李樹勛，胡建華，李連翠，徐曉剛，張 興

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

針對(duì)國內(nèi)高溫高壓凝結(jié)水回收工況需求，項(xiàng)目組研發(fā)了高溫高壓倒吊桶先導(dǎo)超大排量蒸汽疏水閥，其結(jié)構(gòu)如圖1所示.

蒸汽疏水閥主要由導(dǎo)閥、活塞組件、主閥、主閥閥芯、消聲器、回復(fù)彈簧、高壓管等部件組成［1-2］.該閥的設(shè)計(jì)條件:介質(zhì)為蒸汽和凝結(jié)水;接管通徑d=100 mm;最高工作壓力p=8 MPa;最高工作溫度t=296℃;熱凝結(jié)水最大排量Q=30 t·h-1.采用抗水擊性能好、承壓能力高的倒吊桶先導(dǎo)式疏水閥作為導(dǎo)閥，即導(dǎo)閥本身就是一個(gè)先導(dǎo)式蒸汽疏水閥，由于其核心部件倒吊桶上開有排氣孔，工作時(shí)桶內(nèi)外的介質(zhì)力可相互平衡，故可承受10 MPa以上的壓力;主閥采用活塞與閥芯的一體化結(jié)構(gòu)，主閥與導(dǎo)閥之間用高壓管相連.

圖1 倒吊桶先導(dǎo)式蒸汽疏水閥結(jié)構(gòu)示意圖

當(dāng)管道中有凝結(jié)水產(chǎn)生時(shí)，凝結(jié)水經(jīng)閥前高壓管Ⅰ進(jìn)入導(dǎo)閥內(nèi)的倒吊桶中，倒吊桶下沉，小導(dǎo)閥開啟，再帶動(dòng)導(dǎo)閥開啟，凝結(jié)水、空氣及不凝氣體經(jīng)導(dǎo)閥出口高壓管Ⅱ進(jìn)入活塞中，將閥前的介質(zhì)壓力引入活塞上腔，而活塞的截面積大于主閥閥芯的截面積，在相同的介質(zhì)壓力下，活塞向下作用力大于主閥芯向上的合力，此時(shí)活塞帶動(dòng)主閥芯向下運(yùn)動(dòng)，平穩(wěn)打開主閥，凝結(jié)水迅速大量排放;當(dāng)凝結(jié)水快排盡時(shí)，蒸汽逐漸充滿倒吊桶上部并使其緩慢上升，小導(dǎo)閥關(guān)閉，緊接著導(dǎo)閥關(guān)閉，阻斷活塞上腔介質(zhì)補(bǔ)充，介質(zhì)壓力通過活塞上的泄壓孔逐漸泄到疏水閥出口，此時(shí)主閥芯所受向上的彈簧力和介質(zhì)力的合力大于活塞向下的介質(zhì)作用力，活塞帶動(dòng)主閥芯平穩(wěn)反向運(yùn)動(dòng)，關(guān)閉主閥，即完成一次排水過程［1］.由小導(dǎo)閥控制導(dǎo)閥，導(dǎo)閥控制主閥，巧妙的利用閥前介質(zhì)力啟閉主閥，從而獲得大排量，實(shí)現(xiàn)阻汽通水排空氣的功能.

在高溫高壓蒸汽凝結(jié)水系統(tǒng)中，先導(dǎo)式疏水閥啟閉瞬間易發(fā)生壓力脈動(dòng)和空化現(xiàn)象，誘發(fā)劇烈振動(dòng)，甚至引起閥內(nèi)件及管線系統(tǒng)的破壞［3-4］.合作單位其他形式的先導(dǎo)式疏水閥在使用中發(fā)生過閥芯斷裂的現(xiàn)象，裂口較平整，非汽蝕破壞造成，經(jīng)分析是閥芯組件在低頻振動(dòng)下疲勞斷裂.因此，需對(duì)新產(chǎn)品閥芯系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動(dòng)特性分析、振動(dòng)故障診斷及結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的優(yōu)化提供依據(jù)［4］.

文中針對(duì)由主閥芯與活塞組成的閥芯組件，建立靜態(tài)與預(yù)應(yīng)力條件下的動(dòng)力學(xué)方程，運(yùn)用更為有效、計(jì)算占用內(nèi)存小的順序耦合法對(duì)考慮流固耦合與彈簧力的預(yù)應(yīng)力的閥芯組件進(jìn)行模態(tài)分析［5］，計(jì)算流固耦合和彈簧力的預(yù)應(yīng)力條件下閥芯組件的前8階固有頻率和振型，并與靜態(tài)條件下閥芯組件的振動(dòng)特性進(jìn)行比較分析.同時(shí)分析研究不同細(xì)長比、不同約束方式對(duì)閥芯組件模態(tài)的影響趨勢(shì).

