本文以截止节流阀为研究对象对其流场特性进行研究，图1所示是截止节流阀剖面图，通过反向建模得到计算流体域如图2所示。在制冷循环中，流体从截止节流阀下端流入，在右端流出。部分流体因进出口压力的影响会回流，为避免流体回流对仿真结果的影响，适当加长入口、出口流道长度，从而使得计算结果更加精确。

计算结果的准确性与网格数量和质量关系密切^[12]。网格划分时，阀芯及阀座处结构复杂，对计算的精度要求较高，为了确保计算的准确度，在阀芯及阀座处对网格进行加密处理。依照以上要求划分网格，得到五种网格数不同的模型如图3，五类模型均在阀芯及阀座处对网格进行了加密处理。同时在节流进步出口处分别设置监测点以判断计算结果是否收敛，监测点位置如图4所示。

网格过密会影响计算速度，网格数量太少会使计算结果产生较大误差^[13]。因此在计算之前对网格密度进行无关性检验，表1为网格无关性检验表。随着网格数量的增加，不同尺寸网格下的截止节流阀出口流量逐渐趋于稳定，网格数量为40.5万时，出口流量相对误差为0.435％，这就可认为在考虑计算经济性以及时间成本的情况下，选用40.5万的网格对计算结果影响不大，因此选择40.5万的网格进行计算。

由换热器流入截止节流阀的制冷剂为液态，流出截止节流阀的制冷剂同时存在气液两种状态，因阀内出现空化现象，产生大量空泡，出口流体流态为的湍流。因此，设置主相为液相，次相为气相。根据以上条件列出流体力学基本方程^[14]。

质量守恒方程、能量守恒方程、动量守恒方程分别由式（1）~（3）表示为：

式中u、v、w分别为x、y、z方向的速度矢量，m/s；ρ为流体的密度，kg/m³；μ为流体的运动粘性系数，Pa·s；$\nabla$p为压差力，Pa；f为体积，m³；V为流体的矢量流速，m/s；$ {c}_{p} $为定压比热容，J/（kg·K）；T为温度，K；k为流体的传热系数，W/（m·K）；$ \overrightarrow{v} $是来流的速度矢量；$ {S}_{T} $为流体的内热源及由粘性作用流体机械能的部分。

液体中机械振动使其内部压强发生变化，当压力降低时候流体内部或者在一些流固界面上会出现结构断裂从而形成空腔，这种形成空腔的过程便称为空化^[15]。通过对比两种空化模型，考虑到气液两相之间的相变过程和湍流压力脉动对气化压力的影响，选择Schnerr-Sauer模型进行计算。

目前国内外学者对节流阀内空化进行数值模拟时常用的湍流模型主要有：标准k-ε模型、RNG k-ε模型及其修正模型^[16]。因此合理选择湍流模型及空化模型对精确分析空化流动特性具有重要影响。流体流过节流阀，流速增大，绝大部分流体流动属于紊流流动，且雷诺数大。在射流方面双方程中的k-ε模型表现较好，而阀口处的油液流动属于高速射流，因此在湍流模型方面，本文选择Realizable k-ε模型。

考虑到本文计算较为简单，不需要很高精度就可以满足研究需要，为节省计算成本，采用VOF(Volume of Fluid)模型或者混合模型。VOF模型一般用于于计算不能互相掺混的流体流动^[17]。混合物模型用于计算多相流。相较于VOF模型，混合模型的优势在于在体积浓度大于10%的流动问题中，两相流体可相互混掺，更适用于两相流动。因此，最终选择混合模型。

介质采用制冷剂R134A，详细物理属性见表2，为判断计算结果的收敛与否，在阀芯进出口处分别设置一监测点监测阀内压力脉动，如图4所示。由于截止节流阀的结构稳定，其内部流动状态完全取决于进出口边界条件。壁面条件设置为绝热且无滑移且流体与壁面无热交换。表3、表4、表5分别为阀芯位置不同、入口压力不同、入口流速不同的进出口边界条件。以瞬态进行计算，时间步长设为$ {10}^{-5} $s，阀芯位置不同、入口流速不同设置流速入口、压力出口，入口压力不同设置压力入口、压力出口。

