常規(guī)島汽機(jī)旁路調(diào)節(jié)閥流激共振研究

顏炳良，金 輝，黃 沖，沈恒云，胡迎港，李樹勛

（1.重慶川儀調(diào)節(jié)閥有限公司，重慶 400707；2.中廣核工程有限公司，廣東深圳 518124；3.蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院，蘭州 730050）

0 引言

汽機(jī)旁路閥主要作用是保護(hù)常規(guī)島高溫加熱器，同時(shí)也能作為汽輪機(jī)的保護(hù)裝置。若發(fā)生事故，也可作為一回路的冷源，以保證反應(yīng)堆安全、經(jīng)濟(jì)運(yùn)行［1］。汽機(jī)旁路調(diào)節(jié)閥是一種典型的高壓差調(diào)節(jié)閥，由于其結(jié)構(gòu)的特殊性，小開度下易發(fā)生振動(dòng)，發(fā)生振動(dòng)會(huì)對(duì)閥門內(nèi)部結(jié)構(gòu)造成破壞，影響正常使用，嚴(yán)重時(shí)可能導(dǎo)致閥桿斷裂［2］。因此，對(duì)汽機(jī)旁路閥進(jìn)行流激共振分析十分必要。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)調(diào)節(jié)閥進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化和仿真研究。朱祿［3］針對(duì)先導(dǎo)式調(diào)節(jié)閥啟閉及調(diào)節(jié)過程中閥芯組件振動(dòng)等問題，采用壓力脈動(dòng)頻域分析法對(duì)先導(dǎo)式調(diào)節(jié)閥進(jìn)行流激共振模態(tài)分析。王偉波等［4］針對(duì)核電常規(guī)島熱力系統(tǒng)關(guān)鍵閥門振動(dòng)問題，采用FLUENT軟件對(duì)各工況模型進(jìn)行瞬態(tài)流場(chǎng)仿真分析，并對(duì)調(diào)節(jié)閥各工況進(jìn)行流激共振分析。TECZA等［5］對(duì)汽輪機(jī)節(jié)流閥進(jìn)行FEA與CFD流固耦合分析，通過結(jié)構(gòu)改進(jìn)使其正常運(yùn)行。ENGEDA［6］對(duì)汽輪機(jī)蒸汽控制閥進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明采用對(duì)稱結(jié)構(gòu)可以提高閥門的穩(wěn)定性。劉麗等［7］通過對(duì)氣體管道閥門小開度工況下的振動(dòng)管路進(jìn)行模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)，管道振動(dòng)是由于閥后壓力脈動(dòng)引起。

以上學(xué)者雖然對(duì)不同類型的調(diào)節(jié)閥進(jìn)行了流激共振分析研究，但研究對(duì)象節(jié)流件結(jié)構(gòu)相對(duì)單一，而本文設(shè)計(jì)的汽機(jī)旁路閥采用節(jié)流套筒和迷宮盤片組合的方式進(jìn)行節(jié)流，并在閥后設(shè)有消聲孔板，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)采用該設(shè)計(jì)的汽機(jī)旁路閥進(jìn)行研究十分必要，可為調(diào)節(jié)閥防共振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。因此采用流固耦合分析方法，對(duì)DN125汽機(jī)旁路閥進(jìn)行流激共振數(shù)值模擬研究，首先對(duì)其實(shí)際工況下穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)進(jìn)行分析得到內(nèi)部介質(zhì)對(duì)閥芯組件表面的作用力，再進(jìn)行瞬態(tài)模擬得到其固有頻率，最后進(jìn)行流固耦合模態(tài)分析判斷典型工況下該設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)是否發(fā)生共振。

1 內(nèi)部流場(chǎng)分析

汽機(jī)旁路閥在小開度下極易發(fā)生振動(dòng)，30%開度為典型工況中開度最小位置，因此選取汽機(jī)旁路閥30%開度下的流場(chǎng)進(jìn)行分析。進(jìn)行流固耦合分析需要先進(jìn)行內(nèi)部穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)模擬和瞬態(tài)流場(chǎng)模擬，以獲得固體域所受壓力場(chǎng)及流體激振頻率。

