抽水蓄能機組低水頭起動過渡過程壓力脈動分析

陳會向，劉漢中，王胤淞，周大慶，徐 輝，闞 闞2,

抽水蓄能機組低水頭起動過渡過程壓力脈動分析

陳會向1,2，劉漢中1，王胤淞3，周大慶3，徐 輝1,2，闞 闞2,3※

（1. 河海大學農業科學與工程學院，南京 211100；2. 河海大學水利水電學院，南京，210024； 3.河海大學能源與電氣學院，南京 211100）

抽蓄機組在低水頭起動時易進入其全特性曲線的反S不穩定區，從而導致機組并網失敗，嚴重影響機組的安全穩定運行。其中機組內部復雜流動演變導致的劇烈壓力脈動是影響機組動態特性的關鍵。該研究基于計算流體動力學（computational fluid dynamics，CFD）數值模擬方法對水泵水輪機低水頭起動過程進行研究，重點分析了導葉與尾水管區域的壓力脈動特性及產生原因。結果表明：機組起動過程中，無葉區時均壓力幅值是固定導葉與活動導葉間的6倍，且時均壓力幅值在無葉區沿周向分布不均。動靜干涉主導了無葉區時均壓力和脈動壓力的變化，而在上游固定導葉與活動導葉間的動靜干涉作用主要影響的是壓力脈動幅值。尾水管直錐段壓力脈動在機組起動過程不同階段表現出不同的波動特征，PID（proportion integration differentiation）調節階段壓力波動較為明顯。通過內部流動對比發現，活動導葉開啟會引起無葉區水流速度的分布變化和波動，活動導葉小開度下轉輪進口和無葉區存在明顯的大尺度旋渦，這些和動靜干涉聯合作用是導致無葉區時均壓力和脈動壓力波動幅值高的原因。尾水管渦帶在起動過程經歷了從邊條狀渦帶轉為螺旋狀渦帶，之后又轉變為幕布狀渦帶的過程。渦帶的持續存在和動態變化不僅誘導了壓力徑向分布不均，也是導致壓力波動劇烈的主要原因。研究成果可為提高抽蓄電站機組低水頭起動并網成功率提供參考。

壓力脈動；數值模擬；抽水蓄能機組；過渡過程；低水頭起動

0 引 言

從全球范圍來看抽水蓄能技術成熟，是儲能的主力[1]。抽水蓄能電站較火電站、核電站等具有增減負荷迅速的優點，其在電網中也承擔著調峰調頻的作用[2-3]，因此部分抽水蓄能電站的起停機過程頻繁，這些運行工況在全特性曲線上跨度較大，更容易進入反S不穩定區[4]。由于不同工況下水泵水輪機內部流態差異較大，導致轉輪所受轉矩在大范圍內波動，并產生強烈的壓力脈動，從而導致其在開機起動時并網困難，嚴重時會導致廠房共振[5-6]，引發安全問題。低水頭并網發電成功率低是抽蓄機組和水電機組面臨的普遍性問題，因此開展抽蓄機組低水頭發電過程水力不穩定特性研究，特別是對起停機過渡過程的壓力脈動研究對指導大型抽蓄機組運行穩定性具有重要的現實意義。

關于水泵水輪機過渡過程的研究方法中，常規方法建立的一維過渡過程模型難以揭示機組內部復雜三維流動特性，無法解釋外特性參數變化規律，以往三維方法往往指定機組轉速和活動導葉開度變化規律，與電站機組真實情況差異較大。針對壓力脈動的研究，常采用試驗和數值模擬方法[7-8]。國內有關學者針對水泵水輪機不同工況的壓力脈動開展了許多試驗研究[9-11]。孫躍昆等[12]對水泵水輪機開機過程的有關試驗數據進行了分析，發現機組在水輪機工況開機過程中隨著負荷的增加，無葉區壓力脈動越來越小，在水泵開機過程中排氣階段的壓力脈動最大。吳亞軍等[13]通過不同導葉開度對泵工況零流量的外特性試驗分析得出泵工況在小開度下的壓力脈動較小，因此泵工況時應在駝峰區外的小開度下起動。

