王海民， 孔祥帥， 劉 歡(上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093)

蝶閥是流體輸送管路系統(tǒng)中重要的開關元件，由于其結構簡單，流動阻力小，因而得到了廣泛應用。蝶板在蝶閥中起到開關和密封作用，在工作參數(shù)不高的條件下，由于密封面結構不合理或者壓力邊界破壞造成的內(nèi)泄漏是最常見的問題[1]。為了克服這些問題,蝶閥的結構經(jīng)歷了中線蝶閥、單偏心蝶閥、雙偏心蝶閥的發(fā)展過程。在一些嚴苛工況下，三偏心結構蝶閥逐漸得到應用[2]。

三偏心蝶閥結構如圖1所示，三偏心蝶閥中最重要的結構是三偏心蝶板，三偏心蝶板在結構上存在著三個偏心位置，第一個偏心是指蝶板的回轉中心相對于蝶板中心在蝶板的軸向上存在著偏心距b，第二個偏心是指蝶板的回轉中心相對于蝶板的中心徑向上存在偏心距a，第三個偏心是指蝶板錐面軸線與閥體通道軸線形成的偏心角β[3]。三偏心結構蝶閥的密封面為斜置錐面， 蝶板與閥座的密封面均為連續(xù)完整封閉的空間曲面，蝶板和閥座密封副的密封比壓大于必須密封比壓，這能保證蝶閥主密封副在360°圓周上達到密封要求。在最小壓力角大于由密封材料所決定的摩擦角的條件下，就會杜絕兩者之間相互夾持卡塞的現(xiàn)象。

當?shù)y處于全開狀態(tài)時，流體流經(jīng)蝶板時產(chǎn)生渦的脫落，渦的脫落會撞擊蝶板使其產(chǎn)生振動，特別是在輸運高溫高壓蒸汽時，這種振動會對三偏心蝶板結構產(chǎn)生破壞，尤其是卡門渦的脫落頻率與蝶板形成共振時，對三偏心蝶板的結構影響會更大[4]。因此對三偏心蝶閥的振動特性進行研究。由于蝶閥中的蝶板和閥桿是通過螺栓固定成為一個整體，因此把蝶板和閥桿作為一個整體進行研究。

圖1 三偏心蝶閥結構示意圖

本文的研究對象三偏心蝶閥是用于高溫高壓蒸汽管道中，其工作壓力為4.2 MPa，工作溫度為255 ℃。本文首先利用有限元分析方法，研究蝶板和閥桿的各階振動特性，然后利用試驗方法測試三偏心蝶板和閥桿的固有頻率，并將前面得到的兩種結果與卡門渦街的脫落頻率進行對比[5]，驗證三偏心蝶板和閥桿結構的合理性。

1 振動特性的數(shù)值模擬

1.1 建立三維模型

對蝶閥中蝶板和閥桿進行數(shù)值模擬，需要建立準確可靠的實體模型，這是應用有限元進行結構力學仿真的前提。其主要結構尺寸如圖2中(a)所示，本文選擇專業(yè)的三維建模軟件UG來建立蝶板和閥桿的三維模型，如圖2中(b)所示，材料為WC9高溫碳鋼。

1.2 構建網(wǎng)格

總體來講，ANSYS的網(wǎng)格劃分有兩種：自由網(wǎng)格劃分(Free Meshing)和映射網(wǎng)格劃分(Mapped Meshing)。

自由網(wǎng)格劃分主要用于劃分邊界形狀不規(guī)則的區(qū)域，它所生成的網(wǎng)格相互之間是呈不規(guī)則排列的。對于復雜形狀的邊界常常選擇自由網(wǎng)格劃分。自由網(wǎng)格對于單元形狀沒有限制，也沒有特別的應用模式。缺點是分析精度往往不夠高[6]。

映射網(wǎng)格的特點是具有規(guī)則的形狀，并且明顯的成行排列。

一般來說映射網(wǎng)格往往比自由網(wǎng)格劃分得到的結果要更加精確，而且在求解時對CPL和內(nèi)存的需求也相對要低些。如果用戶希望用映射網(wǎng)格劃分模型，創(chuàng)建模型的幾何結構必須由一系列規(guī)則的體或面組成，這樣才能應用于映射網(wǎng)格劃分。ANSYS支持的單元網(wǎng)格類型，見表1。

(a) 主要結構尺寸圖

(b) 三維模型圖

Fig.2 Two-dimensional structure and the tri-dimensional calculation model of the three-eccentric butterfly valve disc and valve rod

