安裝狀態(tài)對(duì)汽機(jī)旁路閥固有頻率的影響

廖靜 ，劉柏圻 ，楊恒虎 ，王偉波

(1.重慶川儀自動(dòng)化股份有限公司調(diào)節(jié)閥研究所，重慶 400707；2.重慶川儀調(diào)節(jié)閥有限公司，重慶 400707)

0 前言

汽機(jī)旁路閥是汽輪機(jī)旁路系統(tǒng)中實(shí)現(xiàn)蒸汽壓力調(diào)節(jié)的核心部件，其高溫高壓、大流量、大減壓比等工況導(dǎo)致的振動(dòng)問(wèn)題較為突出，嚴(yán)重影響設(shè)備的安全運(yùn)行和操作人員的身心健康。近年來(lái)，由閥門(mén)振動(dòng)引起的事故在全國(guó)各地的多個(gè)應(yīng)用場(chǎng)合中均有發(fā)生[1-4]。為此，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在閥門(mén)振動(dòng)機(jī)制、研究方法、抑制措施等方面進(jìn)行了大量的研究工作。

錢(qián)錦遠(yuǎn)等[5]和DOMNICK、BRILLERT[6]采用文獻(xiàn)調(diào)研的方法對(duì)閥門(mén)振動(dòng)產(chǎn)生的機(jī)制進(jìn)行了分類(lèi)和解釋?zhuān)岢隽讼嚓P(guān)的預(yù)防措施以及減振設(shè)計(jì)方案，并且探討了目前閥門(mén)振動(dòng)的研究方向及存在的主要問(wèn)題。王偉波等[7-8]采用數(shù)值模擬方法對(duì)凝結(jié)水主調(diào)節(jié)閥和LNG超低溫調(diào)節(jié)閥的閥桿進(jìn)行流激共振研究，當(dāng)介質(zhì)壓力脈動(dòng)峰值頻率避開(kāi)了閥門(mén)的固有頻率時(shí)，閥門(mén)不會(huì)發(fā)生流激共振現(xiàn)象。李樹(shù)勛等[9-10]采用數(shù)值模擬方法對(duì)套筒式和先導(dǎo)式蒸汽疏水閥的振動(dòng)特性進(jìn)行研究，結(jié)果表明：套筒式節(jié)流結(jié)構(gòu)決定了振動(dòng)頻譜特性，降壓級(jí)數(shù)及孔徑大小會(huì)影響總振級(jí)；先導(dǎo)式閥芯的約束方式由一端固定一端自由改進(jìn)為一端固定一端軸向自由，可提高閥門(mén)剛度，減小閥門(mén)振動(dòng)。LI等[11]設(shè)計(jì)了一種可視化的實(shí)驗(yàn)方法來(lái)獲取錐閥閥芯的振動(dòng)圖像，并提出了閥芯的最小二乘輪廓擬合方法，分析了閥芯的顫振特性，包括閥芯振動(dòng)頻譜和幅度。MAKARYANTS[12]在安全閥中設(shè)置鎖環(huán)機(jī)構(gòu)，通過(guò)鎖環(huán)與閥座間的摩擦消耗振動(dòng)能，起到阻尼減振的效果。李建偉等[13]采用實(shí)驗(yàn)與仿真技術(shù)相結(jié)合的方法對(duì)進(jìn)水管蝶閥活門(mén)筋板開(kāi)裂的現(xiàn)象進(jìn)行了調(diào)查，發(fā)現(xiàn)活門(mén)固有頻率與流場(chǎng)中的卡門(mén)渦頻率接近是事故的起因。張希恒等[14]通過(guò)增大船用截止閥支架橫截面的尺寸，使閥門(mén)的一階固有頻率提升，并與激振載荷的最大頻率錯(cuò)開(kāi)，從而改善了閥門(mén)的振動(dòng)響應(yīng)。

