上游擾動條件下尾水管渦帶演化和壓力脈動研究

郭 濤 徐李輝 羅竹梅

(1.昆明理工大學建筑工程學院，昆明 650500；2.昆明理工大學能源與動力工程系，昆明 650093)

0 引言

隨著經(jīng)濟的飛速發(fā)展，人們對電力資源的需求急劇增長，特別是分時段用電量差異明顯，水力發(fā)電機組在電網(wǎng)中同時承擔著調(diào)峰調(diào)頻的任務，水力機組輸出功率頻繁改變，水輪機不可避免地處于偏離最優(yōu)工況運行情況[1]?；顒訉~按水流流動方向布置在固定導葉之后，水流經(jīng)蝸殼與固定導葉后的出流角是固定不變的，水輪機通過改變活動導葉開度來調(diào)節(jié)流量及水流環(huán)量，從而達到調(diào)整水輪機輸出功率的目的[2-4]。尾水管渦帶是混流式水輪機在偏離最優(yōu)工況運行時，尾水管中出現(xiàn)的一種偏心螺旋狀渦旋運動；同時也是混流式水輪機在偏離最優(yōu)工況運行的一種固有水力特性，是水力不穩(wěn)定性的表征和結(jié)果，嚴重時會影響運行穩(wěn)定性及造成疲勞破壞等，因此偏離最優(yōu)工況下尾水管渦帶和壓力脈動特性研究受到大量學者持續(xù)關(guān)注[5-6]。

文獻[7-8]研究了轉(zhuǎn)輪出口的流場情況，文獻[9]研究了無葉區(qū)內(nèi)部流場變化，文獻[10-11]分別從水輪機出水口旋流和動靜干涉的角度分析了壓力脈動特性的傳播，為研究尾水管內(nèi)流動分布提供了必要的依據(jù)。文獻[12]提出了一種基于零環(huán)量單位流量的相對流量法和基于葉片出口壓力脈動的相對幅值法來預測原型機尾水管進口壓力脈動，對12個電站水輪機模型和原型機尾水管壓力脈動試驗結(jié)果進行比較，吻合性較好。之后諸多學者研究了不同工況下(小流量、小開度工況)，水泵水輪機[13-15]、貫流式水輪機[16]、混流式水輪機[17-20]等機型的尾水管渦帶及壓力脈動。文獻[21-22]應用不同渦識別準則捕捉尾水管渦帶，把在渦帶形成過程中誘發(fā)的壓力脈動信號分解為同步及非同步運動分量，并對其進行了動力學分析，進一步探究了尾水管渦帶的復雜流動特征及其動力學特性。文獻[23]基于熵產(chǎn)理論分析了水泵水輪機尾水管內(nèi)的局部熵產(chǎn)分布情況、流動狀態(tài)，探究了渦帶的產(chǎn)生機理。尾水管中的偏心回轉(zhuǎn)渦帶與肘管內(nèi)壁的撞擊是引起機組振動的重要原因之一，文獻[24]通過加長泄水錐、水力干擾、加長泄水錐與水力干擾共同作用的3種改進方案，改善了尾水管內(nèi)的壓力脈動。渦結(jié)構(gòu)是水輪機內(nèi)部非定常流動的典型結(jié)構(gòu)，其存在會導致水輪機內(nèi)部壓力波動大、誘發(fā)機組振動及水輪機部件疲勞等。文獻[25]提出了一個新的代表渦的變量Liutex向量R，并基于該變量建立了Liutex 渦識別方法，該方法得到了較為廣泛的推廣與應用[26-27]。該方法能更準確地辨別流場內(nèi)不同尺度的渦結(jié)構(gòu)，且克服了研究人員主觀確定渦識別變量閾值的不足，使得流場中的渦識別更加客觀且具有可比性，可以推廣應用到水力機械內(nèi)部渦識別的研究中。

縱觀相關(guān)研究發(fā)展歷程，用新型的渦識別方法顯示尾水管渦帶的時空演化過程的成果相對較少。本文以HLA551-LJ-43型混流式水輪機為研究對象，基于Liutex渦識別方法分析上游擾動改變對尾水管渦帶和壓力脈動的影響。

1 研究對象和數(shù)值方法

1.1 控制方程

水輪機內(nèi)部三維不可壓縮湍流流動可描述為

(1)

