李樹勛， 王天龍， 徐曉剛， 孟令旗， 婁燕鵬

(1. 蘭州理工大學 石油化工學院，蘭州 730050; 2. 機械工業(yè)泵及特殊閥門工程研究中心，蘭州 730050)

隨著工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴大，蒸汽作為二次能源廣泛應用于工業(yè)領域，蒸汽供熱所消耗的能源在我國能源總消耗中占有重要地位[1]。蒸汽疏水閥作為保證蒸汽系統(tǒng)高效工作的節(jié)能元件，起著阻汽通水的功能，在蒸汽加熱設備和蒸汽管網(wǎng)中廣泛應用[2]。由于蒸汽疏水閥內部結構復雜，閥內件具有典型的節(jié)流特征，在其啟閉過程和運行工況下介質的流態(tài)為典型的高速湍流，流體產(chǎn)生劇烈的壓力脈動和漩渦，誘發(fā)流體激振并產(chǎn)生高噪聲[3]。針對高壓降疏水閥流體激振問題，國際上通常采用多級降壓疏水閥，但由于缺乏基礎理論研究與指導，無法針對具體工況精確設計和選用多級降壓節(jié)流內件。

現(xiàn)有關于流激振動可供參考的研究中，文獻[4-5]對流體壓力脈動引發(fā)的閥-管系統(tǒng)振動進行了研究，分析閥內結構參數(shù)對系統(tǒng)振動特性的影響，文獻[6-7]分別通過建立閥芯運動數(shù)學方程和CFD數(shù)值模擬對閥門的動態(tài)特性進行研究，分析閥門啟閉過程流激振動特點，文獻[8-10]基于流固耦合模擬分析了流體湍動對管道壁面振動的影響，揭示出流體動力學參數(shù)與管道振動間的耦合關系。以上研究探討了閥在運行及啟閉過程中管道流激振動情況，未涉及到在高溫高壓工況下疏水閥啟閉及運行過程誘發(fā)的管路流體激振，也未研究閥內節(jié)流件對流激振動的影響。

針對以上問題，應充分考慮閥門運行工況，建立典型工況下疏水閥的振動模型，分析閥內件參數(shù)對疏水閥及管道振動的影響，定量分析流激振動產(chǎn)生的總振級及監(jiān)測點處振動頻譜特性，從疏水閥角度出發(fā)尋找降低流激振動的途徑。

1 疏水閥模型及內件設計

1.1 疏水閥模型

本文以DN100PN100高壓降多級套筒疏水閥為研究對象，分析閥內節(jié)流件參數(shù)對疏水閥及管道振動的影響。圖1為三級套筒疏水閥結構示意圖，其中二級套筒(閥芯套筒)為流量調節(jié)元件。該疏水閥設計參數(shù)詳見表1。

圖1 三級套筒疏水閥結構示意圖Fig.1 Structural diagram of three-level sleeve steam trap

名稱數(shù)值公稱壓力PN100公稱直徑DN100設計溫度/℃250閥體材質316L流體介質液態(tài)水額定流量(t/h)120

1.2 疏水閥降壓級數(shù)設計

高壓降疏水閥由于壓降高，不可避免地產(chǎn)生湍流壓力脈動和空化現(xiàn)象，誘發(fā)管路振動，故采用節(jié)流降壓的原理把高壓降逐級分散成若干低壓降，將壓力突變轉化為壓力漸變[11]。多級降壓時每一級壓降的實際壓差小于阻塞流壓差，即可避免阻塞流及閃蒸空化，從而降低流激振動。阻塞流壓差如式(1)所示。

(1)

式中：p1為入口壓力(絕壓)；FL為壓力恢復系數(shù)；PV為飽和蒸汽壓；pC為熱力學臨界壓力。

疏水閥正常運行時，流體介質參數(shù)見表2。

表2 正常運行時流體介質參數(shù)

將表中數(shù)據(jù)代入式(1)，得到疏水閥正常運行時阻塞流壓差為2.83 MPa。

多級降壓閥門各級壓降按式(2)計算

(2)

取疏水閥降壓級數(shù)n分別為2、3級，其中三級降壓疏水閥模型如圖1所示，為對比降壓級數(shù)對振動的影響，在不改變其它結構的基礎上將三級降壓疏水閥第三級套筒去除得到二級降壓疏水閥，將n代入式(2)中得到各級套筒的壓降，詳見表3。

