电站汽轮机调节阀振动试验研究

     汽轮机调节阀内的流动是复杂的非定常三维可压湍流流动，阀体内流动所引起的不稳定现象是一种综合效应，一般来讲，阀门中的流动是非定常的，阀门的振动是流固耦合的。阀杆的振动形式有横向振动和轴向振动两种，这两种振动的频率并不相同。仅就汽轮机调节阀门**性而言，类似阀杆断裂^[1.2]、阀杆振动^[3]、阀座拔起^[1]等事故曾经发生，而调节阀气体流动的不稳定是导致阀体振动的主要原因^[5]。由于调节阀要在不同的开度下工作，要求它在各种工况下都能稳定工作，所以对调节阀进行系统试验和研究十分必要。本文以电站汽轮机常用的调节阀作为研究对象。

      2 旋涡诱发的振动

     调节阀进口气体流向阀杆和阀瓣，阀杆和阀瓣周围的流态是圆柱体绕流的情况。在尾流中形成一个规则的旋���流型，这种旋涡流动和圆柱体的运动相互作用，并且成为旋涡诱发振动效应的根源。当雷诺数从300到大约3×10⁵的范围内时，旋涡会以一个相当明确的频率周期性地脱落^[6]。对于汽轮机调节阀的阀杆和阀瓣来说，如果旋涡脱落频率恰好接近或等于阀杆的固有频率时，会造成阀杆的振动或共振，进而可能造成破坏。对于阀杆-阀瓣这样的圆柱体，旋涡脱落频率分布在很宽的一个频带里，其主导频率为：

      式中，S_t--斯托罗哈尔数
              U-- 来流速度，m/s
              l---  特征尺度，m

     如果来流的流动速度刚好导致阀杆和阀瓣共振时，不但会对阀体本身造成破坏，而且会增强旋涡的强度，使得与调节阀连接的其他构件的不稳定性增加。所以，要尽量避免使阀体的振动频率为旋涡脱落频率的约数或倍数，以免产生连锁效应。

      3 调节阀模型试验

     试验模型采用型线阀，介质为空气。由高压气源来的空气进入调节阀，进口和出口方向形成90°（图1）。气流进入阀瓣和阀座间的环形通道流出后流入阀座，经阀座渐扩段扩压后排出。试验中，气体流量、压力温度有专门的测量管段和测点，动态压力采用直径为1.6mm的超微型压力传感器及其高频动态采集系统来测定。在阀门各关键部位都设置了测点。由于阀座喉部及阀瓣表面是*能直接反映阀内流体流动变化情况的，所以在阀座喉部至少布置3个测点（间隔90°布置，记为阀座喉部1、2和3，分别对应喉部的下、右、和上方）。另外，在阀座渐扩段、收缩段也相应布置了测点。

      4 阀杆- 阀瓣的固有频率

      由于阀杆-阀瓣结构特点，其横向刚性远小于轴向刚性，使其低阶固有频率以横向为主。而轴向固有频率很大，一般很难发生低频大振幅的轴向共振，轴向振动大多是由于轴向激振力所引起的强迫振动。为了搞清楚调节阀内气体流动与阀杆-阀瓣固有频率之间的关系，本文进行了两种具有不同固有频率的阀杆- 阀瓣系统的调节阀动态压力测试和计算，即原型阀瓣和增大质量的阀瓣（称为大质量阀瓣或阀瓣Ⅱ）。阀杆- 阀瓣各阶固有频率如表1所示。

表1  线型阀瓣Ⅱ和原型阀瓣固有频率 

      5 实验数据分析

     实验是在不同压比和相对升程下进行的。压比ε为阀后与阀前压力之比，相对升程为阀杆的升程与阀门的配合直径之比。试验压比范围0.40~0.95，相对升程范围3.7%~41%。本文把相对升程 =10%~20%称为中等升程，压比ε=0.6~0.7称为中等压比。动态压力脉动的峰- 峰值用△p表示。

      5.1 阀座喉部

     阀座喉部3个测点在不同压比和相对升程条件下的压力脉动值如图2和图3所示。从图2看出，阀瓣Ⅱ的阀座喉部1测点在中等相对升程=14.8%时，压力脉动随压比ε增大而下降，阀座喉部2和3测点的△p变化虽然比较平缓，但两个测点随ε增加而变化的趋势却相反，可见阀瓣Ⅱ中流动不平衡。在中等升程时，原型阀瓣喉部压力脉动随ε变化平缓，而且对应任何压比，△p变化不超过0.2kPa，说明原型阀瓣中气体流动平稳。

     图3表明阀瓣Ⅱ在中等压比ε=0.66、=15%~20% 时，△p 值增大。在其他压比下，△p 比较平缓，而且数值较小���原型阀瓣在各种压比下，△p 都比较平缓，而且数值小，说明原型阀瓣的流动稳定。

      对阀瓣Ⅱ的=14.8%，ε=0.707工况进行频谱分析可知动态压力信号中包含9.7~29Hz、390~440Hz等主频，与阀门固有频率的一二阶合拍，这时既存在低阶大幅振，也存在高阶振动，是比较危险的工况。至下，于原型阀瓣，流场脉动与阀瓣的固有频率不同，相对而言比较稳定，会发生振动。

      5.2 阀座渐扩段和收缩段

     阀座渐扩段的压力在亚临界工况时脉动不大。但是当压比和升程较小时，阀门接近或到临界状态，则阀座渐扩段和收缩段的压力脉动增大（图4）。阀瓣Ⅱ和原型阀瓣的阀座收缩段测点的压力脉动平缓。阀座渐扩段的△p随压比ε增大而减小。在中等压比和中等升程时，阀门内气流脉动虽大，但是气流脉动频率与原型阀瓣-阀杆固有频率不同，所以阀门不出现共振。

     总之，阀瓣Ⅱ在ε=0.61~0.7、=15%~20%工况范围， 阀座喉部压力信号与阀杆的固有频率合拍，出现与来流平行的横向共振。另外，在同样升程范围、ε=0.61~0.64工况，阀杆还同时明显出现了与来流垂直的横向振动。通过计算得出旋涡脱落的主导频率为250~370Hz，与阀瓣Ⅱ的固有频率相距甚远。因此，另一横向振动不是由于旋涡脱落诱导的阀杆自激振动，而是强迫振动。原型阀瓣在各种工况均未出现流型转变，阀内压力脉动不大。

      6 结语

     （1）型线阀的阀瓣和阀座的型线均为锥形，而且阀座扩散角不大（3°），试验表明原型调节阀没有明显的不稳定工况和振动现象，而且气流脉动强度微弱，其稳定性良好。
     （2）随着阀瓣质量的加大，不稳定工况的范围不论从压比范围，还是从相对升程范围分别都增大了。中小压比时，改变阀瓣质量后阀座喉部动态压力脉动幅值比原型的高30~40倍。说明该工况阀内气流发生流型反复变化的现象。
     （3）从振动特性看，大质量阀瓣（即阀瓣Ⅱ）在中等压比、中等升程时出现低频振动，且强度大。大质量阀瓣在ε=0.61~0.7、=15%~20%工况出现横向共振。在ε=0.61~0.64和相同的升程工况范围，同时出现平行于来流的横向共振和垂直于来流的横向强迫振动，后者是由于旋涡脱落引起的。