試驗方法可以獲得較為精確的數據，但其成本高且多數過渡過程試驗具有危險性。相較于試驗方法，三維數值模擬可以在水泵水輪機內部設定更多的監測點，得到的壓力脈動特性信息更加豐富，因此近年來很多學者利用三維數值模擬方法探究水泵水輪機壓力脈動特性。李劍華等[14]分析了水泵水輪機特定導葉開度下不同工況的壓力脈動特征頻率。王小龍等[15]通過試驗和模擬相結合的方法，分析得出無葉區的壓力脈動主要與動靜干涉和脫流漩渦有關。李琪飛等[16]研究了水泵水輪機低水頭運行工況下的壓力脈動情況，分析得到在低水頭工況下蝸殼進口的壓力脈動會受到轉輪轉動的影響。ZHANG等[17]研究發現水泵水輪機的壓力脈動主要與動靜干涉、旋轉失速及渦帶有關。XIA等[18]研究了水泵水輪機不同開度下的壓力脈動特性，在大開度下無葉區的回流渦主要產生在上冠及下環位置，在小開度下回流渦主要產生在中平面位置處。

由于水泵水輪機在過渡過程中流態轉變劇烈，所產生的壓力脈動幅值往往更高[19]，因而不少學者對此進行了研究。張藍國等[20]對水泵水輪機在泵工況下停機過渡過程的壓力脈動進行了研究，指出蝸殼和尾水管處壓力與導葉的關閉規律密切相關，而無葉區壓力與轉輪轉速的變化有關。周勤等[21]對水泵水輪機甩負荷過程中的壓力脈動進行了分析研究，得出無葉區壓力脈動主要與回流的發展有關，同時回流的發展影響水泵水輪機葉片的力矩分布及流道內湍動能的大小。張成華等[22]對水泵水輪機斷電飛逸工況的壓力脈動進行了分析研究，指出在經歷馬鞍區和S區時，測點壓力會有急劇升高。陳秋華等[23]研究了不同的初始工況對飛逸工況的影響，發現由于流動的遲滯現象，流態較差的工況在轉輪開始飛逸后會保留其初始的流動特征，轉輪受力及測點的壓力脈動都會有突增的現象。

綜上所述，目前水泵水輪機壓力脈動的研究重點主要為轉輪處于特定工況下穩定運行的特性分析，對于過渡過程的壓力脈動特性分析相對較少，且主要為對甩負荷過渡過程的研究，對水泵水輪機起動過程的壓力脈動研究則更少。因此，本研究擬通過數值模擬方法對某抽水蓄電站全過流系統的低水頭起動過程進行研究，實現起動過程PID（proportion integration differentiation）調節，對起動過程中導葉與尾水管區域的壓力脈動進行詳細的分析，獲得該過程機組內壓力脈動的變化規律，并通過對比不同區域的流動情況找出影響該區域壓力脈動的主要成因，以期為水泵水輪機低水頭穩定起動提供參考。

1 計算模型及數值模擬可行性分析

1.1 模型及網格劃分

本文的對象是國內某抽水蓄能電站原型機組全過流系統，包括上下游管道、蝸殼、導葉、轉輪、尾水管，如圖1所示，機組的具體參數見表1，其中本文模擬機組低水頭起動過程，其運行水頭為190 m，本研究中水頭的取值方法為蝸殼進口與尾水管出口間的壓力差。

1.2 數值計算方法

采用有限體積方法求解-方程，包括連續性方程式（1）和動量方程式（2）。湍流模型采用剪切應力傳輸（Shear-Stress Transport，SST）-模型，該湍流模型模擬水泵水輪機內部渦旋流的效果較優[24]。管路進出口的邊界條件分別設置為壓力進口和壓力出口，根據水位高度設定壓力值。采用SIMPLEC方法對壓力和速度解耦，采用一階隱式格式離散時間項，采用二階迎風格式離散對流項和擴散項，不同結構之間的交界面采用interface進行數據交換，參考壓力設置為一個大氣壓（約105Pa），壁面條件設置為無滑移壁面，殘差收斂標準設定為10-5。

圖1 抽水蓄能電站全過流系統示意圖

表1 抽水蓄能電站特征參數

上下游分別設置為壓力進出口，初始工況下轉輪的轉速為0，整個流場的壓力分布情況近似為按高度大小的靜壓分布狀態。因此，初始工況通過在導葉開度為0°，給定轉輪靜止下運行2.4 s（相當于轉輪以額定轉速旋轉10周）后的流場。在起動過程中，轉輪轉速隨轉輪所受的水力矩（式（3））改變而變化。導葉的開閉采用動網格技術實現[25]，通過Fluent軟件的用戶自定義函數實現對導葉的PID控制，PID控制采用增量型PID控制方法，控制方程如式（4）。時間步長設置為0.004 s，模擬起動過程的總時長為70 s。

