混流式水轮机进水管蝶阀活门裂纹分析

李建伟钟 苏王治国庞立军贾 伟

(1.哈尔滨大电机研究所强度与振动研究室,黑龙江哈尔滨 150040;2.水力发电设备国家重点实验室,黑龙江哈尔滨 150040)

混流式水轮机进水管蝶阀活门裂纹分析

李建伟1,2,钟 苏1,王治国1,庞立军1,贾 伟1

(1.哈尔滨大电机研究所强度与振动研究室,黑龙江哈尔滨 150040;2.水力发电设备国家重点实验室,黑龙江哈尔滨 150040)

为探讨某电站水轮机进水管蝶阀活门筋板开裂的原因,利用ANSYS有限元软件,分别对蝶阀活门的强度及振动特性进行计算和分析。强度分析结果显示40 mm筋板位置的应力水平很低,筋板的开裂并非是应力过高造成的;蝶阀活门、筋板及盖板的模态分析表明,蝶阀活门的40 mm筋板及90mm盖板出现了卡门涡。结合有限元分析结果,对电站蝶阀活门进行现场结构模态测试,测试结果与计算结果吻合。分析结果表明,该电站蝶阀活门出现的裂纹是由卡门涡引起的。

蝶阀活门;水轮机结构裂纹;卡门涡;结构强度

蝶阀活门不仅结构简单、体积小、质量轻、安装尺寸小,而且驱动力矩小,操作简单、迅速,还具有良好的流量调节功能和关闭密封性能,因此被广泛应用在大型水电设备中[1-8]。蝶阀活门处于完全开启位置时,蝶板厚度是造成流体流经阀体唯一的阻力来源,因此阀门所产生的压力降很小,故具有较好的流量控制特性[3]。

近日,良好运行13 a的某混流式水轮机的蝶阀活门40 mm筋板与90 mm上盖板交接处出现了开裂,裂纹长达400 mm,由于发现及时,未给电站造成严重损失或人员伤亡。该电站水轮机单机装机容量为220 MW,在100～160 MW负荷区振动剧烈。裂纹出现的位置及蝶阀活门结构如图1所示。

结构产生裂纹或者断裂一般是由局部高应力或者强烈振动引起的。国内早期的电站设计在很长一段时间里过多关注的是高应力区域,而忽略了强烈振动对结构引起的损害,特别是没有考虑卡门涡对结构造成的影响。然而卡门涡引起的结构振动却是不容忽视的[9]。本文以电站水轮机进水管蝶阀活门为研究对象,针对蝶阀活门出现的长裂纹问题,通过ANSYS有限元软件,分析蝶阀活门筋板出现裂纹的原因,阐述出水边形状对结构有效避免由于水力激振或涡列振动诱发结构共振的意义。

1 强度分析

取蝶阀活门的1/2作为分析对象,采用实体六面体Solid95单元划分网格。根据活门实际的受力状态,对结构的边界条件进行以下修正:轴头与轴瓦接触的180°范围内简支,在轴端约束轴的转动,对称面节点约束按对称条件处理。

本次计算主要分析蝶阀活门关闭工况2.0 MPa压力下及打压工况2.7 MPa压力下的应力分布。2种工况下的应力分布如图2所示。由于关注的对象是活门筋板,因此隐藏了枢轴段的应力分布。蝶阀活门材料为20Si-Mn,其在关闭工况和打压工况下材料的许用应力分别为183.4MPa、371.3MPa。由图2可知,整个结构的应力水平低于许用应力。特别地,结构局部应力最大位置并非在40 mm筋板上,40 mm筋板的应力水平很低,蝶阀活门关闭工况下40 mm筋板的最大应力为82.5 MPa,打压工况下该处的应力为111.4 MPa,远低于许用应力,而且最大应力的位置并非裂纹发生的位置。以上分析表明,电站蝶阀活门40 mm筋板的裂纹不是强度问题引起的。

2 振动特性分析

在计算蝶阀活门自振频率时,选取整个结构为计算模型。施加的边界条件为:在轴头与阀体支承处与阀体接触处简支,约束轴端一个端面的所有自由度。图3和图4是活门第3阶和第14阶振型,这2阶振型分别引起了90 mm盖板及40 mm筋板的振动。第3阶振型对应的频率为73.6 Hz,第14阶振型对应的频率为136.2 Hz。