1.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及流道模型建立

DN125汽機(jī)旁路閥設(shè)計(jì)參數(shù)見表1。汽機(jī)旁路閥通過閥桿帶動(dòng)套筒上下移動(dòng)，以改變套筒節(jié)流小孔及迷宮盤片的流通面積來實(shí)現(xiàn)對(duì)流體的控制，閥桿采用先導(dǎo)結(jié)構(gòu)，通過先導(dǎo)閥芯的開啟平衡介質(zhì)力，減小驅(qū)動(dòng)力矩。DN125汽機(jī)旁路閥的三維模型，如圖1所示。

表1 DN125汽機(jī)旁路閥設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Design parameters of DN125 steam turbinebypass valve

圖1 DN125汽機(jī)旁路閥三維模型Fig.1 3D model of DN125 steam turbine bypass valve

為防止使用過程中可能會(huì)出現(xiàn)的流激共振問題，該汽機(jī)旁路閥設(shè)計(jì)時(shí)采用多孔式與盤片迷宮式組合套筒進(jìn)行節(jié)流，并在套筒及閥后增加多孔消聲組件及消聲孔板。多孔式套筒在流量調(diào)節(jié)范圍內(nèi)采用特殊的多孔斜排列設(shè)計(jì)，1%開度變化引起的流量系數(shù)Cv變化波動(dòng)較小，如圖2所示。小開度下結(jié)合多層迷宮槽設(shè)計(jì)，滿足了1.5%行程開度變化≤3 kg/s的設(shè)計(jì)要求。

圖2 多孔式套筒示意Fig.2 Schematic diagram of porous sleeve

采用ANSYS DM軟件對(duì)三維模型進(jìn)行反向建模，為確保內(nèi)部流動(dòng)為湍流，在閥門前后分別建立長(zhǎng)度為2倍和6倍閥門口徑的直管段。汽機(jī)旁路閥30%開度流道模型如圖3所示。

圖3 汽機(jī)旁路閥30%開度流道模型Fig.3 Flow path model of steam turbine bypass valve with 30% opening

1.2 網(wǎng)格劃分與網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)

流道模型網(wǎng)格由ANSYS Mesh軟件劃分生成，由于汽機(jī)旁路閥內(nèi)腔形狀和流動(dòng)狀態(tài)復(fù)雜，采用自動(dòng)網(wǎng)格劃分方法生成閥體流域網(wǎng)格，并在套筒處、節(jié)流孔進(jìn)行局部加密，兩端直管段采用六面體網(wǎng)格劃分，以節(jié)約計(jì)算資源。

選取流量值為目標(biāo)進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)，劃分流體網(wǎng)格單元數(shù)從4 296 782到5 451 959，在壓差為100 kPa的邊界條件下，計(jì)算3種不同網(wǎng)格的流體流量值見表2。

表2 流道網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)Tab.2 Runner grid independence test

根據(jù)表2網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)結(jié)果，選取網(wǎng)格數(shù)為472萬的網(wǎng)格模型進(jìn)行模擬計(jì)算。DN150汽機(jī)旁路閥30%開度網(wǎng)格模型如圖4所示，套筒、閥芯處網(wǎng)格結(jié)構(gòu)剖視如圖5所示。

圖4 流道模型網(wǎng)格結(jié)構(gòu)Fig.4 Grid structure diagram of runner model

圖5 套筒、閥芯處網(wǎng)格結(jié)構(gòu)Fig.5 Cross-sectional view of the grid structure at the sleeve and valve core

1.3 流體力學(xué)控制方程

計(jì)算汽機(jī)旁路閥穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)時(shí)采用湍流模型為標(biāo)準(zhǔn)k-ε方程，湍流動(dòng)能k與湍流動(dòng)能耗散率ε方程分別為式（1）及式（2）：

式中，Pkb和Pεb代表浮力的影響；Cε1，Cε2，σk，σε的值分別為1.44，1.92，1.0和1.3；Pk為黏性力和浮力的產(chǎn)生項(xiàng)。

1.4 穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)模擬

根據(jù)30%開度實(shí)際工況，設(shè)定邊界條件為進(jìn)口壓力為6.86 MPa，出口壓力為0.15 MPa，溫度為284.4 ℃，介質(zhì)為水蒸氣。實(shí)際工況下飽和水蒸氣物理參數(shù)性能見表3。