表3 各級套筒壓降

1.3 疏水閥孔徑設計

借鑒管路限流孔板的設計標準，在計算節(jié)流套筒小孔個數(shù)時，應首先按式(3)計算單孔直徑，然后按式(4)求解小孔個數(shù)。

(3)

式中：Q為工作狀態(tài)下體積流量；C為孔板流量系數(shù)； 由Re值和d0/d查表求取；ΔP為孔板壓降；γ為流體工作狀態(tài)下的相對密度。

(4)

式中：d1為小孔直徑。

針對本文研究對象，取疏水閥節(jié)流孔徑為4 mm，將表1～表3相關參數(shù)代入式(3)～式(4)中，求解各級套筒的小孔個數(shù)，二、三級降壓疏水閥小孔個數(shù)詳見表4。

表4 二、三級降壓疏水閥小孔個數(shù)

為對比分析節(jié)流套筒孔徑對高壓降疏水閥振動的影響，以三級降壓疏水閥及閥控管系為研究對象，取三級降壓疏水閥的開孔直徑分別為4 mm、7 mm、10 mm，求解各級套筒的小孔個數(shù)，并將其圓整，三種孔徑下的各節(jié)流套筒的開孔個數(shù)詳見表5。

表5 不同孔徑下三級降壓疏水閥小孔個數(shù)

2 流激振動模擬及分析

2.1 閥門流激振動原因

閥門流激振動的主要原因是閥內流體流動的不穩(wěn)定性引起的[12]。由于流道的急劇變化，流經(jīng)閥門的流體會對閥瓣產(chǎn)生脈動沖擊，從而誘發(fā)振動；當流體流過閥瓣時，閥瓣周圍的旋渦流與閥瓣相互作用，形成渦激振動的激勵源；在閥門小開度工況下，當流體靜壓降低到等于或低于該流體在閥入口溫度下的飽和蒸汽壓時, 部分液體汽化形成氣泡形成空化現(xiàn)象，隨著閥出口流道的逐漸擴大，氣泡破裂恢復到液相，氣泡破裂時產(chǎn)生強大的壓力沖擊引起閥門的振動。本文的疏水閥在設計階段通過多級降壓避免了閥在高壓差下的空化，故本文的主要流激振動激勵為壓力脈動誘發(fā)的振動。

2.2 流場模擬

用雷諾時均動量方程來描述疏水閥及閥控管道內流體流動：

(5)

(6)

采用標準k-ε模型對疏水閥及閥控管道流場進行穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬。疏水閥進出口均采用給定壓力值，計算過程中不考慮介質重力的影響，且無熱傳導現(xiàn)象，離散項格式的動量方程和湍流方程選用一階迎風格式，收斂精度為10-4。以穩(wěn)態(tài)計算結果為初始條件進行瞬態(tài)數(shù)值模擬以提高收斂速度及穩(wěn)定性。

采用RNG k-ε模型進行流場瞬態(tài)模擬。RNG k-ε模型中的各相關項既與流體流動情況有關，同時是空間坐標的函數(shù)，可有效地處理疏水閥及閥控管道內彎曲度較大的湍流流動。RNG k-ε方程模型封閉雷諾時均動量方程，即：

(7)

(8)

瞬態(tài)模擬時離散項格式的動量方程和湍流方程選用二階迎風格式。本文振動采樣頻率為20～8 000 Hz，瞬態(tài)流場模擬時間間隔取6.25×10-5s，采樣總時長為0.05 s，以cgns格式輸出流體域外表面壓力脈動，最終得到不同降壓級數(shù)、不同節(jié)流孔徑下各個開度的流體域外表面壓力脈動信息。

2.3 流激振動數(shù)值模擬

將流體外表面壓力脈動信息導入LMS Virtual. Lab軟件中，基于流固單向耦合采用數(shù)據(jù)轉移模塊將流場外壁面的壓力脈動信息傳遞至疏水閥及閥控管道殼體內壁面，對傳遞后的殼體內壁面的壓力脈動時域信息進行快速傅立葉變換(Fast Fourier Transformation， FFT)，得到殼體內壁面的壓力脈動頻域信息，轉換后的采樣頻率為20～8 000 Hz。

根據(jù)閥-管系統(tǒng)實際使用工況，對閥-管系統(tǒng)進行位移約束，疏水閥及閥控管道邊界約束模型如圖2所示，對圖2中的2-2、3-3截面處進行地腳螺栓固定，可簡化為對縱向、橫向及三向扭轉執(zhí)行固定約束；由于1-1、4-4截面為閥-管系統(tǒng)振動模擬實驗切斷面，對1-1、4-4截面處進行軸向及三向扭轉約束。

