安装状态对汽机旁路阀固有频率的影响

廖静 ，刘柏圻 ，杨恒虎 ，王伟波

(1.重庆川仪自动化股份有限公司调节阀研究所，重庆 400707；2.重庆川仪调节阀有限公司，重庆 400707)

0 前言

汽机旁路阀是汽轮机旁路系统中实现蒸汽压力调节的核心部件，其高温高压、大流量、大减压比等工况导致的振动问题较为突出，严重影响设备的安全运行和操作人员的身心健康。近年来，由阀门振动引起的事故在全国各地的多个应用场合中均有发生[1-4]。为此，国内外学者在阀门振动机制、研究方法、抑制措施等方面进行了大量的研究工作。

钱锦远等[5]和DOMNICK、BRILLERT[6]采用文献调研的方法对阀门振动产生的机制进行了分类和解释，提出了相关的预防措施以及减振设计方案，并且探讨了目前阀门振动的研究方向及存在的主要问题。王伟波等[7-8]采用数值模拟方法对凝结水主调节阀和LNG超低温调节阀的阀杆进行流激共振研究，当介质压力脉动峰值频率避开了阀门的固有频率时，阀门不会发生流激共振现象。李树勋等[9-10]采用数值模拟方法对套筒式和先导式蒸汽疏水阀的振动特性进行研究，结果表明：套筒式节流结构决定了振动频谱特性，降压级数及孔径大小会影响总振级；先导式阀芯的约束方式由一端固定一端自由改进为一端固定一端轴向自由，可提高阀门刚度，减小阀门振动。LI等[11]设计了一种可视化的实验方法来获取锥阀阀芯的振动图像，并提出了阀芯的最小二乘轮廓拟合方法，分析了阀芯的颤振特性，包括阀芯振动频谱和幅度。MAKARYANTS[12]在安全阀中设置锁环机构，通过锁环与阀座间的摩擦消耗振动能，起到阻尼减振的效果。李建伟等[13]采用实验与仿真技术相结合的方法对进水管蝶阀活门筋板开裂的现象进行了调查，发现活门固有频率与流场中的卡门涡频率接近是事故的起因。张希恒等[14]通过增大船用截止阀支架横截面的尺寸，使阀门的一阶固有频率提升，并与激振载荷的最大频率错开，从而改善了阀门的振动响应。

通过以上研究可知：阀门振动事故产生的主要原因是结构固有频率与流场的旋涡脱落频率和湍流脉动频率接近或者成数倍关系，通过优化流道结构、附加阻尼减振装置、提升阀门固有频率等手段能有效抑制振动。阀门固有频率的分析计算是振动机制和抑制方案研究的基础。并且，固有频率作为阀门的固有属性，直接反映了阀门的抗震能力，核电阀门因应用场合与功能的特殊性，通常要求固有频率不得小于33 Hz。随着振动力学、数值仿真技术和试验测试手段的快速发展，阀门固有频率越来越成为各研究机构、阀门厂家的研究热点[15-18]，但是，大部分的研究都聚焦于阀门本体固有频率，对于考虑安装状态的汽机旁路阀固有频率的研究较少。

本文作者将热态全流量试验管线中的汽机旁路阀简化为双梁结构，基于欧拉-伯努利梁理论建立横向振动分析模型。基于扫频法、敲击法2种振动测试方法及数值模拟方法，开展本体刚性支撑和不同管线支撑距离的汽机旁路阀固有频率的测试与计算，研究安装状态对固有频率的影响规律，为汽机旁路阀振动机制的研究和抑制措施的实施奠定基础。

1 横向振动分析模型

图1所示为根据热态全流量试验管线中汽机旁路阀的安装状态建立的横向振动分析模型。因阀门结构复杂，各组件间接触耦合作用等使得模型建立较困难，文中假设汽机旁路阀为质量单元，进出口管道为双梁单元，阀体质量表示为γρA0L，出口管道单位长度抗弯刚度和质量分别表示为EI0eαx/L、ρA0eαx/L，进口管道单位长度抗弯刚度和质量分别表示为EI0eδx/L、ρA0eδx/L；采用线性弹簧模拟进出口管道在支架支撑位置和阀门连接位置分别受到的平移和旋转2种弹性约束，刚度分别以k1～6EI0/L表示。图中所示密度ρ、量纲一化面积A0、弹性模量E、量纲一化惯性矩I0、量纲一化弹簧刚度k1～6、梁单元长度L、质量系数γ和梯度系数β=α/L、η=δ/L等物理量代替了汽机旁路阀的相关因素，例如支架和阀门与管道的连接作用、阀门自身的几何特征等。