1 計(jì)算模型及網(wǎng)格

以倒吊桶先導(dǎo)式蒸汽疏水閥內(nèi)主閥芯與活塞組成的閥芯組件為研究對(duì)象，建立流固耦合幾何模型如圖2a所示，包括閥芯組件和閥腔流道.

將此模型導(dǎo)入ANSYS/Workbench進(jìn)行前處理，分別對(duì)閥芯組件和閥腔流道進(jìn)行網(wǎng)格劃分.閥芯組件網(wǎng)格如圖2b所示，閥腔流道網(wǎng)格如圖2c所示.

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 閥芯組件模態(tài)數(shù)學(xué)模型

忽略流固耦合作用力及彈簧力時(shí)，閥芯組件的動(dòng)態(tài)振動(dòng)問題可看作是作用在閥芯組件上的激勵(lì)力引起的受迫振動(dòng).振動(dòng)方程為［5-7］

式中:M為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣;C為結(jié)構(gòu)阻尼矩陣;K為結(jié)構(gòu)剛度矩陣;F(t)為載荷向量;δ為各節(jié)點(diǎn)位移向量.

忽略外力作用，即F(t)=0，由于實(shí)際工程結(jié)構(gòu)中，阻尼對(duì)結(jié)構(gòu)固有特性的影響較小，通常可忽略不計(jì)，則式(1)可簡化為自由振動(dòng)方程，即

對(duì)式(2)進(jìn)行求解變換可以得到固有頻率ω的2n次代數(shù)方程式:

由式(3)可以求得結(jié)構(gòu)各階固有振動(dòng)頻率ωi及振型.

2.2 閥芯組件預(yù)應(yīng)力模態(tài)數(shù)學(xué)模型

高溫高壓倒吊桶先導(dǎo)式蒸汽疏水閥工作過程中，閥芯組件受到流體作用力及彈簧回復(fù)力等載荷作用.此時(shí)閥芯組件的模態(tài)分析數(shù)學(xué)模型如下:

式中:PC為載荷向量;MC為載荷質(zhì)量阻尼矩陣.

3 考慮流固耦合和彈簧力的預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析

對(duì)于流固耦合作用導(dǎo)致的不均勻流動(dòng)動(dòng)力場(chǎng)，通過Workbench/Fluid Flow(FLUENT)進(jìn)行模擬計(jì)算.在Fluid Flow中，導(dǎo)入流固耦合模型，抑制閥芯結(jié)構(gòu);以連續(xù)性方程、三維雷諾平均N-S方程和基于各向同性渦黏性理論的雙方程組成疏水閥內(nèi)部流動(dòng)數(shù)值模擬的控制方程組，采用有限體積法對(duì)控制方程組進(jìn)行離散;本次計(jì)算的進(jìn)口處邊界條件為壓力進(jìn)口，出口處為壓力出口［8］.流場(chǎng)的壓力分布與速度分布如圖3所示.

插入結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析，將CFD計(jì)算的結(jié)果作為初始邊界條件，并設(shè)定閥芯組件上的彈簧作用力，進(jìn)行流固耦合應(yīng)力分析［5，9］.耦合預(yù)應(yīng)力分布如圖 4所示，閥桿上的最大應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力，所以閥桿強(qiáng)度滿足要求.

圖3 流場(chǎng)分析結(jié)果

圖4 閥芯組件預(yù)應(yīng)力分布

將獲得的閥芯表面應(yīng)力分布作為模態(tài)分析邊界條件，施加一端固定一端軸向自由的約束，進(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析［10-12］.模態(tài)分析頻率結(jié)果如表1所示.其對(duì)應(yīng)的閥芯前8階模態(tài)的振型如圖5、圖6所示.

表1 閥芯組件靜態(tài)模態(tài)及預(yù)應(yīng)力模態(tài)固有頻率和振型最大值及結(jié)果對(duì)比

由表1可以看出，在預(yù)應(yīng)力影響下，閥芯組件第6階固有頻率有所增大，其余固有頻率有所減小，說明在流場(chǎng)與彈簧力預(yù)應(yīng)力的作用下，閥芯組件的動(dòng)力學(xué)特性發(fā)生了改變，產(chǎn)生了一定的預(yù)應(yīng)力效應(yīng)［12］.從頻率差異率可以看出，流固耦合對(duì)前3階頻率影響比對(duì)第4階及以后階次的頻率影響大，但總體上閥芯組件靜態(tài)模態(tài)固有頻率與預(yù)應(yīng)力模態(tài)固有頻率在數(shù)值上相差不大，說明流固耦合場(chǎng)與彈簧預(yù)應(yīng)力對(duì)閥芯組件固有頻率影響較小.

