卡門渦街引起蝴蝶閥振動的原因分析和處理

黃 飛

（中國水利水電第十六工程局有限公司機電制造安裝分公司，福建 福州 350019）

1 概述

津巴布韋卡里巴南岸擴建水電站位于津巴布韋和贊比亞交界的贊比西河上，中國電力建設集團公司作為EPC總承包商，負責該工程設計、采購和施工。擴建水電站總裝機容量為2×150 MW，每臺機組的蝸殼進口段均有1臺蝴蝶閥。

擴建水電站的第1臺機組蝴蝶閥未出現異常振動，而第2臺機組在啟動試運行試驗期間，發現蝴蝶閥區域（閥體、上游接管、下游接管、旁通管路、檢修平臺）出現異常振動，主要現象如下：機組負荷在135 MW以下時，蝴蝶閥區域無異常振動；當機組負荷在135～150 MW之間時，在蝴蝶閥區域出現異常振動，振幅和振動頻率隨著機組負荷的增加而增大，而水輪機運轉正常。

（1）水輪發電機的技術參數：

額定功率 150 MW

額定轉速 150 r/min

額定水頭 89 m

額定流量 188 m3/s

水輪機固定導葉 24個

水輪機活動導葉 24個

（2）蝴蝶閥的技術參數：

型號 PDF113-WY-578

公稱直徑 5 780 mm

設計壓力 1.6 MPa

最大靜水水頭 113.2 m

額定流量 188 m3/s

2 卡門渦街簡介

2.1 卡門渦街的定義

在一定條件下的定常來流繞過某些物體時，物體兩側會周期性地脫落出旋轉方向相反、并排列成有規則的雙列線渦，開始時，這兩列線渦分別保持自身的運動前進，接著它們互相干擾，互相吸引，而且干擾越來越大，形成非線性卡門渦街。出現卡門渦街時，流體對物體會產生一個周期性的交變橫向作用力，如果力的頻率與物體的固有頻率相接近,就會引起共振,甚至使物體損壞。

2.2 卡門渦街頻率

卡門渦街頻率的計算公式

式中：

f——卡門渦街頻率，Hz；

Sr——斯特勞哈爾數，常數；

v——脫流速度；

d——脫流厚度。

斯特勞哈爾數與雷諾數有關。當雷諾數為300～3×105時，Sr近似于常數值（0.21）；當雷諾數為 3×105～3×106時，有規則的渦街便不再存在；當雷諾數大于3×106時，卡門渦街又會自動出現，這時Sr約為0.27。

3 蝴蝶閥振動處理前數據測量

3.1 測量儀器的布置

為了分析蝴蝶閥振動原因，分別在以下部位布置測量儀器：

（1）蝴蝶閥上游側

在壓力鋼管頂部，距閥體1.5 m，各布置1個低頻振動傳感器、加速度傳感器、壓力脈動傳感器。

（2）蝴蝶閥下游側

在蝴蝶閥伸縮節頂部，距閥體1.5 m，各布置1個低頻振動傳感器、加速度傳感器、壓力脈動傳感器。

（3）機組側的壓力脈動

在蝸殼進口壓力、無葉區（活動導葉與轉輪間）和尾水錐管進口各安裝1個壓力脈動傳感器。

（4）蝴蝶閥區域

安裝1個噪聲傳感器。

（5）機組流量

機組流量測量采用機組的超聲波流量計。

（6）導葉開度

導葉開度測量采用調速器的位移傳感器。

（7）機組有功功率

機組有功功率采用調速器的有功功率變送器。

3.2 壓力脈動、振動、噪聲等數據測量

（1）壓力脈動的主頻，見表1。

（2）振動幅值，振動和噪聲的主頻，見表2。

表1 壓力脈動的主頻

表2 振動幅值，振動和噪聲的主頻

3.3 壓力脈動、振動、噪聲的測量數據分析

（1）機組額定轉速為150 r/min，轉頻為2.5 Hz。

（2）蝴蝶閥前、后的壓力脈動主頻。在75.42～119.52 MW的負荷段，壓力脈動主頻為0.52～ 0.68 Hz，可知由尾水渦帶頻率以及水力因素引起的低頻為主；在134.40～144.18 MW的負荷段，壓力脈動主頻為410.69～468.12 Hz；在150 MW負荷，蝴蝶閥后的壓力脈動主頻為36.42 Hz，與振動、振動加速度、噪聲的主頻保持一致。

