水輪發(fā)電機(jī)功率擺動的分析和處理

馬建峰,李文峰

(浙江富春江水電設(shè)備有限公司，杭州 310013)

文章編號：1006—2610(2015)01—0069—04

水輪發(fā)電機(jī)功率擺動的分析和處理

馬建峰,李文峰

(浙江富春江水電設(shè)備有限公司，杭州 310013)

某機(jī)組在偏離最優(yōu)工況運(yùn)行時(shí)，進(jìn)入尾水管的水流夾帶著空化氣泡在離心力的作用下形成同水流共同旋進(jìn)的尾水渦帶，并在周期性非平衡因素的影響下產(chǎn)生偏心。尾水管壓力脈動頻率和發(fā)電機(jī)在電網(wǎng)中的自然振蕩頻率相近引起輸出功率劇烈擺動。采用CFD分析確定尾水管內(nèi)安裝導(dǎo)流板方案以及有限元方法分析導(dǎo)流板的剛強(qiáng)度，最終圓滿處理功率擺動問題。

功率擺動;壓力脈動頻率;CFD;有限元

0 前 言

某電站機(jī)組在進(jìn)行AGC(自動發(fā)電控制)試驗(yàn)時(shí)，發(fā)現(xiàn)機(jī)組在50～60 MW有功負(fù)荷運(yùn)行時(shí)，輸出功率劇烈擺動，超出容許擺動范圍，機(jī)組無法并網(wǎng)。實(shí)測分析發(fā)現(xiàn)：發(fā)電機(jī)組和輸電線路構(gòu)成的系統(tǒng)電自振頻率與尾水管壓力脈動頻率接近，推測功率擺動是由電功率諧振引起。本文采用CFD(計(jì)算流體動力學(xué))方法對從蝸殼進(jìn)口到尾水管出口的水輪機(jī)全部流道進(jìn)行了三維非定常湍流水力計(jì)算，得到了尾水管壓力脈動頻率，驗(yàn)證了我們的推測。我們對原型機(jī)、加長泄水錐、在尾水管內(nèi)安裝阻尼柵和導(dǎo)流板4種方案進(jìn)行了對比計(jì)算，確定出最優(yōu)處理方案，并將該方案下水力計(jì)算得到的水壓力分布作為邊界條件加載到結(jié)構(gòu)件上，采用有限元方法進(jìn)行穩(wěn)態(tài)流固耦合剛強(qiáng)度計(jì)算優(yōu)化、固有頻率計(jì)算和疲勞計(jì)算，從而確定最終處理方案。

1 功率擺動現(xiàn)象

對機(jī)組進(jìn)行實(shí)測發(fā)現(xiàn)：機(jī)組有功從65 MW減小到55 MW時(shí)出現(xiàn)有功擺動，有功擺動峰值為4.2 MW，同時(shí)尾水壓力脈動和蝸殼壓力脈動也隨之增大。負(fù)荷從55 MW調(diào)整到45 MW時(shí)，有功擺動峰值減小為1.9 MW。存在以下規(guī)律：機(jī)組在45～60 MW之間時(shí)，有功存在比較大的擺動，55 MW達(dá)到最大值，有功擺動達(dá)到峰值，詳見圖1。

2 功率擺動常見原因分析

2.1 功率擺動的幾種常見原因

(1) 調(diào)速器故障

調(diào)速器故障產(chǎn)生導(dǎo)葉開度擺動，造成功率擺動。

機(jī)組現(xiàn)場在55 MW時(shí)把調(diào)速器切至手動，鎖死導(dǎo)葉開度，發(fā)現(xiàn)功率擺動現(xiàn)象沒有任何變化，從而排除了調(diào)速器故障的可能性。

圖1 各工況點(diǎn)有功擺動范圍

(2) 尾水管渦帶引起功率擺動

當(dāng)機(jī)組尾水管壓力脈動頻率與發(fā)電機(jī)所在電網(wǎng)中的自然振蕩頻率相同或接近時(shí)，有可能引起功率擺動，影響電網(wǎng)動態(tài)穩(wěn)定。

