高压降迷宫套筒组合调节阀涡激振动仿真研究_李树勋.pdf

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2． Machinery Industry Pump and Special Valve Engineering Research Center，Lanzhou 730050，China Abstract Aiming at vortex- induced vibration VIVphenomena of high pressure drop type regulating valves，a high pressure drop regulating valve with combination of multi- channel labyrinth discs and multi- stage sleeves was designed． Based on CFD and the fluid- structure coupled modal analysis，inner transient flow field and structural modes of the valve were calculated to obtain its 3 typical open fluid flow cases，lift coefficient’ s time domain and frequency domain characteristic curves as well as modal frequencies and modal shapes． The results showed that at 4 s time instant，with decrease in the valve’ s opening，the maximum flow velocity of fluid decreases，and large vortex in outer flow channel of the fourth- stage sleeve gradually s small one;fluctuation of fluid lift coefficient during the valve being fully open is more violent than those during the valve having 70 and 40 openings，the 1st and 2nd order modal frequencies of the valve increase with increase in valve opening;the valve’ s modal frequencies don’ t fall in range of vortex shedding main frequency，the valve can’ t have VIV locking phenomenon． Key wordshigh pressure drop;labyrinth sleeve;computational fluid dynamics CFD ;transient flow field; vortex- induced vibration VIV 调节阀在高压差工况下经常出现剧烈的压力脉动 和漩涡， 当流体漩涡主导脱落频率逼近调节阀固有频 率时， 两个频率就会 “锁定” ， 从而引发调节阀管路系统 的涡激振动疲劳破坏， 并产生较大噪声， 严重影响管路 系统设备的安全运行和操作人员的身心健康。 涡激振动是一种十分复杂的非线性物理现象， 目 前研究涡激振动非线性问题的方法主要有实验法和计 算流体动力学法， 且主要是对圆柱及立管的研究。 Jauvtis 等 ［1- 2 ］通过物理模型实验对圆柱体的涡激振动 进行了富有成效的研究， 所取得的成果为以后的研究 提供了指导。康庄等 ［3- 6 ］分别从迟滞效应、 表面粗糙 度、 旋转自由度及附加质量系数变化对圆柱或立管的 涡激振动现象进行了研究。 为了解决高压差工况下调节阀的涡激振动疲劳破 坏问题， 现有关调节阀涡击振动可供参考的文献中， Jin 等 ［7- 10 ］对调节阀的多级降压结构进行了研究， 建立了新 的数学模型， 选择合适的孔板， 利用数值模拟的方法， 分析了在不同介质与工况下， 调节阀内套筒结构和孔 板厚度、 间距、 安装角度及孔的数量和直径对调节阀降 ChaoXing 压效果的影响。