较高的相对流速是导致压强降低及出现低压区的主要因素^[18]。压力小于某一特定值就会出现空化现象，因此阀内最小压力值也是衡量空化现象的重要参数^[18]。空化现象的出现与流体流速的增加以及流体压力的降低有关，因此分析研究阀内速度场、压力场对于截止节流阀空化特性的研究具有重大意义。

截止节流阀通过阀芯和节流孔来实现节流降压作用，阀芯位置对阀内速度分布有一定影响。图5所示是不同阀芯位置下的速度分布图。从图中可以看出，阀内速度梯度主要分布于两处位置：一是流体从入口流道流入出口流道处即流体流经阀座处，二是流体流经阀芯处。流体流经阀座时，流束截面突然减小，流速从5 m/s急剧增加至200 m/s；流经阀芯时，流束截面再一次急剧缩小，流速再一次急剧增加，此时流速达到最大，产生的高速射流从阀芯喷射而出，流出阀芯后流体的截面面积增大，流速减小。阀芯位置对阀内速度场的分布规律有一定影响，随着阀芯从距阀座2.38 cm上移至11.9 cm，阀芯出口端的速度越小。较高的相对流速是导致压强降低并出现空化现象的主要原因^[19],在速度急剧增大的区域流体压强较小，容易产生空化现象，因此由速度场的结果可得出在阀芯附近以及阀芯与阀座之间空化现象剧烈。又因流出阀芯的速度随阀芯与阀座之间的距离的增大而减小，阀芯出口处的空化强度也会随之减弱。

图6是不同阀芯位置下的压力分布图，如图所示：高压区主要分布于入口流道下部且压力恒定，压力值位于1.41至1.50之间；压力较低区域分布在入口流道上部，压力值位于0.38 MPa至1.31 MPa之间；低压区主要分布在阀芯与阀座之间，压力值位于0.4 MPa至0.28 MPa之间。压降主要分布于阀座及阀芯出口处(见图7)，随着阀芯从距阀座2.38 cm上移至11.9 cm，在阀座及阀芯出口处的压降越小，最小压力也随之增大。空化区域应与产生压降位置一致，由压力场的结果可得出空化区域主要分布于阀座于阀芯之间及阀芯出口处，并且随着阀座与阀芯距离的增加，压降越小；最小压力增大，从而真空值减小，因此可认为空化程度也逐渐减弱。

阀芯上移会改变阀门内部的压力分布，进而影响阀内的空化特性。图8是不同阀芯位置下的气相体积分数分布图，如图可得：阀内绝大部分区域气相体积分数很小且恒定，只有阀芯于阀座之间的区域气相体积分数较大，因此可认为空化现象主要发生在阀芯与阀座之间的区域附近以及阀芯出口（见图9）。随着阀芯从距阀座2.38 cm上移至11.9 cm，阀芯与阀座之间的空间扩大，因此阀内空化区域扩大。但由于阀芯上移导致阀内压力升高，阀内部的空化程度逐渐减弱。工况（1）、（2）、（3）下的流体流过阀芯后仍然出现空化现象，因气相体积分数较低，均不超过0.35，可认为此处空化程度较弱。工况（4）、（5）的结果显示阀芯出口处气相体积分数很低，接近0.05，可认为此处没有出现空化现象。

入口压力的改变进而使阀门进出口压差改变。增大进出口压差会导致阀内流速增大。图10是不同入口压力下的速度分布图，图中结果所示：阀内出现速度梯度主要分布在流体从入口流道流入出口流道处。流体在流经阀座时，流束截面突然缩小，流速急剧增加，流体以射流的形态从阀座喷射出，流出阀座后，流束截面增加，流速再次减小。随着入口压力的增加，流体流速增加越大。入口压力的增大使阀座出口处的速度梯度及相对流速增大，进而导致阀内真空值增大，在这种情况下，阀内容易出现低压区。由速度场的结果可推测出空化区域主要分布于阀座与阀芯之间，且随着入口流速的增大，空化程度越强。

