扇形噴嘴射流行為的數值模擬研究

(1.遼寧石油化工大學 石油天然氣工程學院，遼寧 撫順 113001； 2.中國石油天然氣股份有限公司遼寧銷售倉儲分公司 設備工程部，遼寧 沈陽 110000)

隨著水射流技術的發展，高壓水射流技術已廣泛應用于工業清洗、除銹與機械切割等工藝中[1-3]。噴嘴作為水射流工藝中轉化射流能的主要元件，其性能的好壞直接影響著高壓水射流技術的實際應用[4]。噴嘴按形狀可分為針形噴嘴、扇形噴嘴和異型噴嘴等，其中扇形噴嘴由于其噴嘴形狀可以產生平坦均勻的扁平射流，射流致密性好，而且射流擴散角變化范圍很廣，因此成功應用于高壓水射流中[5-6]。任小增通過實驗方法研究了扇形噴嘴的射流特性及磨損行為，分析討論了扇形噴嘴磨損的影響因素和減磨措施[7]。歐陽聯格等研究了非結構參數如入口壓力、靶面距離和傾斜角度對射流特性的影響，解決了高壓扇形噴嘴的非結構參數的匹配問題[8]。Jeffery和Joshua等采用實驗方法對扇形噴嘴射流的運動特性和穩定性進行了研究[9-10]。

本文以扇形噴嘴射流行為為研究對象，采用數值模擬方法，研究不同參數如扇形噴嘴入口壓力、收縮角(入口直徑)、V型切槽半角對扇形噴嘴射流行為的影響，得到不同參數對扇形噴嘴內部及外部射流特性的影響規律，研究結果對扇形噴嘴的設計具有一定的指導意義。

1 模型建立

1.1物理模型

扇形噴嘴結構示意圖如圖1所示，其中影響性能的主要參數包括收縮角β、入口直徑D、射流出口段直徑d、射流出口段長度和V型切槽的半角α。本文假設扇形噴嘴收縮段長度L和射流出口段直徑d為恒定值，通過改變噴嘴入口直徑D來調節扇形噴嘴的收縮角度。為了分析不同參數變化對扇形噴嘴射流特性的影響，表1給出了本文數值模擬研究的主要參數和扇形噴嘴結構參數。

圖1 扇形噴嘴結構示意圖

表1 數值模擬參數及數值

1.2數學模型

1.2.1控制方程

由于扇形噴嘴射流過程屬于湍流，故采用三維Navier-Stokes方程作為數值模擬求解過程的控制方程，并用標準k-ε湍流模型建立封閉控制方程組。

不可壓縮流體的連續性方程：

(1)

動量方程：

(2)

湍動能k方程：

(3)

湍動能耗散率ε方程：

(4)

1.2.2邊界條件及網格劃分

扇形噴嘴及射流區的邊界條件設置如圖2所示。扇形噴嘴入口設置為壓力入口，設定水的體積分數為1，即初始狀態噴嘴內部充滿水；出口設置為壓力出口，壓力值設為1個大氣壓；噴嘴內壁設置為壁面，其他噴嘴外部區域均設置為壓力出口。外流場區域的長度設置為0.5 m。由于扇形噴嘴內流體區域結構比較復雜，因此本文采用四面體網格和六面體網格相結合的方式對整個流體區域進行網格劃分。其中，噴嘴內部和射流沖擊區采用六面體網格劃分，噴嘴出口處采用四面體網格進行劃分，計算區域網格劃分如圖3所示。整個流體區域劃分網格的總數量約為118萬。

圖2 扇形噴嘴及射流區的邊界條件設置

圖3 扇形噴嘴和整個流體區域網格劃分

1.2.3 求解過程

本文計算過程中壓力-速度耦合算法采用Coupled，對于梯度、壓力、動量和體積分數的空間離散，分別采用Least squares cell based、PRESTO、Second order upwind和GeoFraction方法。當連續方程的質量源項和各速度分量的相對殘差值小于1.0×10-4時認為收斂。數值模擬過程中采用VOF(Volume of Fluid，簡稱VOF)兩相流模型模擬氣-水兩相相互作用，其中空氣設置為主相，水設置為第二相。

2 數值模擬結果及分析

2.1 入口壓力的影響

在扇形噴嘴結構參數固定的條件下，入口壓力的大小對扇形噴嘴射流特性影響很大。本文分別對入口壓力P為5、10和15 MPa的扇形噴嘴射流特性進行仿真分析。圖4～圖6分別給出了不同入口壓力條件下YOZ截面(視線垂直于V型槽)、XOY截面(視線平行于V型槽)和XOZ截面(壓力出口)內扇形噴嘴射流的速度云圖。其中，噴嘴入口直徑D為8 mm，V型切槽半角α為30°。由圖4可知，高壓的水通過扇形噴嘴出口后，在YOZ截面內形成了扇形分布的射流。隨著入口壓力的增加，扇形噴嘴射流核心區的最大速度顯著增大，入口壓力為5、10和15 MPa時的最大速度分別達到了96、134和166 m/s，且在距離噴嘴0.5 m處的射流沖擊寬度(沿Z方向的沖擊寬度)略有增加。圖5為XOY截面內速度云圖，此時高壓水經過扇形噴嘴后在XOY截面內形成一個沖擊寬度很窄的帶狀射流，且隨著入口壓力的增加，扇形噴嘴射流核心區的最大速度增加。圖6給出了壓力出口處(XOZ截面內)速度分布云圖。由圖6可知，高壓水經過扇形噴嘴后在壓力出口截面內形成了沿X方向沖擊寬度很小，而沿Z方向沖擊方向很寬的狹長帶狀射流區域。同時可以看出，隨著入口壓力增加，扇形射流沿Z方向的沖擊速度增大，沖擊寬度變化不顯著。

