0 前言
随着汽轮机初始参数的不断提高，调节阀的工作环境越来越差，机组容量和成本的显著增加使调节阀的经济性和安全性更加重要。然而，目前的调节阀设计仍处于静态状态，因此在电厂的实际应用中经常出现汽流诱导阀杆振动的问题。与简单的机械振动不同，为了揭示汽轮机调节阀杆振动的根源，找出激励与阀杆系统振动之间的定量关系必须涉及流体力学和结构动力学知识，加上不稳定流体随机性的影响使问题难以解决，因此无法准确确定其机制。然而，随着试验和测试技术的快速发展，通过测试实现汽轮机调节阀杆的不稳定标准，确定调节阀杆的轴向振动源是解决问题的前提。
在模拟调节阀试验台上，采用现代测试和动态信号处理技术，对调节阀的整体工作性能进行了系统的试验研究和理论分析，发现了调节阀杆轴向振动的主要工作条件，确定了调节阀杆的轴向振动源。试验结果表明，阀杆振动是由有限绕流和高速冲击射流组合的随机不稳定流动引起的，属于强制振动，间歇性强，激励源为阀蝶下的压力脉动。
1 试验过程
汽轮机调节阀的主要功能是控制其开度，改变进入汽轮机的蒸汽流量，保持汽轮机转速和抽气压力在一定范围内，以适应外部负荷或蒸汽状态的变化。但随着汽轮机进气参数的不断提高和机组功率的增加，虽然汽轮机调节系统的自动化程度越来越高，但主汽阀、调节阀单元及其组成的配气系统与配套执行机构没有显著变化，但在某些情况下会出现以下问题：调节阀杆断裂、汽轮机调节阀座松动拔出[1]、调节阀杆振动等。大量研究表明，调节阀杆振动的真正原因是阀腔内不稳定汽流的激励[2、3]。
由于在电厂实际运行条件下进行试验不仅需要要花费巨资，而且受电厂严格限制也不可能随意解列进行全面阀门性能实测试验。本试验的研究对象是根据相似理论原理把实际调节阀模型化设计的模化型汽轮机调节阀[4]。在此模型阀上得到的试验结论根据相似准则可以推广到原型中去，对实际调节阀的设计和改造有一定的指导作用。
根据调节阀内的蒸汽流动特性，选择马赫数决定性相似标准模化原阀，确保两个流动对应截面上的马赫数相等[5]。模拟试验以空气为工作质量。在调节阀的工作参数中，用空气代替蒸汽，误差为1.5%以内。图1为模化汽轮机调节阀示意图，图2为阀盘、阀座结构、气流示意图。根据实际试验条件，最终模化汽轮机调节阀喉径为61.4mm，配合直径78.5mm，进出口直径60mm，阀碟直径84.7mm。
为准确测量阀内关键点的动态压力，动态压力测量点分布在进口、卸载室、阀腔、阀座喉部截面、阀盘下方和阀座出口四个方向。喉部四个测量点按顺序从进口排列1至4，阀盘下方为测量点5。动态压力传感器采用高灵敏度的小传感器，以满足非常流动的快速变化[6]。
在不同的升程、不同的压力比（调节阀出口静压与进口全压之比）下进行了大量的试验。为了准确确定调节阀的振动条件，在不同的升程下，压力比设计非常详细，只有一条曲线。压力比间隔为：0.2，0.3，0.4，0.5，0.6，0.7，0.75，0.8，0.82，0.84，0.86，0.88，0.90，0.92，0.94，0.96，0.98，共17种压比，有利于实际应用。
图3是动态采集系统采集阀腔多点脉动压力和阀杆轴向振动实时信号波形，根据压力脉动与阀杆轴向振动波形的相似性，特别是波动范围较大的低频波形，可以确认阀杆振动是由流体压力脉动引起的。
2 信号处理
调节阀测试获得了阀杆振动和流体压力脉动的动态测量数据，均为随机信号[7]。随机信号数据的处理是一个非常复杂的过程。为了确保结果的准确性，经过大量的尝试和比较，最终确定了图4的处理过程。
