王 雯，徐 麗，3， 傅衛(wèi)平，孔祥劍，馬玉山

(1.西安理工大學 機械與精密儀器工程學院，西安 710048;2.吳忠儀表有限責任公司，寧夏 吳忠 751100 3.中國石油廣東石化公司，廣東 揭陽 515200)

調(diào)節(jié)閥或稱控制閥在冶金、電力、化工、石油等工業(yè)過程控制系統(tǒng)中起著重要作用。調(diào)節(jié)閥性能的提高往往因其振動問題而受到制約，在某些工況下產(chǎn)生的振動往往是引起各種事故的主要原因，振動嚴重時甚至引起閥桿斷裂，影響機組安全平穩(wěn)地運行。導致調(diào)節(jié)閥振動的主要原因是閥體內(nèi)部流體流動的不穩(wěn)定性［1］。這種流體誘發(fā)振動的現(xiàn)象往往引起管道系統(tǒng)與工業(yè)過程控制系統(tǒng)的大幅振動與破壞［2－3］。

調(diào)節(jié)閥實際應用中往往出現(xiàn)這種情況，在出廠前不連接管道條件下進行的調(diào)節(jié)閥振動性能試驗可以達到設計標準，但現(xiàn)場管網(wǎng)系統(tǒng)中使用的調(diào)節(jié)閥在運行過程中卻在某些工況下發(fā)生劇烈振動。這是因為在實際工作環(huán)境中，調(diào)節(jié)閥振動不僅與閥體內(nèi)部流體流動的不穩(wěn)定性有關，而且通過流體與相連接的管道振動相互作用［4－5］。為了解決這個問題，需要把調(diào)節(jié)閥、管道和流體作為耦合系統(tǒng)來考慮［6］，通過分析耦合系統(tǒng)內(nèi)部的相互作用，來研究其振動規(guī)律和機理。

關于調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)中流固耦合相互作用的研究基本上分為兩個方面:一方面，在管道動力學中，只側(cè)重研究流體與管道流固耦合產(chǎn)生的流致管道振動，既使出現(xiàn)調(diào)節(jié)閥，也僅將其作為模擬閥門開關的流體擾動源或時變邊界條件［7－13］，而大多忽略調(diào)節(jié)閥自身的動態(tài)特性;另一方面，在調(diào)節(jié)閥動力學中，僅側(cè)重研究調(diào)節(jié)閥內(nèi)流體與閥芯流固耦合產(chǎn)生的閥芯－閥桿系統(tǒng)振動，而不考慮管道影響［14］。將管道動力學與調(diào)節(jié)閥動力學結(jié)合起來，以調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)振動為對象的研究成果，目前很少見相關文獻報道。

本文以某型號單座式調(diào)節(jié)閥為對象，研究由調(diào)節(jié)閥與其兩端充液管道組成的調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)的流固耦合振動問題。通過對系統(tǒng)的有限元流固耦合模型進行仿真，分析流開型和流閉型調(diào)節(jié)閥在固定開度和變開度條件下系統(tǒng)的動態(tài)響應。

1 調(diào)節(jié)閥流固耦合動力學模型

1.1 單座式調(diào)節(jié)閥結(jié)構

單座式調(diào)節(jié)閥整體結(jié)構如圖1所示。

圖1 單座式調(diào)節(jié)閥結(jié)構示意圖Fig.1 A structure schematic diagram of single type control valve

單座式調(diào)節(jié)閥主要由執(zhí)行機構和調(diào)節(jié)機構組成。執(zhí)行機構將控制器輸出電流信號轉(zhuǎn)換為調(diào)節(jié)閥閥桿的直線位移;調(diào)節(jié)機構通過閥桿與執(zhí)行機構相連，并將位移信號轉(zhuǎn)換為閥芯和閥座之間流通面積的變化，從而改變流經(jīng)閥體的流體運動狀態(tài)。為了使閥芯和閥座之間的開度穩(wěn)定在某個特定位置以保證實現(xiàn)控制器所要求的目標狀態(tài)，調(diào)節(jié)閥設有閥門定位器附件，組成以閥桿實際位移為測量信號，以控制器電流輸出為設定信號的反饋控制系統(tǒng)。