式中τij——剪切應力，Pa

ui、uj——速度分量，m/s

p——壓力，Pat——時間

ρ——流體密度，kg/m3

Sij——附加源項，N/m3

xi、xj——笛卡爾坐標分量，m

基于雷諾時均模型中的剪切應力輸運(Shear stress transport，SST)湍流模型執(zhí)行湍流瞬態(tài)計算，SST 湍流模型實現(xiàn)了從邊界層內(nèi)部的k-ω模型到邊界層外部的高雷諾數(shù)k-ε模型的逐漸過渡，在預測近壁面流動和捕捉旋轉(zhuǎn)機械的流動分離現(xiàn)象等方面具有較大優(yōu)勢[28-30]。

1.2 Liutex渦識別方法

文獻[31]提出了一種描述渦的數(shù)學定義——Liutex方法，該方法對渦進行了新的數(shù)學定義，即以R來表示Liutex值。其數(shù)學表達式為

(2)

(3)

(4)

式中u、v——坐標x、y方向上的速度分量

Liutex值表示流體剛性旋轉(zhuǎn)強度，且可以給出流體質(zhì)點的剛體旋轉(zhuǎn)軸。具有對閾值依賴性小、能夠清晰合理地顯示渦形態(tài)的優(yōu)點。

1.3 混流式水輪機模型和邊界條件

混流式水輪機型號為HLA551-LJ-43，其機組實物如圖1所示，圖2為所取計算域幾何模型(以導葉開度48.74 mm為例)，模型包括蝸殼區(qū)域、導水區(qū)域(8個固定導葉和16個活動導葉)、轉(zhuǎn)輪區(qū)域(13個葉片)和尾水管區(qū)域。該型號水輪機，設計水頭10 m，設計流量0.7 m3/s，設計轉(zhuǎn)速600 r/min。

圖1 混流式水輪機模型實驗臺Fig.1 Model Francis turbine test rig

圖2 混流式水輪機全流道計算域Fig.2 Whole computational domain of Francis turbine1.轉(zhuǎn)輪 2.固定導葉 3.蝸殼 4.活動導葉 5.尾水管

圖3 混流式水輪機全流道網(wǎng)格Fig.3 Grids of Francis turbine

采用滑移網(wǎng)格技術(shù)，在轉(zhuǎn)輪區(qū)域動靜交界面上設置滑移網(wǎng)格交接面以處理導葉與轉(zhuǎn)輪、轉(zhuǎn)輪與尾水管之間動靜干擾流動的數(shù)據(jù)傳遞。計算域全流道采用六面體網(wǎng)格劃分，如圖3所示，其中轉(zhuǎn)輪區(qū)域邊界層網(wǎng)格最小達到0.05 mm，網(wǎng)格數(shù)量是影響數(shù)值模擬精度的關(guān)鍵因素之一，本文選取4種網(wǎng)格數(shù)對混流式水輪機在流量0.7 m3/s、轉(zhuǎn)速600 r/min工況下進行三維湍流穩(wěn)態(tài)計算，以效率為目標函數(shù)進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，其結(jié)果如圖4所示?？梢钥闯觯斁W(wǎng)格數(shù)量達到1300萬之后，隨著網(wǎng)格數(shù)的增加，效率幅度變化很小而趨近于一個恒定數(shù)值，說明此時網(wǎng)格數(shù)的增加已幾乎不對結(jié)果產(chǎn)生影響。在保證計算結(jié)果可靠性的前提下，為盡可能降低網(wǎng)格數(shù)以減少計算耗時，選擇模型網(wǎng)格總數(shù)為1 306.782 8萬，網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為1 263.297 0萬。整個轉(zhuǎn)輪區(qū)域的所有葉片迎水面和背水面的y+平均值云圖和時域圖，如圖5所示?？梢钥闯鰕+滿足SST湍流模型的計算精度要求。

圖4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證結(jié)果Fig.4 Results of grid independency test