式中表示轉輪角速度，rad/s；H表示轉輪葉片所受到的水力矩，N·m；f表示轉輪葉片所受到的阻力矩，N·m。

1.3 網格劃分及無關性驗證

采用ICEM軟件對計算域進行網格劃分，其中輸水管道、轉輪、尾水管區域均采用六面體網格進行劃分，導葉區域采用楔形網格進行劃分，蝸殼區域采用四面體網格進行劃分。全流道網格質量均在0.4以上，網格歪斜率在0.5以下，為保證近壁面細微流態的捕捉，對近壁面網格進行加密，部分網格見圖2。

圖2 抽蓄機組網格劃分

對抽蓄機組網格方案進行無關性驗證得知，當網格數超過800萬后，網格數對結算結果的影響可忽略不計。因此，進一步采用理查德森外推法[26]進行網格精度進行驗證，并引入網格收斂指數（grid convergence index，GCI）對誤差進行分析。網格從疏到密選取3組網格方案：606.79萬，728.15萬和873.79萬，網格細化因子為1.06，安全因子選為1.25，取水頭和效率進行網格無關性驗證。對3種網格方案進行數值模擬，獲得水頭和效率參與網格獨立性驗證的網格收斂指數GCI分別為1.33%和1.30%，均小于3%，且此時在轉輪與活動導葉近壁區滿足平均值小于20，說明網格數為873.79萬滿足計算的網格精度和收斂標準要求[27]。

1.4 模型驗證

選取電站現場實測數據作為驗證依據，圖3所示為起動過程中模擬數據與試驗數據的11-11對比和11-11對比圖，以驗證模擬結果的可靠性。從圖3中可以看出，模擬與試驗結果吻合度較高，最大誤差不超過10%。造成模擬與試驗結果的差異可能以下兩個方面：一是數值模擬的誤差，數值模擬中忽略了水體的可壓縮性以及管道的形變；二是模型試驗結果是在穩態工況下測量的，忽略了過渡過程動態變化的影響?？傮w來看，兩種結果整體變化趨勢一致。因此，數值模擬結果能夠較準確的描述抽水蓄能電站機組低水頭起動過渡過程。

圖3 全特性曲線模擬數據與試驗數據對比

1.5 監測點布置

1.5.1 導葉區監測點

在小開度情況下，水流會在活動導葉與轉輪之間的無葉區內形成高速水環[28]，該區域的壓力脈動情況很大程度上會影響轉輪運行的穩定性。為了探究無葉區的壓力脈動向上游的傳遞規律，在固定導葉與活動導葉之間設置若干監測點。導葉區域的監測點（共20個）選取如圖4所示，其中SV各監測點可反映固定導葉與活動導葉之間壓力變化，GV各監測點可反映無葉區壓力變化情況。

為量化分析導葉區域壓力脈動幅值，將壓力數據通過式（5）得到無量綱壓力脈動幅值C。進一步分析導葉區域平均壓力的變化幅值，利用式（6）[29]得到無量綱常數C（表示該監測點在整個起動過程中的無量綱時均壓力脈動幅值）。

注：SV表示固定導葉與活動導葉間監測點，GV表示無葉區監測點，數字依次（順時針）為對應位置的監測點序號。

1.5.2 轉輪區監測點

水流的壓力變化會影響流速發生改變，因此在轉輪葉片進口靠近上冠位置（hs）、中平面（ms）及靠近下環位置（ss）處設立3個監測點，每個測點的高度差均為0.25 m，如圖5所示。

圖5 轉輪進口區監測點

1.5.3 尾水管監測點

為分析尾水管區域壓力脈動的發展情況，在距轉輪出口分別為0.52、2、1.52的位置處建立3個截面。分別在截面中心及截面半徑3等分點位置處建立監測點，即每個截面有13個監測點（圖6），以分析壓力脈動在周向的變化規律。