1.2 閥芯－閥桿系統(tǒng)動力學模型

對于特定調(diào)節(jié)閥結(jié)構，其調(diào)節(jié)性能主要取決于閥芯－閥桿相對閥座的運動。閥芯－閥桿與氣室彈簧、填料、流體等組成一個流固耦合動力學系統(tǒng)。在建立閥芯－閥桿動力學模型之前作如下假設:①調(diào)節(jié)閥內(nèi)部的流體(水)是不可壓縮的;②在調(diào)節(jié)閥工作過程中，水沒有熱交換;③閥桿與填料之間的摩擦力認為是一種粘性阻尼力;④整個閥體為剛性體，忽略其彈性變形;⑤閥芯－閥桿只沿軸線運動，不考慮橫向運動;⑥單座閥的執(zhí)行機構為氣動正作用執(zhí)行機構。

根據(jù)以上假設以及單座閥的結(jié)構圖，可以將閥芯－閥桿系統(tǒng)簡化為一個單自由度質(zhì)量－彈簧－阻尼系統(tǒng)，如圖2所示。閥芯位移坐標原點設在閥門全關的位置，取向上為正方向。

圖2 閥芯－閥桿系統(tǒng)動力學模型Fig.2 Dynamics model of valve core-stem system

根據(jù)圖2所示，單座閥閥芯－閥桿系統(tǒng)動力學方程為

式中 X(t)、t)、(t)為閥芯t時刻的位移、速度及加速度;m為閥芯－閥桿系統(tǒng)的總質(zhì)量;k為彈簧剛度系數(shù);c為等效粘性阻尼系數(shù);Fc(t)為執(zhí)行機構作用在閥芯上的控制力;Fl(t)為流體不平衡力;g為重力加速度。

式(1)中的流體不平衡力Fl(t)是指直行程調(diào)節(jié)機構中流體作用在閥芯上的軸向合力，其大小與調(diào)節(jié)閥兩端的壓差、閥芯大小和形狀、調(diào)節(jié)閥類型、閥上游壓力、流體流向及流體物理特性等因素有關。對于流開式調(diào)節(jié)閥(圖1中流體從左側(cè)流入，右側(cè)流出)，不平衡力

式中p1:閥前壓力(Pa);p2:閥后壓力(Pa);Δp:前后壓差(Pa);ds:閥芯直徑(m);dz:閥桿直徑(m)。

對于流閉式調(diào)節(jié)閥(圖1中流體從右側(cè)流入，左側(cè)流出)，不平衡力

當調(diào)節(jié)閥與管道連接時，閥芯受到的實際不平衡力Fl(t)由閥芯上下表面分布的壓力(通過下面有限元流固耦合計算)對閥芯表面面積積分求得。為了使求解過程簡化，可以將不平衡力近似認為流體壓力在閥芯等效橫截面積上作用的結(jié)果。

式(1)中控制力Fc(t)是指執(zhí)行機構作用在調(diào)節(jié)機構閥芯－閥桿系統(tǒng)上的軸向力，其大小與電－氣閥門定位器結(jié)構參數(shù)、控制器輸出電流信號產(chǎn)生的電磁力以及閥芯位移有關［15］，即:

式中p，q，T為與定位器結(jié)構性能有關的參數(shù)，N(X0)為與指定目標位移X0成比例的電磁力。

因此，調(diào)節(jié)閥閥芯－閥桿系統(tǒng)動力學方程可寫為:

2 調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)流固耦合有限元模型求解

本文利用ANSYS軟件對調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)進行有限元流固耦合建模分析。管道和調(diào)節(jié)閥閥芯－閥桿系統(tǒng)會在動態(tài)流體壓力作用下發(fā)生振動位移，位移的大小反過來將影響管道和調(diào)節(jié)閥內(nèi)的流場分布，從而形成流固耦合作用。流固耦合模型需要采用循環(huán)迭代方法求解。