表3 實(shí)際工況下飽和水蒸汽的物理參數(shù)性能Tab.3 Physical parameters and properties of saturated steam under actual working conditions

考慮介質(zhì)可壓縮性，采用實(shí)際氣體狀態(tài)方程，計(jì)算流域內(nèi)介質(zhì)在不同位置的壓力、密度及黏度等其他熱力學(xué)參數(shù)。選擇穩(wěn)態(tài)壓力基分離求解器（SIMPLE算法）作為模型求解器，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε雙方程湍流模型，離散格式采用high resolution格式。30%開度流域內(nèi)壓力、流速、流線云圖如圖6所示。由圖6（a）可知，在30%開度時(shí)，閥門入口及套筒部位壓力相對(duì)較高，低壓區(qū)主要集中在閥芯下部的流道區(qū)域，出口段壓力分布相對(duì)均勻；由圖6（b）可知，閥門入口速度分布相對(duì)穩(wěn)定，在速度為66.9 m/s以內(nèi)時(shí)，套筒底部速度分布不均勻，中心區(qū)域流速較低，套筒兩側(cè)形成高速區(qū)，流道出口閥體部分區(qū)域流速較高，結(jié)合圖6（c）流線可知，閥芯底部及流道出口區(qū)域流線分布較混亂，有渦流產(chǎn)生。

圖6 汽車旁路閥30%開度流場(chǎng)云圖Fig.6 Cloud diagram of the flow field of the bypass valve of the automobile at 30% opening

文獻(xiàn)［8］基于計(jì)算流體力學(xué)（CFD）與流固耦合模態(tài)分析方法，對(duì)DN250多級(jí)降壓調(diào)節(jié)閥的渦激振動(dòng)特性進(jìn)行了分析，并用實(shí)際試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真模型。本文的旁路調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)與該文獻(xiàn)相似，采用的流場(chǎng)計(jì)算方法及后續(xù)的研究方法與該文獻(xiàn)原理一致，因此，可認(rèn)為本文的仿真模型具有一定的可信度。

1.5 瞬態(tài)流場(chǎng)模擬

對(duì)30%開度下的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行瞬態(tài)流場(chǎng)模擬，以監(jiān)測(cè)閥芯組件的受力及激振頻率初始數(shù)據(jù)。將穩(wěn)態(tài)模擬結(jié)果作為瞬態(tài)模擬的初始值，以時(shí)均N-S方程為流體流動(dòng)基本控制方程，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型。采用具有二階精度的迎風(fēng)格式，以基于離散單元中心有限體積法流域離散的方法，通過Couple耦合求解方法進(jìn)行流場(chǎng)的速度壓力求解。邊界條件設(shè)置為壓力進(jìn)口和壓力出口，壁面采用無滑移壁面。迭代收斂控制方程采用RMS方法，殘差判定收斂邊界設(shè)置為1×10-4，參考?jí)毫榇髿鈮?.1 MPa，設(shè)置時(shí)間步長(zhǎng)為0.000 1 s，計(jì)算總時(shí)長(zhǎng)為0.1 s。

采用CEL語言監(jiān)測(cè)汽機(jī)旁路閥閥芯受力隨時(shí)間變化規(guī)律，每一個(gè)時(shí)間步保存一個(gè)數(shù)據(jù)，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)一步處理，可得閥芯面受力時(shí)域曲線如圖7所示。

圖7 閥芯面受力時(shí)域曲線Fig.7 Force time domain curve of valve core surface

由圖7可知，在時(shí)間為0～0.02 s內(nèi)，閥內(nèi)介質(zhì)逐漸充滿，汽機(jī)旁路閥閥芯力呈上升趨勢(shì)，在時(shí)間為0.02 s后，閥芯受力在一定范圍內(nèi)波動(dòng)，并隨著時(shí)間變化呈現(xiàn)出隨機(jī)性。為獲得流體湍流脈動(dòng)引起的激振頻率，通過快速傅里葉變換（FFT），計(jì)算閥芯受力頻域幅值分布如圖8所示。

