調(diào)節(jié)閥內(nèi)流型分布及利用聲音突變判別流型轉(zhuǎn)變的方法

曾立飛,劉觀偉,毛靖儒,袁奇,王朝陽(yáng),魏龍,張俊杰,徐亞濤

(西安交通大學(xué)葉輪機(jī)械研究所,710049,西安;2.神華國(guó)華(北京)電力研究院有限公司,100025,北京)

?

調(diào)節(jié)閥內(nèi)流型分布及利用聲音突變判別流型轉(zhuǎn)變的方法

曾立飛1,劉觀偉1,毛靖儒1,袁奇1,王朝陽(yáng)1,魏龍1,張俊杰2,徐亞濤2

(西安交通大學(xué)葉輪機(jī)械研究所,710049,西安;2.神華國(guó)華(北京)電力研究院有限公司,100025,北京)

針對(duì)流體誘發(fā)調(diào)節(jié)閥振動(dòng)和噪聲而影響汽輪機(jī)安全、穩(wěn)定運(yùn)行的問(wèn)題,結(jié)合實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬研究了閥內(nèi)流型分布及流型與噪聲、振動(dòng)的關(guān)系。研究表明:在中小升程下調(diào)節(jié)閥內(nèi)存在2種流型,其中附閥座流相對(duì)于沖擊射流是一種更加穩(wěn)定且噪聲較小的流型;不同壓比調(diào)節(jié)方式下,即使同一工況也會(huì)出現(xiàn)這2種流型;連續(xù)改變壓比會(huì)出現(xiàn)一種聲音突變現(xiàn)象,該現(xiàn)象由附閥座流和沖擊射流的轉(zhuǎn)變所致;利用聲音突變可以確定調(diào)節(jié)閥在中小升程下流型區(qū)域的分布范圍,可為判斷數(shù)值模擬所得流型的正確性提供參考。

調(diào)節(jié)閥;流型;振動(dòng);數(shù)值模擬

汽輪機(jī)啟停和功率變化是通過(guò)調(diào)節(jié)閥開(kāi)度的變化改變進(jìn)入汽輪機(jī)的蒸汽流量或蒸汽參數(shù)實(shí)現(xiàn)的,因此調(diào)節(jié)閥工作性能的好壞直接關(guān)系到汽輪機(jī)的經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)行安全性。在極其殘酷的變工況環(huán)境中,調(diào)節(jié)閥是進(jìn)氣系統(tǒng)中最薄弱的環(huán)節(jié)[1],特別是隨著機(jī)組容量的不斷增大、進(jìn)氣參數(shù)的提高,近年來(lái)在電廠中由流體誘發(fā)調(diào)節(jié)閥振動(dòng)而導(dǎo)致的閥桿螺紋滑絲、閥桿斷裂[2-3]等事故頻發(fā)。

調(diào)節(jié)閥內(nèi)流動(dòng)為復(fù)雜的三維超聲速流動(dòng),由流體誘發(fā)的調(diào)節(jié)閥振動(dòng)與閥內(nèi)流型密切相關(guān)。Heymann指出,調(diào)節(jié)閥內(nèi)存在附閥座流和沖擊射流2種流型,附閥座流是相對(duì)穩(wěn)定的流型,其誘發(fā)的噪聲明顯小于不穩(wěn)定的沖擊射流[4]。Araki通過(guò)二維可視化實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn),調(diào)節(jié)閥內(nèi)存在3種流型,隨著壓比的減小,流型逐漸變?yōu)閷?duì)稱的沖擊射流[5]。Tecza結(jié)合二維數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn),調(diào)節(jié)閥內(nèi)存在5種流型,其中2種是穩(wěn)定流型,另外3種為不穩(wěn)定流型[6]。Clari利用臨界點(diǎn)理論指出,相比沖擊射流,附閥座流是一種更加穩(wěn)定的流型[7]。Hardin通過(guò)不斷改進(jìn)閥碟型線,將調(diào)節(jié)閥內(nèi)的沖擊射流轉(zhuǎn)變?yōu)楦介y座流,最后得到了穩(wěn)定性較好的閥型[8]。Zhang對(duì)某調(diào)節(jié)閥做了大量的二維定常數(shù)值模擬,結(jié)果表明,中小升程下閥內(nèi)不對(duì)稱流是引起調(diào)節(jié)閥振動(dòng)的主因[9]。Morita、Yonezawa等進(jìn)一步利用三維非定常數(shù)值模擬并結(jié)合實(shí)驗(yàn)指出,中等升程下閥碟下方周向移動(dòng)的高壓區(qū)會(huì)導(dǎo)致調(diào)節(jié)閥振動(dòng)[10-11]。

