李建偉鐘 蘇王治國龐立軍賈 偉

(1.哈爾濱大電機(jī)研究所強(qiáng)度與振動研究室,黑龍江哈爾濱 150040;2.水力發(fā)電設(shè)備國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,黑龍江哈爾濱 150040)

混流式水輪機(jī)進(jìn)水管蝶閥活門裂紋分析

李建偉1,2,鐘 蘇1,王治國1,龐立軍1,賈 偉1

(1.哈爾濱大電機(jī)研究所強(qiáng)度與振動研究室,黑龍江哈爾濱 150040;2.水力發(fā)電設(shè)備國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,黑龍江哈爾濱 150040)

為探討某電站水輪機(jī)進(jìn)水管蝶閥活門筋板開裂的原因,利用ANSYS有限元軟件,分別對蝶閥活門的強(qiáng)度及振動特性進(jìn)行計算和分析。強(qiáng)度分析結(jié)果顯示40 mm筋板位置的應(yīng)力水平很低,筋板的開裂并非是應(yīng)力過高造成的;蝶閥活門、筋板及蓋板的模態(tài)分析表明,蝶閥活門的40 mm筋板及90mm蓋板出現(xiàn)了卡門渦。結(jié)合有限元分析結(jié)果,對電站蝶閥活門進(jìn)行現(xiàn)場結(jié)構(gòu)模態(tài)測試,測試結(jié)果與計算結(jié)果吻合。分析結(jié)果表明,該電站蝶閥活門出現(xiàn)的裂紋是由卡門渦引起的。

蝶閥活門;水輪機(jī)結(jié)構(gòu)裂紋;卡門渦;結(jié)構(gòu)強(qiáng)度

蝶閥活門不僅結(jié)構(gòu)簡單、體積小、質(zhì)量輕、安裝尺寸小,而且驅(qū)動力矩小,操作簡單、迅速,還具有良好的流量調(diào)節(jié)功能和關(guān)閉密封性能,因此被廣泛應(yīng)用在大型水電設(shè)備中[1-8]。蝶閥活門處于完全開啟位置時,蝶板厚度是造成流體流經(jīng)閥體唯一的阻力來源,因此閥門所產(chǎn)生的壓力降很小,故具有較好的流量控制特性[3]。

近日,良好運(yùn)行13 a的某混流式水輪機(jī)的蝶閥活門40 mm筋板與90 mm上蓋板交接處出現(xiàn)了開裂,裂紋長達(dá)400 mm,由于發(fā)現(xiàn)及時,未給電站造成嚴(yán)重?fù)p失或人員傷亡。該電站水輪機(jī)單機(jī)裝機(jī)容量為220 MW,在100～160 MW負(fù)荷區(qū)振動劇烈。裂紋出現(xiàn)的位置及蝶閥活門結(jié)構(gòu)如圖1所示。

結(jié)構(gòu)產(chǎn)生裂紋或者斷裂一般是由局部高應(yīng)力或者強(qiáng)烈振動引起的。國內(nèi)早期的電站設(shè)計在很長一段時間里過多關(guān)注的是高應(yīng)力區(qū)域,而忽略了強(qiáng)烈振動對結(jié)構(gòu)引起的損害,特別是沒有考慮卡門渦對結(jié)構(gòu)造成的影響。然而卡門渦引起的結(jié)構(gòu)振動卻是不容忽視的[9]。本文以電站水輪機(jī)進(jìn)水管蝶閥活門為研究對象,針對蝶閥活門出現(xiàn)的長裂紋問題,通過ANSYS有限元軟件,分析蝶閥活門筋板出現(xiàn)裂紋的原因,闡述出水邊形狀對結(jié)構(gòu)有效避免由于水力激振或渦列振動誘發(fā)結(jié)構(gòu)共振的意義。

1 強(qiáng)度分析

取蝶閥活門的1/2作為分析對象,采用實(shí)體六面體Solid95單元劃分網(wǎng)格。根據(jù)活門實(shí)際的受力狀態(tài),對結(jié)構(gòu)的邊界條件進(jìn)行以下修正:軸頭與軸瓦接觸的180°范圍內(nèi)簡支,在軸端約束軸的轉(zhuǎn)動,對稱面節(jié)點(diǎn)約束按對稱條件處理。

本次計算主要分析蝶閥活門關(guān)閉工況2.0 MPa壓力下及打壓工況2.7 MPa壓力下的應(yīng)力分布。2種工況下的應(yīng)力分布如圖2所示。由于關(guān)注的對象是活門筋板,因此隱藏了樞軸段的應(yīng)力分布。蝶閥活門材料為20Si-Mn,其在關(guān)閉工況和打壓工況下材料的許用應(yīng)力分別為183.4MPa、371.3MPa。由圖2可知,整個結(jié)構(gòu)的應(yīng)力水平低于許用應(yīng)力。特別地,結(jié)構(gòu)局部應(yīng)力最大位置并非在40 mm筋板上,40 mm筋板的應(yīng)力水平很低,蝶閥活門關(guān)閉工況下40 mm筋板的最大應(yīng)力為82.5 MPa,打壓工況下該處的應(yīng)力為111.4 MPa,遠(yuǎn)低于許用應(yīng)力,而且最大應(yīng)力的位置并非裂紋發(fā)生的位置。以上分析表明,電站蝶閥活門40 mm筋板的裂紋不是強(qiáng)度問題引起的。