圖5 閥芯組件預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析前8階振型圖

圖6 閥芯組件靜態(tài)模態(tài)分析前8階振型圖

由表1還可以看出，在考慮預(yù)應(yīng)力之后，最大振型位移較未考慮之前有所增加，但在數(shù)值上增加不大，其中第4階振型最大值增大了22.4%.在第3階時(shí)，最大振型位移達(dá)到最大.從圖5，6可以看出，靜態(tài)條件和考慮流固耦合與彈簧力預(yù)應(yīng)力條件下閥芯組件前3階振型主要表現(xiàn)均為主閥芯的振動(dòng)，活塞組件振型基本為0，其余階振型的主閥芯和活塞組件均發(fā)生振動(dòng).1，2，4，5，7，8 階振型均表現(xiàn)為閥芯組件徑向的振動(dòng)，其余階振型均表現(xiàn)為軸向的振動(dòng)，最大振型位移位置基本一致.考慮預(yù)應(yīng)力影響后，閥芯組件第2，5，7，8階振型方向發(fā)生變化，其余幾階振型方向基本一致，但閥芯組件總體振型表現(xiàn)形式變化不大.

4 閥芯不同細(xì)長比模態(tài)計(jì)算及分析

對(duì)不同細(xì)長比的閥芯進(jìn)行三維建模，并進(jìn)行模態(tài)分析，以探討閥芯直徑變化對(duì)閥芯組件模態(tài)頻率及振型的影響.

閥芯的細(xì)長比(即柔度)按下式計(jì)算:

式中:dF為閥芯直徑;lF為閥芯長度;μλ為長度系數(shù)，此處取0.699.

從圖7a，b可以看出，隨著閥芯細(xì)長比的增加，閥芯組件的模態(tài)頻率呈逐漸降低，最大振型位移呈逐漸增加的趨勢(shì)，這說明閥芯直徑越大，閥芯組件模態(tài)頻率越大，最大振型位移越小.這主要是因?yàn)殚y芯直徑的增加相應(yīng)地增大了閥芯組件的剛度，使閥芯的固有頻率增高.由圖7b可知，不同細(xì)長比的閥芯組件都在第3階時(shí)，最大振型位移達(dá)到最大，隨后有所減小，且最大振型位移的變化規(guī)律一致.

圖7 不同細(xì)長比前8階頻率振型曲線圖與不同約束前8階頻率曲線圖

5 閥芯組件不同約束模態(tài)計(jì)算分析

約束條件對(duì)結(jié)構(gòu)固有頻率和振型的影響比較大，分別對(duì)閥芯組件分別施加一端固定一端自由、一端固定一端軸向自由、兩端固定約束，并進(jìn)行模態(tài)分析［13］.圖7c中A為一端固定一端自由約束，B為一端固定一端軸向自由約束，C為兩端固定約束.從圖7c中可以看出，通過對(duì)3種約束方式的比較仿真，可以看出采用兩端固定約束時(shí)，閥芯組件固有頻率最大，最大振型位移最小;一端固定一端自由時(shí)固有頻率最小，最大振型位移最大.從模態(tài)振型圖6，8，9可知，施加不同約束，振型變化較大.從圖7a，c可以看出，改變約束方式固有頻率變化幅度比增加閥芯直徑大.因此，改變閥芯組件約束方式，在閥芯組件形狀沒有改變、重量沒有增加的情況下，提高了閥芯組件的固有頻率，降低了最大振型位移，使整個(gè)系統(tǒng)剛度得到了提高，說明改進(jìn)高溫高壓倒吊桶先導(dǎo)式蒸汽疏水閥閥芯組件的安裝方式是有意義的.

圖8 施加一端固定一端自由約束前8階振型圖

圖9 施加兩端約束前8階振型圖

6 結(jié)論

1)閥芯組件在流固耦合和彈簧力的預(yù)應(yīng)力作用下固有頻率和振型均有變化，但變化不大，表明流體作用力、彈簧力等載荷對(duì)本閥芯組件的動(dòng)力學(xué)特性發(fā)生了改變，產(chǎn)生了一定的預(yù)應(yīng)力效應(yīng)，但影響較小.

2)隨著閥芯組件細(xì)長比的增加，模態(tài)頻率呈逐漸降低，最大振型位移呈逐漸增加的趨勢(shì)，表明閥芯直徑越大，組件模態(tài)頻率越大，最大振型位移越小.

3)通過對(duì)3種約束方式的比較，可以看出采用兩端固定約束時(shí)，閥芯組件固有頻率最大，最大振型位移最小;采用一端固定一端自由時(shí)固有頻率最小，最大振型位移最大.采用不同約束方式，振型變化較大.改變閥芯組件的約束方式，固有頻率變化幅度比增加閥芯直徑大.

4)疏水閥閥芯斷裂前，采用的約束方式為一端固定一端自由，現(xiàn)改進(jìn)為一端固定一端軸向自由的安裝方式，在不改變尺寸、材質(zhì)等的情況下，提高了系統(tǒng)的剛度，有效防止閥芯的斷裂，提高整個(gè)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性及穩(wěn)定性.

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