從以往的研究可以看出,調(diào)節(jié)閥的振動(dòng)與閥內(nèi)流型密切相關(guān),依靠數(shù)值模擬準(zhǔn)確預(yù)測(cè)閥內(nèi)流型已成為分析流體誘發(fā)調(diào)節(jié)閥振動(dòng)的關(guān)鍵。本文通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)調(diào)節(jié)閥做了大量的工況測(cè)試,在連續(xù)調(diào)節(jié)壓比的過(guò)程中發(fā)現(xiàn)了一種聲音突變現(xiàn)象。不同的壓比調(diào)節(jié)方式在同一升程下均有2個(gè)聲音突變壓比,在這2個(gè)聲音突變壓比之間的區(qū)域,即使是同一工況下也會(huì)出現(xiàn)2種流型。本文根據(jù)閥內(nèi)流型分布呈現(xiàn)區(qū)域性的特點(diǎn),提出了利用聲音突變來(lái)判斷閥內(nèi)流型分布范圍的方法。

1 實(shí)驗(yàn)設(shè)備及方法

圖1為調(diào)節(jié)閥性能測(cè)試系統(tǒng)。實(shí)驗(yàn)介質(zhì)為壓縮空氣,氣源由壓縮機(jī)提供且儲(chǔ)存于儲(chǔ)氣罐內(nèi)。通過(guò)控制旁通閥的開(kāi)度可以改變調(diào)節(jié)閥的進(jìn)口總壓,從而達(dá)到調(diào)節(jié)壓比的目的,而調(diào)節(jié)閥的開(kāi)度通過(guò)閥桿上端的提升機(jī)構(gòu)控制。壓力測(cè)量采用高精度的Rosemount變送器,測(cè)量精度可達(dá)0.075%,壓力測(cè)點(diǎn)布置于閥前管道、進(jìn)口、卸載室、出口;溫度測(cè)量采用熱電偶,測(cè)點(diǎn)布置于閥前管道、進(jìn)口、出口;流量測(cè)量采用孔板流量計(jì),測(cè)點(diǎn)布置于閥前和閥后,用以相互驗(yàn)證流量。靜態(tài)測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)由分散式智能數(shù)據(jù)采集器(isolated measurement pods, IMP)采集,再經(jīng)計(jì)算機(jī)計(jì)算實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)和采集實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中的壓力、溫度、流量和壓比等參數(shù)。

圖1 調(diào)節(jié)閥性能測(cè)試系統(tǒng)

圖2 調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)

圖3 閥座局部結(jié)構(gòu)及動(dòng)態(tài)壓力和數(shù)值模擬監(jiān)測(cè)點(diǎn)布置

圖2為調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)。圖3為閥座局部結(jié)構(gòu)及動(dòng)態(tài)壓力和數(shù)值模擬監(jiān)測(cè)點(diǎn)布置。圖3中有4個(gè)動(dòng)態(tài)壓力測(cè)點(diǎn),2個(gè)測(cè)點(diǎn)相隔90°且均布于閥座,測(cè)點(diǎn)名稱分別為4A、4B、4C和4D;數(shù)值模擬監(jiān)測(cè)點(diǎn)分別為1、2、3、4A和5。調(diào)節(jié)閥的工況使用了2個(gè)量綱為1的參數(shù):相對(duì)升程Hf(調(diào)節(jié)閥的升程和配合直徑之比,配合直徑Ds=79.1 mm)和壓比ε(出口靜壓和進(jìn)口總壓之比)。