陶国庆等 ［11- 12 ］研究了应用于不可压缩 流体工况的盘片降压级数计算公式， 利用数值仿真方 法对调节阀内部流场进行了数值模拟， 模拟实验结果 表明迷宫流道结构能达到均匀压降， 调节阀流量特性 为线性。王海民等 ［13 ］运用有限元分析方法结合实验验 证的方式计算出三偏心蝶板和阀杆的固有频率， 再根 据计算卡门涡街的脱落频率公式， 得出了二者不发生 共振的充分条件。 本文通过六通道迷宫盘片、 四通道迷宫盘片和多 级套筒的组合， 设计了满足等百分比流量特性的高压 降迷宫套筒组合调节阀。基于雷诺平均 N- S 方程的瞬 态流场数值模拟和流固耦合模态分析对该调节阀进行 了涡激振动研究。 1迷宫套筒组合调节阀模型及内件设计 1． 1迷宫套筒组合调节阀模型 以 PN250、 DN80 高压降迷宫套筒组合调节阀为研 究对象， 分析其涡激振动锁定现象。图 1 为调节阀结 构示意图， 六通道迷宫盘片、 四通道迷宫盘片以及各级 套筒是该调节阀的主要节流元件。调节阀前端介质为 液态水， 流量调节特性为等百分比流量特性， 该调节阀 工况参数详见表 1。 图 1迷宫套筒组合调节阀结构示意图 Fig． 1Structural of labyrinth- sleeve control valve 表 1迷宫套筒组合调节阀工况参数 Tab． 1Operating conditions of labyrinth- sleeve control valve 名称参数 阀前压力/MPa a18． 5 阀后压力/MPa a8 通流计算温度/℃250 1． 2迷宫盘片设计 多级降压结构的设计是为了使高压流体在调节阀 内部流动过程中保持压力平稳下降， 将流速限制在允 许的范围内。在迷宫盘片设计中最重要的就是对流道 出口流速大小的限制以及多级降压结构的设计。依据 调节阀出口流速与能量限制标准［14- 15 ］， 如表 2 所示。 表 2调节阀出口能量与流速限制标准 Tab． 2Limit standard outlet both energy and flow rate of control valve 工况条件 动能标准等值流速 水 PsikPaFt/sm/s 连续、 单相流 闪蒸、 多相流 振动敏感系统 70 40 11 480 275 75 100 75 40 30 23 12 由表 2， 应用不可压缩流体工况的盘片降压级数计 算公式 1 ， 可估算出满足出口能量要求的迷宫盘片降 压级数。 n 2 000μ20 ΔP － ρν 2 /2 000 ρν2 1 式中 ρ 为流道出口处流体密度， kg/m3; V 为流道出口 处流体速度， m/s;μ0为管嘴损失系数， 取 0． 82; ΔP 为 调节阀进出口压差。 本文高压降迷宫套筒组合调节阀进口压力为 18． 5 MPa， 出口压力为 8 MPa， 将数据代入式 1 ， 计算得到 盘片的降压级数为 14 级， 设计串并联流道联合使用的 六通道迷宫盘片和四通道迷宫盘片两种结构， 如图 2 所示。 a六通道迷宫盘片结构 b四通道迷宫盘片结构 图 2迷宫盘片结构图 Fig． 2Structural of disc with labyrinth passage 1． 3多级套筒设计 高压降迷宫套筒组合调节阀， 介质为液态水， 套筒 结构根据液态介质的孔板设计原理进行设计。总孔板 个数可根据式 3 进行设计， 每一级套筒的压降按 4 式设计 m P1－ P2 2． 5 106 2 ΔPi ΔP 2m－i－1 2m－ 1 1 2 m 3 式中 ΔPi为第 i 级套筒上的压降 i 1， 2， 3， ， MPa; P1为调节阀进口压力， MPa; P2为调节阀出口压 力， MPa; ΔP 为调节阀进出口总压降， MPa; m 为降压 级数。 根据多孔节流孔板的设计原理， 在计算多孔节流 孔板小孔总个数时， 应首先按单孔计算公式 4 得到单 69振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 孔直径， 然后按公式 5 求解得到小孔总个数。 单孔孔径计算公式 d0 Q0 128． 45CΔPi/ 槡槡 γ 4 式中 Q0为工作状态下的体积流量， m3/h; C 为孔板流 量系数， 可根据限流孔板流量系数 C、Re 与 d0/d 关系 图查询得到; γ 为流体工作状态下的相对密度 与 4℃ 水的密度相比 。 小孔总个数 N0 d2 0 d2 1 5 式中 d1为小孔直径， 单位与 d0一致。 本文以高压降迷宫套筒组合调节阀最大工况参数 进行设计， 根据进出口压力， 由 式 2 得总的孔板数 m 4． 