（3）蝸殼進口、無葉區、尾水錐管壓力脈動主頻。在75.42～119.52 MW的負荷段，主頻為0.52～0.68 Hz，可知由尾水渦帶頻率以及水力因素引起的低頻為主；在134.40～150 MW的負荷段，蝸殼進口、無葉區、尾水錐管的壓力脈動主頻為2.5 Hz左右的轉頻或倍頻，并未出現其他異常頻率。

（4）蝴蝶閥前、后的振動。在139.53～150.01 MW負荷段，振動幅值出現異常增大，以36.42 Hz左右的頻率為主。

4 蝴蝶閥振動原因分析

4.1 蝴蝶閥固有頻率

蝴蝶閥制造廠家利用ANSYS軟件，對蝴蝶閥進行模態分析，在蝴蝶閥受到基礎螺栓、接力器、上游接管和下游接管的約束條件下，蝴蝶閥的七階固有頻率為36.7 Hz。

4.2 蝴蝶閥閥板的卡門渦街頻率計算

蝴蝶閥閥板截面圖見圖1。

圖1 蝴蝶閥閥板截面圖

雷諾數的計算公式

式中：

Re—— 雷諾數；

ρ—— 流體密度，水的密度為 1×103kg/m3；

v—— 流體流速，m/s；

d—— 脫流厚度，m；

μ—— 流體粘度，Pa·s；

V—— 流體運動粘度，水的運動粘度為1.01×10-6m2/s。

按表1測量數據，機組負荷超過135 MW的流量分別 156.2 m3/s 、162.17 m3/s、168.86 m3/s。按公式（2）計算雷諾數Re為 3.9×107～4.22×107，斯特勞哈爾數Sr近似于0.27；主板A的脫流厚度為115 mm，主板B的脫流厚度為120 mm，筋板A的脫流厚度為49.7 mm，筋板B的脫流厚度為32.6 mm，按公式（1）計算蝴蝶閥閥板的主板、筋板的卡門渦街頻率，通過計算，筋板A的卡門渦街頻率分別為36.7 Hz、38 Hz、39.7 Hz。

4.3 蝴蝶閥振動測量數據分析的結論

（1）通過對蝸殼進口段、無葉區、尾水錐管的壓力脈動幅值及主頻測量，可以確認蝴蝶閥振動與水輪機的固定導葉、活動導葉、轉輪沒有關系。

（2）通過蝴蝶閥前、后的壓力脈動幅值、壓力脈動主頻、振動幅值、振動主頻、噪聲主頻測量，在139.53～150.01 MW負荷段時，主頻在36.39～36.42 Hz范圍。

（3）通過計算蝴蝶閥閥板的卡門渦街頻率，在139.53～150.01 MW負荷段時（機組流量為156.2～168.86 m3/s），筋板 A 卡門渦街頻率范圍為36.7～39.7 Hz。

綜上所述，蝴蝶閥振動的原因是水流流過蝴蝶閥閥板，在閥板的筋板出水邊產生的卡門渦街頻率與蝴蝶閥固有頻率相近，而產生共振，具體表現為壓力脈動主頻、振動主頻、噪聲主頻為36.39～36.42 Hz，與蝴蝶閥固有頻率36.7 Hz相近。

5 蝴蝶閥閥板的修型

為了能夠消除蝴蝶閥振動，決定對閥板的筋板A和筋板B的出水邊進行打磨修型，使得卡門渦街頻率遠離蝴蝶閥固有頻率。閥板的筋板出水邊打磨前后的厚度，見表3。

表3 筋板出水邊打磨前后的厚度

6 閥板修型后的測量數據

閥板的筋板出水邊經過兩次修型后，消除了蝴蝶閥振動現象。

6.1 振動幅值和主頻測量數據

振動幅值和主頻測量數據，見表4。

表4 振動幅值和主頻

6.2 蝴蝶閥閥板處理后的測量數據分析

通過對閥板的筋板出水邊的修型打磨，改變了蝴蝶閥后的卡門渦街頻率，使得水力激振頻率遠離了蝴蝶閥固有頻率，蝴蝶閥振動幅值也降低了近20倍。

7 結束語

（1）利用卡門渦街原理，正確分析了蝴蝶閥振動的主要因素，并成功解決了卡門渦街產生的有害共振。

（2）通過對蝴蝶閥閥板的筋板出水邊進行修型，可以改變流體繞行閥板的卡門渦街頻率，使得水流流過蝴蝶閥后的水力激振頻率與蝴蝶閥固有頻率不發生耦合，消除了共振產生的必然條件。