多級降壓調節閥流激振動特性分析

葛長榕， 徐東濤， 李 穎， 安 龍， 劉月娟

(1.遼寧科技大學 機械工程與自動化學院， 遼寧 鞍山 114051； 2.鞍山拜耳自動化有限公司， 遼寧 鞍山 114300)

引言

在現代管路系統中，調節閥是不可缺少的元件之一，能起到調節和穩定流量與降壓的作用[1-3]。隨著科技發展，生產一線對管路系統可靠性、聲污染等方面的要求越來越高，這就對調節閥內部節流元件的設計合理性提出更高要求[4]。為起到節流、降壓等作用，調節閥的節流結構有迷宮盤片式、窗口式和多孔型套筒式等[5-6]。高性能調節閥的關鍵技術尚未完全攻破，其在使用中可能存在振動等諸多問題[7]。調節閥內流道為小孔聯通的多腔結構，閥內介質流動狀態為極其復雜的湍流流動，在節流元件尾端可能會存在渦的形成、發展、消退過程，極易引起流量失穩、壓力失衡，形成脈動沖擊。這種脈動沖擊存在主頻率，當其主頻率與調節閥的固有頻率相等或相近時，將會引發流激共振[8]。這種共振會引起閥內件巨大的變形，產生強噪聲，嚴重時還會影響生產線人員的安全。

為解決實際工況下調節閥的流激共振問題，SALIM E B等[9]基于聲流固多場耦合提出閥門流激振動的單自由度模型，驗證了流體激振是彈簧式閥芯閥門振動的主要原因；YOUN C等[10]基于CFD對壓縮空氣通過節流孔與徑向狹縫結構流動進行了分析，得到了不同流動狀態下壓力脈動曲線。陳佳等[11]基于Fluent對射流管伺服閥的前置級瞬態流場進行分析。郭濤等[12]基于LES與流固耦合插值算法，得到光滑直管中流激振動的振源主要來自流體的脈動壓力。

本研究利用ANSYS Workbench平臺下Fluent模塊，對多級降壓調節閥進行先穩態后瞬態的內流場數值仿真模擬，得出監測點和流固耦合面壓力脈動的頻率范圍，確認流激振動主頻率；采用熱流固耦合模態分析代替傳統靜力學模態分析，得出標準工況下調節閥固有頻率，并與前者對比，驗證調節閥是否會發生流激共振現象。

1 多級調節閥結構與標準工況

多級降壓調節閥結構如圖1所示，調節閥主要由閥體、閥座、多孔套筒、閥塞、壓籠、閥蓋和閥桿零件組成。調節閥的閥桿在外部執行器的作用下，帶動閥塞上下移動改變內層套筒上節流孔的有效節流面積，從而實現流量調節，同時也有較好的降壓功能。外兩層多孔套筒可以降低閥內介質流動的流速，將閥兩端的高壓差逐級降壓，有效防止閃蒸、空化現象產生。

圖1 多級降壓調節閥結構Fig.1 Structure of multi-stage pressure reducing valve

2 調節閥瞬態模擬前處理

2.1 瞬態流場湍流模型選擇

本研究采用RNGk-ε湍流模型進行多級降壓調節閥瞬態流場模擬。RNGk-ε模型是在Standardk-ε模型基礎之上發展而來，在復雜流場流動問題中，RNGk-ε模型已經被證明比Standardk-ε更準確，但收斂性更難[13-14]，其控制方程如下：

湍動能k方程：

(1)

湍流耗散率ε方程：

(2)

式中，Gk—— 平均速度梯度引起的湍動能生成項

ρ—— 介質密度

μ—— 介質黏度

2.2 監測點與耦合面

為了得到流體作用于多級降壓調節閥的壓力脈動信息，對流固耦合面的壓力脈動時域信息進行監測，流固耦合面如圖2a所示。同時為提取調節閥內流體的壓力脈動，需設置相應的壓力脈動的監測點，從而導出各監測點的壓力脈動時域信息。共設置13個監測點，監測點P1～P9均分布于流體流道對稱面的中心線處，監測點S1，S2對應P1徑向近壁面，監測點S3，S4對應P9徑向近壁面，如圖2b所示。

圖2 監測點與監測面說明Fig.2 Description of monitoring points and monitoring surfaces

2.3 模型建立與網格劃分

利用Solidworks三維軟件建立DN250多級降壓調節閥。通過反向建模生成對應的流體模型，將流體模型劃分進口流道、閥體、出口流道三大部分，不同部分采用不同有限元網格形式，以提高仿真效率，如圖3所示。調節閥內流場介質為液態水，流量為直線型流量特性，調節閥實際工況如表1所示。由于調節閥具有平面對稱性，為減少計算量，提高仿真計算效率，在全模型的中截面處設置對稱邊界條件，仿真時采用一半模型。