表1 ANSYS支持的單元形狀與網(wǎng)格

由于蝶板是不規(guī)則的形狀，所以選用自由網(wǎng)格進行劃分，將建立的三維模型導入ANSYS軟件中，選取整個蝶板和閥桿結構為計算模型，對蝶板進行模態(tài)分析，蝶板的材料性能常數(shù)為：彈性模量E=2.06 GPa，泊松比v=0.27，密度ρ=7.85×103kg/m3，全部采用實體的六面體Solid95單元劃分網(wǎng)格。得到如圖3所示的網(wǎng)格圖形。

1.3 蝶閥的蝶板和閥桿的約束方式

由于蝶板在蝶閥工作方式時是處于快速打開和快速關閉，在快速打開和快速關閉過程中，蝶板和閥桿所受到的約束會有所不同，進而影響數(shù)值模擬過程中計算所得到的固有頻率的大小[7]，然而，在實際的工程項目中，需要的是在蝶閥處于標準工作狀態(tài)下蝶板和閥桿的固有頻率(蝶板與中心軸成180°即平行狀態(tài))，在三維模型時，蝶板和閥桿被建立為一個整體，因此在運用ANSYS進行數(shù)值模擬計算的過程中[8]，主要限制閥桿的上下移動和以其中心軸旋轉蝶板這兩個自由度，來實現(xiàn)對蝶板和閥桿的外在約束，從而得到標準工作狀態(tài)下蝶板和閥桿的固有頻率。

圖3 三維計算網(wǎng)格圖

1.4 蝶閥蝶板和閥桿的固有頻率和諧響應分析

運用ANSYS軟件對計算模型進行數(shù)值模擬計算，得到的蝶板和閥桿的固有頻率第1階到第10階的計算結果，其中前6階的振型如圖4～圖9所示。

Fig.4 The first order vibration mode of the butterfly disc and valve rod structure

Fig.5 The second order vibration mode of the butterfly disc and valve rod structure

蝶板和閥桿的彎曲變形分別會發(fā)生在軸向方向和徑向方向，由圖4～圖9可知，蝶板和閥桿不僅在軸向方向上發(fā)生了彎曲變形，也在徑向方向上發(fā)生彎曲變形。由圖4和圖5，我們可以清晰地看到，此時蝶板和閥桿僅在軸向方向上發(fā)生彎曲變形，由表2知，其所對應的固有頻率分布在1 000～1 300 Hz之間，而由圖6和圖7可知，蝶板閥桿僅在徑向方向上發(fā)生彎曲變形，由表2可知，其固有頻率分布在1 300～1 700 Hz之間，圖8和圖9可以看到，蝶板和閥桿不僅在軸向而且還在徑向均發(fā)生了彎曲變形，即扭曲變形[9]，此時的固有頻率較大，結合此三種蝶板和閥桿的彎曲變形，不難發(fā)現(xiàn)，在徑向方向上蝶板和閥桿的彎曲變形所對應的固有頻率大于其在軸向方向上，且振動形式隨著振動模態(tài)階數(shù)越高，也變得越復雜，為了得到哪種變形在蝶板和閥桿的振動中占主導地位，對此蝶板和閥桿施加一個正弦變化的激勵力[10]，運用ANSYS模擬計算，在不同大小的激勵力條件下，前六階所對應的固有頻率中，哪一階固有頻率使蝶板和閥桿消耗的能量較大。參考表2中計算結果，在此，激勵力大小設置在0～2 000 Hz，子步數(shù)為10，利用ANSYS對蝶板進行諧響應分析。

圖6 蝶板和閥桿結構第3階振型

Fig.6 The third order vibration mode of the butterfly disc and valve rod structure

Fig.7 The forth order vibration mode of the butterfly disc and valve rod structure

Fig.8 The fifth order vibration mode of the butterfly disc and valve rod structure

Fig.9 The sixth order vibration mode of the butterfly disc and valve rod structure

表2 三偏心蝶板和閥桿的固有頻率特性

通過ANSYS計算得出的結果如圖10所示。

圖10 三偏心蝶板和閥桿諧響應分析曲線圖

Fig.10 Harmonic response analysis graph of the tri-eccentric butterfly disc and valve rod