2， 取 4 级孔板， 将其代入式 3 可得每级套筒压降 如表 3 所示。 表 3各级套筒压降 Tab． 3Sleeve pressure drop at all levels 名称第 1 级套筒 第 2 及套筒 第 3 级套筒 第 4 级套筒 压降/MPa4． 0952． 709 2． 0611． 659 调节阀内介质饱和蒸汽压为 3． 976 MPa， 而出口压 力为 8 MPa， 每级套筒降压后的压力均大于与液体温度 对应的饱和蒸气压， 流体流经调节阀时不会发生空化， 无需进行空化流和阻塞流的设计计算。 在计算节流套筒小孔个数时， 查询手册 ［16 ］， 按式 4 、 5 ， 把各参数代入两式后， 第 1 级套筒小孔直径 取 10 mm， 对小孔进行线性布局， 最终取小孔总个数为 18 个。 同理第 2 级套筒小孔直径取 8 mm， 小孔总个数取 36 个; 第 3 级套筒小孔直径取 6 mm， 小孔总个数取 69 个; 第 4 级套筒小孔直径取 4 mm， 小孔总个数取 162 个。 本节最终设计的各级套筒结构如图 3 所示。 2涡激振动模拟分析 2． 1瞬态流场模拟 1湍流模型选择 采用 RNG k- ε 模型进行流场瞬态模拟。RNG k- ε 模型是基于标准的 k- ε 模型发展而来的， 在复杂流动中 已经被证明比 k- ε 模型更精确 ［17 ］。RNG k- ε 模型中的 各相关项既与流体流动情况有关， 同时是空间坐标的 函数， 可有效地处理疏水阀及阀控管道内弯曲度较大 的湍流流动， 方程如下 k t  kui x i 1 ρ  x j αkμ ρCμ k2 ε k x [] j Gk ρ ε 6 a第 1 级套筒 b第 2 级套筒 c第 3 级套筒 d第 4 级套筒 图 3高压降迷宫套筒组合调节阀各级套筒三维模型 Fig． 3Three- dimensional model of the sleeves of high- pressure drop labyrinth- sleeve control valve ε t  εui x i 1 ρ  x j αεμ ρCμ k2 ε ε x [] j 1 ρ εC * 1ε Gk k － ε2C 2ε k 7 式中 Gk为平均速度梯度引起的湍动能生成项， 其中 k uiui 2 1 2 u2 v2 w 2 ， ε μ ρ u i x k u i x k C* 1ε 1． 42 － η 1 － η/4． 377 1 0． 012η3 ， η 2EijEij 1/2k ε ， Eij 1 2 u i x j u j x i ， Cμ0． 084 5， αk α ε1． 39， C 2ε 1． 68。 2模型建立 高压降迷宫套筒组合调节阀各节流开度下的三维 实体模型采用 Solidworks 软件进行建立， 反向建模生成 与之对应的三维流道模型， 以最大工况迷宫套筒组合 节流 全开 时的流道模型为例， 如图 4 所示。 图 4高压降迷宫套筒组合调节阀三维流道模型 Fig． 4Three- dimensional flow channel model of high pressure drop labyrinth- sleeve control valve 3参数设置 高压降迷宫套筒组合调节阀三维非定常流动数值 模拟采用 ANSYS Fluent 软件进行， 其参数设置如下。 介质 液态水， 对最大、 正常和最小工况， 其属性分 别按表 1 给定的进口压力和通流计算温度进行查询确 79第 3 期李树勋等高压降迷宫套筒组合调节阀涡激振动仿真研究 ChaoXing 定。进出口边界条件 入口采用总压入口， 出口采用静 压出口， 按表 1 给定的最大、 正常和最小工况分别进行 设置。壁面条件 采用光滑、 无滑移壁面边界。收敛条 件 连续性方程、 动量方程以及湍流方程的最大残差值 均小于 1 10 －4， 能量方程的最大残差值小于 1 10－6; 初始条件 采用 Standard Initialization， 以进口作为计算 的起点; 环境压力设定为 0 Pa， 且考虑重力加速度对流 体流动的影响; Time Step Size 设置为0． 000 5 s， Number of Time Steps 设置为8 000， 计算前4 s 调节阀内部的流 体流动情况。 4网格划分 高压降迷宫套筒组合调节阀流道模型网格由 ANSYS Meshing 软件划分生成， 采用四面体/混合网格 的划分方法， 对流道拐弯处进行局部加密处理， 并对其 进行网格无关性检验。