測(cè)試中首先固定調(diào)節(jié)閥的升程,從相對(duì)升程Hf=2.5%開(kāi)始,然后調(diào)節(jié)旁通閥改變進(jìn)口壓力,使得壓比ε從0.9起逐漸減小(壓比測(cè)試間隔為0.05),直至壓比為0.2,之后提高升程,繼續(xù)測(cè)試下一升程的壓比點(diǎn)。在調(diào)節(jié)壓比過(guò)程中發(fā)現(xiàn),由調(diào)節(jié)閥產(chǎn)生的聲音會(huì)出現(xiàn)一種“突變現(xiàn)象”,即調(diào)節(jié)閥產(chǎn)生的聲音的音量和音色發(fā)生明顯的突然變化,實(shí)驗(yàn)中聲音突變前后聲壓突變的幅值可達(dá)5～11 dB。

在固定的調(diào)節(jié)閥升程中,每一個(gè)升程下按照2種壓比調(diào)節(jié)方式進(jìn)行調(diào)節(jié),即從ε=0.9逐漸降低到ε=0.2(調(diào)節(jié)方式1)和從ε=0.2逐漸升高到ε=0.9(調(diào)節(jié)方式2),壓比改變量約為0.000 5 s-1。在所測(cè)的每一個(gè)升程下有2個(gè)聲音突變壓比點(diǎn),測(cè)試結(jié)果如圖4所示。對(duì)于2個(gè)聲音突變壓比之間的工況,2種壓比調(diào)節(jié)方式對(duì)應(yīng)2種噪聲和壓力脈動(dòng)。

圖4 聲音突變點(diǎn)和數(shù)值計(jì)算流型分布圖

2 數(shù)值模擬

數(shù)值模擬借助了Fluent軟件,實(shí)驗(yàn)工況逐一進(jìn)行了定常數(shù)值模擬。進(jìn)口設(shè)置為總壓進(jìn)口,出口使用靜壓出口,其他邊界均假定為絕熱壁面,實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)均來(lái)自于實(shí)驗(yàn)測(cè)量。湍流模型采用了可實(shí)現(xiàn)k-ε模型,近壁面使用了可擴(kuò)展壁面函數(shù)。

各個(gè)工況下的數(shù)值模擬結(jié)果表明,計(jì)算所得流量與實(shí)驗(yàn)誤差在3%以內(nèi),卸載室壓力誤差在5%以內(nèi)。各工況點(diǎn)的流型分布見(jiàn)圖4,當(dāng)Hf≤11.4%時(shí)存在2種典型流型,即沖擊射流和附閥座流,2種流型如圖5所示。沖擊射流特點(diǎn)為高速流體從環(huán)形通道流出后在閥座處分離,且以自由射流的形式在閥碟下方匯聚;附閥座流特點(diǎn)為由環(huán)形通道流出的大部分流體在靠近閥座壁面的狹小區(qū)域內(nèi)通過(guò),閥座下方大部分區(qū)域被低速回流所充斥[4]。

從圖4還可以看出,沖擊射流在小壓比區(qū)域內(nèi),附閥座流在大壓比區(qū)域內(nèi),在2個(gè)聲音突變壓比之間流型不確定,會(huì)受計(jì)算采用初場(chǎng)的影響,這一區(qū)域定義為數(shù)值計(jì)算的流型不確定區(qū)域。選取這一區(qū)域中的工況點(diǎn)Hf=7.6%、ε=0.5,分別利用沖擊射流和附閥座流在2種初場(chǎng)進(jìn)行非定常數(shù)值模擬。非定常數(shù)值模擬中邊界條件的設(shè)置與定常計(jì)算相同,湍流模型使用了預(yù)測(cè)分離流較好的基于可實(shí)現(xiàn)k-ε的分離渦模擬(DES)模型。DES模型結(jié)合了雷諾平均與大渦模擬技術(shù)[12-13]的優(yōu)勢(shì):在近壁面的附面層內(nèi)采用RANS方法,用較小的計(jì)算量獲得相對(duì)理想的壁面特征;在遠(yuǎn)離物面的區(qū)域?qū)Υ蟪叨确蛛x流使用大渦模擬技術(shù),可以對(duì)分離流進(jìn)行較好的模擬[13-15]。