由圖10可知，蝶板和閥桿消耗的能量隨激勵力的大小在一定范圍內(nèi)增大，一定范圍內(nèi)減小，中間出現(xiàn)四次峰值，分別對應的激勵力大小為300 Hz,1 100 Hz,1 200 Hz和1 700 Hz，且當施加激勵力的頻率大小為1 200 Hz左右時，此時蝶板和閥桿的振幅達到最大為0.009 mm，結合上述可知，蝶板和閥桿在此激勵力條件下發(fā)生了軸向彎曲變形，此時所對應的蝶板和閥桿振動模態(tài)處于第一階和第二階之間，因此可以得出軸向方向上的彎曲變形在蝶板和閥桿振動中占主導地位。

2 固有頻率測試

在上述過程中，通過ANSYS軟件計算了蝶板和閥桿的振動模態(tài)并對其進行了諧響應分析，得出三偏心蝶板和閥桿起主導作用的振動模態(tài)下的固有頻率，但由于此兩種方式自身的局限性，因此，需要另外通過實驗的方法，測試蝶板和閥桿自身的固有頻率，具體方法如下。

2.1 測試對象

測試對象所采用的三偏心蝶板和閥桿與計算模型一致，蝶板和閥桿的材質是WC9的高溫碳鋼。根據(jù)實際應用和數(shù)值模擬所采用的約束方式，將其按照如圖11所示的方式對閥桿進行約束，閥桿通過4個螺栓固定蝶板。通過錘擊法，根據(jù)錘擊力的不同，測試蝶板和閥桿的固有頻率。

測試時，首先將加速度傳感器通過其自身的磁性吸附在蝶板上，然后連接至數(shù)據(jù)采集卡；力錘的一端連接在數(shù)據(jù)采集卡上，另一端敲擊蝶板。利用錘擊法時，采用橡膠頭力錘，單點錘擊，錘擊方向垂直于錘擊點處的蝶板面。每次錘擊測試，系統(tǒng)默認一定的測試時長(即反應時間)，在該時間段內(nèi)，力錘不可以再次錘擊，否則會造成測試失敗。因此錘擊速度要快，力錘接觸蝶板面的時間要短。理論上選擇蝶板面上的任意點錘擊均不會影響測試效果[11]，為了更加符合實際情況，將錘擊點選在蝶板的前邊緣處，此錘擊點與上述諧響應分析的施力點在同一位置，相同的施力點可以更好的對上述結果進行驗證[12]。測試結果如下。

圖11 通過對閥桿上端進行下壓和加緊來固定閥桿

Fig.11 Through the stem top down and stepped up to a fixed stem and butterfly disc

2.2 數(shù)據(jù)處理

將振動分析的測試數(shù)據(jù)導入到Signalpad軟件進行處理，數(shù)據(jù)擬合后得到的固有頻率的曲線圖,如圖12所示。

圖12 蝶板和閥桿固有頻率曲線圖

從圖12中可以看出，圖中出現(xiàn)4次波峰，4次波峰對應的頻率分別為1 280 Hz，2 200 Hz，2 800 Hz，3 500 Hz。從表2中的得出，小于2 093 Hz是對蝶板和閥桿的頻率研究的主要范圍。大于2 093 Hz的頻率屬于高階頻率，對蝶板振動影響不大，不在研究范圍之內(nèi)。由圖12可以得出，在0～2 093 Hz范圍內(nèi)，當錘擊力頻率在1 280 Hz時，蝶板振動的振幅達到為0.012 mm，此時蝶板的固有頻率與橡膠頭力錘錘擊的頻率發(fā)生共振從而蝶板和閥桿消耗的能量達到最高，因此，蝶板和閥桿的固有頻率等于此時橡膠頭力錘錘擊力的振動頻率，為1 280 Hz，此值接近于上述運用ANSYS模擬計算的方法所得出的頻率1 300 Hz。

3 卡門渦脫落頻率的計算和分析

由于三偏心蝶閥在高溫高壓的苛刻工況下工作[13]，高溫高壓蒸汽繞過三偏心蝶板時，在三偏心蝶板的尾部左右兩側產(chǎn)生成對的、交替排列的、旋轉方向相反的反向漩渦，此渦即為卡門渦，而在三偏心蝶閥結構設計過程中，為了有效的防止當高溫高壓蒸汽繞流三偏心蝶板后產(chǎn)生的卡門渦的脫落頻率與蝶板的固有頻率較接近時共振現(xiàn)象的發(fā)生，需要得到此卡門渦的脫落頻率，在這里，根據(jù)卡門渦脫落頻率的經(jīng)驗計算公式[14]計算出其脫落頻率Fk，具體方法如下。