圖5 葉片表面y+值Fig.5 y+ value on runner blades

蝸殼進口處為速度進口Dirichlet邊界條件，尾水管出口處為自由出流，壁面為無滑移邊界條件。依據(jù)圖6綜合特性曲線及相似準則，考慮了包含小開度(偏離最優(yōu)工況)和最優(yōu)工況的αM=13.50 mm(攻角8°)、αM=26.17 mm(攻角16°)、αM=38.05 mm(攻角24°)、αM=48.74 mm(攻角32°，最優(yōu)工況)4種導葉開度情況(導葉開度示意圖如圖7所示)，圖中n11M、Q11M分別為A551-35模型水輪機的單位轉(zhuǎn)速、單位流量。控制方程在空間上采用有限體積法進行離散，時間上采用二階全隱式格式。擴散項和壓力項采用二階中心格式，對流項采用二階迎風格式。轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)周期T為0.1 s，計算時間步長取0.001 s，每個時間步長對應轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)1%，保證了求解精度。計算了22個旋轉(zhuǎn)周期，通過檢測所設置監(jiān)控點變量(速度、壓力等)的周期性和方程的最大殘差小于10-5，來判斷收斂性，取流場穩(wěn)定后的最后兩個旋轉(zhuǎn)周期進行結(jié)果分析，純計算時間約60 d。

圖6 A551-35模型水輪機綜合特性曲線Fig.6 Model comprehensive characteristic curves of Francis turbine

圖7 導葉開度示意圖Fig.7 Opening of guide vane

2 結(jié)果分析

混流式水輪機轉(zhuǎn)輪是基于一定流量設計的，在這個流量下，轉(zhuǎn)輪葉片相對出流角是固定的，轉(zhuǎn)輪圓周方向的絕對速度分量很小，尾水管內(nèi)異常流動現(xiàn)象發(fā)生區(qū)域較小。如圖8所示，水流質(zhì)點隨轉(zhuǎn)輪葉片運動的相對速度為W，水流質(zhì)點隨轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)的牽連速度為U，水流質(zhì)點對定系的絕對速度為V。隨著導葉開度改變，上游擾動不斷變化，流量和轉(zhuǎn)輪進口沖角發(fā)生改變，引起轉(zhuǎn)輪出口絕對流動角β大小、方向發(fā)生變化，產(chǎn)生與轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)方向相同或者相反大小不一的絕對速度圓周分量VU，導致在尾水管直錐和彎肘段觀察到不同形狀的渦帶。尾水管渦帶是尾水管內(nèi)死水區(qū)中的一種擰旋流，渦帶的旋轉(zhuǎn)、失穩(wěn)會導致尾水管振動劇烈，其產(chǎn)生的基本條件是轉(zhuǎn)輪出口處流體存在圓周方向的速度分量。

圖8 轉(zhuǎn)輪葉片出口速度三角形Fig.8 Velocity triangles at leading edge of runner blade

2.1 αM=48.74 mm(最優(yōu)工況)時尾水管流型分析

圖9為最優(yōu)工況下運行時，基于Liutex方法捕捉到的一個周期內(nèi)的尾水管渦帶形狀的可視化展示。從圖中可看出，該工況下尾水管渦帶可分為A、B、C 3部分，分別為轉(zhuǎn)輪出口處的穩(wěn)定旋流結(jié)構(gòu)，與文獻[32]實驗對應較好、肘管段內(nèi)的螺旋形部分和下游的雜渦部分。從尾水管渦帶的時程變化可看出，處于錐管段內(nèi)的第1部分穩(wěn)定旋流結(jié)構(gòu)A為紡錘形渦帶，具有較好的軸對稱性和穩(wěn)定性，大小不隨時間變化而變化。而第2部分螺旋形渦帶B，穩(wěn)定性稍差，隨著時間的遷移一直在作與轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)方向相反的偏心螺旋增減運動，破碎后形成第3部分雜渦C分布于彎肘段下游。

圖10為尾水管一個周期內(nèi)的流線圖，在最優(yōu)工況下尾水管直錐段和彎肘段流線平穩(wěn)順暢，特別是錐管段，流速從中間向管壁呈對稱性，且流態(tài)穩(wěn)定。只是由于渦帶對水流的排擠作用，造成渦帶與壁面之間出現(xiàn)明顯的高速區(qū)；在尾水管肘管段內(nèi)螺旋形渦帶位置處，流態(tài)較紊亂，隨著時間的變化，可以看到流線出現(xiàn)延長、密集甚至出現(xiàn)微小回流；說明水輪機在最優(yōu)工況下運行時，尾水管上游轉(zhuǎn)輪出口處流體流態(tài)較好，渦帶比較細小，強度低，渦帶尾部的旋轉(zhuǎn)沒有直接沖擊肘管段內(nèi)壁，不會引起強烈的噪聲和壓力脈動，水力損失小，不足以誘發(fā)對機組運行造成威脅的壓力脈動。圖11為該工況下尾水管內(nèi)的瞬時湍動能圖。從圖中也可看出，在最優(yōu)工況下，尾水管近壁區(qū)域湍動能幾乎為零，而尾水管渦帶區(qū)域湍動能均在0.8 m2/s2以上，說明渦帶對流場影響較大，湍動較劇烈，是引起能量損失的原因之一。