图1 汽机旁路阀的横向振动分析模型

根据欧拉-伯努利梁方程，双梁结构(进出口管道)的横向自由振动偏微分控制方程[19]为

(1)

设进出口管道的扰度为

(2)

(3)

式中：λ为双梁结构的量纲一化固有频率。

考虑进出口管道在支架支撑位置剪力和弯矩平衡，以及与阀门连接端弯矩为0，根据双梁的质量-弹簧装置剪力平衡和牛顿第二运动定律，可分别得到ξ=0，ξ=1时交界协调关系为

(4)

至此，横向振动分析模型的固有频率解析计算转化为了弹性约束[式(4)]下常微分方程组[式(3)]的特征值问题，通过插值矩阵法理论，即可求解汽机旁路阀的固有频率。

2 振动试验测试

鉴于第1节横向振动分析模型的解析计算中存在若干理想条件的假定，无法精确获得汽机旁路阀的固有频率，文中采用扫频法和敲击法2种振动试验测试方法，获得汽机旁路阀在本体刚性支撑和管线支撑2种安装状态的固有频率[20]。

2.1 扫频法

图2所示为基于振动试验执行标准GB/T 2423.10—2019《环境试验 第2部分：试验方法 试验Fc：振动(正弦)》建立的汽机旁路阀固有频率扫频测试试验平台。汽机旁路阀安装在振动试验台面(本体刚性支撑)上，布置2106C型振动加速度传感器于体底部、支架中部和执行机构顶部，监测点分别标记为CH4～CH8，采用DC-20000-200/ST-2020电动振动测试系统在x、y、z3个方向分别以0.15 mm(10～55 Hz)和20 m/s2(55～150 Hz)幅值，0.5 oct/min速率进行扫频，监测各监测点在扫频振动试验中的响应应力曲线，获得本体刚性支撑的汽机旁路阀固有频率。

图2 汽机旁路阀固有频率扫频测试试验平台

图3所示为对汽机旁路阀进行x向扫频振动试验得到的各监测点的响应应力曲线。可知：各监测点应力峰值对应频率相同，分别为34.5、53.8、67.2 Hz；各监测点激励幅值在y方向呈逐步变大趋势，说明远离本体刚性支撑位置越远，振动响应越明显；综合分析沿y、z方向扫频振动试验响应应力曲线，最小固有频率为34.5 Hz，符合核电阀门抗震频率要求。

图3 x向扫频振动试验响应应力曲线

2.2 敲击法

分别将汽机旁路阀安装于热态全流量试验管线和本体刚性支撑工装上，在图2所示监测点位置设置IEPE压电加速度传感器(1号～8号)。因试验条件受限，同时也为今后阀门固有频率测试提供更便捷的信号激励手段，文中采用木棒和铁棒替代力锤，分别沿x、y、z3个方向敲击阀体，产生的振动响应数据通过SURIS振动信号测试仪及DewsoftX软件进行采集、预处理和分析，由此获取汽机旁路阀的固有频率。敲击测试试验平台如图4所示。

图5所示为采用木棒和铁棒沿x向敲击阀体，汽机旁路阀执行机构顶部传感器(7号)采集的时域振动加速度信号，经积分、傅里叶变换和加汉宁窗处理得到的振动频响曲线。由图5(a)可知：排除背景噪声频率干扰，木棒与铁棒激励的频响曲线基本重合；速度峰值对应频率为35、54、62、65、70 Hz。由图5(b)可知：频率低于40 Hz，木棒与铁棒激励的频响曲线趋势变化基本一致，存在28 Hz的低频成分；频率高于40 Hz，木棒激励的速度峰值对应频率区间与图5(a)一致。综合分析沿y、z方向敲击阀体获得的2种安装状态下监测点1号～8号的频响曲线，本体刚性支撑安装状态的最小固有频率为35 Hz，与图3所示扫频法测试结果相差1.5%，其余频率在53～70 Hz区间，满足核电阀门抗震频率要求。管线支撑安装状态的最小固有频率较本体刚性支撑降低了7 Hz，木棒激励的其余频率区间基本一致；木棒和铁棒均可应用于本体刚性支撑的汽机旁路阀固有频率测试，但对于管线支撑安装状态测试，宜选用木棒。

