复杂输流管道-调节阀系统传递矩阵建模与动力学仿真分析
发布时间：2021-03-21 13:24
输流管道-调节阀系统是参与流程工业生产过程中的重要组成部分,其动态性能和可靠性影响着生产过程的稳定性及安全性。以往大多数研究只考虑了流固耦合的影响,却忽视调节阀和输流管道之间的相互作用,无法揭示输流管道-调节阀耦合系统振动的机理和规律。本文以复杂输流管道-调节阀为研究对象,分析了复杂输流管道-调节阀系统动力学响应。首先,建立考虑气室薄膜压力、流体不平衡力、摩擦力及弹簧恢复力的阀芯-阀杆非线性动力学模型。采用龙格库塔数值计算方法,分析了阀芯在不同工况参数下的非线性振动响应,给出了阀芯振动随调节阀两端压差、阀芯开度变化的分岔图,揭示了阀芯振动由倍周期分岔到混沌的过程;同时,表明阀芯小开度下与阀座底部发生碰撞的条件不仅取决于阀芯开度的大小,且与调节阀两端压差的大小有关。其次,基于14方程的输流管道流固耦合物理模型,针对直管、弯管及分支管道,并考虑异面管道之间的坐标变换、多跨管道的弹性支撑问题,提出了完整的具有空间异面构型、多跨弹性/刚性支撑、串-并联混合的复杂输流管道传递矩阵建模方法;用传递矩阵法和有限元软件仿真,对不同的输流管道模型进行固有特性分析,两种方法的结果相对误差在10%以内,表明...
【文章来源】：西安理工大学陕西省
【文章页数】：90 页
【学位级别】：硕士
【部分图文】：
薄膜单座式调节阀运行原理简图
西安理工大学硕士学位论文8图2-2简化的阀芯-阀杆动力学模型Fig.2-2Simplifiedspool-stemdynamicsmodel当流体流过调节阀时，阀芯-阀杆系统沿轴线方向主要有4种作用力，分别是：因薄膜气室大小改变产生的气动控制力controlF、阀芯上受到流体作用产生的不平衡力lF、阀杆与填料之间的摩擦阻力frictionF、阀杆上弹簧产生的弹性恢复力kF，忽略阀芯重力的影响[48]。其动力学模型表达为：ledaiafrictioni)()(FFAPPFxxkxm（2-1）其中，m、k分别为阀芯-阀杆系统等效质量和等效刚度；)(ikxxkF为弹簧恢复力，ix为阀芯初始稳态位移；daiacontrol)(APPF为气动控制力，aiP为阀芯在ix状态下气动薄膜执行机构气室压力，由下式（2-2）计算；eF为对应ix的阀芯所受初始稳态流体不平衡力；frictionF为阀杆与填料之间的摩擦，各力的具体推导及表示如下。2.2.1气动控制力的计算如图2-1所示薄膜执行机构，在一盘形腔室内设有一薄膜，当薄膜上、下两侧压差发生变化时，原作用于膜片上的气动控制力、弹簧力和阀杆不平衡力之间的平衡被破坏，此时，气室产生推力controlF，其大小等于气室压力aP与薄膜面积dA的乘积。根据文献[49]气室压力aP与阀芯-阀杆位移x具有如下非线性关系：VxAVxAxxPPPPdacadacaoacacamax)(（2-2）式中：aP——气室压力（Pa）acP——气室全闭状态下的气室压力（Pa）；aoP——气室全关状态下的气室压力（Pa）；x——阀芯-阀杆任意时刻位移（m）maxx——阀芯最大行程（m）；ax——阀芯目标开度（m）；acV——气室关闭时的气室体积（m3）dA——气室薄膜面积（m2）；