圖3 調節閥流體模型Fig.3 Fluid model of valve

表1 調節閥標準工況參數Tab.1 Standard operating parameters of valve

使用ANSYS Meshing軟件進行網格劃分，采用四面體/六面體混合網格，對多孔套筒的節流孔處進行局部加密處理，同時對劃分后網格進行網格無關性驗證。網格無關性參考值以最大開度穩態條件下得到的調節閥出口流量以及出口流體平均流速大小作為判斷依據，具體數據如表2所示。

表2 流體網格無關性檢驗數據Tab.2 Fluid grid independence test data

由表2可知，網格數量從5177818進一步細化到6361212時，出口流速與出口流量值均沒有明顯變化，均在0.5%以內，可以忽略不計，此時滿足網格無關性要求，網格模型如圖4所示。

圖4 調節閥流體網格模型Fig.4 Fluid mesh model of valve

2.4 瞬態模擬參數設置

邊界條件：入口、出口壓力、溫度均按表1設置；采用標準、無滑移壁面函數；初始條件：以同工況穩態場作為瞬態場的初始值，以達到加速收斂的目的；穩態與瞬態求解采用壓力基求解器、Couple算法，其余采用二階迎風格式保證計算精度。考慮重力加速度對流體流動的影響，時間步長設置0.00025 s，時間步數設置8000，計算2 s內調節閥內部的流體流動情況。對小開度(10%)、中等開度(50%)、全開(100%)3種工況下2 s內流場流體流動特性進行分析說明。

3 結果分析

3.1 瞬態流場分析

圖5為3種工況下調節閥內流場壓力云圖，可以看出，最大壓力為10 MPa，位于入口，最小壓力為3 MPa，位于出口。多孔套筒前端流體壓力接近于閥前壓力，流體流經節流孔時能量損失，流體壓力明顯下降。圖5a中只有內層套筒最下面節流孔處于流通狀態，閥內流體的靜壓在節流孔處產生明顯壓降。由于小開度流量相對較小，外層套筒降壓效果不明顯。

圖5 壓力云圖Fig.5 Nephogram of pressure

從圖5b和5c可以看出，隨著開度增大，流體介質經過各級套筒后均有明顯壓降。

圖6為3種工況下調節閥內流場速度分布云圖，可以看出，最大速度均位于多孔套筒處，小開度時流通面積較小，介質的流速較大，內流場最大速度隨著開度增加而減小，出口速度隨開度增加而提高。

圖6 速度云圖Fig.6 Nephogram of velocity size

圖7為3種工況下調節閥內流場節流套筒處漩渦速度分布云圖，可以看出，節流套筒附近存在大量漩渦，且已經形成脫落狀態，這種脫落狀態會直接影響調節閥工作可靠性，所以對內流場漩渦需具體且細致分析。

圖7 多孔套筒漩渦速度云圖Fig.7 Nephogram of vortex velocity at multilayer sleeve

3.2 壓力脈動時域頻域分析

在調節閥瞬態流場求解過程中，監測各監測點(P1～P9，S1～S4)、監測面(Wall)壓力脈動時域信息，之后對時域信息進行快速傅里葉變換， 壓力脈動頻譜圖中峰值點所對應的橫坐標即為激振主頻[15]。

圖8為3種工況下壓力脈動時域圖。圖中監測點P1～P6，S1～S2壓力脈動數值為10 MPa左右；P7～P9，S3～S4壓力脈動數值為3 MPa左右；10%開度下監測面Wall的壓力脈動數值為5.5 MPa左右；50%開度下監測面Wall的壓力脈動數值為6.0 MPa左右；100%開度下監測面Wall的壓力脈動數值為6.5 MPa左右。10%開度下各監測點壓力脈動數值波動不明顯；50%開度下P1～P3，S1～S2數值波動幅度不明顯，P4～P6存在數值波動，但范圍較小，P7～P9，S3～S4數值波動幅度明顯；100%開度下P1～P3，S1～S2數值波動幅度較小，P4～P6數值波動幅度明顯；P7～P9，S3～S4數值波動幅度劇烈，范圍較大。隨著調節閥開度的增大，各監測點與監測面壓力脈動數值波動范圍越來越大，波動越來越劇烈。

圖8 不同開度壓力脈動時域曲線Fig.8 Time domain curve of pressure pulsation at different opening

分析可知調節閥工作過程中，內流場壓力脈動主要集中于閥中后區域。近壁面壓力脈動主要集中在出口處，進口壓力脈動的范圍、劇烈程度均小于出口。調節閥開度增大時，壓力脈動有明顯增大。

對壓力脈動時域特性曲線進行快速傅里葉變換，獲得0～2000 Hz相應頻域特性曲線。此調節閥在工作過程中產生的壓力脈動主要集中在300 Hz以內，壓力脈動功率譜密度G如圖9所示。

圖9 不同開度壓力脈動頻域曲線Fig.9 Frequency domain curve of pressure pulsationat different opening