(a)沖擊射流 (b)附閥座流圖5 Hf=7.6%、ε=0.5、t=0.3 s時(shí)的2種典型流型

2.1 調(diào)節(jié)閥內(nèi)的2種流型

圖6為采用調(diào)節(jié)方式2且在Hf=7.6%、ε=0.5(計(jì)算中選用ε=0.4沖擊射流作為初場(chǎng))時(shí)的壓力波動(dòng)時(shí)域圖。從圖中可以看出:實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬結(jié)果符合較好;在測(cè)點(diǎn)4A處的壓力波動(dòng)明顯大于其他測(cè)點(diǎn),流型在t=0.2～0.3 s均為沖擊射流,這是沖擊射流的撞擊點(diǎn)在測(cè)點(diǎn)4A附近擺動(dòng)所致。

圖6 采用調(diào)節(jié)方式2且在Hf=7.6%、ε=0.5時(shí)的壓力波動(dòng)時(shí)域圖

圖7為采用調(diào)節(jié)方式1且在Hf=7.6%、ε=0.5(計(jì)算中選用ε=0.6附閥座流作為初場(chǎng))時(shí)的壓力波動(dòng)時(shí)域圖。從圖中可以看出:數(shù)值模擬所得的流型在t=0.2～0.3 s時(shí)均為附閥座流;實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬在閥座的4個(gè)測(cè)點(diǎn)的壓力波動(dòng)均小于圖6的壓力波動(dòng)。

圖7 Hf=7.6%、ε=0.5時(shí)實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬閥座壓力波動(dòng)時(shí)域圖(附閥座流)

圖8和圖9分別是非定常數(shù)值模擬工況在Hf=7.6%、ε=0.5所得2種流型下閥座測(cè)點(diǎn)1、2、3、4A和5處的壓力波動(dòng)時(shí)域圖。從圖8可以看出,流型為沖擊射流時(shí)閥座測(cè)點(diǎn)2、3和4A的壓力波動(dòng)幅度明顯大于測(cè)點(diǎn)1、5的壓力波動(dòng)。如圖5a所示,從喉部流出的高速射流并沒(méi)有立即與閥座分離,而是繼續(xù)附著于閥座,在測(cè)點(diǎn)1后才逐漸開(kāi)始分離,所以測(cè)點(diǎn)1處的壓力波動(dòng)類似于圖9中附閥座流測(cè)點(diǎn)1的壓力波動(dòng)。測(cè)點(diǎn)2、3和4A的壓力波動(dòng)較大是由喉部后的高速射流不斷離開(kāi)和靠近壁面所致,而高速射流不斷擺動(dòng)并未影響到閥座下游測(cè)點(diǎn)5。喉部出口處的閥座型線曲率半徑Rd對(duì)高速射流分離閥座起著至關(guān)重要的作用,文獻(xiàn)[5,16]嘗試了增大Rd以獲得更加穩(wěn)定的流型。圖9中5個(gè)測(cè)點(diǎn)處的壓力波動(dòng)量都非常小。對(duì)于附閥座流,回流幾乎充斥著整個(gè)閥座區(qū),由喉部流出的高速射流被約束在很小的區(qū)域內(nèi)且緊貼閥座流動(dòng),因而高速流體的波動(dòng)較小。附閥座流中高速流體相比沖擊射流的混合脈動(dòng)衰減更小,高速流體區(qū)域持續(xù)到監(jiān)測(cè)點(diǎn)5之后,如圖5b所示。Hf=7.6%、ε=0.5時(shí)按照IEC標(biāo)準(zhǔn)[17-18]預(yù)測(cè)閥內(nèi)噪聲,此工況點(diǎn)處于流態(tài)Ⅲ(pvcc>pout≥p2B,pvcc為臨界流動(dòng)時(shí)最小截面處的壓力,pout為閥出口壓力,p2B為斷點(diǎn)狀態(tài)的閥出口壓力),此時(shí)pout已經(jīng)下降到低于喉部臨界壓力,其后沒(méi)有進(jìn)一步的壓力恢復(fù)。此流態(tài)下的噪聲主要由激波與湍流相互作用和湍流剪切應(yīng)力所產(chǎn)生的噪聲所致。當(dāng)流型為沖擊射流時(shí),激波及其反射波與下游的湍流相作用的區(qū)域遠(yuǎn)大于被限制在壁面的附閥座流中激波與湍流相互作用的區(qū)域。此外,由圖8和圖9還可以看出,沖擊射流在壁面上的壓力波動(dòng)遠(yuǎn)大于附閥座流,沖擊射流在閥碟下方還形成了撞擊,射流本身湍流脈動(dòng)和撞擊不穩(wěn)定使得由湍流剪切應(yīng)力造成的噪聲相比附閥座流更強(qiáng)。綜合以上2點(diǎn)分析,即使在同一工況下,沖擊射流的噪聲也明顯大于附閥座流。