西安理工大学硕士学位论文122.3.2调节阀阀芯-阀杆的复杂振动特性阀芯-阀杆在流体不平衡力、气室薄膜压力等力的作用下会发生振动，在小目标开度时，会出现阀芯振动的幅值超过阀芯目标开度的情况，如图2-3所示，是在不考虑阀芯小开度时，阀芯与阀座底部发生碰撞的阀芯无量纲位移时间历程图。由于阀芯位移无量纲化后不能简洁明了地反映出实际物理坐标下的含义，此处结合表2-1所示的参数给出1y与实际物理位移x之间的比例常数0.9749，因此，图2-3~2-5中所示的图例均为物理坐标。从图2-3中可以看出，阀芯振动的无量纲位移出现了负值，表明在小开度时阀芯振动幅值超过了阀芯给定的目标开度，与阀座底部发生碰撞。图2-3阀芯小目标开度时阀芯无量纲位移时间历程图Fig.2-3Dimensionlessdisplacementtimehistoryofspoolwhenthespoolhassmalltargetopening碰撞是高度非线性的，且当调节阀受到非线性因素影响时，其振动特性更为复杂。本文所研究的调节阀阀芯开度的取值范围为0~25mm，调节阀两端压差取值范围为0~2MPa。在分析不同工况时的阀芯振动特性之前，首先要判断出与阀座底部发生碰撞的阀芯目标开度的极值，因此，首先分析了阀芯在小开度时不同压差下的时间历程图，如图2-4、图2-5所示。图2-4、图2-5中为阀芯开度在1mm、2mm时不同压差下的时间历程图，子图为各自的局部放大图。从图2-4中可以看出，阀芯开度在1mm，调节阀两端压差在0.1~2MPa变化时，其阀芯的无量纲位移始终出现了负值，表明阀芯始终会与阀座底部发生碰撞；而在图2-5中阀芯开度2mm时，从时间历程图中可以看出，随着调节阀两端压差逐渐增大，阀芯振动幅值从一开始会超过阀芯目标开度与阀座底部发生碰撞，逐渐到振动幅值小于阀芯目标开度，其振动不会与阀座底部发生碰撞。结果表明：阀芯开度
【参考文献】：
期刊论文
[1]高压降迷宫套筒组合调节阀涡激振动仿真研究[J]. 李树勋,张万年,王伟波,徐晓刚,朱禄. 振动与冲击. 2020(03)
[2]基于流体动力学的控制阀振动分析及方案优化[J]. 王彬,苏福理,梅红刚. 通用机械. 2020(Z1)
[3]控制阀-输流管道系统传递矩阵建模与分析[J]. 徐丽,王雯,傅卫平,李景伦,钟琼,张博. 机械科学与技术. 2020(01)
[4]基于CFD技术的三通调节阀内部流动性能研究[J]. 靳淑军,李忠,章茂森. 阀门. 2019(04)
[5]调节阀及其流通能力的研究[J]. 李青. 机械工程与自动化. 2019(04)
[6]调节阀常见故障分析与处理[J]. 陈希,王媛,王庆程,朱国安. 中国仪器仪表. 2019(07)
[7]基于ANSYS Workbench的液压管道流固耦合振动分析[J]. 夏永胜,张成龙. 流体传动与控制. 2017(03)
[8]不同曲率情况下的液压管道流固耦合特性仿真研究[J]. 周知进,何星,戴哲冰. 振动与冲击. 2017(05)
[9]船用海水调节阀声学性能的仿真预测与试验研究[J]. 周爱民,段晨,余涛,周苏明,李树勋. 流体机械. 2017(01)
[10]阀门故障诊断技术综述[J]. 陈林,王兴松,张逸芳,黄高杨. 流体机械. 2015(09)
博士论文
[1]输流管及管阵流致振动响应及稳定性研究[D]. 李云东.西南交通大学 2016
[2]管路系统流固耦合动力学计算及特性分析[D]. 李帅军.哈尔滨工程大学 2015
[3]考虑流固耦合的管路系统振动噪声及特性研究[D]. 李艳华.哈尔滨工程大学 2011
硕士论文
[1]非线性调节阀输流管道系统的分析与控制研究[D]. 刘雪健.西安理工大学 2019
[2]工业控制阀振荡因素研究[D]. 李梦强.浙江工业大学 2019
[3]调节阀—输流管道系统传递矩阵建模与非线性动力学分析[D]. 王笑嫣.西安理工大学 2018
[4]高压降迷宫套筒组合调节阀瞬态流场及涡激振动模拟研究[D]. 王伟波.兰州理工大学 2018
