一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法

摘要

本发明公开了一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法，步骤如下：1、获取单座式调节阀运行工况下控制参数；2、根据运行控制参数计算伺服驱动系统输出位移；3、根据输出位移建立执行机构动力学方程；4、建立单座式调节阀流体动力学模型；5、计算流体涡激载荷；6、建立单座式调节阀执行机构有限元模型；7、计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力；8、判断涡激振动应力是否满足要求；若满足要求，将调节阀涡激振动应力结果输出；若不满足要求，返回步骤1。该方法不仅能够准确获得单座式调节阀的涡激振动应力变化特性，而且能够得到阀门内部动态流动特性，对保障系统安全可靠运行具有借鉴意义。

权利要求

1.一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法，其特征在于：该方法包括以下步骤：步骤一：获取单座式调节阀运行工况下控制参数；

根据系统控制条件获得单座式调节阀进口压力、出口压力、阀门开度运行控制参数；

步骤二：根据运行控制参数计算伺服驱动系统输出位移；

单座式调节阀伺服驱动系统为液压伺服系统，其中液压缸为一个四通阀控制的对称液压缸；设xv、xp分别为四通阀阀芯位移和液压缸活塞输出位移，mt为活塞质量，Bp为活塞黏性阻尼系数，Kp和Fp分别为负载弹簧刚度和外负载力，则根据流量连续性和力平衡原理可得经拉普拉斯变换后的液压缸活塞输出位移xp为：其中Kce、Kq分别为流量‑压力系数和四通阀的流量增益，s为复变量，Ap为液压缸活塞面积，Vt为总压缩容积，β为伺服驱动系统内液体体积的弹性模量， 根据式(1)得到液压缸活塞输出位移xp，该位移即为伺服驱动系统的输出位移；

步骤三：根据输出位移建立执行机构动力学方程；

单座式调节阀的执行机构为球头‑阀杆结构，并通过球头与伺服驱动系统相连接；根据步骤二中得到的液压缸活塞输出位移量确定阀杆工作长度，并将球头‑阀芯‑阀杆结构简化为一个单自由度系统；设阀芯位移为x，则根据力平衡原理可得球头‑阀杆结构的动力学方程为：其中，mv为阀芯质量，c为阻尼系数，E和A分别为阀杆的材料弹性模量和截面积，l为阀杆工作长度，Sv和pv分别表示阀芯有效面积和作用在阀芯上的流体载荷；

步骤四：建立单座式调节阀流体动力学模型；

根据步骤二中得到的伺服驱动系统输出位移量确定阀芯初始位置，并结合阀芯具体结构建立单座式调节阀的流体动力学模型；所建立的单座式调节阀流体动力学模型包括调节阀进口、阀内流体区域、阀芯、壁面和调节阀出口五部分；调节阀工作过程中，管道内流体由调节阀进口进入阀内流体区域，并通过阀芯调节后流至调节阀出口；

步骤五：计算流体涡激载荷；

将步骤四中得到的单座式调节阀流体动力学模型导入软件Fluent，并将阀芯设置为可运动的刚体；计算过程中，首先通过Fluent计算t时刻阀芯上的网格微元面积Svi和作用在该网格微元上的流体压力pvi；然后，通过∑pviSvi近似计算阀芯流体涡激载荷∫pvdSv，并对得到的流体涡激载荷进行存储；之后，将计算得到的流体涡激载荷代入式(2)，同时根据式(2)计算得到时间步Δt后阀芯的运动速度为 最后将得到的阀芯运动速度再代回到Fluent进行下一个时间步计算，如此循环直到计算完成；

步骤六：建立单座式调节阀执行机构有限元模型；

首先，根据阀杆实际结构和工作长度建立阀杆有限元模型，且阀杆上端为外螺纹；然后根据球头实际结构建立具有内螺纹的球头有限元模型，其中球头内螺纹与阀杆外螺纹相配合；最后，将球头通过螺纹连接的方式套接在阀杆模型上，得到单座式调节阀执行机构有限元模型；

步骤七：计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力；

在球头和阀杆螺纹处设置接触对，并将步骤五获得的阀芯流体涡激载荷施加在阀杆底端；然后，通过结构瞬态仿真计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力；

步骤八：判断涡激振动应力是否满足要求；若满足要求，将调节阀涡激振动应力结果输出；若不满足要求，返回步骤一。

说明书

一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法

技术领域

[0001] 本发明属于单座式调节阀的涡激振动特性计算技术领域，具体为一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法。

