單座式調節閥閥芯-閥桿系統流固耦合振動(dòng)研究

　　針對單座式調節閥閥芯-閥桿系統的流固耦合振動(dòng)問(wèn)題,建立了考慮閥門(mén)定位器作用的系統動(dòng)態(tài)仿真模型,給出了求解閥芯-閥桿系統響應的預估-校正算法,利用ANSYS軟件對系統在固定開(kāi)度與變開(kāi)度情況和流開(kāi)型與流閉型情況下的振動(dòng)響應進(jìn)行了定性分析。研究表明:對于固定開(kāi)度,閥芯穩態(tài)位移偏移量以及流體力隨壓差增加以及開(kāi)度減小而增大,閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間隨壓差增加而縮短,而流開(kāi)型流向時(shí)閥芯位移響應幅度要大于流閉型流向。對于開(kāi)度減小情況,采用流閉型流向時(shí)閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間更短,且壓差越大,閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間越短,而流開(kāi)型流向時(shí)則相反;對于開(kāi)度增大情況,閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間和壓差之間的關(guān)系與開(kāi)度減小情況相反。

　　調節閥在水利、電站、化工、石油、冶金等過(guò)程控制系統中起著(zhù)重要作用，然而調節閥在某些工況下產(chǎn)生的振動(dòng)往往成為引起各種事故的主要原因，振動(dòng)嚴重時(shí)甚至影響系統安全平穩地運行。導致調節閥振動(dòng)的主要原因是閥體內部流體流動(dòng)的不穩定性，與流固耦合作用直接相關(guān)。

　　流固耦合導致的調節閥振動(dòng)可以分為兩種：一種是調節閥整體在管道上的振動(dòng);另一種是本文要研究的調節閥自身閥芯-閥桿系統振動(dòng)。國內外有關(guān)閥流固耦合振動(dòng)的研究較少，且大多偏重于在某些固定開(kāi)度、單一流向工況下分析閥體及流道內的瞬態(tài)流場(chǎng)及其與閥體或閥芯、閥桿的彈性振動(dòng)之間的流固耦合相互作用，例如分別對調節閥、電磁閥、截止閥、換向閥以及溢流閥等不同類(lèi)型的閥的動(dòng)態(tài)特性與流固耦合問(wèn)題進(jìn)行了仿真和試驗研究。

　　本文以某型號單座式調節閥為對象，研究調節閥閥芯-閥桿系統在流開(kāi)式與流閉式流向、固定開(kāi)度與變開(kāi)度工況時(shí)的流固耦合振動(dòng)問(wèn)題。通過(guò)建立考慮定位器作用的系統有限元流固耦合模型并進(jìn)行仿真，分析流開(kāi)型和流閉型調節閥閥芯-閥桿系統在固定開(kāi)度和變開(kāi)度條件下的動(dòng)態(tài)響應。

1、閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)模型

　　1.1、單座式調節閥結構

　　單座式調節閥整體結構如圖1所示，主要由執行機構和調節機構組成。執行機構將控制器輸出電流信號轉換為調節閥閥桿的直線(xiàn)位移;調節機構通過(guò)閥桿與執行機構相連，并將位移信號轉換為閥芯和閥座之間流通面積的變化，從而改變流經(jīng)閥體的流體運動(dòng)狀態(tài)。為了使閥芯和閥座之間的開(kāi)度穩定在某個(gè)特定位置以保證實(shí)現控制器所要求的目標狀態(tài)，調節閥設有閥門(mén)定位器附件，組成以閥桿實(shí)際位移為測量信號、以控制器電流輸出為設定信號的反饋控制系統。

圖1 單座式調節閥結構示意圖

1.彈簧2.膜片3.氣室4.位移刻度5.閥桿6.填料7.閥芯8.閥座9.閥體10.調節機構11.執行機構1.2 閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)模型

