卡门涡街引起蝴蝶阀振动的原因分析和处理

黄 飞

（中国水利水电第十六工程局有限公司机电制造安装分公司，福建 福州 350019）

1 概述

津巴布韦卡里巴南岸扩建水电站位于津巴布韦和赞比亚交界的赞比西河上，中国电力建设集团公司作为EPC总承包商，负责该工程设计、采购和施工。扩建水电站总装机容量为2×150 MW，每台机组的蜗壳进口段均有1台蝴蝶阀。

扩建水电站的第1台机组蝴蝶阀未出现异常振动，而第2台机组在启动试运行试验期间，发现蝴蝶阀区域（阀体、上游接管、下游接管、旁通管路、检修平台）出现异常振动，主要现象如下：机组负荷在135 MW以下时，蝴蝶阀区域无异常振动；当机组负荷在135～150 MW之间时，在蝴蝶阀区域出现异常振动，振幅和振动频率随着机组负荷的增加而增大，而水轮机运转正常。

（1）水轮发电机的技术参数：

额定功率 150 MW

额定转速 150 r/min

额定水头 89 m

额定流量 188 m3/s

水轮机固定导叶 24个

水轮机活动导叶 24个

（2）蝴蝶阀的技术参数：

型号 PDF113-WY-578

公称直径 5 780 mm

设计压力 1.6 MPa

最大静水水头 113.2 m

额定流量 188 m3/s

2 卡门涡街简介

2.1 卡门涡街的定义

在一定条件下的定常来流绕过某些物体时，物体两侧会周期性地脱落出旋转方向相反、并排列成有规则的双列线涡，开始时，这两列线涡分别保持自身的运动前进，接着它们互相干扰，互相吸引，而且干扰越来越大，形成非线性卡门涡街。出现卡门涡街时，流体对物体会产生一个周期性的交变横向作用力，如果力的频率与物体的固有频率相接近,就会引起共振,甚至使物体损坏。

2.2 卡门涡街频率

卡门涡街频率的计算公式

式中：

f——卡门涡街频率，Hz；

Sr——斯特劳哈尔数，常数；

v——脱流速度；

d——脱流厚度。

斯特劳哈尔数与雷诺数有关。当雷诺数为300～3×105时，Sr近似于常数值（0.21）；当雷诺数为 3×105～3×106时，有规则的涡街便不再存在；当雷诺数大于3×106时，卡门涡街又会自动出现，这时Sr约为0.27。

3 蝴蝶阀振动处理前数据测量

3.1 测量仪器的布置

为了分析蝴蝶阀振动原因，分别在以下部位布置测量仪器：

（1）蝴蝶阀上游侧

在压力钢管顶部，距阀体1.5 m，各布置1个低频振动传感器、加速度传感器、压力脉动传感器。

（2）蝴蝶阀下游侧

在蝴蝶阀伸缩节顶部，距阀体1.5 m，各布置1个低频振动传感器、加速度传感器、压力脉动传感器。

（3）机组侧的压力脉动

在蜗壳进口压力、无叶区（活动导叶与转轮间）和尾水锥管进口各安装1个压力脉动传感器。

（4）蝴蝶阀区域

安装1个噪声传感器。

（5）机组流量

机组流量测量采用机组的超声波流量计。

（6）导叶开度

导叶开度测量采用调速器的位移传感器。

（7）机组有功功率

机组有功功率采用调速器的有功功率变送器。

3.2 压力脉动、振动、噪声等数据测量

（1）压力脉动的主频，见表1。

（2）振动幅值，振动和噪声的主频，见表2。

表1 压力脉动的主频

表2 振动幅值，振动和噪声的主频

3.3 压力脉动、振动、噪声的测量数据分析

（1）机组额定转速为150 r/min，转频为2.5 Hz。

（2）蝴蝶阀前、后的压力脉动主频。在75.42～119.52 MW的负荷段，压力脉动主频为0.52～ 0.68 Hz，可知由尾水涡带频率以及水力因素引起的低频为主；在134.40～144.18 MW的负荷段，压力脉动主频为410.69～468.12 Hz；在150 MW负荷，蝴蝶阀后的压力脉动主频为36.42 Hz，与振动、振动加速度、噪声的主频保持一致。

