安裝狀態對汽機旁路閥固有頻率的影響

廖靜 ，劉柏圻 ，楊恒虎 ，王偉波

(1.重慶川儀自動化股份有限公司調節閥研究所，重慶 400707；2.重慶川儀調節閥有限公司，重慶 400707)

0 前言

汽機旁路閥是汽輪機旁路系統中實現蒸汽壓力調節的核心部件，其高溫高壓、大流量、大減壓比等工況導致的振動問題較為突出，嚴重影響設備的安全運行和操作人員的身心健康。近年來，由閥門振動引起的事故在全國各地的多個應用場合中均有發生[1-4]。為此，國內外學者在閥門振動機制、研究方法、抑制措施等方面進行了大量的研究工作。

錢錦遠等[5]和DOMNICK、BRILLERT[6]采用文獻調研的方法對閥門振動產生的機制進行了分類和解釋，提出了相關的預防措施以及減振設計方案，并且探討了目前閥門振動的研究方向及存在的主要問題。王偉波等[7-8]采用數值模擬方法對凝結水主調節閥和LNG超低溫調節閥的閥桿進行流激共振研究，當介質壓力脈動峰值頻率避開了閥門的固有頻率時，閥門不會發生流激共振現象。李樹勛等[9-10]采用數值模擬方法對套筒式和先導式蒸汽疏水閥的振動特性進行研究，結果表明：套筒式節流結構決定了振動頻譜特性，降壓級數及孔徑大小會影響總振級；先導式閥芯的約束方式由一端固定一端自由改進為一端固定一端軸向自由，可提高閥門剛度，減小閥門振動。LI等[11]設計了一種可視化的實驗方法來獲取錐閥閥芯的振動圖像，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，包括閥芯振動頻譜和幅度。MAKARYANTS[12]在安全閥中設置鎖環機構，通過鎖環與閥座間的摩擦消耗振動能，起到阻尼減振的效果。李建偉等[13]采用實驗與仿真技術相結合的方法對進水管蝶閥活門筋板開裂的現象進行了調查，發現活門固有頻率與流場中的卡門渦頻率接近是事故的起因。張希恒等[14]通過增大船用截止閥支架橫截面的尺寸，使閥門的一階固有頻率提升，并與激振載荷的最大頻率錯開，從而改善了閥門的振動響應。

通過以上研究可知：閥門振動事故產生的主要原因是結構固有頻率與流場的旋渦脫落頻率和湍流脈動頻率接近或者成數倍關系，通過優化流道結構、附加阻尼減振裝置、提升閥門固有頻率等手段能有效抑制振動。閥門固有頻率的分析計算是振動機制和抑制方案研究的基礎。并且，固有頻率作為閥門的固有屬性，直接反映了閥門的抗震能力，核電閥門因應用場合與功能的特殊性，通常要求固有頻率不得小于33 Hz。隨著振動力學、數值仿真技術和試驗測試手段的快速發展，閥門固有頻率越來越成為各研究機構、閥門廠家的研究熱點[15-18]，但是，大部分的研究都聚焦于閥門本體固有頻率，對于考慮安裝狀態的汽機旁路閥固有頻率的研究較少。

本文作者將熱態全流量試驗管線中的汽機旁路閥簡化為雙梁結構，基于歐拉-伯努利梁理論建立橫向振動分析模型。基于掃頻法、敲擊法2種振動測試方法及數值模擬方法，開展本體剛性支撐和不同管線支撐距離的汽機旁路閥固有頻率的測試與計算，研究安裝狀態對固有頻率的影響規律，為汽機旁路閥振動機制的研究和抑制措施的實施奠定基礎。

1 橫向振動分析模型

圖1所示為根據熱態全流量試驗管線中汽機旁路閥的安裝狀態建立的橫向振動分析模型。因閥門結構復雜，各組件間接觸耦合作用等使得模型建立較困難，文中假設汽機旁路閥為質量單元，進出口管道為雙梁單元，閥體質量表示為γρA0L，出口管道單位長度抗彎剛度和質量分別表示為EI0eαx/L、ρA0eαx/L，進口管道單位長度抗彎剛度和質量分別表示為EI0eδx/L、ρA0eδx/L；采用線性彈簧模擬進出口管道在支架支撐位置和閥門連接位置分別受到的平移和旋轉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、梁單元長度L、質量系數γ和梯度系數β=α/L、η=δ/L等物理量代替了汽機旁路閥的相關因素，例如支架和閥門與管道的連接作用、閥門自身的幾何特征等。