注：Di為測點所在截面直徑。

與導葉區域的分析方法類似，利用式（7）和式（8）描述尾水管監測點壓力脈動幅值C_dt和無量綱時均壓力脈動幅值C_dt。

式中為各監測平面到轉輪中心的高度，m。

2 結果與分析

2.1 起動過程外特性

抽蓄機組起動過程中的外特性變化及活動導葉開度變化如圖7。圖7a表明當電站接到開機命令后，活動導葉在接力器的推動下首先以指定的開環控制進行開啟，當轉速達到95%左右的額定轉速時，導葉動作進入受UDF控制的PID調節控制階段，進而進入穩定開機過程。由于在PID控制下，導葉開度變化較小，由圖7b看出起動過程進入PID調節后導葉實際開度的在0.2°范圍內。

從圖7a中可以看出，機組的運行水頭在起動過程初始階段的變化區間范圍很大，這是由于在初始階段，水流在整個流道內尚未形成穩定的流動狀態，因此上下游的壓力變化幅度很大。當導葉開度保持不變（6～25 s）后，水頭慢慢穩定，并在水錘的作用下略微升高，此時流量降低。=25 s時，由于導葉開度的增加，在反水錘的作用下水頭開始降低，流量開始升高。=31 s時，水頭和流量在導葉的PID控制下重新穩定?？梢?，若能合理選擇PID調節參數，則可有效避免電站低水頭起動過程中水頭和流量的大幅波動，有利于提升機組起動穩定性。

注：M為力矩，n為轉速，H為水頭，Q為流量，y為活動導葉開度，yr為PID控制階段的導葉開度。

2.2 導葉區域壓力脈動

圖8為導葉區域壓力沿周向的時均壓力變化幅值分布圖。從圖中可以看出，在機組起動過程中，固定導葉與活動導葉之間區域（SV各測點，即圖中紅線）的時均壓力幅值較小，C=0.04。而無葉區（GV各測點，即圖中藍線）的時均壓力幅值較大，C=0.24，為固定導葉與活動導葉之間時均壓力幅值的6倍，且時均壓力幅值沿周向分布不均。這是由于在整個起動過程中，活動導葉開度和轉速的變化會引起無葉區速度場和壓力場的明顯變化。一方面，活動導葉的開度較小，水流撞擊轉輪進口形成的不穩定流動會引起壓力場的波動；其次，受小開度的“阻塞”效應影響，動靜干涉和不穩定流動引起的時均壓力變化幅值也會進一步增大。因此，在實際工程中，應盡量減小小導葉開度持續時間，同時合理控制導葉開啟規律對機組低水頭起動穩定性有重要影響。

注：每條曲線上20個點對應于圖4所示的20個監測點位置，其中0°代表第一個導葉位置。

導葉區域的壓力脈動時域圖如圖9所示，可以看出同一區域、不同位置的監測點在起動過程中的壓力變化趨勢相同，但是無葉區壓力變化范圍更大。起動初期測點壓力均會發生明顯短時波動。

進一步可以發現，固定導葉與活動導葉之間區域監測點的壓力脈動變化趨勢與機組水頭（圖7a）的變化趨勢相同。而無葉區壓力脈動在起動中后期過程中逐漸上升，與轉速（圖7a）變化趨勢一致，說明起動過程中無葉區動靜干涉不僅會引起壓力的脈動，也會引起時均壓力的變化，宏觀上可能表現為機組受力的變化。

為進一步分析導葉區域壓力脈動特性，圖10為對導葉區域壓力脈動進行短時傅里葉變換后的頻域圖。可以看出無葉區的壓力脈動主要與葉頻有關，其中葉頻f為主頻，2f及3f為次頻，這主要與轉輪和導葉之間的動靜干涉有關。無葉區的壓力脈動傳遞至上游，因此在固定導葉與活動導葉之間的區域也出現了f以及2f，但是該區域脈動幅值強度相比無葉區有所減弱。

圖9 導葉區無量綱壓力脈動幅值Cpu變化

注：fn表示葉頻。

2.3 尾水管區域壓力脈動

圖11展示了距尾水管出口不同位置處壓力脈動的變化情況，其中每個截面處的壓力脈動取自該截面4個測點的平均值。圖12為尾水管壓力脈動的時域圖。

圖11 尾水管內無量綱時均壓力脈動幅值Cpu_dt

如圖11所示，在距尾水管出口0.52位置處，尾水管時均壓力幅值隨距截面中心的距離增加而增大。而在距尾水管出口2與1.52位置處，時均壓力的變化趨勢相同，都為先下降后上升?？赡苁怯捎谡麄€起動過程受尾水管偏心渦帶的影響，使得靠近轉輪出口中心處測點時均壓力變化幅值較小，而沿流動方向和徑向時均壓力變化幅值較大。

