混流式水輪機飛逸過程瞬態(tài)流動與能量耗散研究

李顏雁，孫龍剛，郭鵬程，2，范文睿，徐卓飛

(1.西安理工大學 水利水電學院，陜西 西安 710048；2.西安理工大學 省部共建西北旱區(qū)生態(tài)水利國家重點試驗室，陜西 西安 710048)

1 引言

水電作為一種清潔可再生能源，近年來在實現(xiàn)“碳達峰、碳中和”目標方面發(fā)揮著越來越重要的作用[1-2]，而作為目前水電機組中應用最廣的混流式水輪機，在構建新型電力系統(tǒng)目標中必須要拓寬運行范圍，頻繁地進行工況轉換，以保障電力系統(tǒng)安全穩(wěn)定運行[3-4]。甩負荷過程是水輪機經(jīng)歷最為頻繁的工況轉換之一，當水輪機發(fā)生甩負荷時，由于調速器系統(tǒng)發(fā)生故障失靈，使得活動導葉不能關閉，導致機組轉速迅速上升，直至飛逸轉速[5-6]。該運行過程中顯著降低了水輪機過流部件對運行參數(shù)的適應性，而在達到飛逸轉速的過程中，過流部件最終耗散水輪機水頭所對應的所有能量，極易誘發(fā)水輪機內部產(chǎn)生強烈的流動分離、不穩(wěn)定渦漩結構及高振幅壓力脈動等異常現(xiàn)象，嚴重時會造成機組的振動，威脅機組的安全穩(wěn)定運行[7]。如我國湯河水電站2號機組曾因電氣故障進入飛逸狀態(tài)，轉速迅速升高使得水輪機轉輪產(chǎn)生大幅度的擺動，最終造成調速器內的飛擺電機鋼帶斷裂[8]。飛逸過程是極力避免出現(xiàn)的不利工況，因此在水輪機設計階段飛逸轉速的確定是一項極其重要的內容。深入分析水輪機飛逸過程外特性參數(shù)及內部流態(tài)演化特征，揭示不穩(wěn)定水力振動誘發(fā)機制及能量耗散特性，對保障水輪機組的安全、高效運行具有重要意義。