卡门涡频率Fk计算公式为

式中:V——额定出力下的绝对流速;Sr——斯特罗哈数;T1——40 mm筋板出水边厚度。

由式(1)可计算得40 mm筋板及90 mm盖板的卡门涡频率Fk分别为117.2 Hz和58.62 Hz。

流体流过固体结构物,在结构物尾部产生交替脱流,形成卡门涡,卡门涡可诱发结构振动,活门结构有限元分析没有考虑水体对结构的附加质量影响,在水中,通常需要乘以一个下降系数k(一般取k=0.7～0.8,这里取0.8)。因此90 mm盖板的水中振动频率为58.9 Hz,40 mm筋板的振动频率为109 Hz,这2阶频率与卡门涡频率相当接近。盖板的弯曲振动使40 mm筋板根部承受交变拉压应力,而蝶阀活门在这种交变载荷下运行,长期损伤累积导致疲劳破坏。

3 试验及结果分析

针对电站40 mm筋板的开裂,采用锤击法对蝶阀活门的40 mm筋板及90 mm盖板进行了固有频率振动测试。在筋板及盖板上分别布置16个测点。采用单点激励、多点拾取的测试方法[10-15]。用加速度传感器测量其衰减信号,对力信号及响应信号进行傅立叶变换,通过计算传递函数获得蝶阀活门筋板及盖板的固有频率。试验设备采用美国PCB公司生产的力锤和308B加速度传感器,分析仪采用LDS信号分析仪。

图5和图6分别给出了40 mm筋板和90 mm盖板的振动测试傅立叶变换后的频谱曲线。表1则是对16个测点分析得到的筋板及盖板的固有频率及振型。40 mm筋板出现了155 Hz的固有频率(计算值为156.0 Hz),振型为整体扭曲;90 mm盖板出现了86 Hz的固有频率(计算值为84.2 Hz),振型为整体弯曲。测试结果与有限元计算结果吻合。这2个固有频率值会造成40mm筋板及90mm盖板出现卡门涡。卡门涡诱发蝶阀活门的共振[9-11],最终导致40 mm筋板开裂。因此,需要对90 mm盖板和40 mm筋板修型。两板件的修型方案如图7所示。

修型后,90 mm盖板出水边厚度从0.04 mm减小到0.02 mm(其卡门涡频率为117.3 Hz),而40 mm筋板的出水边厚度从0.02 mm减小到0.01 mm(其卡门涡频率变为234.6 Hz)。在流速不变的情况下,通过降低流体在出水边的分离厚度可以大幅度提高卡门涡激励频率,有效减少高能量漩涡的产生。因此,通过对蝶阀活门盖板及筋板的出水边采取修型方案,在出水边进行光滑过渡打磨,用减小分离厚度的方法来提高卡门涡激励频率,从而降低卡门涡扰动强度[3]。

4 结 语

基于有限元分析和试验结果的讨论,研究了某电站水轮机进水管蝶阀活门结构裂纹产生的原因。有限元分析结果与试验结果一致,认为蝶阀活门钢板裂纹的产生是由卡门涡振动引起的,并非结构的强度不够。蝶阀活门钢板尾部卡门涡频率与结构自振频率接近或一致时可能引起结构的激烈振动,加速结构破坏,产生裂纹。避免过流部件自振频率与卡门涡频率接近或一致是必要的。因此,对结构出水边修型,降低卡门涡扰动强度,提高扰动频率,是降低活门破坏几率、延长活门使用寿命的有效措施。

[1]石娟,梁鹏飞,姚征,等.偏心蝶阀水力特性的数值模拟与分析[J].阀门,2004(5):10-13.(SHI Juan,LIANG Pengfei, YAO Zheng,et al.Numerical simulation and analysis for hydraulic characteristics of eccentric butterfly valves[J].Valve,2004 (5):10-13.(in Chinese))

[2]庞立军,钟苏,卜良峰,等.混流式水轮机异常噪声现场试验分析[J].振动与冲击,2012,31(14):39-42.(PANG Lijun, ZHONG Su,BU Liangfeng,et al.Analysis of abnormal noise of francis turbine by scene test[J].Journal of Vibration and Shock,2012,31(14):39-42.(in Chinese))

[3]徐淳.蝶阀参数化设计系统开发及优化设计[D].沈阳:东北大学,2009.

