二級減溫水調節閥故障原因分析與處理方案*

蔣永兵 王 燕 郝嬌山

(重慶川儀調節閥有限公司)

二級減溫水調節閥故障原因分析與處理方案*

蔣永兵 王 燕 郝嬌山

(重慶川儀調節閥有限公司)

對減溫減壓裝置中二級減溫水調節閥出現的故障進行了分析，確定了故障原因，并根據現場測試數據推算出閥后介質的實際壓力，進而確定閥門設計參數與現場實際參數存在誤差。采用CFD流體分析軟件對閥內件結構進行了重新設計。為保證新結構內件的實際使用效果，在現場重新測試流量，測得結果與理論數據近似，滿足工況要求，閥門故障得以解決。

二級減溫水調節閥 故障原因分析 處理方案 流量特性 CFD

某火力發電企業配有兩臺500t/d的廢棄物焚燒鍋爐，為防止過熱器系統管道超溫，在后段配有兩套分離式(減壓和減溫分離)二級減溫減壓裝置，其中每臺減溫裝置都配有4臺DN25mm的調節閥作為減溫水供給。由于減溫水調節閥起著調節介質壓力和流量的作用，并且管道中蒸汽溫度的調節也取決于減溫水量的控制。因此，減溫水調節閥的穩定性對于整個裝置極為重要。

該減溫裝置在上次大檢修時更換了4臺同型號同規格的減溫水調節閥，但在試車時發現閥門無法正常調節流量，其中兩臺還伴有振動。為此，需及時對故障閥門進行處理。

1 閥門故障情況說明

1.1閥門設計參數

閥門設計參數如下：

介質 130℃的水

閥前壓力p16.0MPa

閥后壓力p24.2MPa

設計最大流量 5.0t/h

設計正常流量 2.2t/h

流量系數Cv2.5

流量特性 百分比

最大流量時開度 82.5%

正常開度 58.4%

1.2故障情況說明

在試車時，控制室通過信號調節將閥門打開到5%左右時，發現流量已增加到1.05t/h，其中兩臺還伴有振動；當閥門繼續打開時，振動消失；但在10%開度時，流量已達到設計時的正常流量2.2t/h；32%開度時，達到設計時的最大流量5.0t/h；其他開度的閥門流量見表1。由于減溫水調節閥出現異常，故而無法滿足預期的減溫效果。閥門故障后，現場儀表維護工程師將旁路打開，并關閉故障閥門。

表1 故障閥門流量測試結果

2 故障原因分析

2.1流量調節問題

根據流體力學理論，介質流量與其流通面積成正比關系，因此在線對閥門進行拆卸檢查，發現閥內件表面完好，無任何損傷痕跡，但在套筒的非導向部分加工有一個和導向孔同軸的臺階孔(圖1)，單邊深度0.5mm，而該臺階孔僅作為套筒加工時的工藝尺寸，卻不起導向作用。經過分析，當閥門處于小開度時，流體會從該間隙向上流動，使得套筒的實際流通面積遠大于理論設計值。可以斷定，該臺階孔是導致低開度流量偏大的主要原因[1]。

圖1 故障閥門內件結構

2.2設計參數問題

二級減溫水調節閥閥前實際壓力為5.6MPa，而閥后未安裝壓力監測表。另外，鍋爐后段的減溫減壓裝置和二級減溫水調節閥并不是安裝在同一樓層平面，而是位于減溫水調節閥所在樓層上方約40m高處，理論上這段落差會在垂直方向上產生至少0.4MPa的壓力損失，并且管道在沿途經過多次直角轉彎，壓力也多次損耗。對閥門設計參數進行核實后可以確定，在設計減溫減壓裝置時，減溫水調節閥的閥后壓力是指霧化噴嘴處的壓力。因此，該裝置在原始設計時忽略了由于管道布置產生的壓力損耗，而閥后的實際壓力應大于4.2MPa。

為證實該推斷的正確性，將現場測試的壓力和流量作為實驗條件，通過仿真模擬方法進行了驗證，確定閥后實際壓力應為4.8MPa，實際壓差為0.8MPa，而客戶端提供的原始閥門壓差為1.8MPa。

Cv值的計算式為：

(1)

式中Fp——管道幾何形狀系數，無變徑管時Fp的值為1；

Q——體積流量，m3/h；

Δp——閥門壓差，Δp=p1-p2，bar(1bar=100kPa)；

ρ1/ρ2——相對密度，介質為水時ρ1/ρ2=1。

從式(1)可以看出，在流量一定的情況下，壓差越大，Cv值越小。因此，原始的Cv=2.5小于實際需要。

2.3閥門振動問題

根據誘發因素不同，閥門振動可大致分為汽蝕振動、機械振動及共振等。該閥門工況為130℃的水(排除空氣動力振動)，其飽和蒸汽壓為0.27MPa，實際閥后壓力為4.8MPa，依據GB/T 17213.9-2005[2]中關于阻塞流的判斷方法：

式中FF—— 臨界壓力比系數；

FL——閥門壓力恢復系數；

pv——飽和蒸汽壓。

可以確定，該工況下閥門不會發生閃蒸與空化，因此排除汽蝕振動。

機械振動往往與零部件的間隙有關，根源在于閥塞相對于導向套筒表面發生偏移，形成連續碰撞。通過測量尺寸，確定閥塞與套筒導向部分的單邊間隙尺寸為0.2mm，即使在同軸度較好的情況下，該間隙也可能導致振動。