　　閥芯-閥桿系統是調節閥執行-調節機構的主體，主要包括薄膜膜片、推桿、彈簧、填料、閥桿、閥芯和閥座等，如圖1所示。

　　對于特定調節閥結構，其調節性能主要取決于閥芯-閥桿相對閥座的運動(dòng)。閥芯-閥桿與氣室彈簧、填料、流體等組成一個(gè)流固耦合動(dòng)力學(xué)系統。在建立閥芯-閥桿動(dòng)力學(xué)模型之前作如下假設：調節閥內部的流體(水)是不可壓縮的;在調節閥工作過(guò)程中，水沒(méi)有熱交換;閥桿與填料之間的摩擦力認為是一種粘性阻尼力;整個(gè)閥體為剛性體，忽略其彈性變形;閥芯-閥桿只沿軸線(xiàn)運動(dòng)，不考慮橫向運動(dòng);單座閥的執行機構為氣動(dòng)正作用執行機構。

　　根據以上假設以及單座閥的結構圖，可以將閥芯-閥桿系統簡(jiǎn)化為一個(gè)單自由度質(zhì)量-彈簧-阻尼系統，如圖2所示。閥芯位移坐標原點(diǎn)設在閥門(mén)全關(guān)的位置，取向上為正方向。

圖2 閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)模型

　　根據圖2所示，單座閥閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)方程為

　(1) 式中

　　———閥芯t時(shí)刻的位移、速度及加速度

　　m———閥芯-閥桿系統的總質(zhì)量

　　k———彈簧剛度系數

　　c———等效粘性阻尼系數

　　Fc(t)———執行機構作用在閥芯上的控制力

　　Fl(t)———流體不平衡力

　　g———重力加速度

　　式(1)中流體不平衡力Fl(t)(以下簡(jiǎn)稱(chēng)流體力)是指行程調節機構中流體作用在閥芯上的軸向合力，其大小與調節閥兩端的壓差、閥芯大小和形狀、調節閥類(lèi)型、閥上游壓力、流體流向及流體物理特性等因素有關(guān)。對于流開(kāi)式流向(圖1中流體從左側流入，右側流出)，流體力為

　(2)

　　式中 p1———閥前壓力 p2———閥后壓力

　　Δp———前后壓差 ds———閥芯直徑

　　dz———閥桿直徑

　　對于流閉式流向(圖1中流體從右側流入，左側流出)，流體力為

　(3)

　　對于動(dòng)態(tài)問(wèn)題，無(wú)論流開(kāi)式還是流閉式流向，閥芯受到的實(shí)際流體力Fl(t)由閥芯上下分布的壓力(通過(guò)預估-校正有限元流固耦合計算)對閥芯表面面積積分求得。為了使求解過(guò)程簡(jiǎn)化，可以將流體力近似認為流體壓力在閥芯等效橫截面積上作用的結果。

　　式(1)中控制力Fc(t)是指執行機構作用在調節機構閥芯-閥桿系統上的軸向力，其大小與電-氣閥門(mén)定位器結構參數、控制器輸出電流信號產(chǎn)生的電磁力以及閥芯位移有關(guān)。閥門(mén)定位器是調節閥的主要附件。它將閥桿位移信號作為輸入的反饋測量信號，以控制器輸出信號作為設定信號，將二者進(jìn)行比較，當兩者有偏差時(shí)，改變其到執行機構的輸出信號，使執行機構動(dòng)作，從而建立了閥桿位移信號與控制器輸出信號之間的一一對應關(guān)系，即

　(4)

　　式中 p、q、T———與定位器結構性能有關(guān)的參數

　　N(X0)———與指定目標位移X0成比例的電磁力

　　因此，調節閥閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)方程可寫(xiě)為

　(5)

2、閥芯-閥桿系統流固耦合問(wèn)題求解

　　由于前面建立的調節閥閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)方程中的流體力Fl(t)無(wú)法用準確的解析表達式表示出來(lái)，需要通過(guò)有限元流固耦合方法計算得到。本文采用ANSYS12.0中的CFD模塊對調節閥內部流場(chǎng)進(jìn)行分析計算，首先建立內部流場(chǎng)的幾何模型，然后對不同工況下的調節閥流場(chǎng)進(jìn)行計算，求得流體力。調節閥內部流場(chǎng)幾何模型可以通過(guò)三維建模軟件SolidWorks來(lái)建立，計算流場(chǎng)時(shí)需要對ANSYS中的CFD模塊的流固耦合方法進(jìn)行改進(jìn)。

