不同導葉開度下混流式水輪機尾水管內部流動及壓力脈動分析

任海波,余 波,王 奎,王羅斌

(1.西華大學流體及動力機械教育部重點實驗室,四川 成都 610039;2.西華大學能源與動力工程學院,四川 成都 610039)

隨著“雙碳”目標的提出,中國水電發展迎來了新的機遇。混流式水輪機向大容量、高比轉速、高效率方向發展,與此同時,機組運行安全穩定性問題日益突出,其中尾水管渦帶引起的壓力脈動是導致機組產生振動的原因之一[1]。活動導葉是導水機構中重要的過流部件,具有調節水輪機功率和關閉轉輪進口水流的作用,水輪機通過控制活動導葉的開度來調節流量及水流環量,從而實現調整水輪機出力的目標[2-3]。

早期國內一些學者采用PIV技術對水輪機內部流動開展研究并取得一些重要成果。李丹等[4]采用PIV技術對水輪機尾水管錐管內部流場進行測量,并對測量數據進行處理,得到了尾水管錐管內流線圖和速度分布圖。王軍等[5-7]采用2D-PIV測試技術對4H尾水管不同位置內部流場進行測試,通過對尾水管測試位瞬態速度測試數據進行時均處理,得到了不同測試位置上內流流動的渦量、速度分布和流線分布,研究結果為尾水管內部流動CFD理論分析提供參考,驗證了2D-PIV測試方法是水力機械內部流場測試的一種可靠手段。鄧萬權[8]采用PIV技術對混流式模型水輪機尾水管進行流場試驗,通過對測試數據進行分析得到了尾水管內部流動壓力及速度分布規律。

CFD數值模擬技術隨計算機技術的快速發展,在水輪機水力特性研究及優化設計方面得到廣泛應用,許多學者利用數值仿真技術對水輪機尾水管渦帶及壓力脈動開展了研究工作。史廣泰等[9]通過對不同水頭下混流式水輪機尾水管內部流動進行數值模擬,結果發現尾水管負壓區的空化渦帶會導致水輪發電機組發生振動。鄭源等[10]通過分析不同工況下貫流式水輪機內部壓力脈動特性,研究結果表明:尾水管渦帶是引起水輪機內部低頻壓力脈動的主要原因,并提出一種改善尾水管低頻脈動的方案。朱李等[11-12]采用CFD仿真方法對長短式葉片混流式水輪機內部流場進行數值計算,分析發現,導葉開度增加時,轉輪進出口流場會有所改善,同時尾水管內渦旋流動增強,肘管段和擴散段繞流增大。鐘林濤等[13]采用三維非定常雷諾時均法對混流式水輪機全流道進行數值模擬,結果表明,轉輪出口旋流數大于臨界值時會導致尾水管產生螺旋形渦帶。王彤彤等[14]采用RANS-LES分析方法得到了混流式水輪機在變速運行模式下的尾水管渦帶與壓力脈動分布特性,研究結果可為水輪發電機組運行管理提供參考。張興等[15]通過對加長泄水錐以及不同流量水力干擾3種改進方案下的混流式水輪機全流道進行非定常數值模擬研究,結果表明,偏心回轉渦帶會誘發尾水管低頻壓力脈動,從而引起水輪發電機組發生振動,采用加長泄水錐的方法可以減小尾水管處的偏心負壓區域,同時可以降低尾水管渦帶強度。郭濤等[16]采用滑移網格技術以及SST k-ω湍流模型對混流式水輪機進行數值模擬計算,研究結果表明:不同來流條件下的尾水管渦帶形態各異,螺旋形渦帶對尾水管內部流場影響較大,尾水管渦帶呈現典型的低頻高幅特征。

目前國內對混流式水輪機內部流動及壓力脈動研究已較多,但大多數研究立足于理論分析,而理論分析與實際工程相結合的實踐研究較少[17-19]。本文在西南某電站擴容改造的背景下,針對電站技術升級更換新轉輪后,采用CFD數值模擬技術,基于SST k-ω湍流模型開展水輪機三維全流道內部流動及壓力脈動研究,通過對不同導葉開度下尾水管內部流動進行分析,并采用快速傅里葉變換(FFT)對尾水管各監測點壓力脈動數據進行處理,為該電站投產后水力發電機組安全穩定運行提供參考依據。