[5]高速高压液压管路流固耦合振动14-方程摩擦项修正[D]. 郭猛.燕山大学 2018
[6]飞机液压管路系统振动传递路径及规律研究[D]. 丁旭.燕山大学 2017
[7]静压耦合式离合器的原理及其溢流阀的振动问题研究[D]. 李帅.西南石油大学 2016
[8]复杂空间管道系统动力特性分析与实验验证[D]. 杨飞益.南京航空航天大学 2012
[9]气动阀门定位器控制系统的研究[D]. 曹长刚.南昌大学 2010
[10]充液管道振动特性分析及其减振控制[D]. 金长明.上海交通大学 2010
本文编号：3092937
【文章来源】：西安理工大学陕西省
【文章页数】：90 页
【学位级别】：硕士
【部分图文】：
薄膜单座式调节阀运行原理简图
西安理工大学硕士学位论文8图2-2简化的阀芯-阀杆动力学模型Fig.2-2Simplifiedspool-stemdynamicsmodel当流体流过调节阀时，阀芯-阀杆系统沿轴线方向主要有4种作用力，分别是：因薄膜气室大小改变产生的气动控制力controlF、阀芯上受到流体作用产生的不平衡力lF、阀杆与填料之间的摩擦阻力frictionF、阀杆上弹簧产生的弹性恢复力kF，忽略阀芯重力的影响[48]。其动力学模型表达为：ledaiafrictioni)()(FFAPPFxxkxm（2-1）其中，m、k分别为阀芯-阀杆系统等效质量和等效刚度；)(ikxxkF为弹簧恢复力，ix为阀芯初始稳态位移；daiacontrol)(APPF为气动控制力，aiP为阀芯在ix状态下气动薄膜执行机构气室压力，由下式（2-2）计算；eF为对应ix的阀芯所受初始稳态流体不平衡力；frictionF为阀杆与填料之间的摩擦，各力的具体推导及表示如下。2.2.1气动控制力的计算如图2-1所示薄膜执行机构，在一盘形腔室内设有一薄膜，当薄膜上、下两侧压差发生变化时，原作用于膜片上的气动控制力、弹簧力和阀杆不平衡力之间的平衡被破坏，此时，气室产生推力controlF，其大小等于气室压力aP与薄膜面积dA的乘积。根据文献[49]气室压力aP与阀芯-阀杆位移x具有如下非线性关系：VxAVxAxxPPPPdacadacaoacacamax)(（2-2）式中：aP——气室压力（Pa）acP——气室全闭状态下的气室压力（Pa）；aoP——气室全关状态下的气室压力（Pa）；x——阀芯-阀杆任意时刻位移（m）maxx——阀芯最大行程（m）；ax——阀芯目标开度（m）；acV——气室关闭时的气室体积（m3）dA——气室薄膜面积（m2）；
西安理工大学硕士学位论文122.3.2调节阀阀芯-阀杆的复杂振动特性阀芯-阀杆在流体不平衡力、气室薄膜压力等力的作用下会发生振动，在小目标开度时，会出现阀芯振动的幅值超过阀芯目标开度的情况，如图2-3所示，是在不考虑阀芯小开度时，阀芯与阀座底部发生碰撞的阀芯无量纲位移时间历程图。由于阀芯位移无量纲化后不能简洁明了地反映出实际物理坐标下的含义，此处结合表2-1所示的参数给出1y与实际物理位移x之间的比例常数0.9749，因此，图2-3~2-5中所示的图例均为物理坐标。从图2-3中可以看出，阀芯振动的无量纲位移出现了负值，表明在小开度时阀芯振动幅值超过了阀芯给定的目标开度，与阀座底部发生碰撞。图2-3阀芯小目标开度时阀芯无量纲位移时间历程图Fig.2-3Dimensionlessdisplacementtimehistoryofspoolwhenthespoolhassmalltargetopening碰撞是高度非线性的，且当调节阀受到非线性因素影响时，其振动特性更为复杂。本文所研究的调节阀阀芯开度的取值范围为0~25mm，调节阀两端压差取值范围为0~2MPa。