王 雯，徐 麗，3， 傅衛(wèi)平，孔祥劍，馬玉山

(1.西安理工大學(xué) 機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院，西安 710048;2.吳忠儀表有限責(zé)任公司，寧夏 吳忠 751100 3.中國(guó)石油廣東石化公司，廣東 揭陽(yáng) 515200)

調(diào)節(jié)閥或稱(chēng)控制閥在冶金、電力、化工、石油等工業(yè)過(guò)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(dòng)問(wèn)題而受到制約，在某些工況下產(chǎn)生的振動(dòng)往往是引起各種事故的主要原因，振動(dòng)嚴(yán)重時(shí)甚至引起閥桿斷裂，影響機(jī)組安全平穩(wěn)地運(yùn)行。導(dǎo)致調(diào)節(jié)閥振動(dòng)的主要原因是閥體內(nèi)部流體流動(dòng)的不穩(wěn)定性［1］。這種流體誘發(fā)振動(dòng)的現(xiàn)象往往引起管道系統(tǒng)與工業(yè)過(guò)程控制系統(tǒng)的大幅振動(dòng)與破壞［2－3］。

調(diào)節(jié)閥實(shí)際應(yīng)用中往往出現(xiàn)這種情況，在出廠前不連接管道條件下進(jìn)行的調(diào)節(jié)閥振動(dòng)性能試驗(yàn)可以達(dá)到設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，但現(xiàn)場(chǎng)管網(wǎng)系統(tǒng)中使用的調(diào)節(jié)閥在運(yùn)行過(guò)程中卻在某些工況下發(fā)生劇烈振動(dòng)。這是因?yàn)樵趯?shí)際工作環(huán)境中，調(diào)節(jié)閥振動(dòng)不僅與閥體內(nèi)部流體流動(dòng)的不穩(wěn)定性有關(guān)，而且通過(guò)流體與相連接的管道振動(dòng)相互作用［4－5］。為了解決這個(gè)問(wèn)題，需要把調(diào)節(jié)閥、管道和流體作為耦合系統(tǒng)來(lái)考慮［6］，通過(guò)分析耦合系統(tǒng)內(nèi)部的相互作用，來(lái)研究其振動(dòng)規(guī)律和機(jī)理。

關(guān)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(gè)方面:一方面，在管道動(dòng)力學(xué)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(dòng)，既使出現(xiàn)調(diào)節(jié)閥，也僅將其作為模擬閥門(mén)開(kāi)關(guān)的流體擾動(dòng)源或時(shí)變邊界條件［7－13］，而大多忽略調(diào)節(jié)閥自身的動(dòng)態(tài)特性;另一方面，在調(diào)節(jié)閥動(dòng)力學(xué)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(dòng)，而不考慮管道影響［14］。將管道動(dòng)力學(xué)與調(diào)節(jié)閥動(dòng)力學(xué)結(jié)合起來(lái)，以調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)振動(dòng)為對(duì)象的研究成果，目前很少見(jiàn)相關(guān)文獻(xiàn)報(bào)道。

本文以某型號(hào)單座式調(diào)節(jié)閥為對(duì)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(dòng)問(wèn)題。通過(guò)對(duì)系統(tǒng)的有限元流固耦合模型進(jìn)行仿真，分析流開(kāi)型和流閉型調(diào)節(jié)閥在固定開(kāi)度和變開(kāi)度條件下系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

1 調(diào)節(jié)閥流固耦合動(dòng)力學(xué)模型

1.1 單座式調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)

單座式調(diào)節(jié)閥整體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 單座式調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)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(jī)構(gòu)和調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)組成。執(zhí)行機(jī)構(gòu)將控制器輸出電流信號(hào)轉(zhuǎn)換為調(diào)節(jié)閥閥桿的直線位移;調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)通過(guò)閥桿與執(zhí)行機(jī)構(gòu)相連，并將位移信號(hào)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(yùn)動(dòng)狀態(tài)。為了使閥芯和閥座之間的開(kāi)度穩(wěn)定在某個(gè)特定位置以保證實(shí)現(xiàn)控制器所要求的目標(biāo)狀態(tài)，調(diào)節(jié)閥設(shè)有閥門(mén)定位器附件，組成以閥桿實(shí)際位移為測(cè)量信號(hào)，以控制器電流輸出為設(shè)定信號(hào)的反饋控制系統(tǒng)。

