混流式水輪機偏負荷工況內流場及壓力脈動分析

卜瑋晶,潘樹昌

(1. 長春工業(yè)大學人文信息學院,吉林 長春 130122;2. 河北工業(yè)大學機械工程學院,天津 300401)

隨著水利水電工程行業(yè)的發(fā)展,水電、光電和抽水蓄能等多種可再生能源發(fā)電方式形成互補系統(tǒng),減少棄水、棄光等能源的耗費,提高了自然界可再生能源的發(fā)電效率和能源利用率.常規(guī)水電站需要依據電網負荷的變化不斷調整水輪機出力,因此,高頻率的出力調整和水輪機在高負荷工況下的穩(wěn)定運行成為電站安全運行的基本要求.

目前,國內外許多學者已經采用計算流體力學對水力發(fā)電機組穩(wěn)定性展開了研究.SU等[1]對3種不同轉速及其最佳效率點進行數值研究,討論了速度剖面、葉片載荷、壓力脈動和振動特性,形成了渦輪穩(wěn)定性的綜合評價.LIU等[2]在RNGk-ε湍流模型的基礎上,提出了一種新的非線性湍流模型,并采用Ehrhard的非線性方法求解剪切應力,研究了導流葉片錯位泵水輪機的S區(qū)失穩(wěn)問題.ZHOU等[3]研究了4種偏載工況下的壓力脈動和軸向水推力脈動,對無葉區(qū)、流道和尾水管內部的壓力脈動進行了詳細的分析.SHI等[4]基于雷諾時均控制方程和RNGk-ε湍流模型,對水泵水輪機進行了非定常三維數值模擬,得到了導葉式水輪機的壓力脈動特性,發(fā)現(xiàn)蝸殼內壓力脈動時域呈周期性變化,且具有相同的周期.FENG等[5]研究了偏工況下運行的水輪機,輸出功率波動較大,現(xiàn)場對樣機進行的試驗表明,尾水管渦激頻率與發(fā)電機固有頻率共振是脈動產生的主要原因.YANG等[6]采用瞬態(tài)數值模擬方法研究了軸流泵水輪機運行時簸箕形管道內渦的演化特征和壓力脈動,并將模擬得到的壓力脈動信號與模型試驗的壓力脈動結果進行了比較.LI等[7]采用數值計算與試驗驗證相結合的方法,研究了離心泵不同流量工況下軸端密封膜表面壓力脈動特性.龐嘉揚等[8]基于水光蓄互補聯(lián)合系統(tǒng)研究了超低出力區(qū)水輪機的壓力脈動現(xiàn)象,發(fā)現(xiàn)轉輪葉片出口出現(xiàn)回流現(xiàn)象,確定了機組的運行工況區(qū)間和壓力脈動源.宋罕等[9]研究了不同導葉開度對混流式水輪機壓力脈動特性的影響,確定了各種開度下壓力脈動幅值和壓力脈動源以及脈動在機組內部傳動規(guī)律.張軍智等[10]總結了多能互補系統(tǒng)中混流式水輪機的所有負荷工況穩(wěn)定性和經濟性,對系統(tǒng)中常規(guī)水輪機組的轉輪改造進行了設計創(chuàng)新.邱勝等[11]基于長短葉片式混流式水輪機,研究了不同工況下水輪機的內流場變化和水輪機內部不同區(qū)域的壓力脈動情況,并研究了流體機械內部空化發(fā)展情況以及空化對流體機械的壓力脈動影響.錢忠東等[12]基于試驗和數值計算2種方式研究了水泵水輪機和燈泡貫流式水輪機不同運行工況下全流道內部各過流部件的壓力脈動規(guī)律.賴喜德等[13]研究了核主泵在定轉速下的四象限運行特性曲線,并確定特性曲線的運行可靠性和混流式核主泵不同工況下葉輪和空間導葉流道中各特征結構位置的壓力脈動特性,對壓力脈動頻源和傳播規(guī)律等進行定量和定性分析.康永剛等[14]分析了超低出力工況下混流式水輪機的壓力脈動發(fā)展規(guī)律,并對轉輪葉片靜應力進行數值計算,保證了機組物理參數滿足規(guī)范要求.