圖8 非定常數(shù)值模擬閥座各測(cè)點(diǎn)壓力波動(dòng)時(shí)域圖(沖擊謝流)

圖9 非定常數(shù)值模擬閥座各測(cè)點(diǎn)壓力波動(dòng)時(shí)域圖(附閥座流)

2.2 聲音突變現(xiàn)象及應(yīng)用

文獻(xiàn)[19]指出,當(dāng)閥內(nèi)的流動(dòng)變?yōu)樽枞鲿r(shí)閥內(nèi)噪聲和流型密切相關(guān),而流型與閥的結(jié)構(gòu)、升程及壓比相關(guān)。在實(shí)驗(yàn)中發(fā)現(xiàn),附閥座流噪聲比未附著射流低8～10 dB。文獻(xiàn)[4,20]指出,附壁流噪聲明顯小于沖擊流噪聲。文獻(xiàn)[21]還提出了通過(guò)改變流道型線使流型由沖擊射流轉(zhuǎn)變?yōu)楦奖诹鞫档驮肼暤慕ㄗh。由圖4數(shù)值模擬的流型分布可以看出,小壓比區(qū)域?yàn)闆_擊射流,大壓比區(qū)域?yàn)楦介y座流。若采用調(diào)節(jié)方式1,隨著壓比的持續(xù)增加,必然會(huì)在某一壓比下發(fā)生沖擊射流向附閥座流轉(zhuǎn)變;反之,若采用調(diào)節(jié)方式2,不可避免地會(huì)發(fā)生附閥座流向沖擊射流轉(zhuǎn)變。可以推測(cè),在調(diào)節(jié)壓比的過(guò)程中所出現(xiàn)的“聲音突變”現(xiàn)象是由沖擊射流和附閥座流相互轉(zhuǎn)變所致。由圖3可以看出,閥碟下方為凹口型閥,類似的凹口閥型G-I型閥中也發(fā)現(xiàn)了聲音突變現(xiàn)象[22]。相對(duì)于閥碟型線為球形的閥碟,這種凹口型閥更加利于減振[5,8],因而在實(shí)際中也得到了較多的應(yīng)用。

實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬結(jié)果表明,在圖4流型不確定工況區(qū)域中,同一工況下可以出現(xiàn)2種流型,這就對(duì)數(shù)值模擬提出更高的挑戰(zhàn),究竟哪一種流型是調(diào)節(jié)閥內(nèi)部的真實(shí)流型,需要先確定調(diào)節(jié)閥內(nèi)流型在不確定區(qū)域的分布范圍。實(shí)驗(yàn)中,利用連續(xù)調(diào)壓比產(chǎn)生的聲音突變現(xiàn)象可以確定這一區(qū)域。若使用紋影儀或PIV等方法可以準(zhǔn)確驗(yàn)證閥內(nèi)流型,但實(shí)驗(yàn)操縱難度較大且需耗費(fèi)較多的精力。此外,文獻(xiàn)[5,22-23]的研究表明,在中小升程下調(diào)節(jié)閥內(nèi)的流型呈現(xiàn)類似圖4中的區(qū)域性分布特征,即在小壓比范圍內(nèi)為沖擊射流,在大壓比范圍內(nèi)為附閥座流。因此,考慮到中小升程下閥內(nèi)流型的這種分布特征,可以利用聲音突變現(xiàn)象作為一種簡(jiǎn)單且實(shí)用的實(shí)驗(yàn)方法,來(lái)判斷數(shù)值模擬所得流型分布的正確性。