通過(guò)以上研究可知：閥門(mén)振動(dòng)事故產(chǎn)生的主要原因是結(jié)構(gòu)固有頻率與流場(chǎng)的旋渦脫落頻率和湍流脈動(dòng)頻率接近或者成數(shù)倍關(guān)系，通過(guò)優(yōu)化流道結(jié)構(gòu)、附加阻尼減振裝置、提升閥門(mén)固有頻率等手段能有效抑制振動(dòng)。閥門(mén)固有頻率的分析計(jì)算是振動(dòng)機(jī)制和抑制方案研究的基礎(chǔ)。并且，固有頻率作為閥門(mén)的固有屬性，直接反映了閥門(mén)的抗震能力，核電閥門(mén)因應(yīng)用場(chǎng)合與功能的特殊性，通常要求固有頻率不得小于33 Hz。隨著振動(dòng)力學(xué)、數(shù)值仿真技術(shù)和試驗(yàn)測(cè)試手段的快速發(fā)展，閥門(mén)固有頻率越來(lái)越成為各研究機(jī)構(gòu)、閥門(mén)廠家的研究熱點(diǎn)[15-18]，但是，大部分的研究都聚焦于閥門(mén)本體固有頻率，對(duì)于考慮安裝狀態(tài)的汽機(jī)旁路閥固有頻率的研究較少。

本文作者將熱態(tài)全流量試驗(yàn)管線中的汽機(jī)旁路閥簡(jiǎn)化為雙梁結(jié)構(gòu)，基于歐拉-伯努利梁理論建立橫向振動(dòng)分析模型。基于掃頻法、敲擊法2種振動(dòng)測(cè)試方法及數(shù)值模擬方法，開(kāi)展本體剛性支撐和不同管線支撐距離的汽機(jī)旁路閥固有頻率的測(cè)試與計(jì)算，研究安裝狀態(tài)對(duì)固有頻率的影響規(guī)律，為汽機(jī)旁路閥振動(dòng)機(jī)制的研究和抑制措施的實(shí)施奠定基礎(chǔ)。

1 橫向振動(dòng)分析模型

圖1所示為根據(jù)熱態(tài)全流量試驗(yàn)管線中汽機(jī)旁路閥的安裝狀態(tài)建立的橫向振動(dòng)分析模型。因閥門(mén)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，各組件間接觸耦合作用等使得模型建立較困難，文中假設(shè)汽機(jī)旁路閥為質(zhì)量單元，進(jìn)出口管道為雙梁?jiǎn)卧?，閥體質(zhì)量表示為γρA0L，出口管道單位長(zhǎng)度抗彎剛度和質(zhì)量分別表示為EI0eαx/L、ρA0eαx/L，進(jìn)口管道單位長(zhǎng)度抗彎剛度和質(zhì)量分別表示為EI0eδx/L、ρA0eδx/L；采用線性彈簧模擬進(jìn)出口管道在支架支撐位置和閥門(mén)連接位置分別受到的平移和旋轉(zhuǎn)2種彈性約束，剛度分別以k1～6EI0/L表示。圖中所示密度ρ、量綱一化面積A0、彈性模量E、量綱一化慣性矩I0、量綱一化彈簧剛度k1～6、梁?jiǎn)卧L(zhǎng)度L、質(zhì)量系數(shù)γ和梯度系數(shù)β=α/L、η=δ/L等物理量代替了汽機(jī)旁路閥的相關(guān)因素，例如支架和閥門(mén)與管道的連接作用、閥門(mén)自身的幾何特征等。

圖1 汽機(jī)旁路閥的橫向振動(dòng)分析模型

根據(jù)歐拉-伯努利梁方程，雙梁結(jié)構(gòu)(進(jìn)出口管道)的橫向自由振動(dòng)偏微分控制方程[19]為

(1)

設(shè)進(jìn)出口管道的擾度為

(2)

(3)