1 研究對象

1.1 水輪機基本情況

本文以西南某電站混流式水輪機為研究對象,水輪機型號為HLD126-LJ-145,轉輪葉片數13個,固定導葉數8個,活動導葉數16個,額定轉速600 r/min,吸出高度-6.2 m,運行最高水頭190 m,最低水頭130 m,額定水頭160 m。

1.2 模型建立及網格劃分

采用Unigraphics NX軟件建立混流式水輪機全流道計算域水體模型,水輪機過流部件包括蝸殼、固定導葉、活動導葉、轉輪體和尾水管,各過流部件見圖1,建模時對蝸殼進口和尾水管出口進行合理延伸以獲得水輪機進口和出口更為接近真實流場的邊界條件,通過精準建模可以在后續數值計算中得到準確的結果。

采用ANSYS ICEM軟件對水輪機流體域分別進行非結構網格劃分,為更好地得到尾水管內部流動及壓力脈動規律,對轉輪泄水錐及尾水管網格進行局部加密以保證計算精度。通過對4套水輪機全流道計算域網格進行無關性驗證,最終選擇水輪機計算域總網格數為1.036×107的方案進行計算。

2 研究方法

2.1 控制方程

流體運動的基本方程包括連續方程、運動方程和能量方程,水輪機的工作介質為水,視為不可壓縮流體,不考慮熱量交換[20]。流體運動的連續方程為式(1):

(1)

運動方程為式(2):

(2)

式中V——流體速度;t——時間;ρ——流體密度;P——壓強;μ——流體動力黏性系數;g——重力加速度;x——坐標;i、j——張量坐標。

2.2 湍流模型選擇

文中采用SST k-ω模型進行數值計算,SST湍流模型實現了從邊界層內部的k-ω 模型到邊界層外部的高雷諾數的k-ε 模型的逐漸過渡,同時SST湍流模型在預測近壁面流動或逆壓梯度流動等方面具有顯著優勢[21-23],其方程為式(3)、(4):

(3)

(4)

式中κ——湍動能;ω——湍流頻率;Pκ——湍動能生成項;α2——經驗系數;μ——運動黏度;F1——混合函數;σω2、σω3——經驗系數;β3——經驗系數;ρ——流體密度;t——時間。

2.3 監測點設置

為獲得混流式水輪機尾水管在不同導葉開度下的壓力脈動數據,分別在尾水管進口中心處設置1個監測點[24],直錐段邊壁及中心位置處設置3個監測點,彎肘段邊壁及中心位置處設置3個監測點,擴散段邊壁及中心位置處設置3個監測點,圖2為尾水管監測點布置情況。

圖2 水輪機尾水管監測點布置

2.4 邊界條件及計算設置

水輪機蝸殼進口采用壓力進口,尾水管出口采用靜壓出口,壁面采用水力光滑、無滑移壁面。非定常流動計算將定常流動計算結果作為初始條件,以轉輪旋轉3°的時間0.000 833 s為一個計算步長,轉輪旋轉1周所用時間為0.1 s,當數值計算結果出現明顯的周期性時提取數據進行分析。

3 數值計算結果

不同導葉開度計算工況均采用160 m水頭,轉速為600 r/min,由表1計算結果可以看出,隨著導葉開度每次增加35.5 mm,水輪機的流量大幅增加,轉矩和水輪機出力的增加幅度有所降低。為進一步探究造成此現象的原因,對混流式水輪機尾水管內部流動及壓力脈動進行分析。