圖2 疏水閥及閥控管道模型Fig.2 Model of steam trap and valve controlling pipe

根據(jù)以上約束條件及殼體內壁面的壓力脈動，基于直接邊界元法對疏水閥及閥控管道進行振動數(shù)值模擬。取如圖3所示模型中黃色原點為振動監(jiān)測點，對疏水閥流激振動進行定量分析，利用LMS Virtual.Lab中自帶的后處理模塊求解得到監(jiān)測點的三向頻域振動加速度。

圖3 疏水閥及閥控管道三維模型Fig.3 3D model of steam trap and trap controlling pipeline

2.4 流激振動結果分析

將得到的不同降壓級數(shù)、不同節(jié)流孔徑下各個開度疏水閥振動監(jiān)測點的振動加速度數(shù)據(jù)導入到Matlab軟件中，按式(9) ～(11)[13]編程得到監(jiān)測點處的總振級頻譜曲線。

振動加速度級轉換公式：

(9)

式中：a為各個頻率下的振動加速度；a0為基準振動加速度；a0=10-6m/s2。

三向振級合成公式：

(10)

式中：ni為第i個頻率點的振動加速度級；N為頻率采樣數(shù)。

總振級合成公式：

(11)

式中： VaL1、VaL2、VaL3分別為監(jiān)測點軸向、縱向和橫向振動加速度級。

2.4.1 降壓級數(shù)對流激振動影響分析

對二、三級降壓疏水閥不同開度下模型進行振動模擬，得到監(jiān)測點處振動加速度，按式(9) ～式(10)編程得到監(jiān)測點的振動頻譜曲線，如圖4～圖5所示。

圖4 二級降壓疏水閥不同開度下振動頻譜曲線Fig.4 Vibration spectrum curves of two-level depressurization steam trap at different opening degree

由圖4～圖5可知相同降壓級數(shù)的疏水閥不同開度下其振動頻譜特性基本一致，振動主要成分相同，均集中于50～500 Hz；對比圖4、5可知，在額定流量和額定壓差均相同時，三級降壓疏水閥不同頻率下的振動幅值均有所降低，尤其對400～1 000 Hz范圍內的振動抑制較強，隨著套筒層數(shù)增加，疏水閥振動減弱、總振級降低，但由于疏水閥的流道結構基本不變，其振動影響較大的頻率范圍不變。

圖5 三級降壓疏水閥不同開度下振動頻譜曲線Fig.5 Vibration spectrum curves of three-level depressurization steam trap at different opening degree

對圖4～圖5不同開度下各個頻率對應的振動加速度級按式(8)進行合成，得到二、三級降壓疏水閥總振級隨閥門開度的變化，如圖6所示。

圖6 總振級隨閥門開度變化曲線Fig.6 Total vibration level changes following opening degree of steam trap

由圖6可知，0～10%開度下二、三級降壓疏水閥總振級基本一致，10%～70%開度下三級降壓疏水閥總振級明顯小于二級降壓疏水閥總振級，70%～100%開度下三級降壓疏水閥總振級略小于二級降壓疏水閥總振級，綜上可知三級降壓疏水閥對10%～70%開度的振動抑制較強，對大開度下的振動抑制相對較弱，三級降壓總振級的最大值小于二級降壓總振級的最大值。

2.4.2 節(jié)流孔徑對流激振動影響分析

對三級降壓疏水閥不同節(jié)流孔徑下的模型進行流激振動數(shù)值模擬，節(jié)流孔徑及開孔個數(shù)詳見表5，得到監(jiān)測點處振動加速度，按式(9)～式(10)編程得到監(jiān)測點的振動頻譜曲線，如圖7～圖9所示。

由圖7～圖9可知，相同孔徑不同開度下的振動頻譜特性基本一致，不同孔徑下的頻譜圖略有差異，4 mm節(jié)流孔徑疏水閥主要振動頻率范圍為50～500 Hz，7 mm節(jié)流孔徑疏水閥主要振動頻率范圍為50～1 000 Hz，10 mm節(jié)流孔徑疏水閥主要振動頻率范圍為50～2 500 Hz，可見4 mm節(jié)流孔徑疏水閥可顯著降低500～4 000 Hz頻率范圍內的振動，綜上可知孔徑越小，疏水閥振動頻率的主要成分越集中。

圖7 4 mm孔徑下疏水閥不同開度振動頻譜曲線Fig.7 Vibration spectrum curves of 4 mm throttle diameter at different opening degree