　　2.1、流固耦合分析典型步驟

　　通過(guò)ANSYS軟件物理環(huán)境方法對閥芯-閥桿系統進(jìn)行流固耦合分析。閥芯-閥桿會(huì )在流體力作用下發(fā)生位移，位移的大小將改變閥芯移動(dòng)壁面邊界，從而顯著(zhù)影響流場(chǎng)的形狀。流固耦合分析通過(guò)在結構分析中得到閥芯移動(dòng)壁面位移，用于流場(chǎng)分析。具體流固耦合分析的典型步驟如下：

　　(1)創(chuàng )建整個(gè)幾何模型：包括流體區域和調節閥閥體結構區域。

　　(2)創(chuàng )建流體物理環(huán)境：給流體區域賦予單元類(lèi)型，還要確定迭代次數，激活湍流模型，施加邊界條件。

　　(3)創(chuàng )建結構物理環(huán)境：清除在流體物理環(huán)境中設定的信息，準備定義結構物理環(huán)境。轉換單元類(lèi)型并設定單元選項，將流體區域單元設定為NULL，將結構區域賦予單元類(lèi)型，施加結構邊界條件，定義合適的載荷步和求解選項，然后寫(xiě)入結構物理環(huán)境文件。

　　(4)流體/結構求解循環(huán)：在本系統中，入口的速度作為總體收斂的準則。當兩次Flotran求解的入口速度差值足夠小時(shí)，求解結束。初始Flotran分析設置的迭代次數應當多一些，以利于較好地收斂。隨后的流體分析由于是在前一次流體分析基礎上重啟動(dòng)，因此，迭代次數可以少一些。結構分析同樣也需要重啟動(dòng)。對于非線(xiàn)性分析，節點(diǎn)必須在重啟動(dòng)以前恢復到初始位置。本文計算一共執行了5次耦合迭代，第1次Flotran分析共迭代100次，以得到較高的收斂精度，隨后的4次Flotran分析各迭代40次，即可滿(mǎn)足精度要求。一共迭代260次，取前250次數據即前0.25s的位移響應。

　　2.2、閥芯-閥桿系統流固耦合模型預估-校正求解算法

　　由于調節閥閥芯與流場(chǎng)接觸面為移動(dòng)壁面，ANSYS軟件的典型流固耦合方法難以滿(mǎn)足計算要求，本文采用預估-校正算法[8]來(lái)解決這種情況下的流固耦合問(wèn)題。根據閥芯-閥桿系統動(dòng)力學(xué)方程(5)和預估-校正算法，可得出閥芯-閥桿系統的預測步和校正步計算表達式，分別為

　　預測步

　(6)

　(7)

　(8)

　　第r步校正步

　(9)

　(10)

　　2.3、閥芯-閥桿系統流固耦合有限元模型建立

　　2.3.1、調節閥內部流場(chǎng)幾何模型創(chuàng )建

　　調節閥的內部流場(chǎng)就是調節閥內部充滿(mǎn)流體后所占的空間。假設閥體、閥芯是剛體，流場(chǎng)的邊界是閥體、閥芯與流體的耦合面，閥體與流體之間的耦合面是不動(dòng)的，而閥芯與流體之間的耦合面是移動(dòng)的(包括固定開(kāi)度下的振動(dòng)和變開(kāi)度時(shí)的移動(dòng))。由于假設閥芯是剛體，所以在做流場(chǎng)分析時(shí)，需要將閥芯部分挖去，對于不同的開(kāi)度，只需要將對應閥芯位移的不同位置挖去即可，由于閥桿對流場(chǎng)的影響比較小，所以在建立的模型中忽略閥桿。調節閥的內部流場(chǎng)模型如圖3所示。

圖3 調節閥內部流場(chǎng)模型

　　2.3.2、網(wǎng)格劃分

　　本文采用自由網(wǎng)格劃分方法。在劃分網(wǎng)格之前首先要設置單元類(lèi)型，并為實(shí)體模型分配單元屬性，本文中的流場(chǎng)模型采用的是Fluid142單元。閥芯與流體之間的耦合面流場(chǎng)變化比較大，采用最大為0.002的網(wǎng)格劃分，而其他部位閥體與流體之間的耦合面，采用最大為0.004的網(wǎng)格劃分，根據劃分結果，共有單元102306個(gè)，節點(diǎn)20531個(gè)。網(wǎng)格劃分結果如圖4所示。