3 結(jié) 論

本文在連續(xù)調(diào)節(jié)壓比的過(guò)程中發(fā)現(xiàn)了聲音突變現(xiàn)象,結(jié)合數(shù)值模擬分析得出聲音突變現(xiàn)象是由附閥座流和沖擊射流轉(zhuǎn)變所致。由此得到,調(diào)節(jié)閥在中小升程下存在數(shù)值模擬的流型不確定區(qū),該區(qū)域中即使是同一工況下也會(huì)出現(xiàn)2種流型,通過(guò)聲音突變現(xiàn)象可以確定這一區(qū)域,這是一種簡(jiǎn)單且實(shí)用的驗(yàn)證數(shù)值模擬流型分布范圍的方法。本文對(duì)閥內(nèi)流型的揭示和依靠聲音突變方法來(lái)判斷流型,對(duì)于數(shù)值模擬調(diào)節(jié)閥內(nèi)的流動(dòng)具有實(shí)際意義。

[1] 王平子. 一種工作可靠阻力低的汽輪機(jī)卸載調(diào)節(jié)閥 [J]. 東方電氣評(píng)論, 1996(2): 73-79. WANG Pingzi. A turbine unload valve with reliable and low resistance [J]. Dongfang Electric Review, 1996(2): 73-79.

[2] 胡劍, 張寶. 國(guó)產(chǎn)600 MW汽輪機(jī)調(diào)節(jié)汽門閥桿脫落原因分析 [J]. 浙江電力, 2009, 28(3): 45-47. HU Jian, ZHANG Bao. Cause analysis for governing valve level fall-off in 600 MW steam turbine [J]. Zhe-jiang Electric Power, 2009, 28(3): 45-47.

[3] 張奇, 徐義巍. 捷制500 MW汽輪機(jī)組高壓調(diào)氣門門桿斷裂的原因分析及改進(jìn) [J]. 山西電力, 2002(5): 51-52. ZHANG Qi, XU Yiwei. The analysis and improvement of Czech control valve’s steam fracture for 500 MW high pressure steam turbine [J]. Shanxi Electric Power, 2002(5): 51-52.

[4] HEYMANN F J, STAIANO M A. Steam turbine control valve noise [J]. The Journal of the Acoustical Society of America, 1973, 54(1): 289-301.

[5] ARAKI T, OKAMOTO Y, OOTOMO F. Fluid induced vibration of steam control valves [J]. Toshiba Review, 1981, 36(7): 0372-0462.

[6] TECZA J, CHOCHUA G, MOLL R. Analysis of fluid-structure interaction in a steam turbine throttle valve, GT2010-23788 [R]New York, USA: ASME, 2010.

[7] CLARI M B, POLKLAS T, JOOS F. Three-dimensional flow separations in the diffuser of a steam turbine control valve, GT2011-45617 [R]. New York, USA: ASME, 2011.

[8] HARDIN J, KUSHNER F, KOESTER S. Elimination of flow-induced instability from steam turbine control valves [C]∥Proceedings of the 32nd Turbomachinery Symposium. Williams Building, TX, USA: Texas A&M University, 2003: 99-108.

[9] ZHANG D, ENGEDA A. Venturi valves for steam turbines and improved design considerations [J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers: Part A Journal of Power and Energy, 2003, 217(2): 219-230.