（3）蜗壳进口、无叶区、尾水锥管压力脉动主频。在75.42～119.52 MW的负荷段，主频为0.52～0.68 Hz，可知由尾水涡带频率以及水力因素引起的低频为主；在134.40～150 MW的负荷段，蜗壳进口、无叶区、尾水锥管的压力脉动主频为2.5 Hz左右的转频或倍频，并未出现其他异常频率。

（4）蝴蝶阀前、后的振动。在139.53～150.01 MW负荷段，振动幅值出现异常增大，以36.42 Hz左右的频率为主。

4 蝴蝶阀振动原因分析

4.1 蝴蝶阀固有频率

蝴蝶阀制造厂家利用ANSYS软件，对蝴蝶阀进行模态分析，在蝴蝶阀受到基础螺栓、接力器、上游接管和下游接管的约束条件下，蝴蝶阀的七阶固有频率为36.7 Hz。

4.2 蝴蝶阀阀板的卡门涡街频率计算

蝴蝶阀阀板截面图见图1。

图1 蝴蝶阀阀板截面图

雷诺数的计算公式

式中：

Re—— 雷诺数；

ρ—— 流体密度，水的密度为 1×103kg/m3；

v—— 流体流速，m/s；

d—— 脱流厚度，m；

μ—— 流体粘度，Pa·s；

V—— 流体运动粘度，水的运动粘度为1.01×10-6m2/s。

按表1测量数据，机组负荷超过135 MW的流量分别 156.2 m3/s 、162.17 m3/s、168.86 m3/s。按公式（2）计算雷诺数Re为 3.9×107～4.22×107，斯特劳哈尔数Sr近似于0.27；主板A的脱流厚度为115 mm，主板B的脱流厚度为120 mm，筋板A的脱流厚度为49.7 mm，筋板B的脱流厚度为32.6 mm，按公式（1）计算蝴蝶阀阀板的主板、筋板的卡门涡街频率，通过计算，筋板A的卡门涡街频率分别为36.7 Hz、38 Hz、39.7 Hz。

4.3 蝴蝶阀振动测量数据分析的结论

（1）通过对蜗壳进口段、无叶区、尾水锥管的压力脉动幅值及主频测量，可以确认蝴蝶阀振动与水轮机的固定导叶、活动导叶、转轮没有关系。

（2）通过蝴蝶阀前、后的压力脉动幅值、压力脉动主频、振动幅值、振动主频、噪声主频测量，在139.53～150.01 MW负荷段时，主频在36.39～36.42 Hz范围。

（3）通过计算蝴蝶阀阀板的卡门涡街频率，在139.53～150.01 MW负荷段时（机组流量为156.2～168.86 m3/s），筋板 A 卡门涡街频率范围为36.7～39.7 Hz。

综上所述，蝴蝶阀振动的原因是水流流过蝴蝶阀阀板，在阀板的筋板出水边产生的卡门涡街频率与蝴蝶阀固有频率相近，而产生共振，具体表现为压力脉动主频、振动主频、噪声主频为36.39～36.42 Hz，与蝴蝶阀固有频率36.7 Hz相近。

5 蝴蝶阀阀板的修型

为了能够消除蝴蝶阀振动，决定对阀板的筋板A和筋板B的出水边进行打磨修型，使得卡门涡街频率远离蝴蝶阀固有频率。阀板的筋板出水边打磨前后的厚度，见表3。

表3 筋板出水边打磨前后的厚度

6 阀板修型后的测量数据

阀板的筋板出水边经过两次修型后，消除了蝴蝶阀振动现象。

6.1 振动幅值和主频测量数据

振动幅值和主频测量数据，见表4。

表4 振动幅值和主频

6.2 蝴蝶阀阀板处理后的测量数据分析

通过对阀板的筋板出水边的修型打磨，改变了蝴蝶阀后的卡门涡街频率，使得水力激振频率远离了蝴蝶阀固有频率，蝴蝶阀振动幅值也降低了近20倍。

7 结束语

（1）利用卡门涡街原理，正确分析了蝴蝶阀振动的主要因素，并成功解决了卡门涡街产生的有害共振。

（2）通过对蝴蝶阀阀板的筋板出水边进行修型，可以改变流体绕行阀板的卡门涡街频率，使得水流流过蝴蝶阀后的水力激振频率与蝴蝶阀固有频率不发生耦合，消除了共振产生的必然条件。