表1 水輪機額定水頭額定轉速下不同導葉開度計算結果

3.1 不同導葉開度下尾水管內部流動分析

a)不同導葉開度下尾水管中間軸面壓力。圖3可知,在導葉開度為71.0、106.5、142.0 mm時,尾水管進口區域存在低壓區并隨著導葉開度的增加逐漸增大,同時尾水管內壓力分布的均勻性隨著導葉開度的增加而逐漸變差。當導葉開度最大時,尾水管進口負壓區呈現螺旋狀分布規律,因此在尾水管進口段有空化渦帶的產生,尾水管渦帶導致水輪發電機組產生振動,進而影響機組的安全穩定運行。

a)35.5 mm導葉開度

b)71.0 mm導葉開度

c)106.5 mm導葉開度

d)142.0 mm導葉開度

b)不同導葉開度下尾水管中間軸面速度流線。由圖4可知,當導葉開度為35.5 mm時,尾水管內整體流線分布較為均勻。隨著導葉開度的增加,尾水管直錐段逐漸出現明顯的交替旋渦。當導葉開度為71.0 mm時,尾水管直錐段和擴散段均有旋渦產生,尾水管內流態較為紊亂。當導葉開度為106.5、142.0 mm時,尾水管直錐段中心區域出現較多的交替旋渦,低速渦帶會導致尾水管產生水壓力脈動,增加尾水管水力損失,進而降低水輪機的運行效率。流動水流在混流式水輪機轉輪出口具有圓周方向的速度分量,隨著導葉開度的增加,當水流進入尾水管后極易在直錐段形成周期性螺旋偏心渦帶,誘發渦帶的壓力脈動進而影響水輪機的穩定性。

a)35.5 mm導葉開度

b)71.0 mm導葉開度

c)106.5 mm導葉開度

d)142.0 mm導葉開度

c)不同導葉開度下尾水管中間軸面速度。由圖5可知,流體流入尾水管后,由于水流有圓周方向的分速度,尾水管直錐段及彎肘段壁面附近的速度大于其中心處的速度,流體從尾水管擴散段流出后的速度整體降低。隨著導葉開度的增加,尾水管內速度分布均勻性逐漸變差,內部流動逐漸出現紊亂,尾水管直錐段邊壁區域高速區增加且中心處出現低速區,同一區域高速區與低速區的存在表明此區域易出現旋渦,因此在尾水管直錐段容易出現明顯的渦帶。尾水管出口處的水流速度較小,表明水輪機流道內能量轉化比較充分,水流的動能實現了較大限度的回收。

a)35.5 mm導葉開度

b)71.0 mm導葉開度

c)106.5 mm導葉開度

3.2 尾水管進口監測點壓力脈動分析

由圖6可知,尾水管進口中心處壓力脈動主頻幅值隨著導葉開度的增加先增大后減小,在導葉開度71.0、106.5、142.0 mm時,壓力脈動主頻f為0.98倍轉頻fn。監測點DT1在導葉開度35.5 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為13倍轉頻fn,13倍轉頻fn是轉輪葉片通過頻率。導葉開度為106.5 mm時,主頻幅值最大。結合圖6、4分析可知,隨著導葉開度的增加,尾水管直錐段交替出現的旋渦逐漸增多,導致尾水管壓力脈動強度增大,這與尾水管進口監測點壓力脈動幅值隨導葉開度增加而逐漸變大的規律是一致的。

圖6 尾水管進口監測點DT1壓力脈動頻域

3.3 尾水管直錐段監測點壓力脈動分析

由圖7可知,尾水管直錐段壓力脈動的主頻主要呈現為低頻脈動的形式,直錐段邊壁位置壓力脈動變化規律基本一致,在導葉開度71.0 mm時,尾水管直錐段邊壁位置壓力脈動主頻幅值最大,壓力脈動主頻f為0.98倍轉頻fn。監測點DT2在導葉開度35.5 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為13倍轉頻fn。監測點DT3在導葉開度106.5 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為13倍轉頻fn,在導葉開度142.0 mm時,主頻幅值最大。監測點DT4在導葉開度106.5 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為13倍轉頻fn。通過對圖7、4分析可知,當導葉開度為71.0 mm時,尾水管內流場分布與其他導葉開度流場相比較為紊亂,導致尾水管壓力脈動強度增大,此時尾水管直錐段監測點低頻壓力脈動幅值最大。