背景技术

[0002] 单座式调节阀作为重要的压力、流量调节装置，以其泄漏量小、安装方便等优点被广泛应用于炼化设备、汽轮机等装置的配套输流管路系统中。实际应用中，单座式调节阀由伺服系统驱动执行机构将阀芯控制在任一位置以调节流体流量。当流体通过调节阀时会由于阀芯的绕流作用而形成漩涡。若漩涡脱落频率与结构固有频率接近时会由于流固耦合作用而诱发涡激共振，甚至引起阀杆断裂、连接结构失效等严重后果。因此，如何准确有效分析单座式调节阀的涡激振动特性对保障系统安全可靠运行具有重要意义。

[0003] 基于此，本发明考虑伺服机构驱动、执行机构振动、涡激载荷激励等因素，给出一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法。所提出的方法不仅能够准确获得单座式调节阀的涡激振动应力变化特性，而且能够有效预测执行机构可能遭受破坏的危险位置，防止对结构安全造成影响。

发明内容

[0004] 基于上述问题，本发明的目的在于提供一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法，该方法不仅能够准确获得单座式调节阀的涡激振动应力变化特性，而且能够得到阀门内部动态流动特性，对保障系统安全可靠运行具有借鉴意义。

[0005] 为了实现上述目的，本发明采用如下技术方案：

[0006] 一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法，该方法包括以下步骤：

[0007] 步骤一：获取单座式调节阀运行工况下控制参数；

[0008] 根据系统控制条件获得单座式调节阀进口压力、出口压力、阀门开度运行控制参数；

[0009] 步骤二：根据运行控制参数计算伺服驱动系统输出位移；

[0010] 单座式调节阀伺服驱动系统为液压伺服系统，其中液压缸为一个四通阀控制的对称液压缸；设xv、xp分别为四通阀阀芯位移和液压缸活塞输出位移，mt为活塞质量，Bp为活塞黏性阻尼系数，Kp和Fp分别为负载弹簧刚度和外负载力，则根据流量连续性和力平衡原理可得经拉普拉斯变换后的液压缸活塞输出位移xp为：

[0011]

[0012] 其中Kce、Kq分别为流量‑压力系数和四通阀的流量增益，s为复变量，Ap为液压缸活塞面积，Vt为总压缩容积，β为伺服驱动系统内液体体积的弹性模量。根据式(1)得到液压缸活塞输出位移xp，该位移即为伺服驱动系统的输出位移；

[0013] 步骤三：根据输出位移建立执行机构动力学方程；

[0014] 单座式调节阀的执行机构为球头‑阀杆结构，并通过球头与伺服驱动系统相连接；根据步骤二中得到的液压缸活塞输出位移量确定阀杆工作长度，并将球头‑阀芯‑阀杆结构简化为一个单自由度系统；设阀芯位移为x，则根据力平衡原理可得球头‑阀杆结构的动力学方程为：

[0015]

[0016] 其中，mv为阀芯质量，c为阻尼系数，E和A分别为阀杆的材料弹性模量和截面积，l为阀杆工作长度，Sv和pv分别表示阀芯有效面积和作用在阀芯上的流体载荷；

[0017] 步骤四：建立单座式调节阀流体动力学模型；

[0018] 根据步骤二中得到的伺服驱动系统输出位移量确定阀芯初始位置，并结合阀芯具体结构建立单座式调节阀的流体动力学模型；所建立的单座式调节阀流体动力学模型包括调节阀进口、阀内流体区域、阀芯、壁面和调节阀出口五部分；调节阀工作过程中，管道内流体由调节阀进口进入阀内流体区域，并通过阀芯调节后流至调节阀出口；

[0019] 步骤五：计算流体涡激载荷；

[0020] 将步骤四中得到的单座式调节阀流体动力学模型导入软件Fluent，并将阀芯设置为可运动的刚体；计算过程中，首先通过Fluent计算t时刻阀芯上的网格微元面积Svi和作用在该网格微元上的流体压力pvi；然后，通过∑pviSvi近似计算阀芯流体涡激载荷∫pvdSv，并对得到的流体涡激载荷进行存储；之后，将计算得到的流体涡激载荷代入式(2)，同时根据式(2)计算得到时间步Δt后阀芯的运动速度为 最后将得到的阀芯运动速度再代回到Fluent进行下一个时间步计算，如此循环直到计算完成；

