1 調(diào)節(jié)閥內(nèi)氣流振蕩引起的閥桿振動

      汽輪機調(diào)節(jié)閥內(nèi)的流動是復(fù)雜的非定常三維可壓湍流流動，閥體內(nèi)流動所引起的不穩(wěn)定現(xiàn)象是一種綜合效應(yīng)，一般來講，閥門中的流動是非定常的，閥門的振動是流固耦合的。閥桿的振動形式有橫向振動和軸向振動兩種，這兩種振動的頻率并不相同。僅就汽輪機調(diào)節(jié)閥門安全性而言，類似閥桿斷裂^[1.2]、閥桿振動^[3]、閥座拔起^[1]等事故曾經(jīng)發(fā)生，而調(diào)節(jié)閥氣體流動的不穩(wěn)定是導(dǎo)致閥體振動的主要原因^[5]。由于調(diào)節(jié)閥要在不同的開度下工作，要求它在各種工況下都能穩(wěn)定工作， 所以對調(diào)節(jié)閥進(jìn)行系統(tǒng)試驗和研究十分必要。本文以電站汽輪機常用的調(diào)節(jié)閥作為研究對象。

      2 旋渦誘發(fā)的振動

      調(diào)節(jié)閥進(jìn)口氣體流向閥桿和閥瓣， 閥桿和閥瓣周圍的流態(tài)是圓柱體繞流的情況。在尾流中形成一個規(guī)則的旋渦流型，這種旋渦流動和圓柱體的運動相互作用，并且成為旋渦誘發(fā)振動效應(yīng)的根源。當(dāng)雷諾數(shù)從300到大約3×10⁵的范圍內(nèi)時，旋渦會以一個相當(dāng)明確的頻率周期性地脫落^[6]。對于汽輪機調(diào)節(jié)閥的閥桿和閥瓣來說，如果旋渦脫落頻率恰好接近或等于閥桿的固有頻率時，會造成閥桿的振動或共振，進(jìn)而可能造成破壞。對于閥桿- 閥瓣這樣的圓柱體，旋渦脫落頻率分布在很寬的一個頻帶里，其主導(dǎo)頻率為：

      式中，S_t－－ 斯托羅哈爾數(shù)
               U－－ 來流速度，m/s
               l－－-  特征尺度，m

      如果來流的流動速度剛好導(dǎo)致閥桿和閥瓣共振時，不但會對閥體本身造成破壞，而且會增強旋渦的強度，使得與調(diào)節(jié)閥連接的其他構(gòu)件的不穩(wěn)定性增加。所以，要盡量避免使閥體的振動頻率為旋渦脫落頻率的約數(shù)或倍數(shù)，以免產(chǎn)生連鎖效應(yīng)。

      3 調(diào)節(jié)閥模型試驗

      試驗?zāi)Ｐ筒捎眯途�閥，介質(zhì)為空氣。由高壓氣源來的空氣進(jìn)入調(diào)節(jié)閥，進(jìn)口和出口方向形成90°（圖1）。氣流進(jìn)入閥瓣和閥座間的環(huán)形通道流出后流入閥座，經(jīng)閥座漸擴段擴壓后排出。試驗中，氣體流量、壓力溫度有專門的測量管段和測點，動態(tài)壓力采用直徑為1.6mm的超微型壓力傳感器及其高頻動態(tài)采集系統(tǒng)來測定。在閥門各關(guān)鍵部位都設(shè)置了測點。由于閥座喉部及閥瓣表面是*能直接反映閥內(nèi)流體流動變化情況的， 所以在閥座喉部至少布置3個測點（間隔90°布置，記為閥座喉部1、2和3，分別對應(yīng)喉部的下、右、和上方）。另外，在閥座漸擴段、收縮段也相應(yīng)布置了測點。

      4 閥桿- 閥瓣的固有頻率

      由于閥桿- 閥瓣結(jié)構(gòu)特點，其橫向剛性遠(yuǎn)小于軸向剛性，使其低階固有頻率以橫向為主。而軸向固有頻率很大，一般很難發(fā)生低頻大振幅的軸向共振， 軸向振動大多是由于軸向激振力所引起的強迫振動。為了搞清楚調(diào)節(jié)閥內(nèi)氣體流動與閥桿- 閥瓣固有頻率之間的關(guān)系，本文進(jìn)行了兩種具有不同固有頻率的閥桿- 閥瓣系統(tǒng)的調(diào)節(jié)閥動態(tài)壓力測試和計算， 即原型閥瓣和增大質(zhì)量的閥瓣（稱為大質(zhì)量閥瓣或閥瓣Ⅱ）。閥桿- 閥瓣各階固有頻率如表1所示。