圖9 αM=48.74 mm(最優(yōu)工況)時尾水管渦帶(Liutex值50)Fig.9 Vortex rope in draft tube under the best efficiency point (Liutex value is 50)

圖10 αM=48.74 mm(最優(yōu)工況)時尾水管子午面速度流線Fig.10 Velocity streamlines in draft tube under the best efficiency point

圖11 αM=48.74 mm(最優(yōu)工況)時尾水管子午面湍動能Fig.11 Turbulent kinetic energy in draft tube under the best efficiency point

2.2 偏離最優(yōu)開度時尾水管流態(tài)分析

圖12～16為偏離最優(yōu)工況運行時一個周期內(nèi)的尾水管渦帶形狀以及流線、湍動能的可視化展示，與文獻[32]中實驗所得尾水管渦帶形狀相互對應。

圖12 αM=38.05 mm時尾水管渦帶(Liutex值50)Fig.12 Vortex rope in draft tube under off-design condition of αM=38.05 mm (Liutex value is 50)

圖13 αM=38.05 mm時尾水管子午面流線Fig.13 Velocity streamlines in draft tube under off-design condition of αM=38.05 mm

圖12為導葉開度αM=38.05 mm工況下，沿軸線順時針轉(zhuǎn)動的螺旋渦帶不同時刻的形態(tài)，可以觀察到在該周期內(nèi)螺旋渦帶的形成、發(fā)展、轉(zhuǎn)化和消散過程。與最優(yōu)工況相比，此時在轉(zhuǎn)輪出口處沒有觀察到軸對稱的紡錘形渦帶，僅有螺旋形和雜渦部分，且螺旋形渦帶所占流域范圍較廣、形狀變粗，破碎后的雜渦也較多。渦帶在旋轉(zhuǎn)下泄的過程中，偏心較大的D、E部位擠壓尾水管近壁區(qū)域流體，進一步增大尾水管壁面脈動壓力，極易引起機組振動。從圖13該工況下的速度流線圖也可看出，尾水管內(nèi)出現(xiàn)螺旋狀渦帶，使得流動狀態(tài)的軸對稱性被打破，盡管尾水管內(nèi)的水流仍以軸向流動為主，但是內(nèi)部瞬時速度分布完全由渦帶結(jié)構(gòu)主導，圍繞渦核附近，尾水管內(nèi)出現(xiàn)了明顯的旋轉(zhuǎn)流動區(qū)域。旋渦在流速低于1 m/s時才會出現(xiàn)，此時速度降低，是由周向速度分量占優(yōu)所導致。由于渦核附近為低壓區(qū)，周圍水流向該區(qū)域流動，而偏心渦帶繞其自身轉(zhuǎn)軸的旋轉(zhuǎn)，進一步迫使周圍水流作圍繞渦帶的旋轉(zhuǎn)運動。與最優(yōu)工況(圖10)對比，尾水管整體流態(tài)差異較大，主要由于該工況渦帶所占流域范圍較廣，加強了渦帶對水流的排擠作用，使得渦帶與壁面之間出現(xiàn)了明顯的高速區(qū)，而且旋轉(zhuǎn)流動區(qū)域附近高速區(qū)的強度和位置也隨著渦帶的時域變遷而改變，加劇了尾水管內(nèi)整體流態(tài)的紊亂。

由此可知，在偏離最優(yōu)開度時混流式水輪機轉(zhuǎn)輪出口速度產(chǎn)生周向速度分量較大，導致水流在直錐段和彎肘段紊亂，產(chǎn)生較大的螺旋形渦帶，且導葉開度越小，圓周速度分量就越大，渦帶旋轉(zhuǎn)半徑越大，強度越大，即渦帶偏心更嚴重，渦流結(jié)構(gòu)對主流產(chǎn)生的干擾作用就越大，產(chǎn)生的渦流、回流和流動分離等不穩(wěn)定現(xiàn)象越明顯。引起的能量耗散、水力損失也越嚴重。