圖8 閥芯面受力頻域曲線Fig.8 Force frequency domain curve of valve core surface

由圖8閥芯受力頻域幅值可知，在0～200 Hz內(nèi)，由于流體未完全通過節(jié)流件，閥芯受力不穩(wěn)定，振幅大。閥芯受力幅值在1 200 Hz內(nèi)有峰值點(diǎn)，其中最大頻率在1 060 Hz左右。其他頻率下壓力脈動(dòng)幅值較小。依據(jù)結(jié)構(gòu)共振原理，工程中常把0.8～1.2倍的激振頻率范圍稱為共振區(qū)［9］，由此得到流體激振的共振頻率區(qū)為848～1 272 Hz。其中800 Hz在共振區(qū)間附近，若結(jié)構(gòu)的固有頻率也為800 Hz，則其振幅為0.3，閥門出現(xiàn)大幅振動(dòng)，即認(rèn)為發(fā)生流激共振。

2 流固耦合前處理

2.1 閥芯組件材料性能

根據(jù)文獻(xiàn)［10］查詢閥芯組件的材料參數(shù)，見表4。

表4 先導(dǎo)式汽機(jī)旁路閥零部件材料參數(shù)Tab.4 Material parameters of pilot-operated steam turbine bypass valve parts

2.2 流固耦合簡(jiǎn)化模型建立

汽機(jī)旁路閥在實(shí)際工作過程中的閥芯面軸向及橫向受力具有一定的相關(guān)性，主閥芯和先導(dǎo)閥芯之間通過彈簧連接。在ANSYS Workbench DM中，將實(shí)體域與流道模型全部保留，如圖9所示。

圖9 汽機(jī)旁路閥流固耦合實(shí)體模型Fig.9 Fluid-structure interaction entity model of steam turbine bypass valve

為簡(jiǎn)化計(jì)算，使用質(zhì)量集中法，將彈簧質(zhì)量疊加在先導(dǎo)閥芯上，簡(jiǎn)化為先導(dǎo)閥芯、閥桿、活塞及套筒組成的閥芯組件，閥芯組件多自由度力學(xué)模型如圖10（a）所示，實(shí)體模型如圖10（b）所示。

圖10 閥芯組件簡(jiǎn)化示意Fig.10 Simplified schematic diagram of valve core assembly

2.3 固體域邊界載荷施加

流體對(duì)固體域的影響由穩(wěn)態(tài)結(jié)果導(dǎo)入，再按照實(shí)際的配合情況對(duì)閥芯組件固體域施加邊界載荷。根據(jù)閥芯組件實(shí)際工況下的工作位置，對(duì)簡(jiǎn)化模型施加靜力場(chǎng)約束，如圖11（a）所示，簡(jiǎn)化模型固體域與穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)壓力場(chǎng)的耦合如圖11（b）（c）所示。

圖11 固體域載荷示意Fig.11 Schematic diagram of solid domain load

3 流固耦合模態(tài)分析

模態(tài)分析是將流場(chǎng)信息導(dǎo)入靜力場(chǎng)的一種有預(yù)應(yīng)力的分析方法［11-14］。

3.1 流激共振分析理論

基于流激共振產(chǎn)生的原理，通過改變系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼以及剛度等參數(shù)可以達(dá)到改變結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和模態(tài)振型的目的；錯(cuò)開結(jié)構(gòu)固有頻率與流體湍流產(chǎn)生的激勵(lì)載荷頻率，可以提高汽機(jī)旁路閥的穩(wěn)定性。

結(jié)構(gòu)固有頻率可以通過模態(tài)分析得到，模態(tài)分析的核心內(nèi)容是確定結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的模態(tài)參數(shù)，對(duì)于振動(dòng)系統(tǒng)，其自由振動(dòng)方程為：

式中，［M］為質(zhì)量矩陣；［C］為阻尼矩陣；［K］為結(jié)構(gòu)剛度矩陣。

忽略結(jié)構(gòu)阻尼，得到振動(dòng)方程：

模態(tài)分析中假設(shè)了結(jié)構(gòu)的線性特性，振動(dòng)為簡(jiǎn)諧振動(dòng)，求解振動(dòng)方程得到：

每個(gè)特征值相應(yīng)的特征向量是{φ}i，其表示為模態(tài)振型。方程的根為ωi2，即特征值，其平方根為ωi，是結(jié)構(gòu)自然圓周頻率，通過圓周頻率得到結(jié)構(gòu)自然頻率為：

