基于CFD的轉(zhuǎn)輪葉片對虹吸式水輪機(jī)水力性能的影響分析

俞蕓蕓,秦戰(zhàn)生,周大慶,劉 敏

(河海大學(xué)能源與電氣學(xué)院,江蘇 南京 210098)

基于CFD的轉(zhuǎn)輪葉片對虹吸式水輪機(jī)水力性能的影響分析

俞蕓蕓,秦戰(zhàn)生,周大慶,劉 敏

(河海大學(xué)能源與電氣學(xué)院,江蘇 南京 210098)

為了更加高效地利用超低水頭水力資源,設(shè)計(jì)了一種采用虹吸式出水流道的軸流式水輪機(jī)。針對這一形式的水輪機(jī),在設(shè)計(jì)水頭和額定轉(zhuǎn)速下采用CFD進(jìn)行三維數(shù)值模擬,計(jì)算各過流部件的水力損失,研究水輪機(jī)的水力性能。通過改變轉(zhuǎn)輪葉片出水邊翼形,對比分析轉(zhuǎn)輪出口水流流態(tài)與虹吸式出水流道水頭損失的關(guān)系,研究不同葉片對虹吸式水輪機(jī)水力性能的影響。結(jié)果表明,在水頭、轉(zhuǎn)速和導(dǎo)葉開度相同的情況下,各修改方案中葉片3使得出水流道水頭損失較小,其對應(yīng)的平均渦角為13.26°,出水流道水頭損失為0.135 m,水輪機(jī)的效率也較高(為89.33%)。此外,選取效率較高的葉片,改變?nèi)~片數(shù)量,分析其對虹吸式水輪機(jī)水力性能的影響。

虹吸式水輪機(jī);出水流道;葉片;渦角;水力損失

我國擁有豐富的水力資源,其中高水頭水力資源主要集中分布于西南等偏遠(yuǎn)地區(qū)。在華東、中南等沿海地區(qū),工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)發(fā)達(dá),用電需求量增長較快,該地區(qū)中、高水頭水力資源已開發(fā)殆盡[1],而低水頭水力資源較為豐富,電力輸送具有不可比擬的優(yōu)越性,其開發(fā)價值更具吸引力[2]。目前低水頭電站開發(fā)面臨的最大問題是相同出力下機(jī)組尺寸較大,土建工程量大,單位造價高。從運(yùn)行角度看,目前大多采用的全貫流水輪機(jī)和燈泡貫流水輪機(jī)機(jī)組并不完全適用于超低水頭段運(yùn)行,勉強(qiáng)使用會帶來運(yùn)行效率低、噪音大、易氣蝕、壽命短等問題[3]。因此,為了解決我國水力資源開發(fā)面臨的問題,開發(fā)建設(shè)投資少、工期短、水力資源分散的低水頭小尺寸水輪機(jī)成為可再生能源開發(fā)利用的重點(diǎn)[4]。

傳統(tǒng)水電站的出水流道常采用彎肘型和直錐型尾水管,這2種尾水管都屬于尾水管下置的配置方式,常伴隨著較大的土建開挖量,需要較大的前期投資[5]。筆者利用虹吸原理設(shè)計(jì)了虹吸式出水流道[6],并將其安裝于已有擋水建筑物外側(cè),可以使水輪機(jī)結(jié)構(gòu)簡單,尺寸較小,安裝方便,能較好地保證水流流態(tài),有效利用低水頭資源,減少不必要的土建投資,避免廠房的大量建設(shè)投入。

我國已建的大型泵站中不少采用了虹吸式出水流道[7-8],但將其應(yīng)用在水輪機(jī)上的研究相對較少。筆者采用CFD數(shù)值模擬設(shè)計(jì)了一種效率較高的設(shè)計(jì)水頭為2 m的虹吸式水輪機(jī),分析轉(zhuǎn)輪出口水流流態(tài)對出水流道及水輪機(jī)水力性能的影響,對比確定了較優(yōu)的葉片,得到效率較高的虹吸式水輪機(jī)裝置,實(shí)現(xiàn)了低水頭水力資源的高效利用,為今后類似水輪機(jī)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 數(shù)值計(jì)算模型和方法