在分析不同工况时的阀芯振动特性之前，首先要判断出与阀座底部发生碰撞的阀芯目标开度的极值，因此，首先分析了阀芯在小开度时不同压差下的时间历程图，如图2-4、图2-5所示。图2-4、图2-5中为阀芯开度在1mm、2mm时不同压差下的时间历程图，子图为各自的局部放大图。从图2-4中可以看出，阀芯开度在1mm，调节阀两端压差在0.1~2MPa变化时，其阀芯的无量纲位移始终出现了负值，表明阀芯始终会与阀座底部发生碰撞；而在图2-5中阀芯开度2mm时，从时间历程图中可以看出，随着调节阀两端压差逐渐增大，阀芯振动幅值从一开始会超过阀芯目标开度与阀座底部发生碰撞，逐渐到振动幅值小于阀芯目标开度，其振动不会与阀座底部发生碰撞。结果表明：阀芯开度
【参考文献】：
期刊论文
[1]高压降迷宫套筒组合调节阀涡激振动仿真研究[J]. 李树勋,张万年,王伟波,徐晓刚,朱禄. 振动与冲击. 2020(03)
[2]基于流体动力学的控制阀振动分析及方案优化[J]. 王彬,苏福理,梅红刚. 通用机械. 2020(Z1)
[3]控制阀-输流管道系统传递矩阵建模与分析[J]. 徐丽,王雯,傅卫平,李景伦,钟琼,张博. 机械科学与技术. 2020(01)
[4]基于CFD技术的三通调节阀内部流动性能研究[J]. 靳淑军,李忠,章茂森. 阀门. 2019(04)
[5]调节阀及其流通能力的研究[J]. 李青. 机械工程与自动化. 2019(04)
[6]调节阀常见故障分析与处理[J]. 陈希,王媛,王庆程,朱国安. 中国仪器仪表. 2019(07)
[7]基于ANSYS Workbench的液压管道流固耦合振动分析[J]. 夏永胜,张成龙. 流体传动与控制. 2017(03)
[8]不同曲率情况下的液压管道流固耦合特性仿真研究[J]. 周知进,何星,戴哲冰. 振动与冲击. 2017(05)
[9]船用海水调节阀声学性能的仿真预测与试验研究[J]. 周爱民,段晨,余涛,周苏明,李树勋. 流体机械. 2017(01)
[10]阀门故障诊断技术综述[J]. 陈林,王兴松,张逸芳,黄高杨. 流体机械. 2015(09)
博士论文
[1]输流管及管阵流致振动响应及稳定性研究[D]. 李云东.西南交通大学 2016
[2]管路系统流固耦合动力学计算及特性分析[D]. 李帅军.哈尔滨工程大学 2015
[3]考虑流固耦合的管路系统振动噪声及特性研究[D]. 李艳华.哈尔滨工程大学 2011
硕士论文
[1]非线性调节阀输流管道系统的分析与控制研究[D]. 刘雪健.西安理工大学 2019
[2]工业控制阀振荡因素研究[D]. 李梦强.浙江工业大学 2019
[3]调节阀—输流管道系统传递矩阵建模与非线性动力学分析[D]. 王笑嫣.西安理工大学 2018
[4]高压降迷宫套筒组合调节阀瞬态流场及涡激振动模拟研究[D]. 王伟波.兰州理工大学 2018
[5]高速高压液压管路流固耦合振动14-方程摩擦项修正[D]. 郭猛.燕山大学 2018
[6]飞机液压管路系统振动传递路径及规律研究[D]. 丁旭.燕山大学 2017
[7]静压耦合式离合器的原理及其溢流阀的振动问题研究[D]. 李帅.西南石油大学 2016
[8]复杂空间管道系统动力特性分析与实验验证[D]. 杨飞益.南京航空航天大学 2012
[9]气动阀门定位器控制系统的研究[D]. 曹长刚.南昌大学 2010
[10]充液管道振动特性分析及其减振控制[D]. 金长明.上海交通大学 2010
本文编号：3092937
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