目前，國內外學者已開展水輪機飛逸不穩(wěn)定流動的相關研究。Trivedi等[9-10]對高水頭混流式水輪機內部流動進行試驗研究，發(fā)現(xiàn)飛逸工況時轉輪內壓力脈動強度最高。夏林生等[11]開展了貫流式水輪機飛逸過程的研究工作，發(fā)現(xiàn)尾水管內出現(xiàn)渦帶“截斷”現(xiàn)象，且該渦帶誘發(fā)了低頻高振幅的壓力脈動。Su等[12]發(fā)現(xiàn)在飛逸過程中，動靜干涉作用誘導轉輪內出現(xiàn)高幅值的壓力脈動，與此同時在轉輪內也伴隨著流動分離現(xiàn)象。Zhang等[13-14]發(fā)現(xiàn)飛逸過程中由于無葉區(qū)的渦漩結構導致轉輪葉片測點的壓力脈動現(xiàn)象為低頻高振幅，茍東明等[15]發(fā)現(xiàn)尾水管渦帶是誘發(fā)水輪機內部出現(xiàn)低頻壓力脈動的主要原因。陳秋華等[16]發(fā)現(xiàn)由于瞬時流場演化存在遲滯效應導致水泵水輪機壓力脈動和轉輪徑向水推力幅值突增。黃劍鋒等[17]利用大渦模擬對水輪機導葉關閉過渡過程分析，發(fā)現(xiàn)導葉尾部的卡門渦列誘發(fā)了機組的振動，周大慶等[18-19]認為尾水管內的不穩(wěn)定流動是誘發(fā)機組振動的主要原因。張成華等[20]基于一/三維耦合算法，對某水泵水輪機模型斷電飛逸過程進行了數(shù)值計算，發(fā)現(xiàn)在駝峰區(qū)和“S”區(qū)時轉輪內壓力脈動幅值最高。Zhang等[13]的研究發(fā)現(xiàn)在過渡過程中轉輪內出現(xiàn)了流動分離，并且由于無葉區(qū)的渦漩結構導致轉輪葉片測點的壓力脈動頻率為低頻高振幅。Sun等[21]基于結構化重疊網(wǎng)格對混流式模型水輪機甩負荷過程進行研究發(fā)現(xiàn)，隨著導葉的關閉，尾水管內的渦漩結構逐漸增多。Yang等[14]認為轉輪內不均勻的流動導致了渦漩結構的產(chǎn)生。張晨瀅等[22]基于CFX二次開發(fā)研究了管道泵做透平時飛逸過程的內流特性，發(fā)現(xiàn)渦漩主要發(fā)生在轉輪葉片壓力面及尾緣處。Sun等[23-24]發(fā)現(xiàn)混流式水輪機內產(chǎn)生的葉道空化渦體積脈動為低頻周期性振蕩，并誘發(fā)了轉輪內的高幅值壓力脈動。許哲、Feng等[25-26]基于熵產(chǎn)理論對泵裝置斷電飛逸過渡過程研究發(fā)現(xiàn)渦核的聚集與渦漩的演變引起流場產(chǎn)生明顯的能量損失，且葉輪內的總熵產(chǎn)遠高于蝸殼、導葉和尾水管等其他過流部件。Kan等[27]認為維持渦漩結構所需的能量在無葉區(qū)和轉輪內的輸運是導致轉輪內出現(xiàn)流動分離的原因，而Guo等[28]發(fā)現(xiàn)轉輪流道內出現(xiàn)的大尺度渦漩結構是飛逸過程中能量損失最重要的原因。

綜上，飛逸過程出現(xiàn)的流動分離、渦漩等不良流動顯著增加了水輪機內的能量損失，并誘發(fā)高振幅的壓力脈動及振動。為進一步明確飛逸過程中不穩(wěn)定流動誘發(fā)高幅值壓力脈動及流動分離引起能量耗散的形式及位置，本文選取某典型水頭段混流式水輪機為計算模型，開展水輪機飛逸過渡過程中水輪機內流場、渦漩結構及壓力脈動演化特性的研究，并進一步基于能量平衡方程，定量分析水輪機內流場湍動能生成項、黏性耗散項等物理量對能量耗散的貢獻度。

2 計算模型

本文以某模型水輪機為研究對象開展飛逸過程的試驗和數(shù)值仿真，其三維幾何圖及模型測試試驗臺如圖1所示。過流部件包括蝸殼、固定導葉、活動導葉、轉輪和尾水管，其中，轉輪葉片數(shù)和固定導葉數(shù)均為13，活動導葉數(shù)為24，比轉速為160.9 r/min。水輪機模型與原型轉輪直徑分別為0.37 m和5.8 m，二者之間的比尺為1∶15.7，模型水輪機試驗水頭為25 m，原型水輪機額定水頭為76.2 m，單位轉速和單位流量分別為71.22 r/min和0.474 m3/s。試驗臺使用開式系統(tǒng)進行操作，以獲得與原型相似的條件。在測量期間可用水頭均保持在試驗水頭下，活動導葉連接到發(fā)電機的頻率控制器，在試驗中保持導葉位置不變的同時增加轉輪角速度，直到扭矩為零。由于水輪機在部分負荷易誘發(fā)復雜流動分離及渦漩結構，運行穩(wěn)定性問題更加突出，因而本文以設計水頭下活動導葉開度14°(額定出力的42%)對應工況為初值開展飛逸過程研究。

圖1 模型水輪機及試驗測試平臺

(1)

(2)

(3)