對于50 mm厚的蝶板，根據(jù)經(jīng)驗公式[1]可以計算出其卡門渦的脫落頻率Fk為

(1)

式中:Fk為卡門渦的脫落頻率(Hz);St為斯特羅哈數(shù);v為流經(jīng)蝶板的水流流速(m/s);T為出水邊厚度(m)。

根據(jù)以上的經(jīng)驗公式，代入數(shù)據(jù)可以得出卡門渦的脫落頻率為308 Hz，綜上所述，蝶板和閥桿的固有頻率接近于1 300 Hz，因此可以得出，當高溫高壓蒸汽繞流三偏心蝶板后產(chǎn)生的卡門渦不會和蝶板發(fā)生共振現(xiàn)象。

4 結果的對比分析

通過以上針對三偏心蝶板和卡門渦進行的數(shù)值模擬計算，試驗測試和理論計算，對其結果進行探討和分析，以此更深入的了解三偏心蝶板和閥桿的振動特性。

4.1 三偏心蝶板和閥桿數(shù)值模擬計算和試驗測試的對比分析

對比圖11和圖12可知，兩張圖中曲線的最高點對應的頻率分別為1 200 Hz和1 280 Hz。但是在峰值前后兩張圖的曲線走勢差別比較大，出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因是多方面的，其中一個最重要的因素是對三偏心蝶板和閥桿施加激勵力時施加點的位置不同;圖11中的曲線是在理想的情況下，根據(jù)蝶板在蝶閥中實際的受力情況，進行簡化處理，將激勵力施加在蝶板的實際受力點(即三偏心蝶板的后邊緣處)，由于軟件的局限性，軟件的程序中對蝶板振動的影響因素與現(xiàn)實相比就會減少很多，施加的激勵力對于蝶板在軸向方向的振動就更加具有針對性，所以就會出現(xiàn)一個相對明顯的峰值。圖12是在有限的試驗條件下對蝶板和閥桿進行的試驗測試，其一由于試驗條件和人工施力誤差；其二由于錘擊點的方向的偏差，錘擊力會被分解成軸向和徑向方向，或更多的方向，會引起更多振型的共振。以上兩點原因導致圖12曲線出現(xiàn)了更多的峰值?？傮w來講，對于本文需要的蝶板和閥桿固有頻率的結果影響不大。

4.2 卡門渦的脫落對蝶板振動的影響

由第3節(jié)可知蝶板和閥桿的固有頻率基本是卡門渦脫落頻率的4倍，因此兩者不會發(fā)生共振。但是三偏心蝶板工作時，卡門渦會持續(xù)的脫落，卡門渦產(chǎn)生回旋時會對蝶板形成撞擊，同時在蝶板后邊緣處出現(xiàn)前后壓差，這種壓力差會使蝶板在閥體軸向方向產(chǎn)生擠壓，這種對蝶板長時間的撞擊和擠壓會使蝶板在關閉狀態(tài)時密封性變差，以此對三偏心蝶板的改進提供依據(jù)和參考。

5 結 論

本文研究對象三偏心蝶閥是用于高溫高壓蒸汽的流道中，運用ANSYS數(shù)值模擬和試驗的方法，得出三偏心蝶板和閥桿的固有頻率，再根據(jù)卡門渦脫落頻率的經(jīng)驗計算公式計算卡門渦脫落頻率的大小，通過對比兩者之間的大小，從而得出以下結論：

(1) 由ANSYS數(shù)值模擬計算所得的三偏心蝶板和閥桿的固有頻率處于其一階和二階振動模態(tài)之間，且隨著振動模態(tài)階數(shù)的增大，三偏心蝶板的振動形式越復雜。

(2) 當高溫高壓蒸汽繞流三偏心蝶板的過程中，由于卡門渦的脫落頻率與三偏心蝶板和閥桿的固有頻率相差較大，因此在此過程中，兩者不會發(fā)生共振現(xiàn)象。

(3) 在三偏心蝶板和閥桿諧響應分析中，三偏心蝶板和閥桿在不同大小激勵力的作用下，分別在軸向方向上和徑向方向均發(fā)生不同程度的變形，但其在軸向方向上的彎曲變形在蝶板和閥桿振動中占主導地位。

(4) 實驗方法測得得三偏心蝶板和閥桿的固有頻率與ANSYS數(shù)值模擬所得的結果較接近，因此，在以后的研究過程中，可以采用ANSYS軟件的數(shù)值模擬的方法作為參考。

(5) 由振型圖可知，對三偏心蝶板和閥桿振動影響最大的就是三偏心蝶板和閥桿的彎曲變形，為此可以在三偏心蝶板和閥桿的兩面加上兩塊加強筋，使三偏心蝶板的固有頻率更加遠離共振頻率，依次來達到減振的目的，同時也避免共振對三偏心蝶板的結構和

蝶閥的密封性造成的不利影響。為三偏心蝶板進一步的動力學分析提供理論基礎。

[1] 任華. 三偏心蝶閥的發(fā)展及應用[J]. 內(nèi)蒙古石油化工, 2008, 34(3):51-51.