現(xiàn)場實(shí)測分析發(fā)現(xiàn)機(jī)組在45～60 MW之間存在水力渦帶振動區(qū)，55 MW時(shí)尾水管處壓力脈動主頻為1.0 Hz，與有功擺動的頻率1.1 Hz相近，此時(shí)水導(dǎo)擺度達(dá)到最大值。同時(shí)，機(jī)組有功擺動區(qū)間和補(bǔ)氣區(qū)間呈對應(yīng)關(guān)系，有功擺動和尾水壓力脈動有一定相關(guān)性。因此我們推測有功擺動可能由尾水管渦流引起。

2.2 尾水管渦帶引起功率擺動的機(jī)理

現(xiàn)場實(shí)測,機(jī)組在55 MW運(yùn)行時(shí)，尾水管處壓力脈動主頻為1.0 Hz。根據(jù)下式，得到發(fā)電機(jī)電自振頻率：

(1)

式中：f0為發(fā)電機(jī)額定轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)頻；H為發(fā)電機(jī)和水輪機(jī)聯(lián)合慣性常數(shù)。Prpu為發(fā)電機(jī)功率角曲線上斜率的標(biāo)幺值。額定轉(zhuǎn)速214.3 r/min，功率因數(shù)為0.85，橫軸同步電抗為1.006。

計(jì)算可得：f電=1.001 5 Hz

因此，電自振頻率與現(xiàn)場實(shí)測機(jī)組在55 MW時(shí)尾水管處壓力脈動主頻基本一致，可以確定有功擺動是由尾水管渦流引起。

當(dāng)尾水管渦帶頻率和發(fā)電機(jī)在電網(wǎng)中的自然振蕩頻率一致，造成導(dǎo)葉開度和發(fā)電機(jī)有功功率相對擺動最大，由此產(chǎn)生定子感應(yīng)電勢與系統(tǒng)電壓出現(xiàn)滑差，發(fā)電機(jī)時(shí)而發(fā)出有功，時(shí)而吸收有功。無功則是倒進(jìn)的。監(jiān)測儀表顯示為：定子電流和有功功率大幅擺動，此時(shí)機(jī)組發(fā)出明顯的異聲和振動。

2.3 尾水管低頻壓力脈動的消振方案

首先需要明確尾水管渦帶產(chǎn)生機(jī)理。渦帶能量可由式(2)表示：

(2)

式中：P為脈動壓力;Cu為圓周分量;ρ為水的密度;R為尾水管半徑;e為渦帶偏心距。

機(jī)組在最優(yōu)工況運(yùn)行時(shí)，轉(zhuǎn)輪中的水流接近法向出流，因此轉(zhuǎn)輪出口處的環(huán)量很小，接近于零。當(dāng)機(jī)組非最優(yōu)工況時(shí)，由于水輪機(jī)流量的減小，水流在轉(zhuǎn)輪出口產(chǎn)生具有與轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)方向相同的圓周分量，導(dǎo)致在轉(zhuǎn)輪出口的正環(huán)量增加。當(dāng)環(huán)量達(dá)到一定程度，水流在尾水管中心部位產(chǎn)生一個(gè)與轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)方向相一致的偏心渦帶。

從式(2)可以看出，減小尾水管渦帶有2種途徑：一是減小出口圓周速度;二是減小渦帶偏心距e。據(jù)此，本文提出了延長泄水錐、尾水管內(nèi)安裝阻尼柵以及尾水管內(nèi)安裝導(dǎo)流板這3種對策方案(結(jié)構(gòu)如圖2所示)，并進(jìn)行了CFD水力計(jì)算。最終確定減振方案，減弱渦帶的擺動幅值，改變壓力脈動頻率，減低尾水管中渦帶中心的渦量，達(dá)到對整個(gè)水輪機(jī)機(jī)組減振的目的。

圖2 消除尾水管渦帶的方案圍

3 功率擺動的處理

3.1 CFD模擬尾水管渦帶頻率

本文采用CFD方法對從蝸殼進(jìn)口到尾水管出口的水輪機(jī)的全部流道進(jìn)行了三維非定常湍流水力計(jì)算。時(shí)間步長取為轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)動周期的1/12。