式中：ns為比轉速，r/min；n為轉輪旋轉速度，r/min；n11為單位轉速，r/min；Q11為單位流量，m3/s；η為水力效率，%；Q為流量，m3/s；H為水頭，m；D為轉輪出口直徑，m。

3 數(shù)值模擬策略

基于ANSYS CFX對飛逸過渡過程開展數(shù)值分析工作，在飛逸工況時，發(fā)電機甩去負荷，輸出功率為零，根據(jù)轉速平衡方程可得到任意時刻轉輪的旋轉角速度

(4)

基于湍動能k和湍流比耗散率ω的SSTk-ω模型[29-31]對過渡過程中轉輪內出現(xiàn)的強壓力梯度、分離、回流等現(xiàn)象模擬較好，能較為精確地模擬內部出現(xiàn)的大尺度渦漩區(qū)，因此本文選擇SSTk-ω湍流模型對水輪機飛逸過程開展數(shù)值研究。給定總壓進口，靜壓出口，相對參考壓力設為0 Pa。本文瞬態(tài)時間步長設置為0.0002 s，按照采用定理計算得最大采樣頻率為2500 Hz，其遠遠大于動靜干涉頻率，能夠較準確地保留原始信號的信息，進而全面地對飛逸過程壓力脈動頻譜特征進行分析。此外，參考文獻[9-10，21，32]，葉片式旋轉機械非穩(wěn)態(tài)數(shù)值計算，時間步長設置為對應轉輪旋轉角度2°以下能夠獲得較為合理和準確的結果。本文瞬態(tài)時間步長0.0002 s對應的每一時刻轉輪旋轉角度范圍為1.15°～1.72°，滿足數(shù)值計算對時間步長的要求。初始時刻的轉矩和轉速通過定常計算結果獲得，通過程序迭代計算出下一時刻的轉速，進而實現(xiàn)轉輪轉速在每一個時間步上的不斷更新，并獲取瞬時扭矩、流量等參數(shù)，當扭矩M為0時計算終止。CFX二次開發(fā)計算飛逸過程流程如圖2所示。

圖2 水輪機飛逸過程計算流程

對模型水輪機的所有過流部件進行網(wǎng)格劃分，并在活動導葉與轉輪中間的無葉區(qū)設置2個監(jiān)測點VL01、VL02，靠近轉輪進水邊和出水邊的壓力側和吸力側設置4個監(jiān)測點PS11、SS11、PS12、SS12以及尾水管錐管段設置2個監(jiān)測點DT11、DT12，分析各過流部件中的壓力分布，六面體網(wǎng)格及壓力監(jiān)測點如圖3所示。為避免網(wǎng)格數(shù)目對瞬態(tài)計算的影響，采用6套不同數(shù)量的網(wǎng)格進行無關性驗證，分別為N1至N6，如表1所示。

表1 過流部件網(wǎng)格數(shù)統(tǒng)計

圖3 模型水輪機結構化網(wǎng)格及壓力測點布置

圖4為水頭和扭矩隨網(wǎng)格數(shù)目的變化曲線，當網(wǎng)格數(shù)目N由 668 萬增加到 1264 萬時，水頭迅速減小，而扭矩逐漸增加。當網(wǎng)格數(shù)繼續(xù)增加時，對水頭和效率的影響幾乎可以忽略。因此，本文選取1264 萬網(wǎng)格開展數(shù)值模擬工作，該套網(wǎng)格最小角度為33.6°，最低網(wǎng)格質量為0.35。最小角度為度量網(wǎng)格邊之間的夾角，其范圍為0°～90°，CFD計算通常要求角度大于18°[33]，本文最小角度33.6°在接受范圍之內；最低質量定義為為計算六面體結構化網(wǎng)格的三種度量方式(行列式、最大正交性、最大翹曲度)中的最小值，網(wǎng)格質量在0～1之間，結構化六面體網(wǎng)格的最低質量滿足在0.1以上[34]，即可確保數(shù)值模擬計算的精確性，因此本文最低網(wǎng)格質量為0.35滿足計算要求。