由于中比轉數混流式水輪機組在偏負荷工況下的內流場變化和壓力脈動特性研究內容尚缺,文中基于SSTk-ω湍流模型對中比轉數混流式水輪機進行數值分析,計算結果揭示水輪機在偏負荷工況下內流場變化特性和機組穩(wěn)定性的變化規(guī)律,研究結果可對中比轉數混流式水輪機在水光蓄互補聯(lián)合發(fā)電系統(tǒng)偏負荷工況下的穩(wěn)定運行提供工程價值.

1 數值計算方法

1.1 三維模型及網格劃分

某水光蓄互補聯(lián)合發(fā)電系統(tǒng)中常規(guī)混流式水輪機流體域計算模型如圖1所示.

其主要設計參數:額定水頭Hr=131 m,最高水頭Hmax=154 m,設計流量Qr=16.4 m3/s,額定轉速n=428.6 r/min,額定開度ar=86 mm,活動導葉數Zg=24,轉輪葉片數Zr=14,額定出力Pr=20.2 MW,轉輪直徑D1=1.77 m.

水輪機比轉數是一種反映其轉速、水頭、流量和出力之間關系的量綱為一參數,代表同一系列水輪機在相似工況下運行的綜合性能,比轉數的運用對提高機組動能效益以及降低機組造價和廠房土建成本具有重要意義.文中水輪機比轉數ns計算式為

(1)

式中:n為轉速,r/min;經計算得,水輪機比轉數為137.6,屬于中比轉數混流式水輪機.

采取網格生成軟件ICEM CFD對固定導葉、活動導葉、轉輪、尾水管的三維水體模型進行結構化網格劃分,同時對蝸殼的三維水體模型進行非結構化網格劃分,將分別生成的網格進行合并得到整個水輪機三維計算網格.在網格劃分過程中,通過試算來進行網格無關性驗證,共劃分了4組不同數目的網格(見表1),表中Qc為計算流量,δ為相對誤差.以尾水管出口流量作為驗證目標,選取方案3的網格數據作為計算網格.最終生成水輪機三維計算網格,網格總數N為1 142.37萬,其中蝸殼為159.82萬,導水機構為347.07萬,轉輪為510.63萬,尾水管為124.85萬,各過流部件網格如圖2所示.

表1 網格無關性驗證

圖2 計算域網格及局部示意圖

1.2 計算工況點

常規(guī)混流式水輪機工作運行工況通常低于出力限制線(即5%出力限制線),不同水頭下水輪機的出力限制線工況點出力各不一樣,文中混流式水輪機研究工況包括額定水頭和最高水頭,高出力工況區(qū)出力處于額定出力至5%出力限制線間,具體研究工況點的計算參數見表2,表中H為水頭,a為開度,P為出力.

表2 各工況點計算參數

1.3 計算方法驗證

文中對水光蓄互補聯(lián)合發(fā)電系統(tǒng)混流式水輪機開展了計算方法準確性分析,每隔5%開度進行數值計算,根據計算結果獲得各開度下機組的出力和效率值,并與水輪機試驗數據進行對比分析,由圖3可知,不同開度下的計算出力和試驗出力、計算效率和試驗效率曲線相似,趨勢一致,誤差較小.因此該數值計算方案準確,計算精度高.

圖3 數值計算方法準確性驗證對比

2 數值模擬

2.1 湍流模型

在水力發(fā)電實際工程中,工況的變化對流體流態(tài)有巨大的影響,需要對各種流態(tài)進行初步分析并合理選擇湍流模型.文中湍流模型選用SSTk-ω湍流模型,該模型只需要初始邊界條件,適用于雷諾剪切應力起主要作用的流態(tài).