以稳态模拟得到的调节阀出口 流量值及出口流体平均流速大小作为评判依据。最大 工况迷宫套筒组合节流 全开 时网格无关性检验数 据， 如表 4 所示。 表 4流道模型网格无关性检验 Tab． 4Grid independence test table of flow channel model 网格单元数出口流量/ kgs －1 出口速度/ ms －1 4 323 252 6 003 339 8 234 345 88． 543 2 87． 887 6 87． 824 2 27． 631 3 28． 702 6 28． 642 2 通过表 3 可知 当网格数达到 6 003 339 以上时， 流量及速度的变化量可以忽略不计。同时考虑模拟计 算精度、 时间成本和工作量， 以网格数为 6 003 339 的 流道网格模型作为调节阀迷宫套筒组合节流 全开 时 的最终流场仿真模型， 如图 5 所示。 图 5高压降迷宫套筒组合调节阀流道网格模型 Fig． 5Flow mesh model of high pressure drop labyrinth- sleeve control valve 5结果分析 调节阀在不同开度下， 流体流经的节流件不同。 最大节流开度时， 流体同时流经六通道迷宫盘片、 四通 道迷宫盘片以及各级套筒; 70 开度时， 流体流经六通 道迷宫盘片、 四通道迷宫盘以及第四级套筒; 40 开度 时， 流体只流经四同道迷宫盘片以及第四级套筒。以 这三种典型开度为代表进行分析， 根据 3 中瞬态流场 时间步的设置， 计算了前 4 s 调节阀内部的流体流动情 况， 考虑到前4 s 收敛稳定性， 取第4 s 作为瞬态模拟结 果。 调节阀最大开度节流时， 以第 4 s 时刻的云图分布 为例进行分析， 如图 6 所示。 a4 s 时刻压力云图 b4 s 时刻速度云图 c4 s 时刻涡核流线云图 图 6最大开度节流 4 s 时刻云图分布 Fig． 6Contours of throttling for the maximum open at 4 s 由图 6 a 可知 介质流入前三级套筒和迷宫盘片 前、 流出第 4 级套筒后， 流道内部压力分布相对均匀， 流经套筒及迷宫盘片时， 介质压力急剧下降， 整个流道 内部最大压力为 18． 49 MPa， 最小压力为 5． 39 MPa。 由图 6 b 可知 介质流入节流部件前、 流出节流部件 后， 其流速变化梯度较小， 流经节流部件时， 介质流速 急剧增大， 整个流道内部最大流速主要集中在迷宫盘 片内部以及套筒开孔处， 最大达到 112． 7 m/s。由图 6 c 可知 介质流经调节阀进口段时， 流线分布比较均 匀， 流经迷宫盘片和套筒时， 节流作用使流线变得混 乱， 在节流部件周围形成明显的旋涡， 较大的涡主要形 成于第 1 级套筒以及第 4 级套筒外部流道区域， 其余 区域的涡相对较小。 调节阀70开度节流时， 第4 s 时刻的云图分布如 图 7 所示。 由图 7 a 可知 介质流入四通道和六通道迷宫盘 片前、 流出第 4 级套筒后， 流道内部压力分布相对均 匀， 流经四通道和六通道迷宫盘片时， 介质压力急剧下 89振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing a4 s 时刻压力云图 b4 s 时刻速度云图 c4 s 时刻中心面流线云图 图 7 70开度节流 4 s 时刻云图分布 Fig． 7Contours of throttling for the 70 open at 4 s 降， 整个流道内部最大压力为 18． 5 MPa， 最小压力为 7． 28 MPa。由图 7 b 可知 介质流入迷宫盘片前、 流 出第 4 级套筒后， 流道内部速度分布相对均匀， 流经节 流件时， 介质流速急剧增大， 最大流速主要集中在迷宫 盘片内部， 整个流道局部最大流速达到 101． 3 m/s。由 图 7 c 可知 介质流经节流件前， 流线分布比较均匀， 流经套筒和迷宫盘片时， 节流作用使流线变得混乱， 且 在节流部件周围形成明显的旋涡， 前视图中心面上的 最大速度达到 17． 35 m/s。 调节阀40开度节流， 第4 s 时刻的云图分布如图 9 所示。 a4 s 时刻压力云图 b4 s 时刻速度云图 c4 s 时刻中心面流线云图 图 8 40开度节流 4 s 时刻云图分布 Fig． 8Contours of throttling for the 40 open at 4 s 由图8 a 可知 介质流入四通道迷宫盘片前、 流出 第 4 级套筒后， 流道内部压力分布相对均匀， 流经迷宫 盘片时， 介质压力急剧下降， 整个流道内部最大压力为 18． 