[0021] 步骤六：建立单座式调节阀执行机构有限元模型；

[0022] 首先，根据阀杆实际结构和工作长度建立阀杆有限元模型，且阀杆上端为外螺纹；然后根据球头实际结构建立具有内螺纹的球头有限元模型，其中球头内螺纹与阀杆外螺纹相配合；最后，将球头通过螺纹连接的方式套接在阀杆模型上，得到单座式调节阀执行机构有限元模型；

[0023] 步骤七：计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力；

[0024] 在球头和阀杆螺纹处设置接触对，并将步骤五获得的阀芯流体涡激载荷施加在阀杆底端；然后，通过结构瞬态仿真计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力；

[0025] 步骤八：判断涡激振动应力是否满足要求；若满足要求，将调节阀涡激振动应力结果输出；若不满足要求，返回步骤一。

[0026] 和现有技术相比较，本发明具备如下优点：

[0027] i.应用本发明方法不仅能够有效获取作用在阀芯上的流体涡激载荷，而且能够准确得到单座式调节阀结构动力特性并预测结构可能遭到破坏的位置，有助于工程人员对结构危险位置发现和整改。

[0028] ii.本发明方法使单座式调节阀的结构及流场优化分析更加经济、快速，不仅避免了试验测试过程的人力物力消耗，而且能够使工程人员更直观地获得阀内流场分布和应力应变特性。

[0029] iii.该方法适用性广泛，在单座式调节阀启动、关闭、开度调整、甚至恶劣工况下均能够得到应用。

附图说明

[0030] 图1为本发明方法流程图。

[0031] 图2为本发明实例单座式调节阀流体动力学模型。

[0032] 图3为本发明实例阀内流体漩涡脱落动态变化特性。

[0033] 图4为本发明实例涡激脉动压力时间历程。

[0034] 图5为本发明实例执行机构有限元模型。

[0035] 图6为本发明实例球头‑阀杆应力云图。

[0036] 其中，1‑流体入口，2‑阀芯，3‑流体出口，4‑球头，5‑阀杆。

具体实施方式

[0037] 本发明是一种输流管路系统中单座式调节阀涡激振动应力计算方法，下面将结合实例对本发明方法的具体实施方式进行详细说明：

[0038] 步骤一：获取单座式调节阀运行工况下控制参数；

[0039] 根据系统控制条件获得单座式调节阀进口压力、出口压力、阀门开度运行控制参数。

[0040] 本发明实例根据系统控制条件得到单座式调节阀进口压力为9.9MPa，出口压力8.9Mpa，阀门开度为30％。

[0041] 步骤二：根据运行控制参数计算伺服驱动系统输出位移；

[0042] 单座式调节阀伺服驱动系统为液压伺服系统，其中液压缸为一个四通阀控制的对称液压缸。设xv、xp分别为四通阀阀芯位移和液压缸活塞输出位移，mt为活塞质量，Bp为活塞黏性阻尼系数，Kp和Fp分别为负载弹簧刚度和外负载力，则根据流量连续性和力平衡原理可得经拉普拉斯变换后的液压缸活塞输出位移xp为：

[0043]

[0044] 其中Kce、Kq分别为流量‑压力系数和四通阀的流量增益，s为复变量。Ap为液压缸活塞面积，Vt为总压缩容积，β为伺服驱动系统内液体体积的弹性模量。根据式(1)可以得到液压缸活塞输出位移xp，该位移即为伺服驱动系统的输出位移。

[0045] 本发明实例根据步骤一中调节阀开度确定四通阀阀芯位移量xv，并通过式(1)计算得到伺服驱动系统输出位移xp。

[0046] 步骤三：根据输出位移建立执行机构动力学方程；

[0047] 单座式调节阀的执行机构为球头‑阀杆结构，并通过球头与伺服驱动系统相连接。根据步骤二中得到的液压缸活塞输出位移量确定阀杆工作长度，并将球头‑阀芯‑阀杆结构简化为一个单自由度系统。设阀芯位移为x，则根据力平衡原理可得球头‑阀杆结构的动力学方程为：

[0048]

[0049] 其中，mv为阀芯质量，c为阻尼系数。E和A分别为阀杆的材料弹性模量和截面积，l为阀杆工作长度。Sv和pv分别表示阀芯有效面积和作用在阀芯上的流体载荷。