2.1 調(diào)節(jié)閥閥芯－閥桿系統(tǒng)流固耦合模型預估－校正求解算法

由于調(diào)節(jié)閥閥芯與流場接觸面為移動壁面，而閥芯移動規(guī)律無法預先給出，因而ANSYS軟件本身的流固耦合方法無法滿足未給定閥芯運動規(guī)律時的計算要求，因此，本文采用預估－校正算法［14］來解決這種情況下的流固耦合問題。根據(jù)閥芯－閥桿系統(tǒng)動力學方程(1)和預估－校正算法，可得出單座閥的預測步和校正步計算表達式分別為:

預測步:

2.2 調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)流固耦合問題的有限元模型求解方法

對于調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)流固耦合問題，本文采用如下有限元建模和求解方法［16］:

(1)創(chuàng)建調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)幾何模型，包括流體區(qū)域和調(diào)節(jié)閥－管道結(jié)構區(qū)域。

(2)創(chuàng)建調(diào)節(jié)閥－管道內(nèi)流體物理環(huán)境。給流體區(qū)域賦予單元類型，確定迭代次數(shù)，激活湍流模型，施加邊界條件。

(3)創(chuàng)建結(jié)構物理環(huán)境。清除在流體物理環(huán)境中設定的信息，定義結(jié)構物理環(huán)境，轉(zhuǎn)換單元類型并設定單元選項，將流體區(qū)域單元設定為NULL，將結(jié)構區(qū)域賦予單元類型，施加結(jié)構邊界條件，定義合適的載荷步和求解選項，然后寫入結(jié)構物理環(huán)境文件。

(4)流體/結(jié)構求解循環(huán)。結(jié)構分析和流體分析是通過耦合面連接的，首先讀入流體物理環(huán)境進行Flotran求解，將分析結(jié)果保存;清除流體物理環(huán)境，讀入結(jié)構物理環(huán)境;選擇施加載荷的單元和節(jié)點，將Flotran分析結(jié)果讀入載荷中進行結(jié)構分析，將分析結(jié)果保存;將結(jié)果文件設為流體分析的邊界條件，重復上面步驟，直到檢測兩次計算的差值足夠小，求解結(jié)束。

2.3 調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)有限元模型

假設管道兩端約束分別為:左端固定，右端簡支，管道內(nèi)徑d=0.04 m，管壁厚 h=0.005 m，管道總長度l=2 m，閥體兩端管道長度相等，材料密度ρ1=7800 kg/m3，彈性模量 E=2.1 ×1011N/m2，管道內(nèi)介質(zhì)為水，介質(zhì)密度ρ2=1 000 kg/m3，粘度系數(shù)μ=1 005 Pas。本文創(chuàng)建的模型包括流體區(qū)域和結(jié)構區(qū)域，將流體區(qū)域賦予單元類型Fluid142，結(jié)構區(qū)域賦予單元類型Solid45。由于閥芯相對于管道和調(diào)節(jié)閥內(nèi)壁的變形非常小，可以不考慮其與流體的流固耦合作用，僅將管道和調(diào)節(jié)閥內(nèi)壁與流體的接觸面作為耦合面。調(diào)節(jié)閥－管道系統(tǒng)有限元模型如圖3所示。

圖3 調(diào)節(jié)閥－管道系統(tǒng)有限元模型Fig.3 The finite element meshing model of the valve-pipeline system

3 調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)流固耦合動態(tài)分析

3.1 調(diào)節(jié)閥－管道系統(tǒng)模態(tài)分析

為了掌握調(diào)節(jié)閥－管道系統(tǒng)結(jié)構固有特性，對圖3所示模型在無流體狀態(tài)下進行模態(tài)分析。計算出系統(tǒng)的前4 階固有頻率分別為24.43 Hz，114.24 Hz，219.93 Hz，335.56 Hz，對應的各階振型如圖 4 所示。