全流道幾何模型如圖3所示。水輪機(jī)參數(shù)如下：轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)z=13，固定導(dǎo)葉Zc=24，活動導(dǎo)葉數(shù)Zg=24。在尾水管內(nèi)設(shè)置了壓力脈動監(jiān)測點(diǎn)，測點(diǎn)位置如圖4所示。對比分析了各種對策方案的尾水管內(nèi)的流動狀況與壓力脈動性能的影響,并采用快速傅里葉變換法( FFT) 對各個(gè)測點(diǎn)采集的壓力脈動信號進(jìn)行了詳細(xì)地比較和分析。

圖3 全流道幾何模型圖

圖4 尾水管監(jiān)測點(diǎn)圖

為了驗(yàn)證數(shù)學(xué)模型的正確性，首先將原型機(jī)計(jì)算模擬結(jié)果與機(jī)組實(shí)測值進(jìn)行比較，見表1。

表1 原型機(jī)實(shí)測與數(shù)學(xué)模型CFD計(jì)算結(jié)果對比表

從表1中可以看出，原型機(jī)在55 MW負(fù)荷工況監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動主頻的數(shù)值模擬結(jié)果與真機(jī)實(shí)測結(jié)果吻合，壓力脈動頻譜見圖5所示。

圖5 尾水管壓力脈動頻譜圖

CFD計(jì)算結(jié)果顯示，在該負(fù)荷工況下，尾水管內(nèi)有一個(gè)明顯的呈螺旋狀偏心渦帶(參見圖6)。該渦帶旋轉(zhuǎn)方向和轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)方向相同，計(jì)算工況下其引起的壓力脈動主頻為1.088 Hz，約為轉(zhuǎn)輪主頻的0.3倍，屬于低頻壓力脈動。以上結(jié)論，驗(yàn)證了CFD數(shù)學(xué)模型的可靠性。

圖6 不同時(shí)刻尾水渦帶圖

3.2 各個(gè)消振方案CFD數(shù)學(xué)模型計(jì)算

各個(gè)方案的消振尾水渦帶效果，如圖7所示：

圖7 消除尾水管渦帶的方案效果圖

(1) 采用加長泄水錐后，監(jiān)測點(diǎn)上最低壓力值有所上升，負(fù)壓區(qū)減小，但渦帶的偏心距并無明顯變化，尾水渦帶與原型相比壓力脈動和壓力脈動幅值無顯著變化；

(2) 在尾水管內(nèi)添加阻尼柵后，使得由轉(zhuǎn)輪出口進(jìn)入尾水管內(nèi)的水流圓周速度減小，監(jiān)測點(diǎn)上的負(fù)壓區(qū)消失，并且，尾水渦帶與原型頻率相比有較明顯的改善，但壓力脈動幅值不降反升。

(2) 在尾水管內(nèi)添加的導(dǎo)流板，渦帶的偏心距減小，尾水渦帶能量降低，尾水管沒有形成完整的渦帶，消振效果最為顯著，壓力脈動幅值相對原型機(jī)明顯減小，頻率也遠(yuǎn)離了發(fā)電機(jī)的電自振頻率。

表2為各個(gè)方案的主頻和振幅結(jié)果統(tǒng)計(jì)。

表2 各種方案數(shù)學(xué)模型CFD結(jié)果表

從表2可知，設(shè)置導(dǎo)流板方案的消振效果最佳，因此最終選定該方案。

3.3 流固耦合結(jié)構(gòu)計(jì)算

確定使用導(dǎo)流板方案后，對導(dǎo)流板進(jìn)行剛強(qiáng)度計(jì)算，有限元模型如圖8所示。

圖8 有限元模型圖

施加載荷是CFD水力計(jì)算所得水壓力分布，通過workbench無縫加載到導(dǎo)流板結(jié)構(gòu)實(shí)體上，得到精確的結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，詳見圖9。

圖9 CFD水壓分布加載圖

導(dǎo)流板材料采用Q345C，厚度小于16 mm時(shí)，屈服強(qiáng)度σs=345 MPa。圖10所示應(yīng)力峰值為75.564 MPa，平均應(yīng)力小于50.391 MPa，兩者均小于許用應(yīng)力1/3σs，最大位移為1.48 mm，，滿足剛強(qiáng)度的要求。

