混流式水輪機大負荷區壓力脈動陡升問題研究

2015-07-28 03:19:42孔凡瑞李遠余張樹邦哈爾濱電機廠有限責任公司黑龍江哈爾濱150040

水電站機電技術 2015年4期

孔凡瑞，李遠余，張樹邦（哈爾濱電機廠有限責任公司，黑龍江哈爾濱 150040）

孔凡瑞，李遠余，張樹邦
（哈爾濱電機廠有限責任公司，黑龍江哈爾濱 150040）

摘要：針對電站水輪機出現的大負荷區壓力脈動陡增現象，通過電站模型和電站實測壓力脈動實驗結果，結合電站分步驟改型措施和對水輪機CFD結果分析認為，水輪機大負荷區壓力脈動陡升問題與轉輪葉片進口設計有直接關系，不理想的轉輪葉片進口設計會導致水輪機在大負荷時葉片進口正面脫流，產生水輪機壓力脈動陡升現象。在實際中可以通過改善水力和其它方法消除或減小水輪機壓力脈動值，提高機組運行的安全穩定性。

關鍵詞：混流式水輪機；壓力脈動陡升；水輪機運行穩定性

1概述

根據混流式水輪機特點，其額定點一般較接近最優工況點并位于其右側，效率水平較高，運行工況穩定。但近年來一些電站相繼出現了在額定工況附近不穩定現象，主要表現為機組運行功率擺動大、壓力脈動及機組振動陡升、調速器在大負荷難以穩定等現象，嚴重威脅了機組的安全穩定運行，降低了電站運行的經濟性。

通過對電站的分析研究可以看出，水輪機大負荷壓力區脈動陡升現象有著與其它壓力脈動不同的振動特點和振源位置。一般混流式水輪機在40% ～60%額定出力時的振動增加，是由轉輪出口處旋轉渦帶造成的，表現為尾水管錐管壓力脈動增加，水輪機振動增大，尾水管進人門處噪聲大，成像觀察時尾水管有與水輪機旋轉方向一致的強烈旋轉鞭狀渦帶。大負荷壓力脈動陡增則主要表現為導葉后轉輪前壓力脈動的陡升，尾水管壓力脈動有上升趨勢，但相對于前兩者的上升幅度較小。

本文通過對模型實驗結果、真機現場實驗結果和對水輪機的CFD分析，找到了水輪機大負荷區壓力脈動陡升的原因，并給出了幾種可行性措施。

2電站問題提出及過程分析

問題是以國內某大型電站的實際運行情況而提出的。國內某大型電站2011年3號機監測數據顯示，機組在高負荷時一些穩定性指標超標，特別在接近相應水頭滿負荷附近，水輪機振動、擺渡和壓力脈動突然上升。廠家隨后對該電站2號、3號和5號機進行了現場測試及模型實驗，電站主要參數如表1。

表1電站主要參數

電站現場測試時水輪機運行凈水頭約為160m，相應的水輪機最大出力約535MW。實驗過程中隨著2號、3號和5號機組出力逐漸上升到530MW負荷以上時，可聽見發電機頂罩上蓋板由于水輪機補氣而產生的振動聲響。將5號機發電機頂罩上蓋板拆除，在發電機頂罩上方觀測補氣情況。機組在390～420MW負荷時，補氣閥發出輕微滋滋聲響，補氣閥未動作；在420～450MW負荷時，補氣閥未動作；在500MW負荷時補氣閥開始頻繁動作，約3s動作一次，但每次補氣閥開度很小并瞬間關閉；在510MW負荷時補氣閥開閥時間加長，補氣噪聲加大；機組在520MW負荷以上時，補氣情況劇烈，補氣閥開度可達10mm左右。

3號機試驗過程中，尾水錐管進人門處在大負荷（約510MW以上）有渦帶撞擊聲，聲音不大；當機組出力大于520MW時，噪聲明顯加大。

另外2號機還進行了沒有補氣情況下的實驗。實驗過程中，機組出力為520MW時，尾水錐管進人門處有較大的轟鳴聲，在530MW時并伴有較大的尾水渦帶撞擊邊壁聲。在不補氣的情況下，尾水錐管進人門處的聲響比補氣管暢通時似有加大，但不明顯。后期對真機的實測結果顯示，當機組出力超過550MW時，機組蝸殼進口和頂蓋的壓力脈動陡升，但尾水錐管處上升并不明顯（詳見圖14）。

3電站采取措施

根據電站情況，采用逐項排除的方式對水輪機進行了消除振動措施，對水輪機各個過流部件進行了分步驟修型，并對修型前、后機組的振動參數進行了比較。

首先，電站對葉片活動出口及固定導葉出口進行修型（見圖1、2），并加長轉輪泄水錐，以判斷該問題是否為導葉出口處卡門渦造成的，以及加長轉輪泄水錐對其振動是否有明顯降低。經對修型前后機組的壓力脈動現場實測和模型實驗結果分析比較可以看出，修型前后的水輪機壓力脈動無明顯變化，隨出力增大趨勢仍然明顯，噪聲略有降低，故可以排除卡門渦引起振動的可能性，加長泄水錐對降低此時的壓力脈動也無明顯效果。

圖1活動導葉修型形狀

圖2固定導葉修型形狀

其次，在葉片出口背面約80mm葉片下半部區域對葉片進行減薄修型。以改變卡門渦的頻率，減輕引起的卡門渦噪聲?，F場測試結果顯示，效果不明顯。

第三步，從出水邊的中部至下環處出水邊切割40mm（見圖3、4），出水邊形狀由壓力面平直吸力面弧面改為吸力面平直壓力面弧面，以降低其卡門渦頻率。實測結果顯示，修型后，在同樣的開度下，出力比其它機組高約15MW。在該水頭滿負荷下，頂蓋振動值基本不超標，但仍有明顯加大趨勢。