圖1 汽機旁路閥的橫向振動分析模型

根據歐拉-伯努利梁方程，雙梁結構(進出口管道)的橫向自由振動偏微分控制方程[19]為

(1)

設進出口管道的擾度為

(2)

(3)

式中：λ為雙梁結構的量綱一化固有頻率。

考慮進出口管道在支架支撐位置剪力和彎矩平衡，以及與閥門連接端彎矩為0，根據雙梁的質量-彈簧裝置剪力平衡和牛頓第二運動定律，可分別得到ξ=0，ξ=1時交界協調關系為

(4)

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

2 振動試驗測試

鑒于第1節橫向振動分析模型的解析計算中存在若干理想條件的假定，無法精確獲得汽機旁路閥的固有頻率，文中采用掃頻法和敲擊法2種振動試驗測試方法，獲得汽機旁路閥在本體剛性支撐和管線支撐2種安裝狀態的固有頻率[20]。

2.1 掃頻法

圖2所示為基于振動試驗執行標準GB/T 2423.10—2019《環境試驗 第2部分：試驗方法 試驗Fc：振動(正弦)》建立的汽機旁路閥固有頻率掃頻測試試驗平臺。汽機旁路閥安裝在振動試驗臺面(本體剛性支撐)上，布置2106C型振動加速度傳感器于體底部、支架中部和執行機構頂部，監測點分別標記為CH4～CH8，采用DC-20000-200/ST-2020電動振動測試系統在x、y、z3個方向分別以0.15 mm(10～55 Hz)和20 m/s2(55～150 Hz)幅值，0.5 oct/min速率進行掃頻，監測各監測點在掃頻振動試驗中的響應應力曲線，獲得本體剛性支撐的汽機旁路閥固有頻率。

圖2 汽機旁路閥固有頻率掃頻測試試驗平臺

圖3所示為對汽機旁路閥進行x向掃頻振動試驗得到的各監測點的響應應力曲線。可知：各監測點應力峰值對應頻率相同，分別為34.5、53.8、67.2 Hz；各監測點激勵幅值在y方向呈逐步變大趨勢，說明遠離本體剛性支撐位置越遠，振動響應越明顯；綜合分析沿y、z方向掃頻振動試驗響應應力曲線，最小固有頻率為34.5 Hz，符合核電閥門抗震頻率要求。

圖3 x向掃頻振動試驗響應應力曲線

2.2 敲擊法

分別將汽機旁路閥安裝于熱態全流量試驗管線和本體剛性支撐工裝上，在圖2所示監測點位置設置IEPE壓電加速度傳感器(1號～8號)。因試驗條件受限，同時也為今后閥門固有頻率測試提供更便捷的信號激勵手段，文中采用木棒和鐵棒替代力錘，分別沿x、y、z3個方向敲擊閥體，產生的振動響應數據通過SURIS振動信號測試儀及DewsoftX軟件進行采集、預處理和分析，由此獲取汽機旁路閥的固有頻率。敲擊測試試驗平臺如圖4所示。

圖5所示為采用木棒和鐵棒沿x向敲擊閥體，汽機旁路閥執行機構頂部傳感器(7號)采集的時域振動加速度信號，經積分、傅里葉變換和加漢寧窗處理得到的振動頻響曲線。由圖5(a)可知：排除背景噪聲頻率干擾，木棒與鐵棒激勵的頻響曲線基本重合；速度峰值對應頻率為35、54、62、65、70 Hz。由圖5(b)可知：頻率低于40 Hz，木棒與鐵棒激勵的頻響曲線趨勢變化基本一致，存在28 Hz的低頻成分；頻率高于40 Hz，木棒激勵的速度峰值對應頻率區間與圖5(a)一致。綜合分析沿y、z方向敲擊閥體獲得的2種安裝狀態下監測點1號～8號的頻響曲線，本體剛性支撐安裝狀態的最小固有頻率為35 Hz，與圖3所示掃頻法測試結果相差1.5%，其余頻率在53～70 Hz區間，滿足核電閥門抗震頻率要求。管線支撐安裝狀態的最小固有頻率較本體剛性支撐降低了7 Hz，木棒激勵的其余頻率區間基本一致；木棒和鐵棒均可應用于本體剛性支撐的汽機旁路閥固有頻率測試，但對于管線支撐安裝狀態測試，宜選用木棒。