圖4 網(wǎng)格無關性測試結果

試驗過程中采用頻率控制器調節(jié)轉速，當水輪機輸出的扭矩為0或者接近為0時停止試驗，此時得到的轉速即為導葉開度為14°時的飛逸轉速。數(shù)值計算和試驗測試得到的單位轉速與單位流量對比如表2所示。由表2可知，數(shù)值結果和試驗測試結果比較吻合，飛逸轉速值與流量值的誤差分別為3.6%和7.4%，表明本文所采用的數(shù)值模擬策略可靠。

表2 數(shù)值模擬與試驗結果對比

4 結果及分析

4.1 外特性參數(shù)對比分析圖5為飛逸過程中典型外特性參數(shù)隨時間的變化曲線。由圖可知，在此過渡過程中，轉速先快速增加后緩慢增加，直至飛逸轉速時刻，該時刻為初始工況的149.02%；而流量在整個過程中逐漸減小，且下降幅度相對較小，飛逸轉速時刻單位流量為初始工況的83.86%；扭矩和效率均顯示為迅速下降，在t=0.4 s(瞬時轉速為初始時刻轉輪旋轉速度的1.3倍)后，出現(xiàn)了較大的波動，直至降至零。飛逸過程是一個轉速上升、流量減小的動態(tài)過程，該過程運行參數(shù)隨時間變化而逐漸偏離最優(yōu)工況的程度越高，顯著降低了水輪機過流部件對運行參數(shù)的適應性，因此在t3時刻后扭矩及效率出現(xiàn)較大波動，表明該時刻后水輪機內部流場不穩(wěn)定性被增強。

注：n/n0為單位轉速相對值；q/q0為單位流量相對值；E/E0為效率相對值；T/T0為扭矩相對值。圖5 飛逸過程外特性參數(shù)變化

4.2 內流場分析以上結果表明，水輪機內的效率逐漸下降為零，而效率的變化與轉輪內部流態(tài)緊密相關，為明確飛逸過程中轉輪內部流動現(xiàn)象，圖6展示了4個典型時刻0.026 s (t1)、0.346 s (t2)、0.666 s (t3)以及1.163 s (t4，飛逸轉速時刻)下，轉輪展向高度s=0.5處速度流線分布。由6圖可知，在t1時刻，轉輪內部整體流態(tài)較好，僅在轉輪壓力面進口處存在局部低速區(qū)；t2時刻時，每個流道吸力面處均出現(xiàn)尺度相同的渦漩，并且延伸至下一級葉片的壓力面；t3時刻，轉輪內流態(tài)進一步惡化，各流道內的渦漩尺度進一步增加，水流能量耗散顯著增加；t4時刻時轉輪葉片各流道充斥著各種大小不一、尺度不同的渦漩，嚴重堵塞著轉輪流道。此外，由于流道內充斥的各種渦漩使得進入尾水管內的水流具有的能量繼續(xù)降低。此時處于飛逸轉速時刻，進口流量降到最低，僅為初始工況的83.86%，內部流態(tài)最差，水流的能量降至最低。

圖6 不同時刻轉輪展項高度速度分布(s=0.5)

由圖7可知，在t1時刻，僅在水輪機轉輪壓力面靠近進水邊出現(xiàn)小尺度的渦漩結構；t2時刻在轉輪葉片吸力面葉道中間捕捉到渦結構，并且延伸至下一個葉片的壓力面，此外在壓力面靠近上冠處也出現(xiàn)了局部渦漩結構；在t3時刻，轉輪吸力面葉道中間的渦漩結構尺度增大，壓力面靠近進水邊的渦漩結構也較為明顯，且強度較吸力面處出現(xiàn)的渦漩結構大，整個流道內基本被渦漩堵塞；t4時刻流道內仍然充斥著渦漩，渦漩結構堵塞著各個流道，引起水力損失增加，流入尾水管內的水流能量降低。對比圖6和圖7發(fā)現(xiàn)，轉輪出口處出現(xiàn)堵塞現(xiàn)象，這是由于來流方向與葉片頭部之間形成了較大的沖角，使得流道內出現(xiàn)了不同尺度的渦漩，導致水流無法正常通過流道。進一步分析得到4個時刻水輪機轉輪內渦漩結構體積分別為0.000027 m3、0.00017 m3、0.00037 m3和0.00051 m3，發(fā)現(xiàn)隨著轉速的不斷升高，流動分離現(xiàn)象逐漸加劇，誘發(fā)的渦漩結構體積逐漸增大。