1.1 模型基本參數(shù)

圖1 虹吸軸流式水輪機(jī)模型Fig.1 Siphon axial-flow turbine model

虹吸軸流式水輪機(jī)由含有16個活動導(dǎo)葉的導(dǎo)水機(jī)構(gòu)、3個葉片的轉(zhuǎn)輪和虹吸式出水流道構(gòu)成,模型的主要參數(shù)如下:轉(zhuǎn)輪直徑D=1.0 m,設(shè)計(jì)水頭Hr=2.0 m,轉(zhuǎn)速n=195 r/min。圖1為開發(fā)設(shè)計(jì)的虹吸軸流式水輪機(jī)模型。

1.2 計(jì)算方法

虹吸軸流式水輪機(jī)的內(nèi)部是介質(zhì)為水、不可壓縮的黏性湍流流動,數(shù)值計(jì)算控制方程采用不可壓縮的連續(xù)方程和三維定常雷諾時均Navier-Stokes方程[9]求解,方程如下:

(1)

(2)

式中:ui——i方向流速的瞬時值;xi——坐標(biāo);ρ——流體密度;p——流體壓力;Fi——質(zhì)量力在i方向的分量;μ——運(yùn)動黏度。

湍流模型采用Spalart-Allmaras模型,該模型屬于一方程模型,計(jì)算量較小、計(jì)算精度較高,克服了兩方程模型計(jì)算量大且收斂困難的問題[10],能更好地模擬虹吸式水輪機(jī)內(nèi)的復(fù)雜流場。為提高計(jì)算精度和穩(wěn)定性,計(jì)算中對流項(xiàng)采取二階迎風(fēng)格式[11],隱式求解,壓力項(xiàng)和擴(kuò)散項(xiàng)采用中心差分格式。湍流流場的壓力-速度耦合方程求解采用SIMPLEC算法,此算法較SIMPLE算法收斂更快[12]。計(jì)算過程中通過監(jiān)測殘差值是否達(dá)到設(shè)定精度和監(jiān)控轉(zhuǎn)矩是否穩(wěn)定平衡來判斷其收斂性。

1.3 計(jì)算域及網(wǎng)格劃分

虹吸式水輪機(jī)計(jì)算域包括導(dǎo)水機(jī)構(gòu)、導(dǎo)流錐、轉(zhuǎn)輪和出水流道4個部分,為了保證模型數(shù)值模擬的精確性,對初始模型多次用Gambit和ICEM進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化和結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,通過FLUENT計(jì)算得到結(jié)果,驗(yàn)證網(wǎng)格無關(guān)性,選取網(wǎng)格單元數(shù)量分別為109.5×104個、81.3×104個、60.7×104個、14.1×104個,共計(jì)265.6×104個。其中轉(zhuǎn)輪區(qū)域流體采用相對旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系的方法,其他區(qū)域流體定義在靜止坐標(biāo)系下。在計(jì)算過程中,壁面處的流速、壓力等物理量變化較劇烈,對邊界層網(wǎng)格進(jìn)行了多層次劃分,將固壁邊界設(shè)定為絕熱無滑移邊界條件[13],計(jì)算區(qū)域采用交界面interface連接。因轉(zhuǎn)輪和導(dǎo)葉部分結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,對這兩部分網(wǎng)格進(jìn)行局部加密以提高計(jì)算精度。忽略轉(zhuǎn)輪室與轉(zhuǎn)輪葉片緣之間的間隙流動,將進(jìn)水流道的進(jìn)口設(shè)置為壓力進(jìn)口,總壓設(shè)為19 620 Pa,給定出水流道的出口相對靜壓為0 Pa。