5 MPa， 最小压力为 7． 21 MPa。由图 8 b 可知 介 质流入四通道迷宫盘片前、 流出第 4 级套筒后流道内 部速度分布相对均匀， 流经节流件时， 介质流速急剧增 大， 最大流速主要集中在迷宫盘片内部， 整个流道局部 最大流速达到 99． 34 m/s。由图 8 e 可知 介质流经 节流部件前， 流线分布相对比较均匀， 流经套筒和迷宫 盘片时， 节流作用使流线变得混乱， 且在节流部件周围 形成明显的旋涡， 前视图中心面上最大速度为 16． 60 m/s。 对三种开度时的云图进行对比可得 4 s 时刻， 调 节阀在 100开度、 70 开度以及 40 开度时， 随开度 减小， 阀门内部最大流速相应有所减小。调节阀开度 从全开到 70 开度时压力变化明显， 但变化到 40 开 度时压力几乎未变化， 原因是前三级套筒对流体的节 流降压能力不明显。如图 9， 随调节阀开度的减小， 第 四级套筒外部流道区域的大涡逐渐消失， 形成了小涡， 涡量变化明显， 其原因是随调节阀开度的减小， 介质流 经不同的节流件后， 压力脉动减小。 图 9不同开度下的涡核图 Fig． 9Vortex core at different opening 2． 2涡激振动数值模拟 1升力系数分析 99第 3 期李树勋等高压降迷宫套筒组合调节阀涡激振动仿真研究 ChaoXing 黄维平等 ［18 ］基于 CFD 方法研究了尾流干涉和流 固耦合对顺流向和横流向排列两圆柱体涡激振动的影 响， 得出了下游圆柱体受上游圆柱体尾流影响， 涡激升 力与脉动拖拽力分别较单圆柱体大 2 倍和 8 倍， 导致 振动强度大幅升高。漩涡脱落以后， 会形成顺流向的 曳力和横流向的升力， 一般用无量纲的升力系数和阻 力系数代表平均升力和平均阻力， 而升力系数频谱图 中峰值点所对应的横坐标即为漩涡脱落主频率。对瞬 态流场模拟得到的升力系数时域信息进行快速傅里叶 变换即可得到旋涡脱落频率［19 ］。升力系数表达式为 C FL 0． 5ρU2A 8 式中 FL为涡激升力，N; ρ 为来流当地介质的密度 kg/ m3;U 为来流速度，m/s; A 为迎风面积，m2。 在高压降迷宫套筒组合调节阀瞬态流场求解过程 中， 对各典型开度节流模型的升力系数进行监测， 得到 其相应的时域信息， 如图 9 所示。 a最大开度节流升力系数时域曲线 b70开度节流升力系数时域曲线 c40开度节流升力系数时域曲线 图 10升力系数时域曲线 Fig． 10Time domain curves of lift coefficient 由图10 可知 调节阀全开时， 1 ～4 s 内流体升力系 数的波动较为剧烈; 调节阀开度为 70 时， 0 ～0． 5 s 内 流体升力系数的波动较为剧烈， 0． 5 ～ 4 s 内波动较为 平缓; 调节阀开度为 40 时， 0 ～ 0． 75 s 内流体升力系 数的波动较为剧烈， 0． 75 ～4 s 内波动较为平缓。 对各典型开度节流模型的升力系数时域信息进行 快速傅里叶变换， 得到其对应的升力系数频谱图， 如图 11 所示。 a最大开度节流升力系数频谱图 b70开度节流升力系数频谱图 c40开度节流升力系数频谱图 图 11升力系数频谱图 Fig． 11Frequency spectrums of lift coefficient 由图 11 可知 调节阀全开和 40 开度时， 在 0 ～ 200 Hz 内， 升力系数频谱幅值波动较为剧烈， 在 200 ～ 1 000 Hz 内， 升力系数频谱幅值波动平缓， 旋涡脱落主 频率出现在 200 Hz 以内。调节阀 70 开度时， 在 0 ～ 270 Hz 内， 升力系数频谱幅值波动较为剧烈， 在 270 Hz ～1 000 Hz 内， 升力系数频谱幅值波动平缓， 旋涡脱落 主频率出现在 270 Hz 以内。 由以上升力系数时域曲线及升力系数频谱图可 知 引起升力系数变化的主要原因是调节阀开度和节 流件的结构尺寸， 在不同开度下， 介质流经不同的节流 部件时， 介质的流速受到的扰动不同， 造成升力系数的 波动也不同， 在迷宫盘片及各级套筒周围流场压力脉 动最剧烈， 速度波动最剧烈， 升力系数的波动也最 剧烈。 2流固耦合模态分析 采用有限元方法对调节阀进行单向流固耦合模态 湿模态 数值计算。