表1  線型閥瓣Ⅱ和原型閥瓣固有頻率 

      5 實驗數(shù)據(jù)分析

      實驗是在不同壓比和相對升程下進(jìn)行的。壓比ε為閥后與閥前壓力之比，相對升程為閥桿的升程與閥門的配合直徑之比。試驗壓比范圍0.40~0.95，相對升程范圍3.7%~41%。本文把相對升程 =10%~20%稱為中等升程，壓比ε=0.6~0.7稱為中等壓比。動態(tài)壓力脈動的峰- 峰值用△p表示。

      5.1 閥座喉部

      閥座喉部3個測點在不同壓比和相對升程條件下的壓力脈動值如圖2和圖3所示。從圖2看出，閥瓣Ⅱ的閥座喉部1測點在中等相對升程=14.8%時，壓力脈動隨壓比ε增大而下降，閥座喉部2和3測點的△p變化雖然比較平緩，但兩個測點隨ε增加而變化的趨勢卻相反，可見閥瓣Ⅱ中流動不平衡。在中等升程時，原型閥瓣喉部壓力脈動隨ε變化平緩，而且對應(yīng)任何壓比，△p變化不超過0.2kPa，說明原型閥瓣中氣體流動平穩(wěn)。

      圖3表明閥瓣Ⅱ在中等壓比ε=0.66、=15%~20% 時，△p 值增大。在其他壓比下，△p 比較平緩，而且數(shù)值較小。原型閥瓣在各種壓比下，△p 都比較平緩，而且數(shù)值小，說明原型閥瓣的流動穩(wěn)定。

      對閥瓣Ⅱ的=14.8%，ε=0.707工況進(jìn)行頻譜分析可知動態(tài)壓力信號中包含9.7~29Hz、390~440Hz等主頻，與閥門固有頻率的一二階合拍，這時既存在低階大幅振，也存在高階振動，是比較危險的工況。至下，于原型閥瓣，流場脈動與閥瓣的固有頻率不同，相對而言比較穩(wěn)定，會發(fā)生振動。

      5.2 閥座漸擴段和收縮段

      閥座漸擴段的壓力在亞臨界工況時脈動不大。但是當(dāng)壓比和升程較小時，閥門接近或到臨界狀態(tài)，則閥座漸擴段和收縮段的壓力脈動增大（圖4）。閥瓣Ⅱ和原型閥瓣的閥座收縮段測點的壓力脈動平緩。閥座漸擴段的△p隨壓比ε增大而減小。在中等壓比和中等升程時，閥門內(nèi)氣流脈動雖大，但是氣流脈動頻率與原型閥瓣- 閥桿固有頻率不同，所以閥門不出現(xiàn)共振。

      總之，閥瓣Ⅱ在ε=0.61~0.7、=15%~20%工況范圍， 閥座喉部壓力信號與閥桿的固有頻率合拍，出現(xiàn)與來流平行的橫向共振。另外，在同樣升程范圍、ε=0.61~0.64工況，閥桿還同時明顯出現(xiàn)了與來流垂直的橫向振動。通過計算得出旋渦脫落的主導(dǎo)頻率為250~370Hz，與閥瓣Ⅱ的固有頻率相距甚遠(yuǎn)。因此，另一橫向振動不是由于旋渦脫落誘導(dǎo)的閥桿自激振動，而是強迫振動。原型閥瓣在各種工況均未出現(xiàn)流型轉(zhuǎn)變，閥內(nèi)壓力脈動不大。

      6 結(jié)語

      （1）型線閥的閥瓣和閥座的型線均為錐形，而且閥座擴散角不大（3°），試驗表明原型調(diào)節(jié)閥沒有明顯的不穩(wěn)定工況和振動現(xiàn)象，而且氣流脈動強度微弱，其穩(wěn)定性良好。
      （2）隨著閥瓣質(zhì)量的加大，不穩(wěn)定工況的范圍不論從壓比范圍，還是從相對升程范圍分別都增大了。中小壓比時，改變閥瓣質(zhì)量后閥座喉部動態(tài)壓力脈動幅值比原型的高30~40倍。說明該工況閥內(nèi)氣流發(fā)生流型反復(fù)變化的現(xiàn)象。
      （3）從振動特性看，大質(zhì)量閥瓣（即閥瓣Ⅱ）在中等壓比、中等升程時出現(xiàn)低頻振動，且強度大。大質(zhì)量閥瓣在ε=0.61~0.7、=15%~20%工況出現(xiàn)橫向共振。在ε=0.61~0.64和相同的升程工況范圍，同時出現(xiàn)平行于來流的橫向共振和垂直于來流的橫向強迫振動，后者是由于旋渦脫落引起的

原創(chuàng)作者：浙江金鋒自動化儀表有限公司