圖7 不同時刻轉輪內部渦漩結構(Ω=0.52)

4.4 壓力脈動分析壓力脈動是反映機組穩(wěn)定運行性的重要參數(shù)，且其劇烈程度與轉輪內的不穩(wěn)定結構緊密相關，為明確飛逸過程中各過流部件內壓力信號的變化，對無葉區(qū)、轉輪及尾水管內監(jiān)測點壓力數(shù)據(jù)進行短時傅里葉變換(STFT)，如圖8所示。采用對數(shù)處理的STFT不僅可在一張圖上同時顯示時間、頻率和幅值這三者之間的對應關系，而且能夠更加清晰地顯示不同時刻的壓力幅值差異。由于對壓力幅值的絕對值與基準值的比值作對數(shù)處理，且壓力幅值小于基準值，因而幅值均為負值。

圖8 壓力監(jiān)測點短時傅里葉變換結果

由圖8(a)可知，遠離轉輪進口的監(jiān)測點VL01在轉速上升階段的過渡過程中，13.0fn(fn為轉頻)處的幅值較高，為轉輪葉片通過頻率，其諧波頻率的幅值比13.0fn(葉頻)處的幅值低，但也具有一定的脈動強度；在t>0.4 s且頻率范圍為0～0.5倍葉頻內，無葉區(qū)捕捉到具有寬頻特征的高振幅壓力脈動，而在VL02測點處，高幅值的葉頻及其諧波頻率更加明顯，與此類似的是，在t>0.6 s且頻率范圍為0～2倍葉頻內，也出現(xiàn)了高幅值的低頻脈動，該處寬頻特征更加明顯，這是由于VL02監(jiān)測點更靠近轉輪，其所受的動靜干涉作用更強，因此壓力波動更加劇烈。綜上可知，轉輪葉片通過頻率是無葉區(qū)內壓力測點最顯著的頻率特征，同時捕捉到頻率范圍為0～0.5倍葉頻的低頻高幅值壓力脈動。

分析轉輪葉片上監(jiān)測點的STFT結果可知，在整個過渡過程中，均出現(xiàn)了低頻高幅值的壓力脈動?？拷D輪進口的PS11、SS11兩點處導葉通過頻率24.0fn下幅值較高，同時也發(fā)現(xiàn)了頻率范圍為0～0.5倍葉頻的高振幅脈動信號，而靠近轉輪出口的PS12、SS12兩點的壓力脈動現(xiàn)象規(guī)律基本相同，捕捉到的特征頻率除了動靜干涉頻率外，還捕捉到頻率范圍為0～15.0fn的高幅值壓力脈動，其脈動強度明顯高于吸力面，表明飛逸過程中水輪機內部的壓力場在低頻時具有較高的能量。對比可知，沿著流動方向，壓力脈動的幅值逐漸增加，靠近出口處測點的低頻脈動強度高于進口處，表明該低頻脈動壓力場具有的能量隨水流的流動而逐漸耗散。

尾水管在初始階段內顯著的脈動頻率為13.0fn，表明初始階段轉輪的旋轉影響著尾水管錐管段，而在t>0.4 s且頻率小于葉頻范圍內，與無葉區(qū)、轉輪內的壓力脈動情況類似，也同樣捕捉到頻率范圍為0～0.5倍葉頻的低頻高幅值壓力脈動，但幅值較轉輪內小。