该模态分析方法可归结为有预应 力的模态分析， 需要进行静力场动力方程的求解， 计算 公式如 9 所示 ［ K］ { x} { F} 9 公式 10 得出的应力刚度矩阵用于结构模态分析 计算 ［ σ0］→［ S］ ， 最终得到有预应力的模态方程， 如 001振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 式 13 所示。 ［ K S］－ ω2i［ M］ { φi} 0 10 式中 ［ K］ 为结构体刚度矩阵; { x} 为位移矢量;{ F} 为 力矢量; M 为结构体质量矩阵; ωi为结构体第 i 阶固有 频率， Hz;{ φi} 为结构体第 i 阶阵型向量。 流场域网格划分方式和 2． 2 部分网格划分方式相 同。静力场中调节阀模型网格由 ANSYS Meshing 软件 划分生成， 在不会影响计算精度的基础上， 为减小计算时 间， 对多级降压节流内件进行加密处理， 其余部件适当控 制网格尺寸， 完成静力场中结构模型的网格划分， 以调节 阀最大开度节流模型为例， 其最终网格如图12 所示。 高压降迷宫套筒组合调节阀零部件的材料性能参 数可根据 ASME BPVC SECT． Ⅱ Part D，2015 ED 查 询得到， 主要零部件性能参数如表 5 所示 ［20 ］。 图 12调节阀最大开度节流模型网格图 Fig． 12Throttling model grid in maximum opening of control valve 表 5主要零部件材料性能参数 Tab． 5Material perance parameters of main parts 主要零部件材料 密度/ kgm －3 热膨胀系数 10 －6 /℃ 弹性模量/GPa许用应力/MPa 泊松比 阀体阀盖ASTM A216GR． WCB7 75013． 01881360． 30 阀座316SST7 93017． 41791250． 30 阀芯Inconel 7188 22013． 61882360． 31 高压降迷宫套筒组合调节阀流场边界条件和介质 属性设置参考 2． 2 部分， 分别进行各典型开度节流模 型的稳态流场计算。将流场计算信息导入到静力场 中， 在静力场中对调节阀进口端和出口端施加固定约 束， 并在静力场中进行流场信息的加载， 得到流固耦合 面压力信息。以调节阀最大工况迷宫套筒组合节流模 型 全开 为例进行说明， 如图 13 所示。 图 13流固耦合面压力信息分布图 Fig． 13Pressure distribution of fluid- structure coupling surface 由图 13 可知， 流体未进入节流件前， 作用于调节 阀上的压力较大， 流体流经节流件时， 压力急剧下降。 另外流体作用于调节阀整体的最大压力为 18． 487 MPa， 最小压力为 1． 834 9 MPa。 针对调节阀的三种典型节流模型 全开、 70 开度 和 40开度 进行流固耦合模态模拟实验。根据旋涡 脱落主频率范围， 确定所求模态阶数。 调节阀最大开度、 70开度和 40 开度节流时， 前 二阶模态振型分别如图 14 ～16 所示。 由图 14 ～16 可知 调节阀在三种典型开度节流 a第 1 阶模态振型 b第 2 阶模态振型 图 14调节阀最大节流开度模型流固耦合模态振型图 Fig． 14Fluid- solid coupling mode shape of the maximum throttling opening model of the control valve a第 1 阶模态振型 b第 2 阶模态振型 图 15调节阀 70节流开度模型流固耦合模态振型图 Fig． 15Fluid- solid coupling mode shape of 70 throttling opening model of the control valve 101第 3 期李树勋等高压降迷宫套筒组合调节阀涡激振动仿真研究 ChaoXing a第 1 阶模态振型 b第 2 阶模态振型 图 16调节阀 40节流开度模型流固耦合模态振型图 Fig． 16Fluid- solid coupling mode shape of 40 throttling opening model of the control valve 时， 其前两阶模态振型最大变形量均出现在阀杆顶端， 最小变形量均出现在调节阀流体进口端。调节阀最大 节流开度时， 第 1 阶模态振型图最大变形量为 36． 872 mm， 第 2 阶模态振型图最大变形量为 41． 023 mm， 第 1 阶模态频率为 285． 68 Hz， 第 2 阶模态频率为 302． 38 Hz。