共振往往是整個系統的協同振動。共振的消除主要是避開裝置的固有振動頻率(與系統的重量、材料的彈性模量等有關)，可通過更改閥門內件結構、提高閥門開度及管道外部增加阻尼支撐等方法進行消除[3]。而根據現場情況，該閥門未發生共振現象。

3 處理方案與仿真驗證

3.1新結構

按新的壓力參數重新計算，將原閥門流量系數Cv增加到3.6即可滿足實際流量要求。在該值下，閥門最大流量對應的開度為86.3%，正常流量對應的開度為53.4%。

內件結構方面，首先考慮流量調節。由于柱塞式閥芯具有高可調比的優點(當閥芯相對于閥座上下運動時，不斷改變節流間隙，從而實現流量的精確調節)，而孔型套筒具有降壓、消聲和梳流的作用。因此，通過結構上的“串聯”來實現優勢上的“疊加”，進而設計出一種結構緊湊、可靠性高的新閥內件，其結構如圖2所示。另外，由于該結構中采用的柱塞式閥芯為壓力非平衡結構，因此取消了彈簧蓄能密封圈，并將閥門的流向由“高-低”調整為“低-高”。為保證執行機構的輸出力能實現嚴密密封，對閥座的流通直徑與密封比壓進行了校核計算。同時，在設計套筒時，將節流孔設計成近似對數排布，進而降低流阻，提高閥門的流通能力[4]。

圖2 新結構方案

為避免閥門再次出現機械振動，重新設計閥塞與套筒間的配合公差，并增加兩者間的導向長度。閥內件結構的更改，實質就是對內部流場固有頻率的改變，特別是介質經過套筒梳流后，消耗湍動能，使得流場更加平穩。

3.2仿真實驗驗證

為提高產品可靠性與設計效率，借助專用CFD仿真軟件對閥門內部流場進行模擬分析，進而確定閥芯與套筒的結構尺寸，保證其流量特性。

3.2.1邊界條件設置

介質選擇水；閥門進、出口均設置為壓力邊界條件，p1=5.6MPa，p2=4.8MPa；假設介質流動中無熱量損耗，因此不考慮能量方程；選用Standardk-ε湍流模型；近壁面采用Standard Wall Functions[5]。

3.2.2計算結果

分別建立10%、20%、…、100%開度的三維模型，并進行幾何清理、網格劃分、邊界條件設置和迭代求解，最終獲得計算結果[6]。如圖3所示，介質在流過閥芯與閥座節流間隙后發生了明顯的壓降，約占總壓降的65%；在流經套筒節流孔后發生了二次壓降，約占總壓降的25%。另外，從圖4可以看出，介質從套筒節流孔流出后形成“淹沒射流”，由于介質的粘性作用，射流柱動能在閥體內腔區域得以消耗，壓力降低，并且在套筒梳流的作用下，腔體內未形成大渦流。

圖3 z=0平面80%開度的壓力分布云圖

圖4 z=0平面80%開度的速度矢量圖

3.3現場測量數據對比

為進一步保證新更換的閥內件能夠滿足現場工況要求，在全開度內進行20組流量測試(表2)。在整個測試過程中，閥門未出現振動且運行平穩。

表2 改進后閥門流量測試結果

將數據擬合成特性曲線，如圖5所示。可以看出，當閥門開度在0～80%時，實際流量與理論流量近似；當開度在80%～100%時，隨著開度的增加，流量增量逐漸降低，曲線近似平緩。這是因為：在閥前壓力不變的情況下，隨著開度的增加，閥門流量系數與流量以對數形式逐漸增大；當增加到一定開度時，介質在垂直管道內將消耗更多的動壓，閥門實際壓差降低；當壓力損耗量大于流量增量時，流量穩定，增量趨近于零。

圖5 流量特性擬合曲線

4 結束語

筆者分別從流量調節、設計參數和閥門振動3個方面對減溫減壓裝置中二級減溫水調節閥的故障原因進行了分析，并確定了故障原因。結合柱塞式調節閥和套筒閥各自的特點，設計了一組結構緊湊、可靠性高、能滿足現場工況的新型閥內件。采用CFD仿真軟件對新結構方案進行了實驗驗證，確定最終結構尺寸，并在更換新結構閥內件后再次進行了流量測試，測試結果滿足實際工況要求，閥門故障得以解決。

[1] 吳國熙.調節閥使用與維修[M].北京:化學工業出版社,2008.

[2] GB/T 17213.9-2005,工業過程控制閥(第2～3部分:流通能力 試驗程序)[S].北京:中國標準出版社,2005.

[3] 馬巧春,楊建明.鍋爐再熱器減溫水調節閥振動原因分析與治理[J].閥門,2003,(6):26～29.

[4] 李樹勛,張興,王燕,等.多級套筒式調節閥的空氣動力噪聲預測研究[J].自動化與儀器儀表,2013,(1):32～33.

[5] 王福軍.計算流體動力學分析——CFD軟件原理與應用[M].北京:清華大學出版社,2004.

[6] 王燕,徐曉剛,胡建,等.多級套筒調節閥流場數值模擬與流量特性研究[J].石油化工自動化,2013,49(1):50～53.

蔣永兵(1969-)，高級工程師，從事閥門技術的開發工作。

聯系人郝嬌山(1986-)，工程師，從事控制閥仿真實驗與理論的研究，siccv_hjs@126.com。

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