式中：λ為雙梁結(jié)構(gòu)的量綱一化固有頻率。

考慮進(jìn)出口管道在支架支撐位置剪力和彎矩平衡，以及與閥門(mén)連接端彎矩為0，根據(jù)雙梁的質(zhì)量-彈簧裝置剪力平衡和牛頓第二運(yùn)動(dòng)定律，可分別得到ξ=0，ξ=1時(shí)交界協(xié)調(diào)關(guān)系為

(4)

至此，橫向振動(dòng)分析模型的固有頻率解析計(jì)算轉(zhuǎn)化為了彈性約束[式(4)]下常微分方程組[式(3)]的特征值問(wèn)題，通過(guò)插值矩陣法理論，即可求解汽機(jī)旁路閥的固有頻率。

2 振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試

鑒于第1節(jié)橫向振動(dòng)分析模型的解析計(jì)算中存在若干理想條件的假定，無(wú)法精確獲得汽機(jī)旁路閥的固有頻率，文中采用掃頻法和敲擊法2種振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試方法，獲得汽機(jī)旁路閥在本體剛性支撐和管線支撐2種安裝狀態(tài)的固有頻率[20]。

2.1 掃頻法

圖2所示為基于振動(dòng)試驗(yàn)執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn)GB/T 2423.10—2019《環(huán)境試驗(yàn) 第2部分：試驗(yàn)方法 試驗(yàn)Fc：振動(dòng)(正弦)》建立的汽機(jī)旁路閥固有頻率掃頻測(cè)試試驗(yàn)平臺(tái)。汽機(jī)旁路閥安裝在振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)面(本體剛性支撐)上，布置2106C型振動(dòng)加速度傳感器于體底部、支架中部和執(zhí)行機(jī)構(gòu)頂部，監(jiān)測(cè)點(diǎn)分別標(biāo)記為CH4～CH8，采用DC-20000-200/ST-2020電動(dòng)振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)在x、y、z3個(gè)方向分別以0.15 mm(10～55 Hz)和20 m/s2(55～150 Hz)幅值，0.5 oct/min速率進(jìn)行掃頻，監(jiān)測(cè)各監(jiān)測(cè)點(diǎn)在掃頻振動(dòng)試驗(yàn)中的響應(yīng)應(yīng)力曲線，獲得本體剛性支撐的汽機(jī)旁路閥固有頻率。

圖2 汽機(jī)旁路閥固有頻率掃頻測(cè)試試驗(yàn)平臺(tái)

圖3所示為對(duì)汽機(jī)旁路閥進(jìn)行x向掃頻振動(dòng)試驗(yàn)得到的各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的響應(yīng)應(yīng)力曲線?？芍焊鞅O(jiān)測(cè)點(diǎn)應(yīng)力峰值對(duì)應(yīng)頻率相同，分別為34.5、53.8、67.2 Hz；各監(jiān)測(cè)點(diǎn)激勵(lì)幅值在y方向呈逐步變大趨勢(shì)，說(shuō)明遠(yuǎn)離本體剛性支撐位置越遠(yuǎn)，振動(dòng)響應(yīng)越明顯；綜合分析沿y、z方向掃頻振動(dòng)試驗(yàn)響應(yīng)應(yīng)力曲線，最小固有頻率為34.5 Hz，符合核電閥門(mén)抗震頻率要求。

圖3 x向掃頻振動(dòng)試驗(yàn)響應(yīng)應(yīng)力曲線

2.2 敲擊法

分別將汽機(jī)旁路閥安裝于熱態(tài)全流量試驗(yàn)管線和本體剛性支撐工裝上，在圖2所示監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置設(shè)置IEPE壓電加速度傳感器(1號(hào)～8號(hào))。因試驗(yàn)條件受限，同時(shí)也為今后閥門(mén)固有頻率測(cè)試提供更便捷的信號(hào)激勵(lì)手段，文中采用木棒和鐵棒替代力錘，分別沿x、y、z3個(gè)方向敲擊閥體，產(chǎn)生的振動(dòng)響應(yīng)數(shù)據(jù)通過(guò)SURIS振動(dòng)信號(hào)測(cè)試儀及DewsoftX軟件進(jìn)行采集、預(yù)處理和分析，由此獲取汽機(jī)旁路閥的固有頻率。敲擊測(cè)試試驗(yàn)平臺(tái)如圖4所示。