1.2 閥芯－閥桿系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

對(duì)于特定調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)，其調(diào)節(jié)性能主要取決于閥芯－閥桿相對(duì)閥座的運(yùn)動(dòng)。閥芯－閥桿與氣室彈簧、填料、流體等組成一個(gè)流固耦合動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)。在建立閥芯－閥桿動(dòng)力學(xué)模型之前作如下假設(shè):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(guò)程中，水沒(méi)有熱交換;③閥桿與填料之間的摩擦力認(rèn)為是一種粘性阻尼力;④整個(gè)閥體為剛性體，忽略其彈性變形;⑤閥芯－閥桿只沿軸線運(yùn)動(dòng)，不考慮橫向運(yùn)動(dòng);⑥單座閥的執(zhí)行機(jī)構(gòu)為氣動(dòng)正作用執(zhí)行機(jī)構(gòu)。

根據(jù)以上假設(shè)以及單座閥的結(jié)構(gòu)圖，可以將閥芯－閥桿系統(tǒng)簡(jiǎn)化為一個(gè)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(biāo)原點(diǎn)設(shè)在閥門(mén)全關(guān)的位置，取向上為正方向。

圖2 閥芯－閥桿系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)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(dòng)力學(xué)方程為

式中 X(t)、t)、(t)為閥芯t時(shí)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(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)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(lèi)型、閥上游壓力、流體流向及流體物理特性等因素有關(guān)。對(duì)于流開(kāi)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(duì)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(dāng)調(diào)節(jié)閥與管道連接時(shí)，閥芯受到的實(shí)際不平衡力Fl(t)由閥芯上下表面分布的壓力(通過(guò)下面有限元流固耦合計(jì)算)對(duì)閥芯表面面積積分求得。為了使求解過(guò)程簡(jiǎn)化，可以將不平衡力近似認(rèn)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(jī)構(gòu)作用在調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)閥芯－閥桿系統(tǒng)上的軸向力，其大小與電－氣閥門(mén)定位器結(jié)構(gòu)參數(shù)、控制器輸出電流信號(hào)產(chǎn)生的電磁力以及閥芯位移有關(guān)［15］，即:

式中p，q，T為與定位器結(jié)構(gòu)性能有關(guān)的參數(shù)，N(X0)為與指定目標(biāo)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(dòng)力學(xué)方程可寫(xiě)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(duì)調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)進(jìn)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(huì)在動(dòng)態(tài)流體壓力作用下發(fā)生振動(dòng)位移，位移的大小反過(guò)來(lái)將影響管道和調(diào)節(jié)閥內(nèi)的流場(chǎng)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(yù)估－校正求解算法

由于調(diào)節(jié)閥閥芯與流場(chǎng)接觸面為移動(dòng)壁面，而閥芯移動(dòng)規(guī)律無(wú)法預(yù)先給出，因而ANSYS軟件本身的流固耦合方法無(wú)法滿足未給定閥芯運(yùn)動(dòng)規(guī)律時(shí)的計(jì)算要求，因此，本文采用預(yù)估－校正算法［14］來(lái)解決這種情況下的流固耦合問(wèn)題。根據(jù)閥芯－閥桿系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程(1)和預(yù)估－校正算法，可得出單座閥的預(yù)測(cè)步和校正步計(jì)算表達(dá)式分別為:

預(yù)測(cè)步:

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

對(duì)于調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)流固耦合問(wèn)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(gòu)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(lèi)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(gòu)物理環(huán)境。清除在流體物理環(huán)境中設(shè)定的信息，定義結(jié)構(gòu)物理環(huán)境，轉(zhuǎn)換單元類(lèi)型并設(shè)定單元選項(xiàng)，將流體區(qū)域單元設(shè)定為NULL，將結(jié)構(gòu)區(qū)域賦予單元類(lèi)型，施加結(jié)構(gòu)邊界條件，定義合適的載荷步和求解選項(xiàng)，然后寫(xiě)入結(jié)構(gòu)物理環(huán)境文件。

(4)流體/結(jié)構(gòu)求解循環(huán)。結(jié)構(gòu)分析和流體分析是通過(guò)耦合面連接的，首先讀入流體物理環(huán)境進(jìn)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(gòu)物理環(huán)境;選擇施加載荷的單元和節(jié)點(diǎn)，將Flotran分析結(jié)果讀入載荷中進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，將分析結(jié)果保存;將結(jié)果文件設(shè)為流體分析的邊界條件，重復(fù)上面步驟，直到檢測(cè)兩次計(jì)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(shè)管道兩端約束分別為:左端固定，右端簡(jiǎn)支，管道內(nèi)徑d=0.04 m，管壁厚 h=0.005 m，管道總長(zhǎng)度l=2 m，閥體兩端管道長(zhǎng)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(gòu)區(qū)域，將流體區(qū)域賦予單元類(lèi)型Fluid142，結(jié)構(gòu)區(qū)域賦予單元類(lèi)型Solid45。由于閥芯相對(duì)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(dòng)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(gòu)固有特性，對(duì)圖3所示模型在無(wú)流體狀態(tài)下進(jìn)行模態(tài)分析。計(jì)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(duì)應(yīng)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(dòng)態(tài)響應(yīng)分析