圖8 7 mm孔徑下疏水閥不同開度振動頻譜曲線Fig.8 Vibration spectrum curves of 7 mm throttle diameter at different opening degree

圖9 10 mm孔徑下疏水閥不同開度振動頻譜曲線Fig.9 Vibration spectrum curves of 10 mm throttle diameter at different opening degree

對不同開度下各個頻率對應的振動加速度級按式(11)進行合成，得到不同孔徑降壓疏水閥總振級隨閥門開度的變化，如圖10所示。

圖10 總振級隨閥門開度變化曲線圖Fig.10 Total vibration level changes following opening degree of steam trap

由圖10可知，4 mm孔徑疏水閥總振級在40%～70%開度范圍內增速較快，在其他開度范圍內增速緩慢；7 mm和10 mm孔徑疏水閥總振級隨開度增加迅速增大，當開度增至40%時，總振級增速變慢，趨于平緩。分析可知，當額定流量和額定壓差不變時，小孔徑節(jié)流套筒對疏水閥振動抑制較強，對小開度下振動的抑制尤為明顯；當孔徑為7 mm和10 mm時，疏水閥總振級隨開度變化曲線基本一致，均大于相同開度下4 mm孔徑疏水閥的總振級，表明隨著孔徑增大節(jié)流套筒對疏水閥的振動抑制減弱。

2.4.3 壓降對流激振動影響分析

考慮高壓降疏水閥的實際使用工況，開啟瞬間壓差較大，隨著開度增大壓差逐漸減弱，由于疏水閥開啟時間較短可將閥前壓力視為不變，閥后壓力逐漸增大。本文以疏水閥剛打開時閥前壓力5.8 MPa，閥后壓力1.8 MPa，閥門完全開啟時閥前壓力保持5.8 MPa不變，閥后壓力升高為3.8 MPa的設計工況對疏水閥的噪聲進行數(shù)值模擬計算。取節(jié)流孔徑為4 mm的三級降壓疏水閥進行研究，對疏水閥2 MPa、3 MPa、4 MPa壓差下不同開度的模型進行振動模擬，將不同開度下振動加速度按式(9)～式(11)進行合成，得到不同壓差不同開度的總振級，以壓差(MPa)為X坐標、相對開度為Y坐標、總振級(dB)為Z坐標，通過三次多項式插值法擬合出不同壓差、不同開度下的總振級曲面圖，如圖11所示。

圖11 不同壓差下疏水閥總振級隨閥門開度變化曲面圖Fig.11 Total vibration level changes following opening degree of steam trap at various pressure differentials

由圖11可知，當閥門剛開啟時疏水閥壓差較大，總振級迅速上升，隨著相對開度增大壓差逐漸降低，總振級基本保持不變，當相對開度達到70%以后流量對總振級影響增大，總振級上升，故在流量滿足要求的情況下應盡量使疏水閥在中間開度下工作。

3 結 論

本文基于流固單向耦合聯(lián)用CFD軟件和LMS Virtual.Lab軟件對高壓降套筒式疏水閥及閥控管道流激振動特性進行數(shù)值模擬，得出以下結論：

(1) 對于結構相同開度不同的疏水閥，其振動頻譜特性基本一致，即振動主要成分相同，說明疏水閥流激振動頻譜特性由閥內節(jié)流件結構決定，受開度變化影響較小。

(2) 在額定壓差和額定流量不變的情況下，隨著降壓級數(shù)增加，疏水閥總振級降低，振動主要成分的頻率范圍不變，即降壓級數(shù)對總振級影響較大，對振動頻譜特性分布影響較小，因此在疏水閥內部空間允許的情況下可適當增加降壓級數(shù)。

(3) 在額定壓差和額定流量不變的情況下，當節(jié)流孔徑從4 mm增大至10 mm時，疏水閥振動主要成分范圍從50～500 Hz增大至50～2 500 Hz，即節(jié)流孔徑越小，振動主要成分越集中，將該結論應用于疏水閥結構設計，可使結構模態(tài)頻率遠離流激振動峰值頻率，避免流激共振發(fā)生。

(4) 隨著節(jié)流孔徑增大，總振級明顯增加，故選擇孔徑時應盡量選小孔，考慮疏水閥節(jié)流套筒開孔時加工特點，開孔尺寸應取4～5 mm。

(5) 實際使用中閥門剛開啟時疏水閥壓差較大，總振級迅速上升，隨著相對開度增大壓差逐漸降低，總振級基本保持不變，故在流量滿足要求的情況下應盡量使疏水閥在中間開度下工作。

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