汽轮机调节阀内流动与振动特性研究
摘要：调节阀中的流动不稳定常常导致异常的振动，造成阀门的磨损及阀杆破坏以及流动中的压损。为此，有必要通过数值模拟的方法对阀门内流场进行理论计算和流动的定性分析。本文针对流体脉动压力诱发G-1型调节阀阀杆轴向振动进行研究，所研究的调节阀内部呈现复杂的流态分布和变化规律，是典型的非定常复杂内流问题。本论文建立了调节阀内流场模型，通过前处理器生成计算网格，应用CFD软件进行离散求解，获得调节阀内部流场可视化图形。数值模拟了不同压比下流动特性的变化，得到了阀芯轴向力的变化曲线，为后续低振动调节阀的优化和设计工作提供了依据。
0 引言
G-I型汽轮机调节阀是国内唯一具有自主知识产权的调节阀，被广泛应用于发电及船舶行业。所以本文选用G-I型调节阀为研究对象，来研究调节阀的振动，为其它阀门的减振研究提供参考。
汽轮机调节阀是汽轮机重要的控制部件，调节阀的工作性能和安全性与整个装置的工作性能、效率、可靠性密切相关，但是在使用过程中经常出现调节阀的振动、噪声与阀杆转动现象，甚至由于振动导致阀杆断裂等事故也时有发生。因此很有必要研究调节阀的振动，保证阀门安全可靠的运行。
调节阀内流动介质的不稳定流动是引起阀门振动的主要原因。汽轮机调节阀型腔结构复杂，长期以来实验研究一直是主要的研究手段。实验手段不能获得调节阀内部复杂流动的详细信息。由于缺乏阀门内部详细的流场，阀门结构的改进是根据设计人员的经验和对流动的设想进行的，存在一定的不确定性，很难获得更好的结果。采用CFD方法研究，可以得到阀门内部复杂流动的详细信息，以期获得更合理的阀门结构。
本文主要研究调节阀阀杆的轴向振动问题。当气流流过阀门喉部后，在阀碟下方由于气流的相互对撞及气流冲击阀座、阀碟，会产生扰动波。扰动波的频率与阀杆系统频率接近时，就容易引起阀杆系统的共振，产生剧烈的振动。 1 计算模型
本文选用的调节阀的流道结构主要分为三个部分：阀腔，阀碟下表面和阀座上表面组成的环形通道以及阀座扩压通道。首先在三维软件平台上建立了整个阀流道系统的全三维实体的几何模型，如图1（a）所示；然后抽取流体域得到流体模型，如图1（b）；最后应用ICEM软件平台对流道进行了非结构化网格划分，如图1（c）。网格总数达80万，网格质量达到0.4以上。
图1调节阀系统的几何模型（a），流体域模型（b）和流体域计算网格（c）
本文采用全三维N—S方程和湍流模型选择可实现k两方程湍流模型，调节阀的开度设定为5mm，工作压比分别为0.3、0.5、0.8和0.97。计算中对控制方程和边界条件采用有限元法进行离散，采用SIMPLEC算法求解压力——速度耦合，在动量、能量、湍动能和湍流耗散率的离散格式选取上采用一阶迎风格式，等到计算收敛后再改用二阶迎风格式以提高计算精度。调节阀数值计算时选择总压进口，静压出口作为其进出口边界条件，壁面采用绝热无滑移边界条件。计算边界条件如表格1所示。 压比 0.97 0.8 0.5 0.3
调节阀进口总压
pa 99952.36031 122824.0035 201619.4943 360713.0949
调节阀进口绝对温
度K 2.4736176 283.5718795 283.8660607 284.4674353
2 计算结果和分析
针对不同压比的工况，首先对流场进行初始化，然后进行稳态计算，计算出不同压比下流场的压力分布如图2所示。
调节阀出口绝对压
力pa 96941.48 98291.45017 100773.7283 108309.0561
调节阀出口绝对温
度K
2.42 283.2153 282.84302 283.85382
表1 计算边界条件
压比0.97 压比0.8
压比0.5 压比0.3
图2 稳态分析流场压力分布图
由图2可以看出，在阀门的喉部出现节流现象，也可以看出阀门内部流场的压力变化并不是单一的降低或升高，而是一种紊乱的无规律的变化状态，也就是压力脉动，反映在宏观上就会造成阀杆等零部件的振动。
再从结构上分析，由于阀门流道的环形结构，高速流动的流动介质从喉部流出后，会形
成附壁流和对冲流。附壁流由于流动介质流动的情况较稳定，对阀杆振动影响相对较小。对冲流则是流体经喉部流出后，主流与管壁分离，在阀碟下方就会形成一个对冲区域的射流。流动介质的激烈对冲使得阀碟下方的流动更加紊乱，压力分布更不均匀；另外，流动介质的对冲会在对冲部位的上方形成一个空穴区，会使得流动介质在空穴区来回流动对阀碟形成冲击。这两种情况所形成的脉动压力，会对阀碟造成极大冲击，会严重影响阀门的工作性能和使用寿命。
图3为各工况的速度分布云图。由速度云图可以看出，当压比为0.97、0.8、0.5时流动介质呈现附壁流状态，流动较稳定。而当压比为0.3时，阀碟下方出现了对冲流和空穴。因此对0.3压比做进一步的分析。
(a) =0.3 (b) =0.5
(c) =0.8 (d) =0.97
图3 稳态分析速度分布云图
由于阀门内介质的流动具有明显的湍流特性，在阀门内表面产生压力脉动。当阀门表面的压力脉动频率与阀门结构的某阶固有频率相接近时，就容易诱发阀门结构的共振。结构共振严重时就会引起阀门结构的破坏。因此对0.3压比工况进行非稳态分析，用大涡模型对流场进行仿真分析。得到计算稳定后得到0.02022秒流场压力分布图和速度分布图。如图4所示。
a压力场 b速度场
图4 瞬态流场分布图
通过图4可以看出，在阀碟下方流动介质出现较强紊乱流动。提取阀碟下表面到出口处中心线的湍流强度，如图5所示。可以看出在距阀碟下方0.12米处湍流强度最大，由非稳态速度云图可知此处也是对冲流的对冲区域。另外提取阀碟处监测点的脉动压力时域分布，经快速傅里叶变换得到频域图，如图6所示。通过模态分析，得到阀碟-阀杆-套筒的轴向固有频率为500k赫兹，阀杆的轴向固有频率为1.1k赫兹。不可避免的引起阀杆、阀碟等零件和组合体共振现象的出现。
图5 湍流强度 图6 功率图
3结论 （1）流体诱发调节阀轴向振动的原因主要是阀碟下方流动介质的不稳定流动引起的，而有效的消振措施是改善阀门中气流流动的稳定性。可以通过修改喉部型线使流动介质变为附壁流，以减少振动。
（2）在固定开度情况下，阀碟受到各种气流冲击产生的振动和压比有关。压比越小，流量越大，振动越大。