在实际处理和分析过程中，从重新采样→选择数据长度→样本数选择→窗函数选择→功率谱估计方法的选择→通过优化组合的信号处理方案获得最终结果。在动态数据处理中，上述过程经过反复处理和比较，最终得到了令人满意的结果。图5显示了最终的相对过程19.82%，压比0.4压力测量点5压力脉动结果。图6显示了同一工作条件下阀杆振动的最终功率谱。从图5可以清楚地看出，压力脉动能量主要集中在0.977Hz～4.88Hz范围内；从图6可以清楚地看出，当调节阀杆振动剧烈时，能量主要集中在与压力脉动相同的频率段，表明激励和响应之间的相关性。
对于阀门稳定性的研究，阀杆振动信号和关键点流体压力脉动信号的频谱特性是一个重要的信息通过分析阀杆振动和流压脉动的频谱，研究人员可以准确掌握两个信号之间的频率关系，从而推断阀门振动的原因。
经过大量的试验和分析，结果表明，在大多数情况下，调节阀可以稳定工作。振动主要发生在中升和中压比范围内。此时，阀盘下环通道内的高速冲击射流处于跨音速区域，流量非常不稳定。综上所述，在这些条件下，阀内流体不稳定流动产生的脉动力克服了阀杆系统的阻尼力，使阀杆系统不稳定。
3 阀杆轴向振动的特点证明
为了证明阀杆系统振动的激励源确实是阀盘下的压力脉动，需要分析阀盘下的脉动压力。调节阀喉气体流动示意图见图2。相对升级为19.82%，压比0.4工况为例，图7是阀碟下面脉动压力信号的自相关图，图8是阀杆振动信号的自相关图。从自相关图上可以看到自相关信号没有随时间衰减，并且有一定的低频周期特点，从而可以说明原压力脉动信号和振动信号均含有低频周期分量。图9是这两个信号的互相关图，互相关的周期性和自相关的周期性非常一致，表示两者在时间上的相关性很高。从而，可以有力地证明压力脉动信号和阀杆振动信号之间的关系，就是脉动压力激励诱发阀杆振动，阀杆振动是低频的强迫振动。
在本试验条件下，阀杆系统保持低频、周期性振动特性，振动频率为0.488Hz至10Hz之间。试验测得的阀杆-阀碟系统各阶段频率见表1。
阀杆系统的固有频率为21Hz以上说明所有调节阀振动条件无共振；此外，当阀杆振动的平均根振幅值较大时，相应阀盘下压力脉动的平均根振幅值较大，阀杆振动平均根振幅值较大的频段略窄于阀盘下压力脉动的频段，表明阀杆振动是由阀盘下压力脉动引起的强制振动。
4 总结
通过试验，探索适合汽轮机调节阀随机过程的 频谱分析和信号处理方法，直观证明压力脉动信号与阀杆振动信号的关系，即阀蝶下脉动压力激励引起阀杆振动，阀杆振动为低频强制振动，无共振现象。本文的试验方法和动态信号处理方法对工程研究具有指导意义，为后续调节阀动态优化设计或定量研究提供参考，提高汽轮机调节阀的运行可靠性。
参考文献：
[1]崔淑琪、孙龙海、刘国良等调节阀随机振动试验测量及数据分析[J].1989年汽轮机技术，31(2):40-44.
[2]薛沐睿、朱丹书、裴嘉祥，消除汽轮机调节阀流体振动的试验和探讨[J].1987(5)动力工程:1-10.
[3]对毛靖儒、屠珊、孙毕、汽轮调节阀流动性不稳定的试验研究[J].工程热物理学报，2002，23(6):687-690.
[4]邹滋祥，类似理论在叶轮机械触摸研究中的应用[M].北京：科学出版社，1984:117-126.
[5]左东启，模型试验的理论和方法[M].1984:135-140，北京：水电出版社.
[6]动态压力测量的原理和方法[M].1986:65-73:中国计量出版社.
[7]彭启聪、邵怀宗、李明奇[M].2006子工业出版社，2006:246-251.
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