2 振動特性分析

在計算蝶閥活門自振頻率時,選取整個結(jié)構(gòu)為計算模型。施加的邊界條件為:在軸頭與閥體支承處與閥體接觸處簡支,約束軸端一個端面的所有自由度。圖3和圖4是活門第3階和第14階振型,這2階振型分別引起了90 mm蓋板及40 mm筋板的振動。第3階振型對應(yīng)的頻率為73.6 Hz,第14階振型對應(yīng)的頻率為136.2 Hz。

卡門渦頻率Fk計算公式為

式中:V——額定出力下的絕對流速;Sr——斯特羅哈數(shù);T1——40 mm筋板出水邊厚度。

由式(1)可計算得40 mm筋板及90 mm蓋板的卡門渦頻率Fk分別為117.2 Hz和58.62 Hz。

流體流過固體結(jié)構(gòu)物,在結(jié)構(gòu)物尾部產(chǎn)生交替脫流,形成卡門渦,卡門渦可誘發(fā)結(jié)構(gòu)振動,活門結(jié)構(gòu)有限元分析沒有考慮水體對結(jié)構(gòu)的附加質(zhì)量影響,在水中,通常需要乘以一個下降系數(shù)k(一般取k=0.7～0.8,這里取0.8)。因此90 mm蓋板的水中振動頻率為58.9 Hz,40 mm筋板的振動頻率為109 Hz,這2階頻率與卡門渦頻率相當(dāng)接近。蓋板的彎曲振動使40 mm筋板根部承受交變拉壓應(yīng)力,而蝶閥活門在這種交變載荷下運(yùn)行,長期損傷累積導(dǎo)致疲勞破壞。

3 試驗(yàn)及結(jié)果分析

針對電站40 mm筋板的開裂,采用錘擊法對蝶閥活門的40 mm筋板及90 mm蓋板進(jìn)行了固有頻率振動測試。在筋板及蓋板上分別布置16個測點(diǎn)。采用單點(diǎn)激勵、多點(diǎn)拾取的測試方法[10-15]。用加速度傳感器測量其衰減信號,對力信號及響應(yīng)信號進(jìn)行傅立葉變換,通過計算傳遞函數(shù)獲得蝶閥活門筋板及蓋板的固有頻率。試驗(yàn)設(shè)備采用美國PCB公司生產(chǎn)的力錘和308B加速度傳感器,分析儀采用LDS信號分析儀。

圖5和圖6分別給出了40 mm筋板和90 mm蓋板的振動測試傅立葉變換后的頻譜曲線。表1則是對16個測點(diǎn)分析得到的筋板及蓋板的固有頻率及振型。40 mm筋板出現(xiàn)了155 Hz的固有頻率(計算值為156.0 Hz),振型為整體扭曲;90 mm蓋板出現(xiàn)了86 Hz的固有頻率(計算值為84.2 Hz),振型為整體彎曲。測試結(jié)果與有限元計算結(jié)果吻合。這2個固有頻率值會造成40mm筋板及90mm蓋板出現(xiàn)卡門渦?？ㄩT渦誘發(fā)蝶閥活門的共振[9-11],最終導(dǎo)致40 mm筋板開裂。因此,需要對90 mm蓋板和40 mm筋板修型。兩板件的修型方案如圖7所示。

修型后,90 mm蓋板出水邊厚度從0.04 mm減小到0.02 mm(其卡門渦頻率為117.3 Hz),而40 mm筋板的出水邊厚度從0.02 mm減小到0.01 mm(其卡門渦頻率變?yōu)?34.6 Hz)。在流速不變的情況下,通過降低流體在出水邊的分離厚度可以大幅度提高卡門渦激勵頻率,有效減少高能量漩渦的產(chǎn)生。因此,通過對蝶閥活門蓋板及筋板的出水邊采取修型方案,在出水邊進(jìn)行光滑過渡打磨,用減小分離厚度的方法來提高卡門渦激勵頻率,從而降低卡門渦擾動強(qiáng)度[3]。

4 結(jié) 語

基于有限元分析和試驗(yàn)結(jié)果的討論,研究了某電站水輪機(jī)進(jìn)水管蝶閥活門結(jié)構(gòu)裂紋產(chǎn)生的原因。有限元分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果一致,認(rèn)為蝶閥活門鋼板裂紋的產(chǎn)生是由卡門渦振動引起的,并非結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度不夠。蝶閥活門鋼板尾部卡門渦頻率與結(jié)構(gòu)自振頻率接近或一致時可能引起結(jié)構(gòu)的激烈振動,加速結(jié)構(gòu)破壞,產(chǎn)生裂紋。避免過流部件自振頻率與卡門渦頻率接近或一致是必要的。因此,對結(jié)構(gòu)出水邊修型,降低卡門渦擾動強(qiáng)度,提高擾動頻率,是降低活門破壞幾率、延長活門使用壽命的有效措施。

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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”國家科技支撐計劃(2012BAF12B16-1)

李建偉(1983—),男,河南蘭考人,工程師,博士,主要從事水輪機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算及振動測試、無損檢測等研究。E-mail: lijianwei27@163.com