為方便后續分析，將導葉開度變化的特征時間段劃分為T1～T5，其中T1（0～2 s）為導葉第一段開啟過程；T2（2～6 s）為導葉第二段開啟過程；T3（6～25 s）為導葉不動時間段；T4（25～31 s）為導葉第四段開啟過程；T5（31～70 s）為導葉受PID控制調節階段。如圖12所示，尾水管靠近轉輪出口0.52處截面中心監測點DT1壓力隨時間變化平穩，與徑向外側監測點變化明顯不同。而在2與1.52截面，所有監測點均表現出了一定的波動性。在起動前2 s左右，機組轉速、流量逐漸增大，監測點時均壓力波動明顯（此時圖7a中轉輪力矩增加）；在T2階段結束后，監測點壓力出現波動，同時轉輪力矩先上升后下降；在活動導葉開度保持恒定的T3時間段內監測點壓力逐漸平穩，此時力矩逐漸下降后活動導葉進入T4階段的開啟過程；在T5階段，機組受PID閉環控制，轉速調節過程中壓力脈動加劇，宏觀上表現為圖7a中水頭的劇烈波動。因此，起動過程中導葉開度變化對尾水管內壓力變化影響較大，可以通過合理設置導葉開啟規律來避免尾水管劇烈壓力脈動引發的機組振動。

a. 0.5D2b.D2c. 1.5D2

注：T1～T5表示活動導葉開度變化特征時間段。

Note: T1～T5 are the characteristic time periods of guide vane opening change.

圖12 尾水管不同監測面上各個監測點的無量綱壓力脈動幅值

Fig.12 Pressure pulsation dimensionless amplitude of monitoring points in different monitoring plane of draft tube

同時可以發現，機組起動過程中，監測點無量綱壓力脈動幅值逐步降低，和圖9b中無葉區壓力的逐步上升，在宏觀上可以解釋為機組起動后在轉輪進出口逐漸形成較高的壓差，水流能量在轉輪內部轉化為機械能輸出。

2.4 內部流動演變

通過分析轉輪進口區3個監測點各方向水流速度在起動過程中的變化規律，同時觀察監測點附近流態變化，以期對壓力脈動的成因做出解釋。圖13為3個監測點不同方向速度分布圖。

a. hsb. msc. ss

從圖13與14可以看出，在起動過程前期（T1、T2），流量和水流速度迅速增大，無葉區的流態極不穩定，監測點三個方向的速度波動劇烈。T3時間段內，3個監測點的各方向速度逐漸穩定。在進入T4時間段后，監測點ms的軸向速度在0附近來回波動，形成了較為明顯的旋渦。此時ss及hs的軸向速度分別在指向ms的方向上不同程度的下降。且此時ms的徑向速度方向反向，水流從轉輪流向導葉。ss及hs的徑向速度變大，此時水流從中心平面流入轉向從上冠及下環平面附近流入。T4時間段內旋渦的范圍逐漸變大，hs、ss的軸向速度和徑向速度增至最大。在T5階段，監測點各方向速度重新平穩。對比圖 7b可以發現，在活動導葉兩個開度增大階段，監測點速度均發生了明顯波動。

圖14 轉輪子午面流線圖

從圖14可以看出，機組起動不同階段速度分布差異較大，轉輪進口和無葉區存在明顯的大尺度旋渦，誘導了速度場的波動，而固定導葉與活動導葉間的區域水流流態較好。這也是固定導葉與活動導葉之間與無葉區壓力脈動時均壓力和脈動壓力變化存在差異的部分成因。

圖15為水泵水輪機起動過程中轉輪各葉道徑向速度變化情況?？梢钥闯?，在起動過程的初始階段（圖15a），轉輪各葉道內流量均勻，回流主要產生在葉片前緣位置。這主要是由于該時刻的導葉開度較小，水流在葉片前緣發生了流動分離。隨著導葉開度的增加，各葉道內水流的流速逐漸加快，流動分離程度增強。=16 s時，各葉道內無回流產生。=28 s時，在部分葉道內產生回流。=32 s時，回流區域增大，且各通道內回流區域大小不同。在進入PID控制之前，由于回流區域大小不同，導致各葉道的流態有所差異，進一步導致壓力脈動分布不均，這也解釋了無葉區的時均壓力在周向分布不均的現象。=50 s時，各葉道的回流區域面積大小趨于一致，回流主要發生在各葉道的中環面上。轉輪內大尺度漩渦引起的速度分布明顯不均影響了壓力場的分布，強烈的動靜干涉下引起壓力場的明顯波動，這也與圖9、圖10中壓力測點和圖7a中水頭的劇烈波動相關聯。