2 虹吸式水輪機(jī)數(shù)值模擬計(jì)算

2.1 初始模型計(jì)算

對初始虹吸式水輪機(jī)模型進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算,流量為2.745 m3/s,出力為41.45 kW,水輪機(jī)效率為81.19%。對模型各部件的水力損失進(jìn)行計(jì)算,導(dǎo)水機(jī)構(gòu)的水頭損失為0.013 m,導(dǎo)流錐的水頭損失為0.019 m,轉(zhuǎn)輪的水頭損失為0.121 m,出水流道的水頭損失為0.201 m。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知,水輪機(jī)的轉(zhuǎn)輪和出水流道部分水力損失較大,需要分析虹吸式這一特殊出水流道內(nèi)的水流流態(tài),以及轉(zhuǎn)輪出口水流對出水流道損失的影響,改變出水流道的進(jìn)口水流流態(tài)來降低其水力損失,提高水輪機(jī)的效率。

2.2 轉(zhuǎn)輪葉片設(shè)計(jì)及對比分析

2.1.1 葉片翼形優(yōu)化

由于水輪機(jī)的出水流道部分損失較大,需通過改變出水流道進(jìn)口水流的流態(tài),減小該部分損失,而其流態(tài)與轉(zhuǎn)輪出口水流相關(guān),因此對初始葉片的出水邊進(jìn)行改造設(shè)計(jì),分析轉(zhuǎn)輪出口水流流態(tài)對出水流道水力損失的影響。

利用BladeGen軟件對初始葉片(葉片0)的出水邊與輪轂截面處翼形進(jìn)行設(shè)計(jì),選取其中5種葉片(葉片編號1、2、3、4、5)。各葉片的翼形參數(shù)表達(dá)如下:每個轉(zhuǎn)輪葉片均由空間截面Span=0、0.25、0.5、0.75、1.0處的5個不同翼形擬合而成,其中Span=0為輪轂處截面,Span=1.0為輪緣處截面。選取其中Span=0、0.5、1.0進(jìn)行參數(shù)表達(dá),假設(shè)每個葉片的翼形中心線角度為γ,γ滿足的方程見表1。

表1 各葉片的翼形中心線角度滿足的方程

圖2 轉(zhuǎn)輪葉片及葉片輪轂處翼形放大示意圖Fig.2 Runner blades and enlarged blade airfoils on hub

通過改變表1中翼形中心線角度曲線來調(diào)節(jié)葉片的出水邊位置,在相同水頭、轉(zhuǎn)速和導(dǎo)葉開度的條件下進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算,以求獲得損失較小的葉片模型,提高此水輪機(jī)的效率。轉(zhuǎn)輪葉片及葉片輪轂截面處翼形見圖2。

2.2.2 不同葉片外特性對比分析

分別將優(yōu)化前的葉片(葉片0)和優(yōu)化后的葉片(葉片1、2、3、4、5)在設(shè)計(jì)水頭為2 m、額定轉(zhuǎn)速為195 r/min下進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算。表2為不同葉片時水輪機(jī)的外特性參數(shù)計(jì)算結(jié)果。

表2 不同葉片出水邊形狀對虹吸水輪機(jī)外特性參數(shù)的影響

由表2可以看出,通過改變轉(zhuǎn)輪葉片出水邊能夠有效地提高虹吸式水輪機(jī)的效率,選用葉片1到葉片3時轉(zhuǎn)輪和出水流道的水頭損失逐漸減小,水輪機(jī)效率逐漸提高,其中葉片3的水頭損失最小,水輪機(jī)效率最高。繼續(xù)改變?nèi)~片出水邊翼形時,即葉片4和葉片5,模型出水流道水頭損失增加,效率下降,因此需要進(jìn)一步分析轉(zhuǎn)輪出口水流流態(tài)對出水流道水頭損失的影響。

2.3 葉片出水邊對出水流道損失的影響分析

虹吸式出水流道的進(jìn)口邊界流態(tài)對其水力性能有著不可避免的影響,而出水流道的進(jìn)口邊界取決于轉(zhuǎn)輪出口的水流流態(tài)。一般情況下,轉(zhuǎn)輪出口的水流具有一定的剩余環(huán)量,呈螺旋狀進(jìn)入出水流道。根據(jù)表2結(jié)果分析轉(zhuǎn)輪出口水流對出水流道水力損失的影響,其流態(tài)由出口處水流的切向速度和軸向速度決定,根據(jù)渦角[14]的概念可定量表達(dá)轉(zhuǎn)輪出口的水流流態(tài),引用平均渦角[15]分析不同葉片對虹吸式出水流道水頭損失的影響,平均渦角的定義為

