液压启闭机-闸门系统流固耦合振动仿真分析

姚怀智 刘 放

西南交通大学机械工程学院 成都 610031

0 引言

在水电站进行排水或发电作业时，必须使用启闭机启闭闸门，而液压启闭机因其伸缩行程长，启闭力大，便于机电控制，在大型水电站应用广泛，是水电站闸门启闭的关键设备。其结构安全性、机构灵活性和系统稳定性等工作可靠性指标是实现闸门启闭的决定因素。

液压启闭机在实际运行中，会出现不明原因的间断振动，并伴随着噪声。振动的发生会使机器更容易疲劳，减少机器的使用寿命。因此，对液压启闭机振动机理进行研究，提出有效地减少振动的措施及方案，提高启闭设备的可靠性是十分必要的。

在以往的研究中，宁辰校等[1]定性的分析引起液压启闭机振动的原因，提出其振动来源来自机械系统与液压系统。崔柏昱等[2]指出液压缸是振动的来源。王朝平等[3]发现活塞杆的粗糙度偏小，机械所在地长期高温，且液压油的粘度偏低，液压缸活塞杆表面无法形成油膜而导致干摩擦会引起振动；李桑军等[4-6]指出了结构与流体的耦合作用对结构的动态特性有显著影响，高振海等[7]对大跨度上涌式弧形钢闸门及其液压启闭机的流激振动进行了研究，指出了启闭活塞杆对闸门振动有一定的抑制作用。前人在研究时，通过工程实际经验定性分析了液压振动的来源，流固耦合分析提高分析的准确性，为后人指引了方向，本文以某水电站实际液压启闭机-闸门系统为原型，建立其三维模型，定量分析在液压脉动作用和水流冲击叠加作用下，仿真实际开闭闸门工况，考虑水流与弧形闸门的流固耦合作用，采用Ansys软件计算分析闸门开启过程振动规律，为抑制液压启闭机-闸门系统振动提出相应的措施。

1 液压启闭机-闸门系统动力学建模

本文建模、计算和分析所采用的液压启闭机-闸门系统来自某水利工程，液压启闭机-闸门系统主要由液压缸总成、支座总成、闸门总成等组成。其中，液压缸下支座与支铰固定座固定在坝体上，闸门可以在固定滑道上做圆弧运动。

该工程校核洪水位海拔608 m，启闭机最大启闭力4 000 kN，额定流量89 L/min，液压缸工作行程为11.327 m，最大运行速度为0.7 m/s，弧形闸门半径14 m，闸门所用钢材为Q345B，密度为7 850 kg/m3，弹性模量为2.06×1011MPa，泊松比为0.3。

对液压启闭机进行振动仿真分析，如图1所示，首先使用Solidworks对液压启闭机进行三维建模。

图1 启闭机-闸门系统三维图

对启闭机进行振动分析，要充分对启闭机系统进行动力学分析，弧形闸门是连接液压缸与闸门总成的部件，且与外部受力联系最为紧密，如水流压力。液压缸活塞杆拉力直接作用在闸门面板上。因此，选取弧形闸门进行力学分析，闸门受力分析如图2所示。

图2 闸门受力分析

以闸门为研究对象，建立力学方程

式中：f为摩檫力，F为活塞杆拉力，G为闸门总成质量，P为水的压力，N为对闸门总成支反力，F1x、F1y为支反力，C为闸门总成质心，r为弧形闸门最大半径，θ1、θ2、θ3、P是关于时间的函数。

此力学问题为超静定问题，且系统状态一直在变化，可利用Ansys快速进行此类问题的动力学分析。

2 流固耦合振动仿真分析

2.1 流固耦合动力学建模

设流体为理想流体，由流体动力平衡方程，列出方程为

式中：p为流体动压力，u、v、w为水质点沿x、y、z方向的位移分量，ρ为流体的密度。

流体连续条件为

式中：K为流体压缩模量。

将式（6）带入式（5）得

在三维状态下，求解满足各种边界条件下的上述微分方程是十分困难的，用Galerkin离散化，得到流体的运动方程式为[8]

其中

式中：N为形状函数矢量，Ω为流体域体积，ρ为压力矢量，C为流体压缩波速度，Sr为无限远边界处的表面积，SF为自由表面处的表面积，SI为流固交界处的表面积，Λ为坐标变换矩阵，r为位移矢量，qo为输入激励矢量。