圖5所示為采用木棒和鐵棒沿x向敲擊閥體，汽機(jī)旁路閥執(zhí)行機(jī)構(gòu)頂部傳感器(7號(hào))采集的時(shí)域振動(dòng)加速度信號(hào)，經(jīng)積分、傅里葉變換和加漢寧窗處理得到的振動(dòng)頻響曲線。由圖5(a)可知：排除背景噪聲頻率干擾，木棒與鐵棒激勵(lì)的頻響曲線基本重合；速度峰值對(duì)應(yīng)頻率為35、54、62、65、70 Hz。由圖5(b)可知：頻率低于40 Hz，木棒與鐵棒激勵(lì)的頻響曲線趨勢(shì)變化基本一致，存在28 Hz的低頻成分；頻率高于40 Hz，木棒激勵(lì)的速度峰值對(duì)應(yīng)頻率區(qū)間與圖5(a)一致。綜合分析沿y、z方向敲擊閥體獲得的2種安裝狀態(tài)下監(jiān)測(cè)點(diǎn)1號(hào)～8號(hào)的頻響曲線，本體剛性支撐安裝狀態(tài)的最小固有頻率為35 Hz，與圖3所示掃頻法測(cè)試結(jié)果相差1.5%，其余頻率在53～70 Hz區(qū)間，滿足核電閥門(mén)抗震頻率要求。管線支撐安裝狀態(tài)的最小固有頻率較本體剛性支撐降低了7 Hz，木棒激勵(lì)的其余頻率區(qū)間基本一致；木棒和鐵棒均可應(yīng)用于本體剛性支撐的汽機(jī)旁路閥固有頻率測(cè)試，但對(duì)于管線支撐安裝狀態(tài)測(cè)試，宜選用木棒。

圖5 汽機(jī)旁路閥固有頻率敲擊測(cè)試頻響曲線(7號(hào)傳感器)

3 數(shù)值模擬分析

隨著振動(dòng)力學(xué)和計(jì)算機(jī)技術(shù)的快速發(fā)展，ANSYS 軟件被廣泛應(yīng)用于各類(lèi)產(chǎn)品的振動(dòng)力學(xué)特性分析[15]。文中采用數(shù)值模擬方法計(jì)算實(shí)際工況參數(shù)下不同管線支撐距離的汽機(jī)旁路閥固有頻率，與第2節(jié)振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果互為驗(yàn)證，并進(jìn)一步研究安裝狀態(tài)對(duì)汽機(jī)旁路閥固有頻率的影響規(guī)律。

汽機(jī)旁路閥公稱(chēng)通徑DN125，壓力等級(jí)Class900，流體介質(zhì)為284.4 ℃蒸汽，閥前壓力6.86 MPa(A)，閥后壓力1 MPa(A)，質(zhì)量流量24.5 kg/s；進(jìn)口管道φ133 mm×9 mm，出口管道φ273 mm×17.5 mm，前支架與閥門(mén)進(jìn)口距離為5倍公稱(chēng)通徑，后支架與閥門(mén)出口距離為10倍閥門(mén)公稱(chēng)通徑；閥門(mén)和管道材料均定義為彈性模量2.06×1011Pa，密度7 850 kg/m3，泊松比0.3。