圖5 汽機旁路閥固有頻率敲擊測試頻響曲線(7號傳感器)

3 數值模擬分析

隨著振動力學和計算機技術的快速發展，ANSYS 軟件被廣泛應用于各類產品的振動力學特性分析[15]。文中采用數值模擬方法計算實際工況參數下不同管線支撐距離的汽機旁路閥固有頻率，與第2節振動試驗測試結果互為驗證，并進一步研究安裝狀態對汽機旁路閥固有頻率的影響規律。

汽機旁路閥公稱通徑DN125，壓力等級Class900，流體介質為284.4 ℃蒸汽，閥前壓力6.86 MPa(A)，閥后壓力1 MPa(A)，質量流量24.5 kg/s；進口管道φ133 mm×9 mm，出口管道φ273 mm×17.5 mm，前支架與閥門進口距離為5倍公稱通徑，后支架與閥門出口距離為10倍閥門公稱通徑；閥門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全流量試驗管線中汽機旁路閥的固體域和流體域網格模型和求解模型。固體域網格模型主要由六面體和四面體構成，節點數1 527 257，單元數552 848；流體域網格采用Poly-hexcore網格劃分技術，選用SSTκ-ω湍流模型，開啟能量方程和標準壁面函數，以實際工況為邊界條件，收斂精度設置1×10-6求解流場進出口流量Qm和分布壓力pm，若|Qm-24.5|≤0.03，則達到網格無關化要求，此時用于最小面和最大面網格尺寸分別為2 mm和20 mm。將分布壓力pm施加于汽機旁路閥管道系統內壁面，按圖7所示閥門安裝狀態設置固體域邊界條件，即可基于該軟件的模態模塊獲得汽機旁路閥前6階固有頻率，如表1所示。

圖6 汽機旁路閥的網格模型

圖7 不同安裝狀態的汽機旁路閥

由表1可知：數值模擬方法可用于求解汽機旁路閥在實際工況參數、不同安裝狀態、復雜幾何特征結構等因素影響下的固有頻率；管線支撐和本體剛性支撐2種安裝狀態的汽機旁路閥固有頻率如狀態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，與敲擊法測試的最小固有頻率誤差為4.7%，誤差來源于數值模擬模型和算法的簡化、試驗測試設備誤差和信號干擾等；管線支撐的前6階固有頻率均低于本體剛性支撐，與敲擊法測試結果一致；實際工況參數下不同管線支撐距離的汽機旁路閥前6階固有頻率如狀態1～4所示，管線支撐位置與閥門本體距離越遠，固有頻率越低；對比狀態4和狀態5，蒸汽介質與汽機旁路閥的流固耦合作用使固有頻率降低。

4 結論

文中以汽機旁路系統中蒸汽壓力調節用汽機旁路閥為研究對象，從理論解析、數值模擬和試驗測試3個方面獲得固有頻率，研究安裝狀態對固有頻率的影響規律，得到結論如下：

(1)根據熱態全流量試驗管線中的汽機旁路閥雙梁結構假設和歐拉-伯努利梁理論，建立了橫向振動分析模型，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種安裝狀態的汽機旁路閥振動試驗測試平臺，測試結果表明：掃頻法和敲擊法振動試驗結果基本一致，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)采用數值模擬方法求解并分析了實際工況參數下不同安裝狀態的汽機旁路閥固有頻率，模擬結果表明：汽機旁路閥最小固有頻率的數值模擬結果與振動試驗結果誤差分別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本體距離越遠，固有頻率越低；蒸汽介質與結構的流固耦合作用使得汽機旁路閥固有頻率降低。