圖4 流場(chǎng)模型網(wǎng)格劃分

　　2.3.3、載荷施加

　　在網(wǎng)格劃分之后，要對模型施加載荷以及邊界條件，本文中對模型施加的具體條件如下：

　　(1)入口：定義壓力為0.2～2.1MPa。

　　(2)出口：定義壓力為0.1MPa。

　　(3)固定壁面條件：所有與閥體接觸的耦合面上流體流動(dòng)速度為零，相對位移為零，即除了進(jìn)出口端面和閥芯周?chē)�的耦合面外，其余邊界上速度和位移均為零�?/p>

　　(4)移動(dòng)壁面條件：與閥芯接觸的耦合面上的流體速度和位移應該與閥芯的運動(dòng)速度和位移一致，即當閥芯靜止時(shí)，耦合面上的流體速度和位移均為零;當閥芯運動(dòng)時(shí)，耦合面上每個(gè)節點(diǎn)的任何時(shí)刻的速度和位移大小都與閥芯上對應節點(diǎn)的速度和位移大小相同。由于本文只考慮閥芯軸向運動(dòng)，所以以上提到的位移和速度均指軸向位移和軸向速度，其余方向的位移和速度都為零。

　　(5)不考慮溫度變化，即不涉及熱交換。

3、閥芯-閥桿系統流固耦合動(dòng)態(tài)響應分析

　　通過(guò)求解閥芯-閥桿系統流固耦合模型，仿真計算調節閥在不同邊界條件下閥芯受到的動(dòng)態(tài)流體力以及閥芯-閥桿系統的動(dòng)態(tài)位移響應，分析定位器對調節閥閥芯振動(dòng)的影響，考察閥內介質(zhì)流向不同時(shí)，閥芯在固定開(kāi)度和變開(kāi)度的振動(dòng)情況，找出閥芯受到的動(dòng)態(tài)力與位移、壓差之間的關(guān)系。

　　3.1、閥門(mén)定位器對閥芯-閥桿系統動(dòng)態(tài)響應的影響

　　假設閥芯在目標位移15mm處，分別在進(jìn)出口壓差為0.1、0.5、1.0、2.0MPa下工作，介質(zhì)流向為流開(kāi)狀態(tài)，初始相對位移為-0.1mm，初始速度和加速度均為零，初始流體力為50N。分別對比分析帶有閥門(mén)定位器和沒(méi)有閥門(mén)定位器時(shí)閥芯-閥桿系統的閥芯位移和流體力響應，如圖5、6所示。

圖5 單座閥閥芯的振動(dòng)響應對比

(a)壓差0.1MPa(b)壓差0.5MPa(c)壓差1.0MPa(d)壓差2.0MPa

　　由圖5可得：帶有定位器比無(wú)定位器時(shí)閥芯振動(dòng)波動(dòng)小得多，而且趨近目標平衡位置的時(shí)間更短。在較大壓差(0.5～2.0MPa)下，無(wú)論是否帶有定位器，壓差越大，閥芯振動(dòng)偏離目標位置越遠，并且振幅越大，而帶有定位器的調節閥工作狀態(tài)更為穩定、精確。

　　由圖6可以看出：隨著(zhù)壓差增大，無(wú)定位器的閥芯受到的流體力波動(dòng)也隨之增大，而帶有定位器的閥芯受到的流體力變化則一直保持平穩，并且逐漸從小于前者的均值過(guò)渡到大于其均值。

圖6 單座閥閥芯受到的流體力對比

　　3.2、單座閥在固定開(kāi)度下的動(dòng)態(tài)特性分析

　　假設調節閥閥門(mén)全關(guān)位置為坐標原點(diǎn)，取向上為正方向，總行程為0(全關(guān)位置)～25mm(全開(kāi)位置)，進(jìn)出口壓差變化范圍為0.1～2.0MPa，介質(zhì)流向分別為流開(kāi)和流閉�？疾扉y芯在目標位移(指定開(kāi)度)作自由振動(dòng)時(shí)閥芯的振動(dòng)情況。