由固体结构运动方程

式中：r为位移矢量，Ms为结构质量矩阵，Cs为结构阻尼矩阵，Ks为结构的刚度矩阵，B为系数矩阵，p为压力矢量，f0为其他外界激励矢量。

对结构瞬态响应进行时域计算，将耦合流体运动方程式（8）与结构运动方程式（9）归并为0

由此时域积分计算最后得到结果。

2.2 启闭机-闸门系统流固耦合瞬态动力学分析

闸门在开启状态下，水流会从孔口泄出，并以一定的速度冲击闸门，这是引起系统振动的重要因数。本文以流固耦合与伯努利方程为理论基础，分析闸门在正常蓄水高度下，闸门不同开度条件下水压与流速的关系。坝体截面示意图如图3所示。

在不考虑水头损失的情况下，根据伯努利方程

该水利工程正常蓄水高度下，水平面高度为600 m，闸门底部距离水平面为99.5 m，孔口高度6.7 m。计算得到不同开度条件下，闸门口的水流速度。

图3 坝体截面图

本文主要对启闭机闸门开启1/10～9/10的状态进行瞬时动力学分析。将上述计算得到的水流速度与压力作为Fluent中水域进出口水流的初始条件，水流与闸门的交界面为边界条件，计算水流冲击闸门的动态效应，闸门开度为1/10时，流域内水流速度分析结果如图4所示。该开口尺寸下的流固交界面上水流速度越靠近闸门出口速度越大，闸门出口速度最大可达65.8 m/s。

图4 水域速度分析结果

将流体计算交界面上的压力作为载荷施加到瞬态动力学结构分析模块中闸门与水流的交界面上，实现流固耦合瞬态动力学分析，加载压力到图5所示耦合面，此状态下流固耦合面最大加载压力达到2 MPa。

图5 流固耦合压力加载

启闭机液压系统的脉动是引起整个系统振动的主要因素，通过实测数据，启闭机闸门在开启过程中，液压缸有杆腔与无杆腔的压力脉动呈正弦曲线，有杆腔平均压力为10.9 MPa，频率为180 Hz，波动幅值为0.5 MPa，无杆腔平均压力为1.17 MPa，频率为180 Hz，波动幅值为0.03 MPa，则有杆腔谐波激励为P（t）＝10.9+0.5 sin(1 131t)，无杆腔谐波激励为P（t）＝1.17+0.03sin(1 131t)。

在水流动态效应和液压脉动作用下，计算启闭机—闸门系统在液压脉动10个周期内总体位移-时间响应，瞬态动力学分析结果汇总如图6所示。

图6 开门过程位移-时间响应曲线

从流固耦合瞬态动力学的分析结果分析，在水流冲击和液压缸脉动压力的联合作用下，在闸门开始打开的时间段，闸门的振动位移最大，振动趋势也最明显，在开度为10%时，系统最大位移达到37 mm，在开度为90%时，最大位移只有5 mm，总体下降了86%。从理论分析来看，打开闸门的初始阶段，闸门口水流冲击速度最快，闸门受水流冲击的面积最大，闸门所受外力越大，振动响应越明显。由此看出，闸门由闭到开的初始阶段是系统最不稳定的时候，这与系统状态的突然变化是直接相关的。在上升途中，闸门受力面积逐渐减少，系统的整体振动响应也相应减小。

在液压启闭机开度为10%的基础上，研究液压脉动幅值对于系统振动的影响，在水流动态效应下，改变液压缸脉动压力幅值，将测得幅值，幅值减少1/2，与零幅值结果对比如图7所示。

由图7可知，液压脉动幅值越大，系统振动越剧烈，幅值减少50%，最大位移响应从37.4 mm下降到32.6 mm，减少了13%；在极限状态下，即不加液压脉动幅值，位移响应趋于恒定值，说明通过减小液压脉动幅值是减小系统振动的有效措施。

3 结语

分析启闭机振动时，采用了三维建模与有限元分析的方法，研究了在闸门不同开度下，闸门受水流冲击与液压泵液压脉动冲击下，液压启闭机的动态响应。根据流固耦合瞬态动力学的分析，得出结论：

1）液压启闭机-闸门系统在开启前后是响应最为剧烈的时刻，也是系统最易发生振动最剧烈的时刻，这与系统状态的突然变化是直接相关的。对于此种因素引起系统的响应过大，可以通过减慢启门速度，增加系统的反应时间来减小振动。

2）液压系统的脉动对于系统振动也有显著影响，在液压系统中增加主动滤波器，可有效减少谐波液压脉动幅值，进而抑制整体系统振动。