[10]MORITA R, INADA F, MORI M, et al. CFD simulations and experiments of flow fluctuations around a steam control valve [J]. Journal of Fluids Engineering, 2007, 129(1): 48-54.

[11]YONEZAWA K, OGAWA R, OGI K, et al. Flow-induced vibration of a steam control valve [J]. Journal of Fluids and Structures, 2012, 35(9): 76-88.

[12]SPALART P, JOU W, STRELETS M, et al. Comments of feasibility of LES for wings, and on a hybrid {RANS/LES} approach [J]. Journal of Advances in DNS/LES, 1997, 1(1): 4-8.

[13]STRELETS M. Detached eddy simulation of massively separated flows, 2001-0879 [R]. Reston, USA: AIAA, 2001.

[14]HOFFMANN K A, CUMMINGS R M, SQUIRES K D. Detached-eddy simulation with compressibility corrections applied to a supersonic axisymmetric base flow [J]. Journal of Fluids Engineering, 2002, 124(2): 911-923.

[15]SPALART P. Strategies for turbulence modelling and simulations [J]. International Journal of Heat and Fluid Flow, 2000, 21(3): 252-263.

[16]PLUVIOSE M. Stabilization of flow through steam-turbine control valves [J]. ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 1989, 111(4): 642-646.

[17]JURY F D. Fundamentals of aerodynamic noise in control valves [M]∥ Fisher Controls International Inc. Technical Monographs. Marshaltown, IA, USA: Fisher Control International Inc., 1999: 1-24.

[18]SINGLETON E. The impact of IEC 534-8-3 on control valve aerodynamic noise prediction [J]. Measurement and Control, 1999, 32(2): 37-44.

[19]CHOW G, REETHOF G. A study of valve noise gen-

eration processes for compressible fluids, 80-WA/NC-15 [R]. New York, USA: ASME, 1980.

[20]REETHOF G, WARD W. A theoretically based valve noise prediction method for compressible fluids [J]. Journal of Vibration, Acoustics, Stress, and Reliability in Design, 1986, 108(3): 329-338.

[21]劉利杰. 某調(diào)節(jié)閥的氣動(dòng)噪聲研究 [D]. 哈爾濱: 哈爾濱工程大學(xué), 2013.

[22]鄧達(dá)泰. 汽輪機(jī)調(diào)節(jié)閥內(nèi)氣動(dòng)噪聲特性和基于流場(chǎng)優(yōu)化的控制方法探究 [D]. 西安: 西安交通大學(xué), 2011.

[23]ZHANG D, ENGEDA A, HARDIN J, et al. Experimental study of steam turbine control valves [J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers: Part C Journal of Mechanical Engineering Science, 2004, 218(5): 493-507.

(編輯 苗凌)

Distribution of Flow Pattern in Control Valves and Identification of Flow Pattern Transition by Sound Mutation

ZENG Lifei1, LIU Guanwei1, MAO Jingru1, YUAN Qi1, WANG Zhaoyang1, WEI Long1, ZHANG Junjie2, XU Yatao2

(1. Institute of Turbomachinery, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. Shenhua Guohua (Beijing) Electric Power Research Institute Co., Ltd., Beijing 100025, China)

Flow-induced vibration and noise of control valves are experimentally and numerically studied to further investigate the relationships between flow pattern distribution, and vibration noise in a steam turbine. It is found that there exist two flow patterns in small and middle openings. Compared with core flow pattern, the flow pattern attached to the valve seat gets more stable with less noise. Different flow patterns may appear even under the same condition according to different adjustment methods of pressure ratios. A sound mutation caused by the converting of two different flow patterns is experimentally observed by continuously adjusting the pressure ratio, which can be used as a simple and practical way to determine the ranges of core and the annular flows.

control valve; flow pattern; vibration; numerical simulation

2014-09-21。

曾立飛(1986—),男,博士生;毛靖儒(通信作者),女,研究員。

時(shí)間:2015-02-27

10.7652/xjtuxb201505018

TK263.7

A

0253-987X(2015)05-0116-06

網(wǎng)絡(luò)出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150227.0845.007.html