　　3.2.1、不同流向對單座閥動(dòng)態(tài)特性的影響

　　在某個(gè)目標位移下，閥芯在受到初始運動(dòng)條件的擾動(dòng)時(shí)，會(huì )在平衡位置作自由振動(dòng)。假設閥芯分別在不同目標位移(3、5、10、15、20、25mm)下和不同進(jìn)出口壓差(0.1、0.5、1.0、2.0MPa)下工作，初始相對位移為-0.1mm，初始速度和加速度均為0，不同工況下初始流體力不同，考慮定位器作用，得出介質(zhì)流向不同時(shí)單座閥閥芯的位移與閥芯受到的流體力隨時(shí)間變化歷程。圖7為某固定開(kāi)度(目標位移為10mm)時(shí)閥芯位移與閥芯所受流體力的時(shí)間響應歷程。圖8為位移、壓差與流體力的三維關(guān)系圖和二維關(guān)系圖(為便于比較，圖中流閉時(shí)的流體力均取正值表示)。

圖7 固定開(kāi)度不同壓差下的振動(dòng)響應

(a)位移響應(b)流體力響應

圖8 動(dòng)態(tài)流體力與位移、壓差之間的關(guān)系

(a)流開(kāi)狀態(tài)三維表示(b)流閉狀態(tài)三維表示(c)位移為參數(d)壓差為參數

　　由圖8可以看出：

　　(1)在不同的目標位移下，無(wú)論介質(zhì)流向為流開(kāi)或者流閉，流體力總是隨壓差增大而線(xiàn)性增長(cháng)。

　　(2)在不同的進(jìn)出口壓差下，無(wú)論介質(zhì)流向為流開(kāi)或者流閉，流體力隨著(zhù)位移的增大(開(kāi)度增大)而減小。

　　(3)在較小壓差(0.1MPa)下，流開(kāi)狀態(tài)下的流體力總是小于流閉狀態(tài)下的流體力;在較大壓差(0.5～2.0MPa)下，在閥門(mén)接近全開(kāi)和全關(guān)位置時(shí)，流開(kāi)狀態(tài)下的流體力小于流閉狀態(tài)下的流體力，而閥門(mén)在中間位置時(shí)，流開(kāi)狀態(tài)下的流體力大于流閉狀態(tài)下的流體力。

　　3.2.2、不同流向對閥芯位移偏移量的影響

　　閥芯在不同壓差下趨向目標開(kāi)度的過(guò)程中，實(shí)際工作開(kāi)度相對設置目標開(kāi)度對應的閥芯位移之間有一定的偏移量。根據不同壓差、位移下閥芯運動(dòng)仿真，可以得到不同介質(zhì)流向時(shí)閥芯偏移量與壓差、位移之間的關(guān)系，如圖9所示(為便于比較，圖中流閉時(shí)的偏移量均取正值表示)。

圖9 偏移量與壓差、位移之間的關(guān)系

(a)流開(kāi)狀態(tài)(b)流閉狀態(tài)

　　由圖9可以看出：

　　(1)在較小壓差(0.1MPa)下，流開(kāi)狀態(tài)下閥芯偏移量要比流閉狀態(tài)下的偏移量大;在較大壓差(0.5～2.0MPa)下，流閉狀態(tài)下的偏移量總體要比流開(kāi)狀態(tài)下的偏移量大;且各種工況下的偏移量都在允許的范圍(3%～5%)內，能夠滿(mǎn)足定位精度。

　　(2)在同一個(gè)目標位置處，壓差越大，偏移量越大。

　　(3)在同一壓差下，目標位移越大，偏移量越小。

　　3.3、單座閥在變開(kāi)度下的動(dòng)態(tài)特性分析

　　閥芯在受到流體力和控制力作用時(shí)，會(huì )從初始位置向目標位置運動(dòng)，并最終保持在目標位置附近作振動(dòng)。假設閥芯運動(dòng)過(guò)程為20～15mm(開(kāi)度變小)和5～10mm(開(kāi)度變大)，進(jìn)出口壓差分別為0.1、0.5、1.0、2.0MPa，初始相對位移為-0.1mm，初始速度和加速度均為0，不同工況下初始流體力不同，并考慮定位器作用，得出介質(zhì)流向不同時(shí)單座閥閥芯的位移與閥芯受到的流體力隨時(shí)間變化歷程，如圖10、11所示。

