯在变开度时所受到的动态不平衡力。另外，根据阀芯系统运动方程，利用预测2校正流固耦合算法求得阀芯在变开度振动过程中的动态不平衡力。在此基础上，将变开度下动态不平衡力与定开度下静态不平衡力进行初步比较分析。
一、调节阀流场有限元模型
建立调节阀流场有限元模型的目的是，通过流场有限元模型的计算获得作用在阀芯上的流体力，即不平衡力。本文采用ANSYS软件中的FLOTRANCFD模块描述调节阀内单相粘性流体的三维流动。
1、调节节阀流场三维几何模型创建
调节阀流场的三维几何模型比较复杂，有许多复杂曲面，考虑到ANSYS建模功能的不足，几何模型没有用ANSYS本身的建模功能创建，而是用建模功能比较强大而且比较方便的SOLID WORKS软件创建，如图1所示。将该几何模型另存为sat格式的文件，利用ANSYS的接口功能，把sat格式模型文件导入ANSYS。正确的流场模型应该是图1模型去掉内部阀芯后的结果。
图1 阀内三维几何造型
2、有限元网格划分
ANSYS软件提供了各种网格划分工具，如：自由网格划分、映射网格划分、扫略网格划分和过渡网格划分等。本文采用自由网格划分方法，其依据是：流体和阀芯接触的地方尤其是阀芯底部流场变化梯度较大，这些部位的网格要细化，以便更精确地计算和后处理；其它部位网格可以适当划分得粗一点，以便减小分析规模，提高计算效率。采用FLOTRANCFD模块中的FLUID142单元对图1所示几何模型进行网格划分，流场网格划分结果如图2所示，即流场有限元模型，共有单元120336个，节点24016个，图3是流场从中间对称面剖开后的造型。
图2 流场有限元模型
图3 阀芯周围的网格
3、载荷施加及边界条件处理
对图2流场模型施加边界条件，具体的载荷及边界条件如下。
1)进口定义流速条件或者压力条件：其值大小后面具体计算时给出，进口边界不能移动，即位移为0。
2)出口只定义压力条件，本文计算采用0.1MPa，出口边界不能动，即位移为0。
3)固定壁面边界条件：根据壁面无滑移的原理，假设所有与阀体边界接触面上的流动速度为0，位移为0，即除了进口端面、出口端面和阀芯周围的面以外，其余所有边界的流体速度为0，位移为0。
4)阀芯和流场的接触面(移动壁面)边界条件：流场在阀芯周围的固体接触面上的流体速度应该和阀芯的运动速度一致。
二、流体2固体场耦合分析计算
两种不同介质共同界面的运动，即结构与流体接触界面的移动是流固耦合问题中的一个特殊问题。调节阀变开度下阀芯上动态不平衡力计算涉及到具有移动边界的流固耦合场分析。针对不同情况下的调节阀流场计算，要用不同的方法。对于计算调节阀在一个稳态开度下的流体力相对比较容易，这个分析模型可以归纳到固定壁面类型分析。对于计算调节阀开度调整过程中的流体力相对就比较困难，而且计算量远远大于稳态开度。如果调节阀阀芯的运动规律已经给出，这个应该归纳到移动壁面类型分析；如果阀芯的运动规律没有给出，只是给出控制力的模型，或者只给出了阀芯受力情况，这个就应该归纳到流固耦合类型分析。本文讨论后一种情况下的流场分析和计算模型。
1、给定阀芯运动规律时的移动边界问题与ALE分析
当阀芯按给定速度作匀速运动时，阀芯与流体之间的接触边界也作匀速运动。这种移动边界问题是流固耦合问题中的一个特例。由于移动边界的运动规律已经给定，即可以直接给出移动边界任意时刻的位移和速度，因此，可以归结为移动壁面类型，用ALE有限元法[4]进行分析计算不平衡力。
2、未给定阀芯运动规律时的阀芯运动方程与预估2校正流固耦合分析
上面讨论的阀芯按给定速度作匀速运动是一种理想的情况，这时只考虑由于阀芯匀速运动产生的的不平衡力，而不考虑不平衡力以及其它力对阀芯运动的作用。实际上，气动薄膜调节阀工作时，作为运动部件的阀芯阀杆沿轴向主要受四种力的作用，这四种力分别是阀内流体力(不平衡力)、弹簧力、气动控制力、阀芯阀杆上的摩擦力。阀芯在这些力的共同作用下的运动规律是一种宏观大位移运动与微观小位移振动的叠加，无法预先直接给定，需要建立阀芯运动方程求解。
未给定阀芯运动规律时的阀芯运动方程可以根据图4所示的阀芯力学模型建立如下：
图4 阀芯力学模型
式中，X(t)、X(t)、X(t)分别为阀芯在t时刻的加速度、速度及位移。阀芯阀杆的总质量M=0.5kg。摩擦阻尼系数C=20，符号函数α=sign(X(t))。弹簧刚度系数K=1.0E+5N/m。Ft(t)为流体力，Fc(t)为执行机构作用在阀芯上的控制力，其大小根据气动力控制给出。重力加速度g=9.8m/s
2。
上述阀芯运动方程中的流体力(不平衡力)涉及到流场的计算，阀芯的运动规律不能直接通过运动方程得到，这种问题的求解归结为流固耦合类型分析。鉴于直接采用流固耦合方法无法或者很难满足这种问题的求解，需要采用预估2校正流固耦合分析。
三、不平衡力计算结果及其分析