REN Hua. The development and application of triple eccentric butterfly valve[J].Inner Mongolia Petrochemical Industry,2008, 34(3):51-51.

[2] 吳健. 三偏心蝶閥的結構分析與動力學研究[D]. 蘭州：蘭州理工大學, 2003.

[3] 王建華. 三偏心蝶閥蝶板的應力分析[J]. 閥門, 2005(4):19-20.

WANG Jianhua. Stress analysis of triple eccentric butterfly valve disc[J].Valve,2005(4):19-20.

[4] 明友. 基于閥門仿真系統(tǒng)的三偏心蝶閥的結構及運動性能分析[D]. 蘭州：蘭州理工大學, 2006.

[5] 馬劍龍, 汪建文, 董波,等. 風力機風輪振動頻率及應力特性試驗研究[J]. 排灌機械工程學報, 2013, 31(11):980-986.

MA Jianlong,WANG Jianwen,DONG Bo,et al. Experimen on vibration frequency and stress characteristics of whell in wind turbine[J].Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering,2013, 31(11):980-986.

[6] 張建民, 王穩(wěn)祥. 振動頻率對飽和砂土動力特性的影響[J]. 巖土工程學報, 1990(1):89-97.

ZHANG Jianmin,WANG Wenxiang. The influence of vibration frequency of saturated sandy soil dynamic characteristics[J]. Journal of Geotechnical Engineering,1990(1):89-97.

[7] 李建偉, 肖良瑜, 龐立軍. 混流式水輪機蝶閥蝶板振動特性研究[J]. 閥門, 2013(6):15-17.

LI Jianwei,XIAO Liangyu,PANG Lijun.Study on the vibration properties of the butterfly valve disc for Francis turbine[J].Valve,2013(6):15-17.

[8] 劉昌領, 陳建義, 李清平,等. 基于ANSYS的六缸壓縮機曲軸模態(tài)分析及諧響應分析[J]. 流體機械, 2012, 40(8):17-21.

LIU Changling,CHEN Jianyi,LI Qingping,et al.Six cylinder compressor crankshaft based on ANSYS modal analysis and harmonic response analysi[J].Fluid Machinery,2012, 40(8):17-21.

[9] FRISWELL M I, MOTTERSHEAD J E. Finite element model updating in structural dynamics[M].Dordrecht:Kluwer,1995.

[10] 龐立軍, 呂桂萍, 鐘蘇,等. 水輪機固定導葉渦街模擬與振動分析[J]. 機械工程學報, 2011, 47(22):159-166.

PANG Lijun,Lü Guiping,ZHONG Su,et al.Vortex shedding simulaion and vibration analysis of stay vanes of hydraulic turbine[J] Journal of Mechanical Engineering, 2011, 47(22):159-166.

[11] 劉春時, 孫偉, 李小彭,等. 數(shù)控機床整機振動測試方法研究[J]. 中國工程機械學報, 2009, 7(3):330-335.

LIU Chunshi,SUN Wei,LI Xiaopeng,et al.Vibration testing method for CNC machines[J].Chinese Journal of Construction Machinery, 2009, 7(3):330-335.

[12] 官洪兒. 蝶閥與多板閥的內(nèi)部流場數(shù)值模擬及結構靜力分析[D]. 沈陽：東北大學, 2010.

[13] 梁賀志. 葉片尾部脫落旋渦頻率的計算[J]. 水利電力機械, 2007(12):61-63.

LIANG Hezhi.Calculation on the frequency of vortex of stem come off for the vane[J].Water Conservancy & Electric Power Machinery,2007(12):61-63.

[14] 閔強利. 低雷諾數(shù)卡門渦街數(shù)值模擬[J]. 四川兵工學報, 2009, 30(11):81-83.

MIN Qiangli. Numerical simulation of low Reynolds number karman vortex street[J].Journal of Sichuan Armaments Factories,2009, 30(11):81-83.