圖10 開(kāi)度為20～15mm時(shí)在不同壓差下的閥芯振動(dòng)位移和流體力

(a)位移響應(b)流體力響應

　　由圖10、11可以看出：

　　(1)閥芯位移從初始位置以振蕩衰減的方式到達目標位置，并在目標位置附近作自由振動(dòng)。

　　(2)閥芯在向下運動(dòng)減小開(kāi)度過(guò)程(20～15mm)中，采用流閉流向比采用流開(kāi)流向，閥芯到達目標位置所用時(shí)間更短;當介質(zhì)為流閉流向時(shí)，壓差越大，閥芯達到目標位置所用時(shí)間越短，而介質(zhì)為流開(kāi)流向時(shí)，壓差越大，閥芯達到目標位置所用時(shí)間越長(cháng)。

　　(3)閥芯在向上運動(dòng)增大開(kāi)度過(guò)程(5～10mm)中，采用流開(kāi)流向比采用流閉流向，閥芯到達目標位置所用時(shí)間更短;當介質(zhì)為流開(kāi)流向時(shí)，壓差越大，閥芯到達目標位置所用時(shí)間越短，而介質(zhì)為流閉流向時(shí)，壓差越大，閥芯達到目標位置所用時(shí)間越長(cháng)。

圖11 開(kāi)度為5～10mm時(shí)在不同壓差下的閥芯振動(dòng)位移和流體力

(a)位移響應(b)流體力響應

　　(4)閥芯在向下運動(dòng)(開(kāi)度減小)過(guò)程中，閥芯受到的流體力從初始位置以振蕩衰減的方式到達平衡位置，并在平衡位置附近振動(dòng)，且到達平衡位置所用時(shí)間與位移到達目標位置所用時(shí)間相同;介質(zhì)為流開(kāi)流向時(shí)，壓差越大，閥芯受到的流體力達到平衡位置所用時(shí)間越長(cháng);介質(zhì)為流閉流向時(shí)，壓差越大，閥芯受到的流體力達到平衡位置所用時(shí)間越短;總體上看，在同一壓差下，閥芯在流開(kāi)流向時(shí)受到的流體力要比流閉流向時(shí)受到的流體力大。

　　(5)調節閥在向上運動(dòng)(開(kāi)度增大)過(guò)程中，閥芯受到的流體力始終處于平衡位置附近，并且在同一壓差下，閥芯在流閉流向時(shí)受到的流體力比流開(kāi)流向時(shí)受到的流體力大。

4、結論

　　(1)建立了一個(gè)考慮定位器作用的調節閥閥芯-閥桿系統流固耦合動(dòng)力學(xué)模型，并利用ANSYS軟件對固定開(kāi)度和變開(kāi)度情況、流體流向為流開(kāi)和流閉情況進(jìn)行了動(dòng)態(tài)響應仿真分析。

　　(2)研究結果表明，閥門(mén)定位器具有減小閥芯位移振動(dòng)響應和閥芯位移偏移量的作用，選擇合適的定位器參數可以保證調節閥動(dòng)態(tài)性能處于良好狀態(tài)。對于固定開(kāi)度情況，無(wú)論流閉型還是流開(kāi)型流向，閥芯穩態(tài)位移偏移量以及流體力隨壓差增加和目標位移減小(開(kāi)度減小)而增大，閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間隨壓差增加而縮短，而流開(kāi)型流向時(shí)閥芯位移響應幅度要大于流閉型流向。對于開(kāi)度減小情況，采用流閉流向相對流開(kāi)流向時(shí)閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間更短，采用流閉流向時(shí)，壓差越大，閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間越短，而流開(kāi)流向時(shí)則相反;對于開(kāi)度增大情況，閥芯動(dòng)態(tài)位移過(guò)渡時(shí)間和壓差之間的關(guān)系與開(kāi)度減小情況相反。