[0050] 本发明实例根据伺服系统活塞输出位移量xp得到阀杆工作长度l，进而根据式(2)得到发明实例执行机构的动力学方程。

[0051] 步骤四：建立单座式调节阀流体动力学模型；

[0052] 根据步骤二中得到的伺服驱动系统输出位移量确定阀芯初始位置，并结合阀芯具体结构建立单座式调节阀的流体动力学模型。所建立的单座式调节阀流体动力学模型包括调节阀进口、阀内流体区域、阀芯、壁面和调节阀出口五部分。调节阀工作过程中，管道内流体由调节阀进口进入阀内流体区域，并通过阀芯调节后流至调节阀出口。

[0053] 本发明实例建立的单座式调节阀流体动力学模型如图2所示，模型边界包括流体入口1、阀芯2和流体出口3，其余为壁面。

[0054] 步骤五：计算流体涡激载荷；

[0055] 将步骤四中得到的单座式调节阀流体动力学模型导入软件Fluent，并将阀芯设置为可运动的刚体。计算过程中，首先通过Fluent计算t时刻阀芯上的网格微元面积Svi和作用在该网格微元上的流体压力pvi。然后，通过∑pviSvi近似计算阀芯流体涡激载荷∫pvdSv，并对得到的流体涡激载荷进行存储。之后，将计算得到的流体载荷代入式(2)，同时根据式(2)计算得到时间步Δt后阀芯的运动速度为 最后将得到的阀芯运动速度再代回到Fluent进行下一个时间步计算，如此循环直到计算完成。

[0056] 本发明实例所设置进口为压力入口边界，压力值为9.9MPa；设置出口为压力出口边界，出口压力取为8.9MPa。流体介质为蒸汽，介质可压缩。本发明实例通过仿真得到的调节阀内漩涡脱落动态特性如图3所示。从图中可以比较直观的观察到阀芯下部漩涡交替形成和脱落现象：起初，阀芯2下部左侧存在一逆时针漩涡；然后随着流体流动，该漩涡脱落并下移；此后，阀芯2下部右侧流体旋流加剧，逐渐形成一个顺时针漩涡；当该漩涡增长到一定程度后，出现漩涡脱落。计算过程中，实时监测并对阀芯2网格微元受到的载荷进行面积加权平均，得到阀芯2漩涡脱落激振压力载荷如图4所示。

[0057] 步骤六：建立单座式调节阀执行机构有限元模型；

[0058] 首先，根据阀杆实际结构和工作长度建立阀杆有限元模型，且阀杆上端为外螺纹；然后根据球头实际结构建立具有内螺纹的球头有限元模型，其中球头内螺纹可以与阀杆外螺纹相配合；最后，将球头通过螺纹连接的方式套接在阀杆模型上，并最终得到单座式调节阀执行机构有限元模型。

[0059] 本发明实例建立的单座式调节阀执行机构有限元模型如图5所示，该有限元模型包括球头4和阀杆5两部分。其中，阀杆5上端为外螺纹，球头4内部为内螺纹，球头4通过螺纹连接的方式套接在阀杆5上。

[0060] 步骤七：计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力；

[0061] 在球头和阀杆螺纹处设置接触对，并将步骤五获得的阀芯流体涡激载荷施加在阀杆底端。然后，通过结构瞬态仿真计算单座式调节阀执行机构涡激振动应力。计算时，第i次迭代过程中使用到的动力学方程如下式所示：

[0062]

[0063] 其中，M和C分别为执行机构的质量阵和阻尼阵，Ki‑1为第i‑1次迭代后执行机构的刚度阵，Kλ,i‑1为第i‑1次迭代后执行机构的接触矩阵。 和 分别表示第i‑1次迭代后节点的速度和加速度，ΔU(i)、 和 分别为第i次迭代后所有节点的位移增量、速度增量和加速度增量。Δλ(i)为第i次迭代保证接触约束的Lagrange乘子。F为施加的流体压力载荷，R(i‑1)是第i‑1次迭代后和单元应力一致的节点力矢量。Fc,(i‑1)和Δc，(i‑1)分别为第i‑1次迭代后摩擦力矢量和接触点对目标面的穿透量。

[0064] 本发明实例通过计算得到某一时刻应力分布云图如图6所示。从图中可知，球头与阀杆的连接螺纹是危险位置，需要重点关注。

[0065] 步骤八：判断涡激振动应力是否满足要求；若满足要求，将调节阀涡激振动应力结果输出；若不满足要求，返回步骤一。