對比圖8(a)—(c)可知，除動靜干涉作用引起的高幅值壓力脈動外，飛逸過程中的另一個顯著特征就是激發(fā)了具有寬頻特征的低頻高幅值壓力脈動，其頻率范圍在0.5倍葉頻以下，該壓力信號可能與轉輪內的渦漩結構有關。此外，該低頻脈動壓力場的能量在轉輪內最高，在無葉區(qū)和尾水管內較低，表明其壓力場的能量在向上下游傳播的過程中發(fā)生耗散。

4.5 基于能量平衡方程的損失分析水輪機飛逸過渡過程中，過流部件最終耗散水輪機水頭所對應的所有能量、承受較大的壓力負荷直至轉輪扭矩為零。該過程中的能量耗散，是維持水輪機內部的流動分離及其誘發(fā)渦漩結構動態(tài)平衡的主要因素。為進一步明確轉輪內能量耗散的位置以及由于流場突變引起損失增加的流動機理，本文基于能量平衡方程[39]損失分析方法，在考慮不可壓流動且忽略溫度變化和熱傳導的前提下，建立了整個計算域功率損失與湍動能生成、黏性耗散等物理過程之間的數(shù)學關系。通過分析流場中各物理量的分布，確定能量損失占比較大的區(qū)域，以及轉輪內的能量分布情況，并討論流場內分離流動與能量耗散的關系?；谀芰糠匠痰哪芰科胶夤饺缦拢?/p>

(5)

圖9 水輪機過流部件能量耗散

由前文分析可知在飛逸過渡過程中轉輪內出現(xiàn)大尺度的流動分離現(xiàn)象，這些流場的突變引起轉輪內的損失急劇增加，水流的能量也在流動分離中進一步被耗散。結合圖6和圖7可知，隨著飛逸過渡過程持續(xù)發(fā)展，在t3時刻內轉輪內部吸力面和壓力面的渦漩結構強度較大，各過流通道均被嚴重堵塞，因此，選擇s=0.1、s=0.5和s=0.9處的轉輪展向面，典型t3時刻轉輪內部的能量耗散進行分析，轉輪內湍動能生成項、黏性耗散項、雷諾應力做功項和黏性力做功項如圖10所示。

圖10 轉輪不同展向高度能量損失分布

圖10(a)中，可看到在s=0.1展向面中僅在部分流道葉片壓力面處湍動能生成項較高；在s=0.5展向面中各個流道內轉輪葉片壓力面湍動能生成項均比s=0.1展向面高，流場中的能量進一步被輸運；而在s=0.9展向面幾乎不存在高湍動能生成項；湍動能的能量在中間展向高度處較高，在上冠處和下環(huán)處較低，表明沿著流動方向，湍動能的能量在向上下游傳播的過程中逐漸耗散。在圖10(b)中三個不同展向面上轉輪葉片壓力面均出現(xiàn)較高的黏性耗散項，從葉片進口流向大約1/4處產(chǎn)生，沿著流線方向逐漸發(fā)展，直至葉片出口；而在吸力面僅出現(xiàn)局部零星點狀高黏性耗散項。圖10(a)和(b)對比可知，湍動能生成項和黏性耗散項的分布規(guī)律類似，高值區(qū)主要位于葉片壓力面頭部、吸力面前緣上游以及吸力面尾緣處，表明在大沖角作用下形成的分離流動與流道中的主流相互作用，使平均運動的能量耗散為其它形式能量[40]。進一步發(fā)現(xiàn)，轉輪內的主要能量耗散位置與渦漩位置對應，表明轉輪內流動分離誘導的復雜渦漩結構是引起能量耗散的主要根源。