3.2 調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)動態(tài)響應分析

本文根據(jù)第3節(jié)求解方法，重點分析固定開度和變開度情況下閥芯動態(tài)位移響應及其所受流體不平衡力。對于固定開度情況，閥芯在某個指定目標開度或位置附近作自由振動;對于變開度情況，閥芯從某個初始位置向目標開度或位置移動，到達目標位置后在其附近作自由振動。

對于調(diào)節(jié)閥－管道－流體流固耦合系統(tǒng)，無論固定開度還是變開度情況，除閥芯－閥桿系統(tǒng)和流體振動外，調(diào)節(jié)閥閥體及其聯(lián)接管道也會因流固耦合作用產(chǎn)生結(jié)構振動。本文取閥芯－閥桿彈簧懸掛點對應的閥體節(jié)點(對應圖3中編號為12 535的節(jié)點)位移響應作為調(diào)節(jié)閥－管道 －流體流固耦合系統(tǒng)整體位移響應。

本文分別對固定開度和變開度情況、流體流向為流開和流閉情況以及有無管道情況進行仿真。假設進出口壓差為2 MPa(進口壓力為2.1 MPa，出口壓力為0.1 MPa)。固定開度時閥芯目標位置為X0=20 mm，變開度時閥芯由X0=20 mm下移至X0=15 mm。閥芯－閥桿系統(tǒng)和調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)的位移響應以及流體不平衡力仿真結(jié)果如圖5－圖7所示。

圖4 調(diào)節(jié)閥－管道系統(tǒng)前4階振型Fig.4 The modes of the valve-pipeline system

圖5 固定開度時閥芯的位移與流體不平衡力Fig.5 The displacement and fluid force of valve core under fixed opening

圖6 變開度時閥芯的位移與流體不平衡力Fig.6 The displacement and fluid force of control valve core under varying opening

圖7 流向流開時調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)(閥體節(jié)點編號為12 535處)的位移振動響應Fig.7 The displacementvibration response of the valve-pipeline-fluid system under flow-opening

由圖5可以看出:在固定開度情況下，無論流閉型還是流開型，帶有管道相對于無管道時的閥芯振動更大，并且偏離目標位置更遠，而閥芯受到的穩(wěn)態(tài)流體不平衡力更大;無論是否帶有管道，采用流閉型要比流開型時閥芯偏離目標位置更遠，并且到達穩(wěn)態(tài)所用的時間更長，而閥芯受到的穩(wěn)態(tài)流體不平衡力則相差不大。

由圖6可以看出:在變開度(開度變小)情況下，對于流開型，帶有管道比無管道時閥芯趨向穩(wěn)態(tài)目標位置所用的時間更短，而對于流閉型則相反;無論流閉型還是流開型，帶有管道比無管道時閥芯受到的流體不平衡力趨向穩(wěn)態(tài)所用時間更短，而穩(wěn)態(tài)值略大;無論是否帶有管道，采用流開型要比流閉型時閥芯受到的穩(wěn)態(tài)流體不平衡力更大。

由圖7可以看出:無論固定開度還是變開度，調(diào)節(jié)閥閥體振動位移與圖5、圖6中閥芯的振動位移規(guī)律不同，在仿真時間范圍內(nèi)均呈非周期、非衰減振動，但是變開度比固定開度時閥體振動響應略大。

4 結(jié)論

本文建立了一個調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)流固耦合模型，并利用ANSYS軟件對固定開度和變開度情況、流體流向為流開和流閉情況以及有無管道情況進行了動態(tài)響應分析。研究結(jié)果表明，在給定壓差下，無論流閉型還是流開型流向，無論固定開度還是變開度，管道對調(diào)節(jié)閥閥芯－閥桿系統(tǒng)的位移響應以及閥芯受到的流體不平衡力響應都有較大影響，從而對調(diào)節(jié)閥開度控制的精度以及調(diào)節(jié)閥執(zhí)行機構設計產(chǎn)生影響。因此，對于調(diào)節(jié)閥研究、設計與控制而言，管道流固耦合作用的影響不能忽略。

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