下面采用ALE有限元法分析计算给定阀芯运动规律时的不平衡力，采用预估2校正流固耦合分析计算未给定阀芯运动规律时的不平衡力。
1、给定阀芯运动规律时不平衡力计算结果及其分析
不平衡力大小不仅与开度关系密切，而且还与压差、进口压力和流速等关系密切。为了寻找不平衡力的规律，采用ALE有限元法分别计算进口定流速、进出口定压差两类情况下不同阀芯运动速度对动态不平衡力的影响，并与固定开度下的稳态不平衡力进行比较。
A、进口定流速工况下不平衡力计算分析
假设
阀门进口分别在1m/s和2m/s定流速冲水下，阀芯分别以0.05m/s和0.1m/s定速度运动。阀门的全行程是25mm，阀芯零位移对应于阀门88%的开度，10mm位移对应阀门48%的开度，依次类推。
表1和表2分别给出阀门进口以1m/s和2m/s定流速冲水时不同开度下阀芯所受的不平衡力，图5为不同开度下的稳态流场。
表1 阀门进口1m/s定流速冲水时不平衡力
表2 阀门进口2m/s定流速冲水时不平衡力
从表1和表2可以看出，阀门进口速度恒定的条件下，无论是固定开度还是变开度情况，随着阀芯位移增大(即开度减小)，阀芯的不平衡力都是在增大，而且变化率也在增加。将阀芯在稳态(固定开度)、0.05m/s匀速运动和0.1m/s匀速运动三种情况相比较，稳态阀芯在同一开度时所受的不平衡力与运动阀芯相差甚微，而且随着开度的变小，稳态不平衡力大于阀芯时运动所受的不平衡力；在同一位置，即同一开度下，随着阀芯运动速度增大，不平衡力在减小；随着阀芯位移增大，即开度减小，阀芯运动速度越大，对应开度下的不平衡力之间的差距也越大。
因此，在大开度下(如开度大于40%)，阀芯不平衡力可以使用稳态不平衡力作为此工况下的设计依据。
图5 定流速工况时不同开度下的稳态流场
B、进口定压差工况下不平衡力计算分析
假设调节阀进口压力分别是2MPa和4MPa，出口压力恒定为大气压，阀芯分别以0.05m/s和0.1m/s定速度运动。
表3和表4分别给出阀门进口压力2MPa和4MPa定压差时不同开度下阀芯所受的不平衡力，图6为不同开度下的稳态压力场。
表3 阀门进口恒定2MPa时不平衡力
表4 阀门进口恒定4MPa时不平衡力
从表3和表4可以看出，阀门进出口压差恒定的条件下，无论是固定开度还是变开度情况，随着阀芯位移增大，即开度减小，阀芯的不平衡力都是在增大，而且变化率也在增加。将阀芯在稳态(固定开度)、0.05m/s匀速运动和0.1m/s匀速运动三种情况相比较，稳态阀芯所受的不平衡力不一定是最大的；在某些位置(开度)下，随着阀芯运动速度增大，不平衡力也在增大；随着阀芯位移增大，即开度减小，阀芯运动速度越大，对应开度下的不平衡力之间的偏离程度并非单调增大；在大进口压差(如4MPa)情况下，当开度比较大时会出现负的不平衡力。因此，不能简单地使用稳态不平衡力作为此工况下的设计依据。
图6 定压差工况时不同开度下的稳态流场
2、未给定阀芯运动规律时不平衡力计算结果及其分析
在实际进行调节阀开度调节时，阀芯阀杆的运动是变速运动。此时阀芯的运动规律不能直接通过阀芯运动方程得到，因而不平衡力的分析计算需要采用预估2校正流固耦合方法来解决。该方法的有效性已经过试验验证。
为了得到调节阀从初始开度到目标开度调节过程中阀芯位移以及所受流体不平衡力的时间历程，假设采用定压差为阀门流场进出口的边界条件，初始开度为88%(阀芯位移初值为0)，阀芯到达目标开度48%(阀芯目标位移为10mm)；在初始开度时阀芯位移、速度、加速度都为0，初始控制力和流体力都为18N。采用预估2校正流固耦合方法求解的阀芯位移以及所受流体不平衡力的规律如图7所示。由图7可以看出，阀芯位移、控制力随着时间推移接近稳定；阀芯基本稳定于目标开度位置；流体不平衡力随着时间的推移稳定于87N，接近稳态不平衡力；在阀芯开度接近目标开度时，由于气动控制力的变化，阀芯位移在目标位移附近有短时间的小幅波动，而不平衡力在稳态不平衡力附近也有短时间的小幅波动。因此，在调节阀执行机构设计时应考虑阀芯振动对动态不平衡力的影响。
图7 阀芯的动态位移、气动控制力及流体不平衡力
四、结论
本文分别采用ALE有限元方法和预估2校正流固耦合方法，对给定和未给定阀芯运动规律情况下阀芯所受的流体不平衡力进行了计算分析。研究结果表明：对于阀芯作匀速运动的情况，当调节阀进口流速一定时，不同开度下的不平衡力可以以对应开度时的稳态不平衡力作为设计依据；当调节阀进出口压差一定时，不同开度下的不平衡力不能简单地以对应开度时的稳态不平衡力作为设计依据。对于未给定阀芯运动规律的情况，需要考虑阀芯振动对动态不平衡力的附加影响。
阀芯在接近小开度(大位移)时流场的网格发生错误，无法在全行程上有效求解动态不平衡力。因此，需要寻求更有效的解决方法，以全面准确掌握调节阀调节过程中动态不平衡力的变化规律，从而为调节阀执行机构的动态设计提供更可靠的理论依据。