SSTk-ω湍流模型方程形式為

(2)

Gω-Yω+Sω+Dω,

(3)

2.2 邊界條件

進、出口邊界條件采用壓力進口及壓力出口,根據水頭條件確定進口總壓力,額定水頭下進口總壓為1 485.5 kPa,最高水頭下進口總壓為1 724.8 kPa.參考壓力設置為0,出口壓力為靜壓出口,根據水輪機安裝高程設定靜壓值為194.6 kPa.在混流式水輪機內各過流表面及轉輪葉片等固壁上,速度需滿足無滑移壁面條件,在近壁區(qū)域采用標準壁面函數.穩(wěn)態(tài)計算時,活動導葉與轉輪間的動靜交界面設置為凍結轉子(Frozen rotor)類型;瞬態(tài)計算時,動靜交界面設置為瞬態(tài)凍結轉子(Transient rotor stator)類型.瞬態(tài)計算基于穩(wěn)態(tài)計算初始結果,選取轉輪每旋轉1°為單個時間步長,總時長為20個周期(即總時間t=2.799 8 s),提取第19和20圈內機組監(jiān)測點的壓力脈動幅值,采用FFT進行壓力脈動的頻率分析.

2.3 監(jiān)測點設置

數值計算非定常計算過程中動態(tài)監(jiān)測點的布置對于壓力脈動數據獲取尤為重要,可以準確捕捉整個流道中壓力時域數據和分布規(guī)律.文中監(jiān)測點A位于導葉間無葉區(qū),監(jiān)測點B位于導葉與轉輪間無葉區(qū),監(jiān)測點C為轉輪流道中心,監(jiān)測點D,E位于尾水管直錐段,監(jiān)測點F,G位于尾水管彎肘段,具體布置情況如圖4所示.

圖4 水輪機監(jiān)測點布置

3 計算結果及分析

3.1 高負荷工況下的轉輪內流場分析

轉輪是混流式水輪機將水的勢能轉化為旋轉機械能的核心部件,其內部流態(tài)的穩(wěn)定性和高效性是影響水力發(fā)電效率的關鍵因素.圖5,6分別為額定水頭和最高水頭下水輪機轉輪內壓力分布和流線分布.

圖5 額定水頭下轉輪葉片壓力和轉輪流道流線分布

圖6 最高水頭下轉輪葉片壓力和轉輪流道流線分布

從圖5,6中可看出,高負荷工況下的水流流經轉輪后,水流能量從勢能轉化為旋轉機械能,轉輪進出口壓力差可近似視為水流能量轉化為電站出力大小,轉輪葉片壓力沿著轉輪進口至出口呈現(xiàn)逐級均勻降低的趨勢,葉片正面和背面壓力降低速率變化均勻.2種水頭下轉輪葉片出口位置均出現(xiàn)了低壓區(qū),易導致轉輪葉片出口因壓力降低形成氣泡,氣泡被水流帶動至高壓區(qū)發(fā)生氣泡潰滅,出現(xiàn)空蝕現(xiàn)象,對轉輪葉片表面引起材料損壞,增加水力損失和水流泄漏,降低機組效率和穩(wěn)定性能.高負荷工況下轉輪內部流線呈現(xiàn)均勻分布,流線速度變化穩(wěn)定,轉輪內速度范圍在不同水頭和不同開度下各不相同,轉輪葉片進口與上冠處流道內水流速度較小,下環(huán)面與葉片出口內流道水流速度最大.