图11是不同入口压力下的压力分布图，如图所示：高压区分布在阀入口流道，压力值位于2.8 MPa至3.4 MPa之间；低压区分布在阀下游流道，压力值位于1.0 MPa至1.4 MPa之间。压降主要分布在阀座及阀芯处。阀内压力变化发生在两处：一是在流体流经阀座处；二是流体流经阀芯处。流体流经阀座时，三种计算结果相差不大。流体流经阀芯时，三组实验的结果有显著不同。随着入口压力增大，流经阀芯处的压降也逐渐增大，由此可推断随着入口压力的增大，空化强度也增大。

入口压力的改变导致阀内压力分布的改变，影响阀门内真空值的分布。图12是不同出口压力下的气相体积分数分布图，将其局部放大后的得到图13不同入口压力下节流区域的气相体积分数分布图，如图所示，三种工况下阀内空化区域主要分布于阀芯与阀座之间，并且随着入口压力增大，阀内空化范围进一步扩大，阀内的最大体积分数从0.7增大到0.9，空化程度愈发强烈。出现这种结果的原因是随着入口压力的增大，阀内最大流速增大，相对流速越大，越容易出现低压区。在阀座出口流体以高速射流喷射而出，阀内空化产生的空泡随流体喷射出。因下游流道流速较小，空泡在阀座出口、及部分下游流道壁面堆积。

入口流速是影响流场分布的重要因素之一，图14所示是不同入口流速下的速度场分布。四种工况下流体流速均在流经阀座及阀芯前后明显变化，流体流经阀座时流速增大，之后流速逐渐减小。随着入口流速增大，四组实验显示阀内流速变化有明显差异。工况（1）下速度梯度只分布于流体流经阀座处，其余三种工况下速度梯度分布于阀内两处：流体流经阀座处及流体流经阀芯处。工况（1）中显示流体流经阀座后流速逐渐减小，在进入阀芯前流速近乎减小至与周围流体流速相同；工况（2）、（3）、（4）下流体流经阀座后流速仍然大于周围流体流速，在流过阀芯才逐渐减小至与周围流体流速近乎相同。随着入口流速的增大，阀内速度梯度分布区域逐渐扩大，速度梯度增大。由速度场的结果可知空化区域应出现于速度梯度分布处。

图15所示是不同入口流速下的压力长分布，从图中可以看出截止节流阀入口流道主要为高压区且压力恒定，压力值大于30.3 MPa。截止节流阀出口主要为低压区，压力值位于0.04 MPa至4.64 MPa之间。压降主要分布在阀座出口及阀芯处，在阀座及阀芯四组实验中压降均有明显差别。入口流速越大，压降越大。由压力场得结果可推断空化区域应分布于阀座及阀芯附近，且随入口流速的增大，空化程度越剧烈。

入口流速对阀内空化特性存在一定影响。图16是不同入口流速下的气相体积分数分布图由图可得随入口流速增大，气相体积分数位于0.9至0.95之间的区域扩大，且该区域内气相体积分数数值随之增大，因此可以认为随着入口流速的增大，阀内空化区域进一步扩大，空化程度越剧烈。从阀座射出的流体中心区域空化程度较弱，靠近壁面空化程度较强。出现这种结果的原因是入口流速的增大导致阀门内部的压力逐渐减小，真空值增大。在阀座出口，流体为高速射流，流体中心区域紊乱程度较低，高速射流碰到壁面后在壁面附近出现高涡度区，紊乱程度更大。

本文研究了芯位置、入口压力、入口流速对截止节流阀内部流场的影响，发现阀芯位置、入口压力、入口流速对截止节流阀内部压力场、速度场、空化区域影响较大，因而得出以下结论：

（1）改变阀芯位置，几种工况条件下阀内空化区域主要分布于阀座与阀芯之间及阀芯出口处，在阀座及阀芯出口处的压降越小随着阀芯到阀座的距离逐渐增加，流出阀芯的速度越小，在阀座及阀芯出口处的压降越小，空化程度也逐渐减弱。

（2）在不同入口压力工况下阀内空化区域主要分布于阀芯附近，且随着入口压力的增大，阀座出口速度梯度越大，压降越大，空化区域逐渐扩大，阀内的最大体积分数从0.7增大到0.9，空化程度愈发强烈。

（3）在不同入口流速的工况下阀内空化区域主要分布于阀座与阀芯之间及阀芯出口处，且随着入口流速的增大，空化区域扩大，空化程度更剧烈。