3種開度下，監測點P1～P3功率譜密度數據均較小，無主頻，原因可能是P1～P3均位于入口處，受高壓，會向閥體中部流動，近似層流，故不會產生明顯壓力脈動與主頻；中等50%開度下，監測點P4～P6功率譜密度數值最大，原因可能是這3個監測點位于閥門內部，多孔套筒會對流體產生阻力，且上方存在閥塞與上端蓋形成的密封區域，在調節閥中部流體會產生漩渦，影響壓力穩定性；全開100%開度下，監測點S4功率譜密度數值最大，原因可能是監測點位于閥門出口下端，經過降壓套筒的流體，會對調節閥下端行成沖擊力，這是由于調節閥閥體形狀引起的，與S3對比，下端的沖擊力要大于上端，故調節閥出口下端的壓力穩定性小于出口上端。

根據壓力脈動時域曲線與頻域曲線得出：引起壓力脈動的主要因素為調節閥開度與流道形狀；不同開度下，介質流經不同的多孔套筒時，流速受到的擾動不同，造成壓力脈動也不同，近壁面壓力脈動以出口下端最為明顯；相比于其他2個開度，100%開度的流激主頻多且分布范圍廣，導致調節閥高開度運行時，更容易產生流激振動。

4 熱流固耦合模態分析

在ANSYS Workbench平臺下聯用流場、溫度場、靜力場與模態分析模塊，流場中計算穩態壓力場、溫度場；溫度場中計算固體溫度；靜力場進行調節閥的耦合場計算，將計算結果導入模態模塊，從而完成預應力模態分析[16-17]。

4.1 固體網格劃分與材料參數

調節閥采用ANSYS Meshing軟件進行網格劃分，并對節流孔處進行局部細化，考慮其對稱性與計算成本，故采用半模型。以調節閥全開度下模型為例，其網格如圖10所示，調節閥主要零件材料參數如表3所示。

圖10 調節閥最大開度網格模型Fig.10 Throttling model grid in max opening of valve

表3 零件材料參數Tab.3 Material preference parameters of parts

靜力場中加載耦合面壓力信息和調節閥溫度信息，并對調節閥進口端施加固定約束，出口端施加位移約束，考慮重力加速度影響。以調節閥最大開度為例說明耦合信息，如圖11所示。

圖11 調節閥靜力場加載信息Fig.11 Static field loading information of valve

4.2 模態頻率分析

高階模態頻率和振型可以看作若干個低階模態和振型的組合，所以計算得到調節閥3種開度下前六階熱流固耦合模態固有頻率，如表4所示。

表4 調節閥模態頻率Tab.4 Modal frequencies of valve

由表4可知，調節閥開度越大，各階模態頻率均逐漸減小；各開度下隨模態階數的增大，調節閥模態頻率均逐漸增大。調節閥的一階模態頻率均大于33 Hz，可以采用等效靜力法進行抗震分析[18]。

4.3 模態變形分析

計算得到3種開度下一階模態振型圖如圖12所示，并將一階模態振型的最大值匯總形成表5。

表5 調節閥一階模態振型最值表Tab.5 Most valve of first-order modal shapes of valve

由圖12分析得到，3種開度的最大變形處均位于閥桿末端，最小變形均位于多級降壓調節閥入口處，且隨著開度增大，第一階模態的最大變形量在小范圍內減小。

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圖12 調節閥一階振型圖Fig.12 First-order mode diagram of valve

通過對壓力脈動頻域特性曲線與多級降壓調節閥的熱流固耦合模態頻率相比較可知，3種開度下兩者均沒有相等或接近的頻率值，調節閥內流場流體不會發生流激共振，安全性較高。

5 結論

(1) 多級降壓調節閥2 s時刻，隨著開度增大，多孔套筒降壓效果逐漸明顯；節流孔處流速逐漸減小；出口流速逐漸增大；多孔套筒處漩渦數量增多、速度減小、尺寸減小，已有脫落跡象;

(2) 壓力脈動主要由調節閥開度、流道形狀等方面共同引起的，調節閥出口壓力脈動劇烈程度大于中部大于入口，調節閥出口下端的近壁面壓力脈動最為劇烈;

(3) 由壓力脈動頻域曲線可知，10%開度下，各監測點、監測面壓力脈動主頻范圍為0～50 Hz； 50%開度下，各監測點、監測面壓力脈動主頻范圍為0～150 Hz；100%開度下，各監測點、監測面壓力脈動主頻范圍為0～180 Hz;

(4) 3種開度下，多級降壓調節閥第一階模態振型最大變形量均出現在閥桿頂端，最小變形量均出現在調節閥進口端，調節閥開度越大，各階模態頻率均逐漸減小；各開度下隨模態階數的增大，調節閥模態頻率逐漸增大;

(5) 調節閥3種開度下，壓力脈動峰值頻率均沒有與其固有頻率相等或相近，調節閥不會發生流激共振，可靠性較高。