在圖10(c)中，雷諾應力做功項在各個流道內均存在高低值區(qū)域，且相互混摻在一起，從葉片進口流向大約1/4處產(chǎn)生高能量團和低能量團，沿著流線方向，直至葉片出口，完全混在一起，由于雷諾應力做功使得能量逐漸傳遞給轉輪出口的低速水流；圖10(d)轉輪出口處存在大量的低能量團，而沿著流動方向，高速能量團逐漸減少，表明黏性力做功使得高速水流的能量沿著流動方向逐漸擴散。從圖10(c)和(d)中可知，雷諾應力做功項和黏性力做功項的分布規(guī)律基本相同，在轉輪葉片壓力面中間部位及吸力面前緣、尾緣處均存在高值區(qū)與低值區(qū)相鄰的區(qū)域，表明通過雷諾應力和黏性力的作用，使得流道內水流的平均運動能量傳遞給了尺度較大的分離流動。

基于能量平衡方程的過流部件水力損失分析表明，轉輪內湍動能生成項和雷諾應力做功項在總的能量傳輸和耗散中占據(jù)很大的比例，表明不穩(wěn)定飛逸過程中的能量輸運和耗散主要由湍流主導。流道中的水流通過雷諾應力和黏性力的作用，使得平均流動向湍流輸送能量，并經(jīng)過低壓區(qū)的分離流與流道內主流相互作用，使得水輪機水頭對應的所有能量被耗散。此外，轉輪內能量耗散位置與轉輪內的渦漩位置對應，表明轉輪內的流動分離誘導的復雜渦漩結構是引起能量耗散的主要根源。

5 結論

本文對混流式模型水輪機的飛逸過渡過程開展瞬態(tài)研究，得到了與試驗測試結果相吻合的飛逸轉速及流量，并開展水輪機內不穩(wěn)定流動與能量耗散研究。在飛逸過渡過程中，水輪機的轉速持續(xù)增加直至達到扭矩為零時的飛逸轉速，為初始工況的149.02%，流量逐漸減小，最終為初始值的83.86%。且當瞬時轉速高于初始時刻轉輪旋轉速度的1.3倍時，水輪機外特性參數(shù)波動更加明顯。主要結論如下：

(1)飛逸過程中，轉輪進口處水流在大沖角作用下形成較強的流動分離現(xiàn)象，誘發(fā)轉輪葉片通道產(chǎn)生兩種不同的渦漩結構。一種為靠近轉輪壓力面進口，呈柱狀均勻分布且強度相對較低的渦漩結構，沿葉片展向由轉輪上冠延伸至葉片中部，另一種渦漩結構強度較高，由上冠進口邊后葉道間延伸至下環(huán)，呈非均勻柱狀分布。隨轉速的升高，轉輪流道內渦漩結構逐漸增多，堵塞轉輪流道，嚴重降低水輪機的水力性能。

(2)無葉區(qū)及轉輪內在動靜干涉作用下誘發(fā)了幅值較高的壓力脈動。此外，轉輪與活動導葉間無葉區(qū)、葉片表面及尾水管內均捕捉到具有低頻、寬頻特征的高振幅壓力脈動，頻率范圍在0.5倍葉頻以下，該低頻脈動壓力場的能量在轉輪內最高，在無葉區(qū)和尾水管內較低，表明其壓力場的能量在向上下游傳播的過程中逐漸耗散。

(3)基于能量平衡方程的過流部件水力損失分析表明，各過流部件能量耗散主要發(fā)生在轉速上升的初始階段，且水輪機轉輪和尾水管內的能量耗散之和超過耗散總量的90%。轉輪內雷諾應力做功項和湍動能生成項在總能量傳輸和耗散中占比較高，表明不穩(wěn)定飛逸過程中的能量輸運和耗散主要由湍流主導。進一步發(fā)現(xiàn)，轉輪內的主要能量耗散位置與渦漩位置對應，表明轉輪內流動分離誘導的復雜渦漩結構是引起能量耗散的主要根源，為進一步揭示水輪機飛逸過程的能量耗散機制研究指明了方向。