(3)

圖3 轉(zhuǎn)輪出口水流平均渦角與出水流道水力損失的關(guān)系Fig.3 Relationship between average swirl angle at runner outlet and hydraulic loss in outlet conduit

根據(jù)式(3)計(jì)算裝置不同葉片時轉(zhuǎn)輪出口水流的平均渦角,并將轉(zhuǎn)輪出口水流平均渦角和出水流道水頭損失兩者的關(guān)系繪制成曲線圖,見圖3。

根據(jù)圖3可知,裝置不同葉片時的轉(zhuǎn)輪出口水流對出水流道的影響也不同,為了更深入地分析這兩者之間的關(guān)系,將裝置不同葉片時出水流道內(nèi)水流的流態(tài)進(jìn)行對比。圖4顯示的是裝置葉片0、1、2、3、4、5時虹吸式出水流道內(nèi)水流的流線。

從圖4可以看出,水流流經(jīng)轉(zhuǎn)輪時由于受到轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)的影響,在進(jìn)入出水流道時具有一定慣性,此時水流呈螺旋狀流動,在出水流道內(nèi)易形成渦流區(qū),從而影響出水流道的水力性能,增加出水流道的水力損失(如葉片0、1)。由于出水流道內(nèi)的水流在流道彎角和流道擴(kuò)散段易形成脫流,轉(zhuǎn)輪出口水流具有一定的渦角能對水流起到夾持作用,使水流緊貼出水流道管壁而避免脫流現(xiàn)象的擴(kuò)大,改善了出水流道水平段部分的水流流態(tài),反而會使水輪機(jī)效率有所提高(如葉片2、3)。但是,當(dāng)轉(zhuǎn)輪出口水流渦角繼續(xù)增大時,水流在出水流道入口處的撞擊增大,并且主軸周圍的繞流嚴(yán)重,撞擊損失和渦流損失增大[16],使其在進(jìn)入水平段部分時出現(xiàn)較大程度的偏流,偏心渦流對管壁產(chǎn)生撞擊,加速形成螺旋渦帶,水流流態(tài)惡化,水頭損失增大(如葉片4、5)。

圖4 配置不同葉片時虹吸式出水流道內(nèi)水流的流線Fig.4 Flow streamlines in siphon outlet conduit with different blades

上述結(jié)果表明,通過改變?nèi)~片出水邊進(jìn)而改變出水流道入口水流流態(tài)可以有效減小出水流道的水頭損失,其中損失最小的葉片3所對應(yīng)的平均渦角是13.26°。在水頭和導(dǎo)葉開度不變的情況下,改變轉(zhuǎn)輪出口水流流態(tài)以提高水輪機(jī)效率時,效率較高的葉片所形成的渦角與其他葉片相比較,更有利于出水流道內(nèi)水流的平順流動,水頭損失亦較低,其值為0.135 m,在此葉片下轉(zhuǎn)輪出口的水流使得出水流道內(nèi)流態(tài)較好,水力性能較優(yōu),水輪機(jī)效率較高,能將其值從81.19%提高到89.33%。

2.4 葉片數(shù)量對虹吸式水輪機(jī)性能的影響分析

從2.3節(jié)可知,在不改變水頭、轉(zhuǎn)速、導(dǎo)葉開度的情況下,裝置葉片3時水輪機(jī)的水頭損失較小,效率較高,因此利用葉片3分析改變?nèi)~片數(shù)量對此水輪機(jī)性能的影響。為了避免不同葉片翼形對結(jié)果產(chǎn)生影響,直接在轉(zhuǎn)輪上增加幾何參數(shù)相同的葉片。表3是不同葉片數(shù)量時水輪機(jī)的外特性參數(shù)計(jì)算結(jié)果。