隨著開度繼續(xù)減小，不同負荷下的渦流結(jié)構(gòu)差異較大，當導葉開度αM達26.17 mm時，螺旋形渦帶繼續(xù)變大，已經(jīng)充據(jù)著整個直錐段和彎肘段，形成一個較大的空腔渦帶，如圖14所示。此時，由于轉(zhuǎn)輪進口沖角過大，轉(zhuǎn)輪出口絕對流動角方向也發(fā)生較大變化，引起了與轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)方向相同或相反的絕對速度分量，流體圓周速度占優(yōu)，形成緊貼壁面旋轉(zhuǎn)下泄的流動狀態(tài)。尾水管渦帶由渦頭到尾部整體呈錐形，即渦核偏心距沿直錐段和彎肘段呈線性增加趨勢。在該工況下，渦帶尾部的旋轉(zhuǎn)運動直接沖擊著肘管段內(nèi)壁面，如圖14中F位置所示，極可能導致強烈的噪聲及壓力脈動，產(chǎn)生這種強度的渦帶，也會導致強烈的水力損失產(chǎn)生，這種發(fā)生在尾水管肘管段的異?，F(xiàn)象被稱為“沖擊現(xiàn)象”[32]。此時相對流量約為最優(yōu)工況下流量的55%。

圖14 αM=26.17 mm時尾水管渦帶(Liutex值50)Fig.14 Vortex rope in draft tube under off-design condition of αM=26.17 mm (Liutex value is 50)

圖15 αM=13.50 mm時尾水管渦帶(Liutex值50)Fig.15 Vortex rope in draft tube under off-design condition of αM=13.50 mm (Liutex value is 50)

當導葉開度繼續(xù)減小到最小開度時(αM=13.50 mm)，尾水管渦帶沒有繼續(xù)增大，反而破碎成很多條極不穩(wěn)定的小尺度擰旋流，相互影響交錯。并且隨著時間的推移，由明顯的兩條渦帶(G、H)演化成4條渦帶(G、H、I、J)相互轉(zhuǎn)化、消散，極為雜亂，如圖15所示。從該工況尾水管內(nèi)的瞬時湍動能圖(圖16)也可以看出，開度過小時，由于雜渦過多，尾水管軸心區(qū)域不被有型渦帶占據(jù)，反而近壁區(qū)內(nèi)湍流加劇，湍動能最大達1.5 m2/s2，而軸心區(qū)域湍動能只有0.4～0.8 m2/s2，能量損失主要集中在近壁區(qū)，與最優(yōu)工況(圖11)相反。

2.3 尾水管壓力脈動分析

圖16 αM=13.50 mm時尾水管子午面湍動能Fig.16 Turbulent kinetic energy in draft tube off-design condition of αM=13.50 mm

圖17 尾水管流域上各監(jiān)控點示意圖Fig.17 Monitoring points in draft tube

圖17(圖中y、z分別表示流道展向、流向)為尾水管流域上各監(jiān)控點示意圖，為了探索泄水錐到尾水管彎肘段流域的壓力脈動分布規(guī)律，在尾水管內(nèi)部取了10個監(jiān)控點，分別命名為P1～P10。

圖18為以壓力系數(shù)表征的壓力脈動時域圖(7個周期內(nèi))。從圖中可以看出，不同工況下壓力變化規(guī)律、大小均差異較大。同一工況下不同測點壓力脈動系數(shù)波形幾乎完全一致。在最優(yōu)工況下，壓力脈動呈明顯的周期性變化。監(jiān)控點P1位于泄水錐正下方，受上游轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)影響較強，與尾水管內(nèi)測點在幅值和相位上均有所偏差，如圖18a所示。在偏工況下(αM=38.05 mm時)，尾水管渦帶出現(xiàn)強烈偏心運動，使尾水管內(nèi)壓力顯著變化，壓力梯度增大，壓力脈動系數(shù)在2.025 s處出現(xiàn)極大值點，說明壓力的傳遞和變化受到尾水管渦帶偏心旋轉(zhuǎn)運動的影響。從圖18b也可看出，點P1規(guī)律與下游各監(jiān)測點同步性較好，不像最優(yōu)工況點P1與尾水管內(nèi)各點幅值和相位都有偏差，說明從泄水錐到轉(zhuǎn)輪出口甚至整個尾水管流域都受到螺旋形偏心渦帶的影響。

圖18 尾水管壓力脈動系數(shù)時域圖Fig.18 Time-history curves of pressure coefficient in draft tube