由式（3）～（6）可知，結(jié)構(gòu)模態(tài)分析即求解振動(dòng)方程的特征值與特征向量。特征值與模態(tài)頻率相關(guān)，特征向量決定結(jié)構(gòu)的模態(tài)振型。

3.2 模態(tài)分析

對(duì)簡(jiǎn)化得到的閥芯組件模型分別在流體域和結(jié)構(gòu)域定義流固耦合面，聯(lián)合ANSYS Workbench中流場(chǎng)分析（Fluent）、靜力學(xué)分析模塊進(jìn)行閥芯組件流固耦合仿真分析，在此基礎(chǔ)上基于ANSYS Workbench Model模塊，采用Lanczons方法對(duì)閥芯組件的固有頻率進(jìn)行分析。

通過模態(tài)分析得到汽機(jī)旁路閥30%開度閥芯組件前6階模態(tài)頻率及模態(tài)振型分別見表5。

表5 30%開度閥芯組件前6階模態(tài)頻率Tab.5 The first six orders of modal frequencies at 30% opening of the valve core assembly

由表5可知，第一階模態(tài)頻率為3 243.8 Hz，遠(yuǎn)小于其他階頻率。圖12示出閥芯組件前6階模態(tài)振型。由圖12可知，主振型表現(xiàn)為閥芯的彎曲、扭轉(zhuǎn)、拉伸等特征，其中1階振型變形主要集中在接近先導(dǎo)閥芯的閥桿部分，表現(xiàn)為閥芯沿Y軸扭轉(zhuǎn)，其他階振型表現(xiàn)為主閥芯的橫向擺動(dòng)及閥桿的彎曲，其中6階振型變形主要集中在接近先導(dǎo)閥芯的閥桿部分，表現(xiàn)出閥芯沿Z軸的拉伸。當(dāng)閥芯組件的固有頻率接近閥內(nèi)流體激振主頻率時(shí)，極易誘發(fā)汽機(jī)旁路閥組件振動(dòng)，若2個(gè)頻率恰好相等，就會(huì)發(fā)生共振，進(jìn)而引起流量和壓力失調(diào)。基于汽機(jī)旁路閥流場(chǎng)瞬態(tài)計(jì)算和流固耦合模態(tài)分析，將流體激振主頻率和模態(tài)頻率進(jìn)行對(duì)比分析，如圖13所示。從圖中可知，閥門前、后壓差為6.71 MPa時(shí)，該型汽機(jī)旁路閥在30%開度時(shí)流體激振載荷共振區(qū)頻率范圍為848～1 272 Hz，隨著階數(shù)增大依次遞增，對(duì)比表5，其前6階模態(tài)頻率均不在流體激振共振區(qū)內(nèi)。說明該工況下汽機(jī)旁路閥采用多孔與迷宮盤片組合套筒時(shí)不會(huì)發(fā)生流激共振，可為防共振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

圖12 閥芯組件前6階模態(tài)振型Fig.12 The first six orders of modal vibration shapes of the valve core assembly

圖13 流體激振頻率與結(jié)構(gòu)固有頻率對(duì)比分析Fig.13 Comparative analysis of fluid excitation frequency and structural natural frequency

4 結(jié)論

（1）設(shè)計(jì)的汽機(jī)旁路閥在30%開度，壓差為6.71 MPa時(shí)，流體激振載荷共振區(qū)頻率范圍為848～1 272 Hz。

（2）閥芯組件前6階模態(tài)頻率分別為3 170.1，3 617.0，3 622.4，4 150.4，4 662.6，5 315.8 Hz，隨著階數(shù)增大依次遞增。其中1階振型變形主要集中在接近先導(dǎo)閥芯的閥桿部分，表現(xiàn)為閥芯沿Y軸扭轉(zhuǎn)。

（3）通過激振頻率與模態(tài)頻率對(duì)比分析，前六階模態(tài)頻率均不在流體激振共振區(qū)內(nèi)。因此汽機(jī)旁路閥結(jié)構(gòu)在30%開度，壓差為6.71 MPa時(shí)，采用多孔與迷宮盤片組合套筒時(shí)，閥芯組件不發(fā)生流激共振，模擬結(jié)果可為高壓差調(diào)節(jié)閥防共振結(jié)構(gòu)提供設(shè)計(jì)依據(jù)。