a)監測點DT2

b)監測點DT3

c)監測點DT4

3.4 尾水管彎肘段監測點壓力脈動分析

由圖8可知,隨著導葉開度的增加,尾水管彎肘段監測點壓力脈動主頻幅值先增大后減小,各監測點在導葉開度71.0 mm時,主頻幅值最大,壓力脈動主頻f為0.98倍轉頻fn。監測點DT5在導葉開度106.5 mm和DT7在導葉開度142.0 mm時,主頻幅值均最小,壓力脈動主頻f均為13倍轉頻fn。監測點DT6在導葉開度35.5 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為0.98倍轉頻fn。圖8、4分析對比可知,隨著導葉開度的增加,尾水管彎肘段中間區域旋渦逐漸增多,與之對應的是彎肘段中間區域監測點DT6低頻壓力脈動幅值逐漸增大。

c)監測點DT7

3.5 尾水管擴散段監測點壓力脈動分析

由圖9可知,尾水管擴散段壓力脈動主頻幅值隨著導葉開度的增加整體呈現先增大后減小的趨勢,次主頻幅值的變化規律與主頻幅值一致。監測點DT8在導葉開度142.0 mm、DT9和DT10在導葉開度106.5 mm時,主頻幅值均最大,壓力脈動主頻f均為0.98倍轉頻fn。監測點DT8和DT10在導葉開度35.5 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為0.98倍轉頻fn。監測點DT9在導葉開度71.0 mm時,主頻幅值最小,壓力脈動主頻f為13倍轉頻fn。圖9與圖4比較分析可知,隨著導葉開度的增加,尾水管擴散段流場流線分布由紊亂逐漸變得均勻,擴散段監測點低頻壓力脈動幅值先增大后減小,與尾水管內流場變化規律相對應。

a)監測點DT8

b)監測點DT9

c)監測點DT10

4 總結與展望

4.1 總結

運用CFD數值模擬技術,基于SST k-ω湍流模型進行混流式水輪機三維全流道內部流動數值模擬,通過對不同導葉開度下尾水管內部流動及壓力脈動特性進行分析,得到以下結論。

a)隨著導葉開度的增加,尾水管進口區域負壓區逐漸增大,尾水管內壓力和速度由均勻分布逐漸變紊亂。在導葉開度為142.0 mm時,尾水管進口區域負壓區呈現螺旋狀分布規律,表明在此區域形成了空化渦帶。不同導葉開度下,尾水管直錐段及彎肘段壁面附近的速度大于其中心處的速度,流體從尾水管擴散段流出后的速度整體降低。

b)當活動導葉開度處于小開度時,尾水管內速度流線均勻分布,流動相對穩定。隨著導葉開度的增加,尾水管直錐段逐漸出現明顯的交替旋渦。當導葉開度最大時,尾水管直錐段中心區域出現較多的交替旋渦,低速渦帶會導致尾水管產生水壓力脈動,增加尾水管水力損失,進而降低水輪機的運行效率,后期電站應避免水輪發電機組長時間運行在壓力脈動幅值較大的導葉開度區域。

c)不同導葉開度下尾水管進口中心、直錐段、彎肘段、擴散段壓力脈動分析結果表明:尾水管壓力脈動主要由尾水管渦帶引起,呈現出典型的低頻高幅特征。不同導葉開度下,各監測點壓力脈動主頻f最大幅值主要出現在0.98倍轉頻fn位置處,部分監測點壓力脈動主頻f最大幅值出現在13倍轉頻fn(轉輪葉片通過頻率)位置處,各監測點壓力脈動主頻f最小幅值主要出現在13倍轉頻fn位置處,部分監測點壓力脈動主頻f最小幅值主要出現在0.98倍轉頻fn位置處。

4.2 展望

本文采用CFD技術進行混流式水輪機三維全流道數值模擬,分析了額定水頭不同導葉開度下的尾水管內部流動及壓力脈動特性,后續可以針對水輪機最低水頭、最高水頭或設計水頭等不同水輪機運行工況開展內部流動及壓力脈動研究。CFD數值模擬技術雖然可以便捷地開展研究并拓寬研究范圍,避免昂貴的試驗成本,但仍需要進行實驗驗證,可以采用電站實際運行數據與仿真模擬結果進行相互驗證的方式進行水輪機相關問題研究。