圖10 綜合位移和綜合應(yīng)力圖

為了保證導(dǎo)流板和尾水管渦帶不發(fā)生共振，對導(dǎo)流板進(jìn)行了模態(tài)分析，導(dǎo)流板的第1階頻率見圖11，第1階頻率為45.38 Hz，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于渦帶的頻率，沒有共振風(fēng)險(xiǎn)。

圖11 導(dǎo)流板頻率計(jì)算圖

3.4 疲勞分析

已知Q345C抗拉強(qiáng)度疲勞極限為289 MPa，因尺寸效果引起的疲勞極限下降率0.8，表面狀態(tài)、腐蝕作用引起的疲勞極限下降率0.6，所以淡水中的許用疲勞極限為138.72 MPa，取疲勞安全率1.5，則許用疲勞極限為92.5 MPa。導(dǎo)流板的應(yīng)力振幅為37.5 MPa，遠(yuǎn)小于138.72 MPa的許用疲勞極限，不會發(fā)生疲勞破壞。

4 安裝后使用效果

安裝導(dǎo)流板后，機(jī)組順利投入AGC運(yùn)行，機(jī)組在55 MW負(fù)荷工況運(yùn)行時(shí)，輸出功率擺動遠(yuǎn)低于2%的上限值，取得良好的效果。

5 結(jié) 語

為了解決機(jī)組在部分負(fù)荷下功率大幅擺動的問題，本文采用CFD數(shù)學(xué)模擬方法模擬了原型機(jī)、加長泄水錐、在尾水管內(nèi)安裝阻尼柵和安裝導(dǎo)流板4種方案，對比分析了尾水管壓力脈動主頻和振幅,確定了尾水管內(nèi)安裝導(dǎo)流板方案。然后進(jìn)行流固耦合結(jié)構(gòu)分析保證導(dǎo)流板滿足剛強(qiáng)度和疲勞設(shè)計(jì)要求。安裝上導(dǎo)流板后，機(jī)組的功率擺動大幅減小，順利投入AGC運(yùn)行，事故處理成功。

[1] 馬震岳.水輪發(fā)電機(jī)組動力學(xué) [M].大連理工大學(xué)出版社,2003.

[2] 白延年.水輪發(fā)電機(jī)設(shè)計(jì)與計(jì)算 [M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1982.

[3] 龔守志.導(dǎo)流柵防止水輪機(jī)尾水管內(nèi)渦帶壓力脈動的試驗(yàn)研究與應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)[J].水力發(fā)電學(xué)報(bào),1984,(3):45-52.

[4] 王金生,龔守志.獅子灘水電站水輪發(fā)電機(jī)功率擺動的分析和處理[J].水力發(fā)電,1982,(9):43-46.

[5] 龔守志,黃凌.應(yīng)用導(dǎo)流冀柵消除水輪機(jī)尾水管渦帶壓力脈動的兒個(gè)問題 [J].水利水電技術(shù),1987,(7):33-36.

Analysis and Handling of Generator Power Swing

MA Jian-feng, LI Wen-feng

(Zhejiang Fuchunjiang Hydropower Equipment Co.，Ltd， Hangzhou 310013,China)

Under the action of the centrifugal force, the water flow entering into the draft tube forms tail water vortex zone jointly running in vortex with the flow while one unit operates at a deviated optimum operation condition. Impacted by the periodic unbalance factors, eccentricity is caused by the flow. The output power swings violently because the pressure fluctuation frequency of the draft tube and the natural oscillation frequency of the generator in the grid are close. By CFD analysis, the guide vane is proposed to install in the draft tube as well as the strength of the guide vane is analyzed by the finite element method. Finally, the power swing is handled

power swing; pressure fluctuation frequency; CFD; finite element

2014-07-09

馬建峰(1982- ),男,浙江省杭州市人,工程師,從事水輪發(fā)電機(jī)設(shè)計(jì)工作.

TV734.2+1

A

10.3969/j.issn.1006-2610.2015.01.018