圖3下環側葉片修型形狀

圖4上冠側葉片修型形狀

最后，將1號機葉片出水邊靠近上冠處切削反向三角區域。通過對葉片上冠修型前、后試驗數據對比可知，修型后1號機組水輪機穩定性得以大幅改善，修型前頂蓋垂直振動在超過500MW后有明顯抬升趨勢，在最大負荷下（555MW）達到最大（115um），修型后雖仍有抬升，但已明顯放緩，最大負荷下（580MW）頂蓋垂直振動為52um，幅值明顯降低。與其它沒有進行上冠處修型機組相同條件下的振動對比知道，1號機頂蓋的振動和壓力脈動均明顯較小，修型后機組出力范圍也一定程度上增加。轉輪葉片出口上冠側修型對于噪聲主頻的改變和低水頭、大負荷下頂蓋垂直振動和其壓力脈動降低均有一定效果。

通過上述一系列修型措施，較為有效地控制了機組在大負荷區域的壓力脈動和機組振動，對降低大負荷區域壓力脈動及振動陡升問題起到了一定作用。

4模型及真機壓力脈動實驗結果及分析

在采取了上述一系列修型措施后，廠家對各修型前、后的水輪機模型進行了模型實驗。結果如圖5～圖14：

圖5蝸殼進口修型前壓力脈動

圖6 蝸殼進口修下環處后壓力脈動

圖7蝸殼進口修上冠處后壓力脈動圖

圖8無葉區修型前壓力脈動

圖9無葉區修下環處后壓力脈動

圖10無葉區修上冠處后壓力脈動

圖11尾水管修型前壓力脈動

圖12尾水管修下環處后壓力脈動

圖13尾水管修上冠處后壓力脈動

圖14 現場試驗各部位壓力脈動

通過數據圖表可以看出，電站模型和真機的壓力脈動值都有在通過最優區域后壓力脈動陡升現象，而且升高的幅值較高，與常規混流式水輪機在此區域的特性明顯不同。

圖5，6，7模型實驗數據圖表顯示，蝸殼進口處45%較低負荷區域壓力脈動，在蝸殼進口處沒有引起明顯的壓力波動，這是因為在導葉小開度、部分負荷條件下，水輪機的振動主要是由于轉輪出口處的旋轉渦帶造成的，渦帶能量由于轉輪和導葉的阻擋，沒有傳到蝸殼處，而是隨水流流向尾水管，造成尾水管進口的壓力脈動增加。

電站問題的解決過程說明，轉輪的葉片、導葉尾部修型后對壓力脈動有一定影響，但沒有消除其大負荷區域的振動和壓力脈動陡升問題。因此，可以排除振源為葉片和導葉出水邊卡門渦。

根據實驗結果知道，導葉后、轉輪前壓力脈動變化幅值較尾水管處大，且敏感，所以振源應在導葉和轉輪之間。根據以上分析知道振動不是由活動導葉出口卡門渦引起，應該產生于轉輪葉片進口側。

葉片進口產生的脫流渦帶隨水流向下流動，穿過轉輪葉柵區到達轉輪出口，使尾水管壓力脈動增加，造成轉輪出口處壓力波動，使大軸中心孔補氣裝置開始動作。

現場最后進行的葉片出水邊上冠側切割大三角區域措施，實質上增加了轉輪葉片的開口值，進而提高轉輪單位流量和過流能力，使得水輪機的特性整體向右上方移動，有效遠離原來大負荷壓力脈動陡升區，從而提高了水輪機運行穩定性，從側面解決了大負荷區域振動問題。

5電站水輪機的CFD分析

為了尋找電站大負荷區域壓力脈動陡升問題的振源位置，建立了電站水輪機CFD模型，并分別對最優工況點，現場試驗工況點及試驗點45%出力條件下進行了CFD計算。

CFD分析結果顯示，在最優工況時，水輪機CFD模型從蝸殼進口至尾水管出口流態較好；固定導葉、活動導葉和轉輪葉片出口處未見卡門渦；尾水管無旋轉渦帶，進口處水流為法向；葉片正、背面壓力分布均勻，葉片進口處速度矢量在正、背面分布均勻，但已經有正面矢量分布多背面分布少趨勢，水流相對葉片進口已經有負傾角趨勢。

現場試驗工況點時，固定導葉、活動導葉和轉輪葉片出口處未見卡門渦；尾水管未見較強旋轉渦帶，有空腔渦帶產生，渦帶壓力分布比較均勻；葉片進口背面有明顯高壓區，壓力明顯高于相應葉片正面，葉片進口處矢量分布明顯偏向葉片正面，背面矢量分布極少，水流相對葉片進口負傾角趨勢極明顯。

45%負荷時，固定導葉、活動導葉和轉輪葉片出口處未見明顯卡門渦；尾水管有較強旋轉渦帶，旋向與機組旋向一致；葉片正、背面壓力總體分布均勻，葉片進口處速度矢量在正、背面分布均勻，稍偏向背面。

圖15為45%負荷葉片進口壓力分布，圖16為最優工況葉片進口壓力分布，圖17為大負荷葉片進口壓力分布，圖18為45%負荷葉片進口矢量分布，圖19為最優工況葉片進口矢量分布，圖20為大負荷葉片進口矢量分布，圖21為45%負荷尾水管流線圖，圖22為最優工況尾水管流線圖，圖23為大負荷尾水管流線圖。