本文根據(jù)第3節(jié)求解方法，重點(diǎn)分析固定開(kāi)度和變開(kāi)度情況下閥芯動(dòng)態(tài)位移響應(yīng)及其所受流體不平衡力。對(duì)于固定開(kāi)度情況，閥芯在某個(gè)指定目標(biāo)開(kāi)度或位置附近作自由振動(dòng);對(duì)于變開(kāi)度情況，閥芯從某個(gè)初始位置向目標(biāo)開(kāi)度或位置移動(dòng)，到達(dá)目標(biāo)位置后在其附近作自由振動(dòng)。

對(duì)于調(diào)節(jié)閥－管道－流體流固耦合系統(tǒng)，無(wú)論固定開(kāi)度還是變開(kāi)度情況，除閥芯－閥桿系統(tǒng)和流體振動(dòng)外，調(diào)節(jié)閥閥體及其聯(lián)接管道也會(huì)因流固耦合作用產(chǎn)生結(jié)構(gòu)振動(dòng)。本文取閥芯－閥桿彈簧懸掛點(diǎn)對(duì)應(yīng)的閥體節(jié)點(diǎn)(對(duì)應(yīng)圖3中編號(hào)為12 535的節(jié)點(diǎn))位移響應(yīng)作為調(diào)節(jié)閥－管道 －流體流固耦合系統(tǒng)整體位移響應(yīng)。

本文分別對(duì)固定開(kāi)度和變開(kāi)度情況、流體流向?yàn)榱鏖_(kāi)和流閉情況以及有無(wú)管道情況進(jìn)行仿真。假設(shè)進(jìn)出口壓差為2 MPa(進(jìn)口壓力為2.1 MPa，出口壓力為0.1 MPa)。固定開(kāi)度時(shí)閥芯目標(biāo)位置為X0=20 mm，變開(kāi)度時(shí)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(yīng)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(kāi)度時(shí)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(kāi)度時(shí)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(kāi)時(shí)調(diào)節(jié)閥－管道－流體系統(tǒng)(閥體節(jié)點(diǎn)編號(hào)為12 535處)的位移振動(dòng)響應(yīng)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(kāi)度情況下，無(wú)論流閉型還是流開(kāi)型，帶有管道相對(duì)于無(wú)管道時(shí)的閥芯振動(dòng)更大，并且偏離目標(biāo)位置更遠(yuǎn)，而閥芯受到的穩(wěn)態(tài)流體不平衡力更大;無(wú)論是否帶有管道，采用流閉型要比流開(kāi)型時(shí)閥芯偏離目標(biāo)位置更遠(yuǎn)，并且到達(dá)穩(wěn)態(tài)所用的時(shí)間更長(zhǎng)，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(kāi)度(開(kāi)度變小)情況下，對(duì)于流開(kāi)型，帶有管道比無(wú)管道時(shí)閥芯趨向穩(wěn)態(tài)目標(biāo)位置所用的時(shí)間更短，而對(duì)于流閉型則相反;無(wú)論流閉型還是流開(kāi)型，帶有管道比無(wú)管道時(shí)閥芯受到的流體不平衡力趨向穩(wěn)態(tài)所用時(shí)間更短，而穩(wěn)態(tài)值略大;無(wú)論是否帶有管道，采用流開(kāi)型要比流閉型時(shí)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(wú)論固定開(kāi)度還是變開(kāi)度，調(diào)節(jié)閥閥體振動(dòng)位移與圖5、圖6中閥芯的振動(dòng)位移規(guī)律不同，在仿真時(shí)間范圍內(nèi)均呈非周期、非衰減振動(dòng)，但是變開(kāi)度比固定開(kāi)度時(shí)閥體振動(dòng)響應(yīng)略大。

4 結(jié)論

本文建立了一個(gè)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(duì)固定開(kāi)度和變開(kāi)度情況、流體流向?yàn)榱鏖_(kāi)和流閉情況以及有無(wú)管道情況進(jìn)行了動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析。研究結(jié)果表明，在給定壓差下，無(wú)論流閉型還是流開(kāi)型流向，無(wú)論固定開(kāi)度還是變開(kāi)度，管道對(duì)調(diào)節(jié)閥閥芯－閥桿系統(tǒng)的位移響應(yīng)以及閥芯受到的流體不平衡力響應(yīng)都有較大影響，從而對(duì)調(diào)節(jié)閥開(kāi)度控制的精度以及調(diào)節(jié)閥執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)產(chǎn)生影響。因此，對(duì)于調(diào)節(jié)閥研究、設(shè)計(jì)與控制而言，管道流固耦合作用的影響不能忽略。

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