汽輪機調節閥內的流動是復雜的非定常三維可壓湍流流動，閥體內流動所引起的不穩定現象是一種綜合效應，一般來講，閥門中的流動是非定常的，閥門的振動是流固耦合的。閥桿的振動形式有橫向振動和軸向振動兩種，這兩種振動的頻率并不相同。僅就汽輪機調節閥門**性而言，類似閥桿斷裂^[1.2]、閥桿振動^[3]、閥座拔起^[1]等事故曾經發生，而調節閥氣體流動的不穩定是導致閥體振動的主要原因^[5]。由于調節閥要在不同的開度下工作，要求它在各種工況下都能穩定工作，所以對調節閥進行系統試驗和研究十分必要。本文以電站汽輪機常用的調節閥作為研究對象。

      2 旋渦誘發的振動

     調節閥進口氣體流向閥桿和閥瓣，閥桿和閥瓣周圍的流態是圓柱體繞流的情況。在尾流中形成一個規則的旋???流型，這種旋渦流動和圓柱體的運動相互作用，并且成為旋渦誘發振動效應的根源。當雷諾數從300到大約3×10⁵的范圍內時，旋渦會以一個相當明確的頻率周期性地脫落^[6]。對于汽輪機調節閥的閥桿和閥瓣來說，如果旋渦脫落頻率恰好接近或等于閥桿的固有頻率時，會造成閥桿的振動或共振，進而可能造成破壞。對于閥桿-閥瓣這樣的圓柱體，旋渦脫落頻率分布在很寬的一個頻帶里，其主導頻率為：

      式中，S_t--斯托羅哈爾數
              U-- 來流速度，m/s
              l---  特征尺度，m

     如果來流的流動速度剛好導致閥桿和閥瓣共振時，不但會對閥體本身造成破壞，而且會增強旋渦的強度，使得與調節閥連接的其他構件的不穩定性增加。所以，要盡量避免使閥體的振動頻率為旋渦脫落頻率的約數或倍數，以免產生連鎖效應。

      3 調節閥模型試驗

     試驗模型采用型線閥，介質為空氣。由高壓氣源來的空氣進入調節閥，進口和出口方向形成90°（圖1）。氣流進入閥瓣和閥座間的環形通道流出后流入閥座，經閥座漸擴段擴壓后排出。試驗中，氣體流量、壓力溫度有專門的測量管段和測點，動態壓力采用直徑為1.6mm的超微型壓力傳感器及其高頻動態采集系統來測定。在閥門各關鍵部位都設置了測點。由于閥座喉部及閥瓣表面是*能直接反映閥內流體流動變化情況的，所以在閥座喉部至少布置3個測點（間隔90°布置，記為閥座喉部1、2和3，分別對應喉部的下、右、和上方）。另外，在閥座漸擴段、收縮段也相應布置了測點。

      4 閥桿- 閥瓣的固有頻率

      由于閥桿-閥瓣結構特點，其橫向剛性遠小于軸向剛性，使其低階固有頻率以橫向為主。而軸向固有頻率很大，一般很難發生低頻大振幅的軸向共振，軸向振動大多是由于軸向激振力所引起的強迫振動。為了搞清楚調節閥內氣體流動與閥桿-閥瓣固有頻率之間的關系，本文進行了兩種具有不同固有頻率的閥桿- 閥瓣系統的調節閥動態壓力測試和計算，即原型閥瓣和增大質量的閥瓣（稱為大質量閥瓣或閥瓣Ⅱ）。閥桿- 閥瓣各階固有頻率如表1所示。

表1  線型閥瓣Ⅱ和原型閥瓣固有頻率 

      5 實驗數據分析

     實驗是在不同壓比和相對升程下進行的。壓比ε為閥后與閥前壓力之比，相對升程為閥桿的升程與閥門的配合直徑之比。試驗壓比范圍0.40~0.95，相對升程范圍3.7%~41%。本文把相對升程 =10%~20%稱為中等升程，壓比ε=0.6~0.7稱為中等壓比。動態壓力脈動的峰- 峰值用△p表示。

      5.1 閥座喉部

     閥座喉部3個測點在不同壓比和相對升程條件下的壓力脈動值如圖2和圖3所示。從圖2看出，閥瓣Ⅱ的閥座喉部1測點在中等相對升程=14.8%時，壓力脈動隨壓比ε增大而下降，閥座喉部2和3測點的△p變化雖然比較平緩，但兩個測點隨ε增加而變化的趨勢卻相反，可見閥瓣Ⅱ中流動不平衡。在中等升程時，原型閥瓣喉部壓力脈動隨ε變化平緩，而且對應任何壓比，△p變化不超過0.2kPa，說明原型閥瓣中氣體流動平穩。

     圖3表明閥瓣Ⅱ在中等壓比ε=0.66、=15%~20% 時，△p 值增大。在其他壓比下，△p 比較平緩，而且數值較小???原型閥瓣在各種壓比下，△p 都比較平緩，而且數值小，說明原型閥瓣的流動穩定。

      對閥瓣Ⅱ的=14.8%，ε=0.707工況進行頻譜分析可知動態壓力信號中包含9.7~29Hz、390~440Hz等主頻，與閥門固有頻率的一二階合拍，這時既存在低階大幅振，也存在高階振動，是比較危險的工況。至下，于原型閥瓣，流場脈動與閥瓣的固有頻率不同，相對而言比較穩定，會發生振動。

      5.2 閥座漸擴段和收縮段

     閥座漸擴段的壓力在亞臨界工況時脈動不大。但是當壓比和升程較小時，閥門接近或到臨界狀態，則閥座漸擴段和收縮段的壓力脈動增大（圖4）。閥瓣Ⅱ和原型閥瓣的閥座收縮段測點的壓力脈動平緩。閥座漸擴段的△p隨壓比ε增大而減小。在中等壓比和中等升程時，閥門內氣流脈動雖大，但是氣流脈動頻率與原型閥瓣-閥桿固有頻率不同，所以閥門不出現共振。

     總之，閥瓣Ⅱ在ε=0.61~0.7、=15%~20%工況范圍， 閥座喉部壓力信號與閥桿的固有頻率合拍，出現與來流平行的橫向共振。另外，在同樣升程范圍、ε=0.61~0.64工況，閥桿還同時明顯出現了與來流垂直的橫向振動。通過計算得出旋渦脫落的主導頻率為250~370Hz，與閥瓣Ⅱ的固有頻率相距甚遠。因此，另一橫向振動不是由于旋渦脫落誘導的閥桿自激振動，而是強迫振動。原型閥瓣在各種工況均未出現流型轉變，閥內壓力脈動不大。

      6 結語

     （1）型線閥的閥瓣和閥座的型線均為錐形，而且閥座擴散角不大（3°），試驗表明原型調節閥沒有明顯的不穩定工況和振動現象，而且氣流脈動強度微弱，其穩定性良好。
     （2）隨著閥瓣質量的加大，不穩定工況的范圍不論從壓比范圍，還是從相對升程范圍分別都增大了。中小壓比時，改變閥瓣質量后閥座喉部動態壓力脈動幅值比原型的高30~40倍。說明該工況閥內氣流發生流型反復變化的現象。
     （3）從振動特性看，大質量閥瓣（即閥瓣Ⅱ）在中等壓比、中等升程時出現低頻振動，且強度大。大質量閥瓣在ε=0.61~0.7、=15%~20%工況出現橫向共振。在ε=0.61~0.64和相同的升程工況范圍，同時出現平行于來流的橫向共振和垂直于來流的橫向強迫振動，后者是由于旋渦脫落引起的。