在同一水頭下,隨著活動導葉開度的增加,進入轉輪的水流流量增加,轉輪葉片所受壓力能增加,轉輪進出口壓力差也隨之增加,高負荷工況下的轉輪葉片對水流約束能力增強,葉片壓力變化梯度明顯.同時,流線紊亂區(qū)域主要發(fā)生在葉片出口與下環(huán)流道內,紊流區(qū)域隨著開度增加開始減小,這是由于大流量水流使葉片對水流流線的約束力增強,但高負荷工況下轉輪內流道下環(huán)出口流線紊亂區(qū)易出現(xiàn)葉道渦現(xiàn)象.文中為減小較大水頭差引起的誤差,同時對3種開度在中間水頭(145 m)下進行數值計算,中間水頭工況計算結果符合該機組從額定水頭到最高水頭區(qū)間的內流場特性變化規(guī)律,在同一開度下,水頭的升高會增加轉輪進出口壓力差,轉輪葉片表面低壓區(qū)范圍增大,葉片空蝕現(xiàn)象發(fā)生的概率升高,水頭升高也會提升轉輪內部流動穩(wěn)定性,提高同一葉高位置水流速度,保證水流不出現(xiàn)回流、渦流和二次流現(xiàn)象,降低機組水力損失.

3.2 高負荷工況下的尾水管內流場分析

尾水管是混流式水輪機將完成能量轉化后的水流導流至下游的機械結構,同時尾水管還可以回收部分水流能量,增加轉輪整體的水頭能量.圖7,8分別為額定水頭和最高水頭下尾水管內部流態(tài)及渦帶發(fā)展情況.

圖7 額定水頭下尾水管渦帶及速度分布

圖8 最高水頭下尾水管渦帶及速度分布

混流式水輪機活動導葉開度不同,尾水管中渦帶呈現(xiàn)不同的形狀和尺寸,渦帶發(fā)展規(guī)律也各不相同.尾水管流速分布直接影響著渦帶的形成和發(fā)展及其運動規(guī)律,在高負荷工況下,尾水管內流速分布均勻,轉輪泄水錐下端水流速度最高.在徑向方向上,由尾水管斷面中心向管壁,速度逐漸減小,從尾水管進口至出口,尾水管內速度呈現(xiàn)總體降低的趨勢,不同開度和不同水頭下尾水管壓力變化趨勢一致.水流軸向速度變化明顯,圓周速度變化較小,轉輪出口速度存在切向分量,水流在尾水管流動過程產生逆壓梯度,導致尾水管內渦帶主要呈現(xiàn)同軸的圓柱形空腔渦帶.尾水管邊壁碎渦帶是由進入尾水管直錐段流體環(huán)量與尾水管壁剪切形成,碎渦帶尺寸小,能量大,造成尾水管內流場失穩(wěn).導葉開度增加導致尾水管內流速分布范圍廣,軸向速度和圓周速度比值變化更大,尾水管空腔渦帶直徑大,渦帶發(fā)展區(qū)域更長.在同一開度下,水頭升高使得尾水管內流速升高,空腔渦帶形狀不規(guī)律變化,對渦帶發(fā)展區(qū)附近的流態(tài)影響更大.

3.3 高負荷工況下的機組穩(wěn)定性分析

混流式水輪機轉輪的水力設計限制了葉片進口角不可調整的特性,當機組遠離設計工況運行時,進入轉輪的水流速度方向和葉片進口角之間都會形成不同的正負沖角,偏離度與沖角值呈正相關.高負荷工況下,進口水流與葉片進口角通常為負沖角,導致水流在葉片表面發(fā)生脫流和水擊現(xiàn)象,造成葉片產生很高的真空,形成強烈的次生水沖擊,嚴重危害了機組的安全運行穩(wěn)定性,高負荷工況下機組產生壓力脈動同時會增大機組的振動、擺度和噪聲.

為了完整分析高負荷工況下混流式水輪機穩(wěn)定性能,文中僅分析2種水頭下,導葉開度為94 mm和104 mm的壓力脈動計算數據,基于傅里葉變換公式,對壓力脈動幅值進行實時轉化,分析水輪機各過流部件內的壓力脈動特性.