圖6所示為基于ANSYS軟件的流固耦合模塊建立的熱態(tài)全流量試驗(yàn)管線中汽機(jī)旁路閥的固體域和流體域網(wǎng)格模型和求解模型。固體域網(wǎng)格模型主要由六面體和四面體構(gòu)成，節(jié)點(diǎn)數(shù)1 527 257，單元數(shù)552 848；流體域網(wǎng)格采用Poly-hexcore網(wǎng)格劃分技術(shù)，選用SSTκ-ω湍流模型，開(kāi)啟能量方程和標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，以實(shí)際工況為邊界條件，收斂精度設(shè)置1×10-6求解流場(chǎng)進(jìn)出口流量Qm和分布?jí)毫m，若|Qm-24.5|≤0.03，則達(dá)到網(wǎng)格無(wú)關(guān)化要求，此時(shí)用于最小面和最大面網(wǎng)格尺寸分別為2 mm和20 mm。將分布?jí)毫m施加于汽機(jī)旁路閥管道系統(tǒng)內(nèi)壁面，按圖7所示閥門(mén)安裝狀態(tài)設(shè)置固體域邊界條件，即可基于該軟件的模態(tài)模塊獲得汽機(jī)旁路閥前6階固有頻率，如表1所示。

圖6 汽機(jī)旁路閥的網(wǎng)格模型

圖7 不同安裝狀態(tài)的汽機(jī)旁路閥

由表1可知：數(shù)值模擬方法可用于求解汽機(jī)旁路閥在實(shí)際工況參數(shù)、不同安裝狀態(tài)、復(fù)雜幾何特征結(jié)構(gòu)等因素影響下的固有頻率；管線支撐和本體剛性支撐2種安裝狀態(tài)的汽機(jī)旁路閥固有頻率如狀態(tài)5、6所示，本體剛性支撐的1階固有頻率為35.41 Hz，與掃頻法和敲擊法測(cè)試的最小固有頻率誤差為2.6%；管線支撐的1階固有頻率為29.32 Hz，與敲擊法測(cè)試的最小固有頻率誤差為4.7%，誤差來(lái)源于數(shù)值模擬模型和算法的簡(jiǎn)化、試驗(yàn)測(cè)試設(shè)備誤差和信號(hào)干擾等；管線支撐的前6階固有頻率均低于本體剛性支撐，與敲擊法測(cè)試結(jié)果一致；實(shí)際工況參數(shù)下不同管線支撐距離的汽機(jī)旁路閥前6階固有頻率如狀態(tài)1～4所示，管線支撐位置與閥門(mén)本體距離越遠(yuǎn)，固有頻率越低；對(duì)比狀態(tài)4和狀態(tài)5，蒸汽介質(zhì)與汽機(jī)旁路閥的流固耦合作用使固有頻率降低。

4 結(jié)論

文中以汽機(jī)旁路系統(tǒng)中蒸汽壓力調(diào)節(jié)用汽機(jī)旁路閥為研究對(duì)象，從理論解析、數(shù)值模擬和試驗(yàn)測(cè)試3個(gè)方面獲得固有頻率，研究安裝狀態(tài)對(duì)固有頻率的影響規(guī)律，得到結(jié)論如下：

(1)根據(jù)熱態(tài)全流量試驗(yàn)管線中的汽機(jī)旁路閥雙梁結(jié)構(gòu)假設(shè)和歐拉-伯努利梁理論，建立了橫向振動(dòng)分析模型，提出了固有頻率的理論解析方法。

(2)采用掃頻法和敲擊法搭建了本體剛性支撐和管線支撐2種安裝狀態(tài)的汽機(jī)旁路閥振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試平臺(tái)，測(cè)試結(jié)果表明：掃頻法和敲擊法振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果基本一致，本體剛性支撐的最小固有頻率約為35 Hz，高于管線支撐7 Hz。

(3)采用數(shù)值模擬方法求解并分析了實(shí)際工況參數(shù)下不同安裝狀態(tài)的汽機(jī)旁路閥固有頻率，模擬結(jié)果表明：汽機(jī)旁路閥最小固有頻率的數(shù)值模擬結(jié)果與振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果誤差分別2.6%、4.7%；管線支撐固有頻率均低于本體剛性支撐；管線支撐位置與閥門(mén)本體距離越遠(yuǎn)，固有頻率越低；蒸汽介質(zhì)與結(jié)構(gòu)的流固耦合作用使得汽機(jī)旁路閥固有頻率降低。