流體流動過程中，其能量性能滿足伯努利守恒方程。水泵水輪機在起動過程中，由于在轉輪內流體流態紊亂，流體的動能未完全轉化為轉輪轉動的動能，因此從轉輪流出的水流的能量通常較大。在尾水管位置處，表現為渦帶區域外側的速度較大。渦帶通過流體之間的相互作用，中心死水域受周圍高速流體影響流向轉輪，進而影響了渦帶中心區域流體壓力的變化[30]。圖16為起動過程中尾水管渦帶的變化情況，采用準則識別渦帶。

在起動過程的初始階段（圖16a），轉輪的轉速較小，尾水管內并未形成穩定的渦帶結構，但在轉輪出水邊由于流動分離會形成條狀旋渦。隨著導葉開度的增大和流動的發展，流量變大，轉輪轉速同時逐漸上升（圖16b），出現明顯的螺旋狀尾水管渦帶，從壓力云圖中可以明顯看出在渦帶內部水流的壓力較低，在渦帶外水流壓力較高。這也解釋了在這個時間段內靠近尾水管監測面中心位置的監測點壓力波動程度較大。在=16 s（圖16c）后，轉輪轉速升高至額定轉速的60%，水流的圓周速度分量迅速升高，管壁側水流絕對速度增大，螺旋狀渦帶轉變為幕布狀。隨著流動的進一步發展（圖16d），隨著渦帶在尾水管流動方向影響減弱，沿流動方向上水流的壓力逐漸增大。在=32 s后（圖16e、圖16f），當導葉進入PID控制后，渦帶的持續存在是導致壓力劇烈波動的主要原因。

a. t=0 sb. t=7 sc. t=16 sd. t=28 se. t=32 sf. t=50 s

注：數字1～9表示轉輪葉道數。

Note: The numbers 1-9 indicate the number of runner blade channel.

圖15 轉輪區域徑向速度變化

Fig.15 Radial velocity variation in runner region

在起動過程中，尾水管渦帶形狀變化頻繁，導致尾水管區域的渦帶外側高速區與中心死水域的位置不斷發生變化，引起尾水管監測點的壓力在徑向上分布不均且波動劇烈。

注：3個截面顯示為壓力信息，流線顯示為速度信息。

3 結 論

本文對抽水蓄能機組考慮PID控制的低水頭起動過程進行了研究，分析了水泵水輪機不同位置的瞬態流態及壓力分布情況，闡釋了水泵水輪機內部不同位置的壓力脈動特性。具體結論如下：

1）固定導葉與活動導葉之間、無葉區在頻域上均會受到動靜干涉的影響，但是在時域上，由機組轉速引起的強烈的動靜干涉會引起無葉區時均壓力跟隨機組轉速明顯變化。

2）機組起動過程中，尾水管直錐段壓力脈動測點時均壓力的逐步降低，同時在不同階段表現出不同的波動特征，PID調節階段壓力波動較為明顯。

3）活動導葉開啟會引起無葉區速度場的明顯波動，同時活動導葉小開度下轉輪進口和無葉區存在明顯的大尺度旋渦，這些和動靜干涉聯合作用是導致無葉區時均壓力和脈動壓力波動幅值高的原因。

4）起動過程中尾水管渦帶變化明顯，渦帶逐漸從邊條狀渦帶轉變為螺旋狀，最后為幕布狀。渦帶的持續存在和動態變化不僅誘導了壓力徑向分布不均，也是導致壓力波動劇烈的主要原因。

5）機組低水頭起動過程中水頭和壓力脈動變化受導葉開啟規律影響較大，進而影響機組內部流動演變規律。為了提升機組起動穩定性，需合理選擇PID調節參數，來有效避免抽蓄電站低水頭起動過程中水頭和流量的劇烈波動，減小機組振動引發的電站安全問題。

