針對電站水輪機蝶閥的加強筋板開裂問題，提出了筋板補強方案，利用ANSYS有限元軟件，分別對補強前后蝶板結構的振動特性進行了計算和比較。研究結果顯示，補強后蝶板結構的各階固有頻率值有了不同程度的提高，而蝶板結構的振型在第4階后也出現(xiàn)了較大差異的變化，然而這并不能避免卡門渦的出現(xiàn)。通過對蝶板修型，大幅度的提高了蝶板結構的卡門渦頻，以此可以避免卡門渦的產生。

1、概述

　　在大型水力設備中，蝶閥得到廣泛的應用。長期以來，對蝶閥過多關注的是其強度問題，而振動特性方面的研究常常被忽視。本文以電站水輪機蝶閥的蝶板結構為研究對象，通過ANSYS有限元軟件，對出現(xiàn)故障蝶板結構的振動特性進行了分析。

2、問題分析

　　某電站水輪機的蝶閥，在蝶板結構40mm厚的加強筋板與上下蓋板交接處出現(xiàn)了開裂(圖1，圖中補強位置為筋板開裂位置)，裂紋長為500mm。根據裂紋出現(xiàn)的位置及尺寸，在裂紋出現(xiàn)的位置進行了補強處理，即在裂紋處筋板焊接四塊補強板，補強板的添加不僅可以降低開裂位置的應力，也將對蝶板結構的振動特性產生影響。研究結果顯示，真空技術網(http://bjjyhsfdc.com/)認為裂紋的出現(xiàn)并非是強度不夠造成的(此處的應力遠低于許用應力)，裂紋的形成與振動特性卡門渦頻振動有關。

(a)原結構 (b)補強結構

圖1 蝶板FEM模型

3、振動特性

3.1、計算模型及邊界條件

　　在計算蝶板結構振動特性時，選取整個蝶板結構為計算模型。全部采用實體六面體Solid95單元劃分網格。根據蝶板結構實際的受力狀態(tài)，對邊界條件做了修正。即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。

3.2、振動差異

　　表1給出了蝶板結構補強前后的20階固有頻率。從表中數(shù)據可知，補強后固有頻率的值有了不同程度的提高(除第1階外)。顯然，補強后蝶板結構的剛度得到了一定程度的提高。圖2～8給出了補強前后蝶閥結構的振型。從圖中不難得出，補強前后的蝶閥振型前3階振型基本相同，而從第4階以后，結構的振型出現(xiàn)了明顯的差異。

表1 蝶板結構自振頻率 Hz

(a)原結構 (b)補強結構

圖2 蝶板結構第1階振型

(a)原結構 (b)補強結構

圖3 蝶板結構第2階振型

(a)原結構 (b)補強結構

圖4 蝶板結構第3階振型

(a)原結構 (b)補強結構

圖5 蝶板結構第4階振型

(a)原結構 (b)補強結構

圖6 蝶板結構第5階振型

(a)原結構 (b)補強結構

圖7 蝶板結構第6階振型

4、分析

　　以第3階振型為例，這階振型引起了90mm蝶板的振動。對于90mm厚的蝶板，其卡門渦頻率Fk為

　　式中 Fk———卡門渦頻率，Hz

　　St———斯特羅哈數(shù)

　　V———絕對流速，m/s

　　T———出水邊厚度，mm

　　卡門渦頻率是蝶板在水中的振動頻率，而有限元模擬的是在空氣中的振動，因此需要乘以一個系數(shù)，一般取0.7～0.8。因此蝶板的水中振動頻率為84.2×0.7=58.9Hz，此頻率與卡門渦頻率非常接近，因此這個固有頻率值會造成蝶板出現(xiàn)卡門渦。卡門渦誘發(fā)蝶閥的共振，導致加強筋板與蝶板銜接處的開裂。采取補強措施后，蝶板振動的頻率值為85.8Hz，其水中振動頻率為60.1Hz，這與卡門渦頻率也非常接近，補強板的添加不能避免卡門渦的產生。因此對蝶板結構做了修型處理(圖9)。

(a)原結構 (b)補強結構

圖8 蝶板結構第7階振型

　　蝶板修型后，出水邊厚度變?yōu)?.02mm，其卡門渦頻率為117.3Hz。顯然蝶板結構修型后有效的避免了卡門渦的出現(xiàn)。在流速不變的情況下，通過降低流體在出水邊的分離厚度，可以大幅度提高渦列的振動頻率，并有效減少高能量漩渦的產生。

(a)修型前(b)修形后

圖9 蝶板結構改進

5、結語

　　有限元計算分析表明，筋板的補強雖然不同程度的提高了結構的固有頻率值，而且改變了結構從第4階以后的振型，但無法避免卡門渦的產生。而對結構的修型，改變結構原本對稱的結構，可以避免卡門渦的產生。卡門渦振動會造成脫流旋渦渦列，渦列與蝶板產生共振時可引起激烈振動，并可誘發(fā)蝶板結構產生裂紋。鑒于電站蝶閥的實際情況，建議采用蝶板改型的方法避免卡門渦的產生。