圖4 不同入口壓力條件下YOZ截面內速度云圖

圖5 不同入口壓力條件下XOY截面內速度云圖

圖6 不同入口壓力條件下XOZ截面內速度云圖

圖7(a)和圖7(b)分別為YOZ截面內射流核心處和距扇形噴嘴出口Y=0.1 m處水的速度分布。由圖7(a)可知，高壓水經由扇形噴嘴噴出過程中，水的流速實現了兩次加速過程。第一次加速發生在噴嘴收縮段處，由于噴嘴截面變小，在拐角處水的流速達到最大值；此后，水在扇形噴嘴圓柱段內持續加速，在噴嘴出口處隨著截面收縮實現第二次加速。由圖7(b)可知，在距扇形噴嘴出口Y=0.1 m處，隨著入口壓力的增大，水的流速最大值由87 m/s增加至152 m/s。

圖7 不同入口壓力條件下水的速度分布

2.2 入口直徑的影響

圖8～圖10分別給出了不同入口直徑D條件下YOZ截面、XOY截面和XOZ截面(壓力出口)內扇形噴嘴射流的速度云圖。其中，噴嘴入口壓力P為10 MPa，V型切槽半角α為30°。由圖8～圖10可知，入口直徑D變化對扇形噴嘴外流場區域射流特性影響并不明顯。隨著入口直徑的增加，扇形噴嘴射流核心區域(外流場區域)流速最大值先減小后增加，其最大值分別為134.2、131.6和134.0 m/s。

圖8 不同入口直徑條件下YOZ截面內速度云圖

圖9 不同入口直徑條件下XOY截面內速度云圖

圖10 不同入口直徑條件下XOZ截面內速度云圖

入口直徑D變化主要影響的是扇形噴嘴內部射流特性。圖11給出了不同入口直徑條件下扇形噴嘴內部速度分布云圖。由圖11可知，由于扇形噴嘴入口直徑D的改變，噴嘴圓柱段內的速度發生了顯著變化。當入口直徑較小時，速度最大值區域主要集中在噴嘴圓柱段中心；當入口直徑增加至8 mm時，速度最大值區域向噴嘴圓柱段壁面處擴大；當入口直徑增大至10 mm時，速度最大值區域又向噴嘴圓柱段中心集中。

圖11 不同入口直徑條件下扇形噴嘴內部速度云圖

圖12(a)和圖12(b)分別為YOZ截面內射流核心處和距扇形噴嘴出口Y=0.1m處水的速度分布。由圖12可知，與改變入口壓力相比，改變入口直徑D后，水由扇形噴嘴出口進入到外流場區域后，隨著入口直徑的增加，沿Y方向上的速度值衰減很快；沿Z方向上，在Y=0.1 m處射流核心處流速最大值變化并不明顯。

圖12 不同入口直徑條件下水的速度分布

2.3 V型切槽半角的影響

圖13～圖15分別給出了不同V型切槽半角條件下YOZ截面、XOY截面和XOZ截面內扇形噴嘴射流的速度云圖。其中，噴嘴入口壓力P為10 MPa，入口直徑D為8 mm。由圖13和圖14可知，當V型切槽半角由30°增加至60°時，YOZ截面內扇形噴嘴射流核心區域內速度最大值由134 m/s增加至 139 m/s。XOY截面內速度變化不顯著。由圖13和圖15可知，V型切槽半角的增加顯著降低了扇形噴嘴射流的沖擊寬度，且射流沖擊區域內速度顯著增加。當V型切槽半角由30°增加至60°時，扇形噴嘴射流的沖擊寬度由0.34 m降低至0.12 m。

圖13 不同V型切槽半角條件下YOZ截面內速度云圖

圖14 不同V型切槽半角條件下XOY截面內速度云圖

圖15 不同V型切槽半角條件下XOZ截面內速度云圖

圖16(a)和圖(b)分別為YOZ截面內射流核心處和距扇形噴嘴出口Y=0.1 m處水的速度分布。由圖16(a)可知，當V型切槽半角為30°時，外流場區域內水的流速衰減顯著；當V型切槽半角逐漸增大時，外流場區域內水的流速衰減強度減弱。由圖16(b)可知，當V型切槽半角由30°增加至60°時，距扇形噴嘴出口Y=0.1 m處水的速度最大值由122 m/s增加至133 m/s。由此可知，V型切槽半角減小有利于增大扇形噴嘴射流的沖擊寬度，降低水的沖擊速度。

圖16 不同V型切槽半角條件下水的速度分布

3 結 論

本文以高壓扇形噴嘴射流行為為研究對象，采用數值模擬方法對不同的入口壓力、入口直徑(收縮角)和V型切槽半角條件下扇形噴嘴特性進行分析，得到以下結論：

(1)扇形噴嘴的主要參數，即入口壓力、入口直徑(收縮角)和V型切槽半角對扇形噴嘴內部及外部流場均具有一定的影響，各參數的變化對扇形噴嘴射流特性起著十分重要作用。

(2)入口壓力和V型切槽半角對扇形噴嘴外流場影響顯著。在本文參數范圍內，增大入口壓力可顯著增加射流沖擊核心區域內水的速度，但射流沖擊寬度變化不顯著；增大V型切槽半角可顯著減小射流的沖擊寬度，但射流核心區內水的流速顯著增大。

(3)在本文參數范圍內，扇形噴嘴入口直徑(收縮角)的增加對外流場區域內射流特性影響不明顯，但卻顯著改變了噴嘴內部的流動特性。