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Pressure pulsation during low head start-up transient in a pumped-storage hydropower unit

CHEN Huixiang1,2, LIU Hanzhong1, WANG Yinsong3, ZHOU Daqing3, XU Hui1,2, KAN Kan2,3※

(1.,,211100,; 2.,,210024,; 3.,,211100,)

Pumped storage hydropower (PSH) can be focused on the transient stability in the field of energy sources in the world. A great challenge can be the hydraulic instability characteristics of PSH units in the anti-S instability zone. The PSH units are prone to enter the anti-S instability zone during low head start, leading to the failure of the grid connection. There was a serious threat to the safe and stable operation of the units. The severe pressure pulsations can be caused by the complex flow evolution in the dynamic characteristics of the unit. In this study, a computational fluid dynamics (CFD) numerical simulation was introduced to explore the start-up process of a pump turbine at low-head in PSH. Experimental verification was also made on the accuracy of the numerical simulation. A dynamic mesh was used to realize the dynamic opening of the guide vanes. A proportional-integral-differentiation (PID) regulation was also introduced. A closed-loop feedback model was established to regulate the opening of the guide vane using rotational speed fluctuations, in order to realize the simulation of the low-head star-up process of a PSH whole flow system. The numerical simulation was focused on the pressure pulsation characteristics in the area of the guide vane and draft tube. The results show that the numerical simulation was in an excellent agreement with the experimental, and the maximum error does not exceed 10%. The PID regulation model was added to simulate the variation pattern of the active guide vane opening. The strong dynamic and static interaction was caused by the speed of the unit. There were the significant mean pressure changes in the vaneless zone, followed by the speed of the unit. The stator-rotor interaction was dominated the variation of the time-averaged pressure dimensionless amplitude and pulsating pressure dimensionless amplitude in the vaneless zone. By contrast, there were the effects of dynamic and static interference on the pulsation amplitude of the pressure in the upstream. The pressure pulsation signal was evenly distributed over the circumference in the area between the stay vane and the guide vane, whereas, there was the uneven distribution along the circumference in the vaneless area. The vortex near the rotor area first appeared in the center of the blade, and then progressed upstream, eventually forming a stable vortex ring structure at the mid-plane position in the vaneless zone. There were the different fluctuation characteristics in the pressure pulsation in the straight cone section of the draft tube in different stages of the start-up process. The pressure fluctuation was more significant in the PID regulation. The comparison of internal flow revealed that the guide vane opening was caused some changes in the distribution and fluctuations of the velocity in the vaneless zone. Significant large-scale vortices were found in the runner inlet and the vaneless zone at the small guide vane opening. The stator-rotor interaction was combined to be responsible for the high amplitude of the time-averaged pressure and pulsation pressure fluctuations in the vaneless zone. The draft tube vortex rope was ever changing from a side strip vortex rope to a spiral vortex rope, and then to a curtain vortex rope during the start-up process. The persistence and dynamics of the vortex rope were induced the uneven pressure radial distribution. The main reasons were attributed to the drastic pressure fluctuations. The findings can provide a strong reference to improve the success rate of the starting pump-turbine at the low head and connecting to the grid.

pressure pulsation; numerical simulation; pumped storage hydropower unit; transient process; low-head start-up process

10.11975/j.issn.1002-6819.202210228

TK734

A

1002-6819(2023)-06-0063-10

陳會向，劉漢中，王胤淞，等. 抽水蓄能機組低水頭起動過渡過程壓力脈動分析[J]. 農業工程學報，2023，39(6)：63-72.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.202210228 http://www.tcsae.org

CHEN Huixiang, LIU Hanzhong, WANG Yinsong, et al. Pressure pulsation during low head start-up transient in a pumped-storage hydropower unit[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2023, 39(6): 63-72. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.202210228 http://www.tcsae.org

2022-10-27

2023-02-24

國家自然科學基金資助項目（52006053）；江蘇省自然科學基金資助項目（BK20200508）；中央高?；究蒲袠I務費資助項目（B220202069）；中國博士后科學基金（2021M690876）；江蘇省博士后科研資助計劃（2021K498C）

陳會向，博士，副教授，研究方向為水力機械過渡過程與安全控制。Email：chenhuixiang@hhu.edu.cn

闞闞，博士，副教授，研究方向水力機械穩定性。Email：kankan@hhu.edu.cn