图5 汽机旁路阀固有频率敲击测试频响曲线(7号传感器)

3 数值模拟分析

随着振动力学和计算机技术的快速发展，ANSYS 软件被广泛应用于各类产品的振动力学特性分析[15]。文中采用数值模拟方法计算实际工况参数下不同管线支撑距离的汽机旁路阀固有频率，与第2节振动试验测试结果互为验证，并进一步研究安装状态对汽机旁路阀固有频率的影响规律。

汽机旁路阀公称通径DN125，压力等级Class900，流体介质为284.4 ℃蒸汽，阀前压力6.86 MPa(A)，阀后压力1 MPa(A)，质量流量24.5 kg/s；进口管道φ133 mm×9 mm，出口管道φ273 mm×17.5 mm，前支架与阀门进口距离为5倍公称通径，后支架与阀门出口距离为10倍阀门公称通径；阀门和管道材料均定义为弹性模量2.06×1011Pa，密度7 850 kg/m3，泊松比0.3。

图6所示为基于ANSYS软件的流固耦合模块建立的热态全流量试验管线中汽机旁路阀的固体域和流体域网格模型和求解模型。固体域网格模型主要由六面体和四面体构成，节点数1 527 257，单元数552 848；流体域网格采用Poly-hexcore网格划分技术，选用SSTκ-ω湍流模型，开启能量方程和标准壁面函数，以实际工况为边界条件，收敛精度设置1×10-6求解流场进出口流量Qm和分布压力pm，若|Qm-24.5|≤0.03，则达到网格无关化要求，此时用于最小面和最大面网格尺寸分别为2 mm和20 mm。将分布压力pm施加于汽机旁路阀管道系统内壁面，按图7所示阀门安装状态设置固体域边界条件，即可基于该软件的模态模块获得汽机旁路阀前6阶固有频率，如表1所示。

图6 汽机旁路阀的网格模型

图7 不同安装状态的汽机旁路阀

由表1可知：数值模拟方法可用于求解汽机旁路阀在实际工况参数、不同安装状态、复杂几何特征结构等因素影响下的固有频率；管线支撑和本体刚性支撑2种安装状态的汽机旁路阀固有频率如状态5、6所示，本体刚性支撑的1阶固有频率为35.41 Hz，与扫频法和敲击法测试的最小固有频率误差为2.6%；管线支撑的1阶固有频率为29.32 Hz，与敲击法测试的最小固有频率误差为4.7%，误差来源于数值模拟模型和算法的简化、试验测试设备误差和信号干扰等；管线支撑的前6阶固有频率均低于本体刚性支撑，与敲击法测试结果一致；实际工况参数下不同管线支撑距离的汽机旁路阀前6阶固有频率如状态1～4所示，管线支撑位置与阀门本体距离越远，固有频率越低；对比状态4和状态5，蒸汽介质与汽机旁路阀的流固耦合作用使固有频率降低。

4 结论

文中以汽机旁路系统中蒸汽压力调节用汽机旁路阀为研究对象，从理论解析、数值模拟和试验测试3个方面获得固有频率，研究安装状态对固有频率的影响规律，得到结论如下：

(1)根据热态全流量试验管线中的汽机旁路阀双梁结构假设和欧拉-伯努利梁理论，建立了横向振动分析模型，提出了固有频率的理论解析方法。

(2)采用扫频法和敲击法搭建了本体刚性支撑和管线支撑2种安装状态的汽机旁路阀振动试验测试平台，测试结果表明：扫频法和敲击法振动试验结果基本一致，本体刚性支撑的最小固有频率约为35 Hz，高于管线支撑7 Hz。

(3)采用数值模拟方法求解并分析了实际工况参数下不同安装状态的汽机旁路阀固有频率，模拟结果表明：汽机旁路阀最小固有频率的数值模拟结果与振动试验结果误差分别2.6%、4.7%；管线支撑固有频率均低于本体刚性支撑；管线支撑位置与阀门本体距离越远，固有频率越低；蒸汽介质与结构的流固耦合作用使得汽机旁路阀固有频率降低。