圖19 尾水管壓力脈動系數(shù)頻域圖Fig.19 Frequency domains of pressure coefficient in draft tube

圖19為各測點壓力脈動的頻域結(jié)果，其主頻統(tǒng)計結(jié)果如表1所示。從圖19a中可知，在最優(yōu)開度下，尾水管中沒有受到偏心渦帶的影響，但壓力脈動頻譜比較豐富，壓力幅值低且上、下游變幅不大。當導葉開度αM減小到38.05 mm時，尾水管內(nèi)產(chǎn)生了螺旋形偏心渦帶，壓力幅值突增，特別是尾水管內(nèi)(P3～P10)壓力幅值明顯高于泄水錐內(nèi)和轉(zhuǎn)輪出口處，如圖19b所示。當導葉開度繼續(xù)減小，由于流量降低，壓力幅值有所回落，如圖19c、19d所示。從表1中可以看出，從轉(zhuǎn)輪泄水錐到整個尾水管流域內(nèi)均存在一個0.67 Hz的低頻脈動。隨著導葉開度的關(guān)閉，尾水管內(nèi)出現(xiàn)渦帶時，上游測點在頻率為0.13fn時均出現(xiàn)壓力系數(shù)的最大值(fn=10 Hz，為轉(zhuǎn)頻)，說明尾水管渦帶壓力脈動在低頻時具有較高的能量，尾水管渦帶壓力脈動主頻為1.33 Hz，為典型的低頻特征。

為了進一步分析壓力脈動幅值的變化趨勢，采用脈動算術(shù)平均偏差Ra和最大脈動幅值Rz處理壓力數(shù)值，定義式為

(5)

Rz=Cpmax+Cpmin

(6)

表1 尾水管監(jiān)控點主頻Tab.1 Main frequency of monitoring points Hz

圖20 脈動壓力系數(shù)幅值Fig.20 Amplitude of pressure coefficient

式中n——監(jiān)測時間段內(nèi)脈動壓力總數(shù)

圖20(Q11表示HLA551-LJ-43模型水輪機的單位流量)為不同開度工況下Ra和Rz的變化曲線，從圖中可以看出，在導葉開度為38.05 mm時，Ra和Rz遠大于其他工況，平均脈動壓力系數(shù)幅值比最優(yōu)工況增加了1.36～4倍，偏心螺旋渦帶的產(chǎn)生對尾水管內(nèi)流場的干涉最強。隨著開度的降低，αM=26.17 mm、αM=13.50 mm工況雖然也有不同形式的渦帶產(chǎn)生，但此時流量較低，僅為最優(yōu)開度工況流量的55%和22.5%，因此脈動幅值相對要低。說明尾水管偏心螺旋渦帶運動產(chǎn)生的壓力脈動的傳遞，是誘發(fā)水輪機水體共振的主要因素。

3 結(jié)論

(1)將最新進展的Liutex渦識別方法運用于尾水管渦帶形態(tài)的捕捉，并與實驗對比驗證了結(jié)果的準確性和有效性。

(2)不同來流條件下，尾水管渦帶形態(tài)各異。隨著導葉開度的關(guān)閉，渦帶經(jīng)歷了最優(yōu)工況時的紡錘形渦帶(穩(wěn)定旋流結(jié)構(gòu)，對流場影響小)、螺旋形偏心渦帶(流量降低到設計流量的81%時)、巨型空腔渦帶(占據(jù)流域范圍較廣，與肘管壁面發(fā)生直接“沖擊現(xiàn)象”)和有形渦帶消失后的破碎雜渦流態(tài)(小開度工況)等階段。

(3)螺旋形渦帶對流場影響較大，渦帶的偏心運動對主流產(chǎn)生了較大干擾作用，渦流、回流和流動分離等不穩(wěn)定現(xiàn)象明顯。渦帶對水流的排擠作用是造成渦帶與壁面之間出現(xiàn)明顯高速區(qū)的主要原因。平均脈動壓力系數(shù)幅值也比最優(yōu)工況增加了1.36～4倍。

(4)開度越小尾水管內(nèi)產(chǎn)生的渦流越雜亂，當開度降至最低時(αM=13.50 mm)，有形渦帶消失，碎后的雜渦充據(jù)著整個直錐段和彎肘段，此時湍動能激烈，近壁區(qū)能量損失嚴重。

(5)尾水管渦帶壓力脈動主頻為1.33 Hz，為典型的低頻、高幅特征。