圖9,10分別為額定水頭和最高水頭下不同監(jiān)測點的壓力脈動p頻域圖,文中水輪機轉輪轉頻為fn(fn=7.143 Hz).由圖可知,在高負荷工況下,混流式水輪機壓力脈動幅值較大,導葉開度變化會改變機組全流道壓力脈動振幅,但對全流場脈動規(guī)律影響較小,機組水頭升高也會改變全流場內部流態(tài)穩(wěn)定性,各監(jiān)測點壓力脈動幅值提高,導致機組振動加劇.從頻譜圖中分析可知,監(jiān)測點A,B為導葉間無葉區(qū)和導葉與轉輪無葉區(qū)間的壓力脈動,無葉區(qū)主頻為fn,次頻為2fn,主要受轉輪旋轉發(fā)生脈動并向上傳播至無葉區(qū),最高水頭下無葉區(qū)中主頻為低頻脈動,這是由于水頭升高使尾水管內流態(tài)發(fā)生改變,產生低頻脈動向上傳播造成的無葉區(qū)壓力脈動.監(jiān)測點C為轉輪流道內部壓力脈動,在額定水頭下,壓力脈動主頻為24倍葉頻,這是由于活動導葉和旋轉的轉輪之間發(fā)生了動靜干涉,旋轉的轉輪葉片對活動導葉尾跡產生切割作用和活動導葉流場與轉輪流場勢流相互作用.監(jiān)測點E,G為尾水管直錐段和彎肘段壓力脈動,尾水管內部壓力脈動主頻為低頻脈動,開度增加改變了轉輪進出口速度三角形,水流在葉片表面發(fā)生脫流和撞擊現(xiàn)象,轉輪出口的水流流態(tài)不穩(wěn)定,產生許多細小渦帶,使尾水管壓力脈動幅值大幅提升,最高脈動幅值達到19.8 kPa,尾水管內部次頻為幅值相近的低頻幅值,水輪機全流場流量增加使尾水管內部水流軸向速度遠遠超過水流圓周速度,減少了導葉葉頻、轉頻和動靜干涉頻率對尾水管內部流態(tài)的影響.綜上所述,水頭升高影響了水輪機內流場穩(wěn)定流態(tài),并造成相同開度下的水輪機壓力脈動振幅升高,無葉區(qū)內產生低頻脈動;開度增大也提升了水輪機無葉區(qū)脈動振幅,尾水管內的低頻脈動向上傳遞至轉輪內部和無葉區(qū),導致機組振動加劇,影響機組的穩(wěn)定安全運行.

圖9 額定水頭下監(jiān)測點頻譜圖

圖10 最高水頭下監(jiān)測點頻譜圖

4 結 論

1) 水光蓄互補聯(lián)合發(fā)電系統(tǒng)中水電機組啟停、出力變化頻繁,過渡過程機組穩(wěn)定性是滿足發(fā)電系統(tǒng)安全運行的重要保障.高負荷工況下中比轉數混流式水輪機轉輪葉片出口出現(xiàn)低壓區(qū),葉片易出現(xiàn)空蝕現(xiàn)象,2種水頭下轉輪內部均出現(xiàn)了流線紊亂區(qū),易出現(xiàn)葉道渦現(xiàn)象,增大開度使轉輪葉片對水流的約束能力增強,保證轉輪內流態(tài)更穩(wěn)定.高負荷工況下尾水管水流在流動過程產生逆壓梯度,內部均出現(xiàn)了不同大小的圓柱形空腔渦帶,提高水頭使渦帶直徑和發(fā)展區(qū)域增大,尾水管進口邊壁處出現(xiàn)數量眾多的碎渦帶,造成尾水管內流場失穩(wěn).

2) 高負荷工況下轉輪進口水流方向與葉片進口角形成負沖角,造成葉片表面出現(xiàn)脫流和撞擊現(xiàn)象,增大了機組水力損失.機組在高負荷工況下壓力脈動幅值較大,無葉區(qū)、轉輪內部和尾水管主頻分別為轉頻、葉頻和低頻脈動.增大水頭和開度提高了無葉區(qū)的壓力脈動振幅,尾水管內低頻脈動逆向傳播,導致機組振動加劇,影響機組的穩(wěn)定安全運行.