调节阀 70开度节流时， 第 1 阶模态振型图最大 变形量为28． 592 mm， 第2 阶模态振型图最大变形量为 43． 556 mm， 第 1 阶模态频率为 335． 51 Hz， 第 2 阶模态 频率为 388． 42 Hz。调节阀 40开度节流时， 第 1 阶模 态振型图最大变形量为16． 422 mm， 第2 阶模态振型图 最大变形量为 46． 342 mm， 第 1 阶模态频率为 360． 54 Hz， 第 2 阶模态频率为 518． 16 Hz。随调节阀开度的减 小， 其一阶模态频率、 二阶模态频率逐渐增加。出现这 种现象的原因是随调节阀开度的减小， 介质与节流件 的接触面积逐渐减小， 所受水体附加质量效应的影响 也逐渐减小， 调节阀的一阶、 二阶模态频率逐渐增加。 2． 3涡激振动结果分析 当迷宫套筒组合调节阀的固有频率接近旋涡脱落 主频率时就容易引起调节阀的振动。如果固有频率和 旋涡脱落频率同步， 会引发共振。通过对旋涡脱落主 频率与调节阀模态频率比较可知 调节阀最大节流开 度、 70节流开度和 40节流开度时， 两种频率均没有 相等或接近的频率值， 调节阀不会发生涡激振动锁定 现象。高压降迷宫套筒组合调节阀结构设计合理， 有 效避免涡激共振现象的发生。 3结论 本文基于瞬态流场数值模拟和流固耦合模态分析 对高压降迷宫套筒组合调节阀进行了涡激振动研究， 得出以下结论 1调节阀全开时流体升力系数的波动比 70 和 40开度时的更为剧烈， 随调节阀开度减小， 流体流经 迷宫盘片和套筒前后的大涡逐渐消失， 形成了小涡。 2调节阀全开和 40 开度时， 旋涡脱落主频率 出现在 200 Hz 以内。调节阀 70 开度时， 旋涡脱落主 频率出现在 270 Hz 以内。 3调节阀三种典型节流开度时， 前两阶模态振 型最大变形量均出现在阀杆顶端， 最小变形量均出现 在调节阀流体进口端， 第 2 阶模态频率均大于第 1 阶 模态频率。调节阀从全开到 70 开度， 再到 40 开度 的过程中， 随开度的减小， 前两阶模态频率均呈现增大 的趋势。 4调节阀在最大、 70和 40 开度节流时， 模态 频率均未落在旋涡脱落频率范围内， 迷宫套筒组合调 节阀设计合理， 有效避免涡激振动锁定现象的发生。 参 考 文 献 ［1］ JAUVTIS N，WILLIAMSON C H K． The effect of two degrees of freedom on vortex- induced vibration at low mass and damping［ J］ ． Journal of Fluid Mechanics， 2004， 509 23- 62． ［2］ GOVARDHAN R N，WILLIAMSON C H K．Defining the modified Griffin plot’in vortex- induced vibrationrevealing the effect of Reynolds number using controlled damping［J］ ． Journal of Fluid Mechanics， 2006， 561 147- 180． ［3］ 康庄，张立健，倪问池． 考虑迟滞效应的圆柱体涡激振动 分析研究［ J］ ． 振动与冲击， 2017， 36 24 220- 229． KANG Zhuang，ZHANG Lijian，NI Wenchi． Vortex- induced vibration of a cylinder considering hysteretic effect［J］ ． Journal of Vibration and Shock， 2017， 36 24 220- 229． ［4］ 高云，杨家栋，邹丽， 等． 表面粗糙度对圆柱体涡激振动 响应特性影响数值研究［ J］ ． 振动与冲击，2018，37 9 37- 38． GAO Yun，YANG Jiadong，ZOU Li，et al． Effects of surface roughness on vortex induced vibration features of a circular cylinder［ J］ ． Journal of Vibration and Shock， 2018， 37 9 37- 38． ［5］ 康庄，倪问池． 考虑旋转自由度的涡激振动数值模拟研究 ［ J］ ． 振动与冲击， 2018， 37 9 185- 220． KANG Zhuang，NI Wenchi． Numerical simulation