[4]诸葛伟林,刘光临,蒋劲,等.蝶阀三维分离流动的数值模拟研究[J].流体机械,2003,31(6):14-16.(ZHUGE Weilin,LIU Guanglin,JIANG Jin,et al.Numerical investigation on 3-D separate flow of butterfly valve[J].Fluid Machinery,2003,31(6): 14-16.(in Chinese))

[5]杜兆年,吴健.三偏心蝶阀的动水力矩计算[J].甘肃工业大学学报,2003,29(4):70-73.(DU Zhaonian,WU Jian.Evaluation of hydro-dynamic moment on tri-eccentric butterfly valve[J].Journal of Gansu University of Technology,2003,29 (4):70-73.(in Chinese))

[6]肖宁.蝶阀设计与选用[J].阀门,2005(5):39-41.(XIAO Ning.Approach to the designing and choosing of butterfly valves [J].Valve,2005(5):39-41.(in Chinese))

[7]杨宇茂.水轮机进水蝶阀双密封结构分析[J].阀门,2009(3):44-45.(YANG Yumao.Structure analysis of dual-sealed turbine inlet butterfly valve[J].Valve,2009(3):44-45.(in Chinese))

[8]李正,高洪军.出口伊朗大型水轮机蝶阀的结构分析[J].大电机技术,2003(5):36-39.(LI Zheng,GAO Hongjun.Structure analysis of large turbine butterfly valve exported to Iran[J].Large Electric Machine and Hydraulic Turbine,2003(5): 36-39.(in Chinese))

[9]钟苏.关于水轮机抗振与防裂纹设计的建议[J].水力发电,2005(2):54-57.(ZHONG Su.Suggestion on the design of the anti-vibration and crack-proof of turbine[J].Water Power,2005(2):54-57.(in Chinese))

[10]田树棠,沙莉,苑连军.公伯峡水电站稳定性的优化措施[J].大电机技术,2003(2):49-53.(TIAN Shutang,SHA Li, YUAN Lianjun.Optimization measures of operating sealing for Gongboxia water power station[J].Large Electric Machine and Hydraulic Turbine,2003(2):49-53.(in Chinese))

[11]张东辉,周颖,练继建.一种水电厂房振动模态参数识别方法[J].振动与冲击,2007,26(5):115-118.(ZHANG Donghui, ZHOU Ying,LIAN Jijian.A method based on ARMA model for modal parameter identification of a power station[J].Journal of Vibration and Shock,2007,26(5):115-118.(in Chinese))

[12]RAO P S.A exact load flow method including second order teams in rectangular coordinates[J].IEEE Trans,1982:97-101.

[13]刘玉良,龙绍飞.衍射时差检测技术在瀑布沟水电站水轮机蜗壳焊缝检测中的应用[J].水利水电科技进展,2011,31 (增刊2):25-26.(LIU Yuliang,LONG Shaofei.Application of time of flight diffraction technique to test of weld joint of spiral case of water turbine at Pubugou Hydropower Station[J].Advance in Science and Technology of Water Resources,2011,31 (Sup2):25-26.(in Chinese))

[14]吕中亮,杨昌棋,安培文,等.多点激励模态参数识别方法研究进展[J].振动与冲击,2011,30(1):197-203.(LYU Zhongliang,YANG Changqi,AN Peiwen,et al.Progress on model parameter indentification with multiple-excitation[J].Journal of Vibration and shock,2011,30(1):197-203.(in Chinese))

[15]NETO A D A,SALTARA F.Study of stay vanes vortex-induced vibrations with different trailing-edge profiles using CFD[J].International Journal of Fluid Machinery and Systems,2009,2(4):363-374.

Analysis of cracks in butterfly valve of Francis turbine

LI Jianwei1,2,ZHONG Su1,WANG Zhiguo1,PANG Lijun1,JIA Wei1
(1.Strength and Vibration Research Department,Harbin Institute of Large Electrical Machinery, Harbin 150040,China; 2.State Key Laboratory of Hydropower Equipment,Harbin Institute of Large Electrical Machinery, Harbin 150040,China)

In order to explore the causes of the butterfly valve rib plate cracking of a turbine at a hydropower station,we calculated and anlayzed the strength and the vibration properties of the butterfly valve using the finite element software ANSYS.The strength analysis results show that the stress level of a 40-mm rib plate is very low.Obviously,high stress is not the reason for rib plate cracking.The results of modeling analysis show that the Karman vortices occurred at a 40-mm rib plate and a 90-mm cover plate.Referring to the results of FEM analysis, we conducted a site test for the butterfly valve at the hydropower station.The experimental results agreed with the calculated results.Hence,the cracks in the butterfly valve were caused by the Karman vortices.

butterfly valve;turbine structural crack;Karman vortices;structural strength

TK730

:A

:1000-1980(2014)05-0451-04

10.3876/j.issn.1000-1980.2014.05.014

2013-06 07

“十二五”国家科技支撑计划(2012BAF12B16-1)

李建伟(1983—),男,河南兰考人,工程师,博士,主要从事水轮机结构强度计算及振动测试、无损检测等研究。E-mail: lijianwei27@163.com