表3 不同葉片數(shù)量對虹吸式水輪機(jī)外特性參數(shù)的影響

將優(yōu)化后的葉片數(shù)量增加至4和5時,減小了過水?dāng)嗝娣e,致使水輪機(jī)的流量和出力有所減小,轉(zhuǎn)輪效率下降較多,水頭損失增大,水輪機(jī)整體效率下降。但是在葉片厚度和長度不變的條件下,增加葉片數(shù)可增加轉(zhuǎn)輪的強(qiáng)度和剛度,當(dāng)此水輪機(jī)應(yīng)用水頭提高時可選用葉片增加的模型。

3 結(jié) 論

a. 開發(fā)了設(shè)計(jì)水頭為2 m的虹吸式水輪機(jī),采用CFD軟件進(jìn)行數(shù)值模擬,對轉(zhuǎn)輪葉片出水邊及輪轂截面處翼形進(jìn)行分析比選,最終選取效率較高的葉片3,該模型在設(shè)計(jì)工況下最高效率達(dá)到89.33%。

b. 通過改變轉(zhuǎn)輪葉片翼形中心線角度方程對葉片出水邊翼形進(jìn)行了改造對比,運(yùn)用渦角的概念描述轉(zhuǎn)輪出口水流的流態(tài),繪制轉(zhuǎn)輪出口水流平均渦角與出水流道水頭損失的關(guān)系曲線,并分析轉(zhuǎn)輪出口水流流態(tài)對出水流道水頭損失的影響,其中裝置葉片3時的水頭損失較小(為0.135 m),所對應(yīng)的平均渦角為13.26°。

c. 改造設(shè)計(jì)后的5種葉片中葉片3的過流量和出力較初始葉片有所下降,但是其轉(zhuǎn)輪和出水流道的損失減小,效率較高,水輪機(jī)內(nèi)水流流態(tài)良好,更有利于虹吸式水輪機(jī)的高效穩(wěn)定運(yùn)行。因此,當(dāng)流量受限時,葉片3是最適合于此虹吸式水輪機(jī)的葉片翼形。

d. 對虹吸式水輪機(jī)的葉片數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)分析,結(jié)果表明,在不改變?nèi)~片幾何形狀和尺寸的條件下,增加葉片數(shù)會減小過流量,并且在轉(zhuǎn)速和水頭不變的工況下運(yùn)行時效率有所下降,但是有利于增加轉(zhuǎn)輪的強(qiáng)度和剛度。

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Influence of runner blade on hydraulic performance of siphon turbine based on CFD

YU Yunyun, QIN Zhansheng, ZHOU Daqing, LIU Min

(CollegeofEnergyandElectricalEngineering,HohaiUniversity,Nanjing210098,China)

In order to efficiently utilize the ultra-low head water resources, an axial flow turbine with a siphon outlet conduit was designed, and three-dimensional CFD numerical simulations were conducted with the design head and rated runner speed. The hydraulic loss of each flow passage component was calculated to study the hydraulic performance of the siphon turbine. The relationship between the flow regime at the runner outlet and the head loss of the outlet conduit was analyzed by changing the runner blade airfoil, and the influence of different runner blades on the hydraulic performance of the siphon turbine was studied. The results show that, with a constant water head, runner speed, and guide vane opening, the head loss in the outlet conduit of the turbine in the modified scheme with the third blade is at a minimal value of 0.135 m, the corresponding average swirl angle is 13.26o, and the turbine efficiency is at the maximum (89.33%). In addition, the influence of the number of blades on the hydraulic performance of the siphon turbine was analyzed through selection of the blade with the maximum efficiency.

siphon turbine; outlet conduit; blade; swirl angle; hydraulic loss

10.3876/j.issn.1000-1980.2017.04.003

2016-07-22

國家自然科學(xué)基金(51339005)

俞蕓蕓(1992—),女,江蘇南京人,碩士研究生,主要從事水力機(jī)械研究。E-mail:yuyunyunhhu@163.com

周大慶,副教授。 E-mail:zhoudaqing@hhu.edu.cn

TV734.1;TK733+.3

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1000-1980(2017)04-0298-06