導葉翼型優化對水泵水輪機“S”特性的影響

李琪飛, 黃騰, 鄭非, 辛路, 謝耕達

(1.蘭州理工大學 能源與動力工程學院,甘肅 蘭州 730050; 2.甘肅省流體機械及系統重點實驗室,甘肅 蘭州 730050)

水泵水輪機在“S”特性區會出現轉速對應多個流量的非設計工況,因而機組在“S”特性區內的運行非常不穩定[1-3]。機組啟動階段,多種工況之間的瞬態變化可能導致機組并網時間變長甚至并網失敗;機組甩負荷后,由于引水管道內依然存在大量的水,會引起轉輪高速旋轉,并使機組進入反水泵工況[4-6];當機組在“S”特性顯著的工況下運行時會導致機組無葉區強烈的壓力脈動,引起機組發生強烈震動[7-9]。水泵水輪機在“S”特性區運轉極其不穩定,轉速值對應多個流量值有可能使得機組在多個工況間頻繁轉變,這種情況會導致機組運轉嚴重失穩[10-13];預開導葉可以改善水泵水輪機進入不穩定的“S”區,但是有可能增大機組無葉區壓力脈動值,從而影響水泵水輪機機組安全穩定運行[14-16]。

本文采用SSTk-ω湍流模型,以國內某型抽水蓄能電站水泵水輪機為研究對象,通過優化活動導葉翼型改善水泵水輪機 “S”特性以及無葉區壓力脈動。

1 設計流程及模型建立

1.1 活動導葉設計流程

由于水泵水輪機的導水機構為圓柱形導水機構,因此可以通過改變活動導葉的翼型型線對現有的活動導葉改型。本文參考水輪機優秀水力設計模型、水輪機設計手冊導葉葉型斷面尺寸表以及原有翼型設計數據對活動導葉翼型進行改型,在保持原有導葉弦長不變的情況下設計出新的活動導葉。通過改變活動導葉翼型改變入水方向與速度從而改善水泵水輪機機組“S”特性。改型前后導葉翼型如圖1所示。

注:D0為638.619 mm,a為11.036 mm,a1為2.85 mm,b為11.247 mm,b1為5.011 mm,c為11.145 mm,c1為6.903 mm,d為10.273 mm,d1為7.714 mm,L1為47.385 mm,e為9.272 mm,e1為8.238 mm,d0為16.099 mm,m為7.468 mm,m1為5.891 mm,k為0.912 mm,f為4.722 mm,r為6.016 mm,L為89.897 mm,L2為42.611 mm圖1 改型前后導葉翼型示意Fig.1 Schematic diagram of the modified anterior and posterior guide vane airfoils

圖2 改型前后導葉翼型速度三角形對比及葉片進口速度三角形Fig.2 Comparison of the front and rear guide vane airfoil velocity triangles of the modification

1.2 網格劃分及模型建立

本文研究對象為水泵水輪機模型,過流部件由蝸殼、固定導葉、活動導葉、轉輪和尾水管組成,示意如圖3所示,具體參數如表1所示。

表1 模型水泵水輪機幾何參數Table 1 Geometric parameters of model pump turbine

圖3 模型水泵水輪機計算區域Fig.3 Model pump turbine calculation area

為了保證數值計算結果可行可靠,本文網格劃分采用商業軟件ANSYS的子功能ICEM進行全流道六面體網格劃分。經過網格無關性驗證,最終采用網格質量為0.3左右,網格總數為610萬左右的網格進行計算。網格劃分結果如圖4所示。

圖4 局部網格示意Fig.4 Local grid diagram

2 試驗臺簡介及數值計算方法

為了驗證湍流模型的可靠性以及建模與數值計算的可行性,本文擬將數值計算結果與實驗結果進行對比。試驗臺示意如圖5所示。本文模型試驗采用H=30 m恒定水頭對模型機進行試驗,利用轉矩儀以及流量計測出轉輪轉速以及流量并與計算結果進行對比。

注:1.偏流器,2.噴嘴,3.低壓箱,4.測功電機,5.扭矩測量系統,6.水泵水輪機7.高壓箱,8.支架,9.流量計,10.封閉系統回路管,11.水泵12.敞開系統回水管,13.稱重傳感器,14.稱筒15.水冷系統,16.換向管路圖5 水泵水輪機試驗平臺Fig.5 Water pump turbine test platform

由于SSTk-ω湍流模型可以有效捕捉近壁面的流動,尤其是對水泵水輪機這種多導葉、多葉片的復雜幾何模型有較強的準確性以及適應性,因此本文選取SSTk-ω湍流模型開展數值模擬。流體介質設為常溫水,壁面采用無滑移壁面邊界條件;進口和出口分別設置為質量流量進口和自由出流;靜止域與旋轉域之間的數據傳遞依靠INTERFACE邊界條件。采用SIMPLE C速度壓力耦合算法,殘差值設置為10-6,時間步長設置為0.000 467 3 s。

3 計算結果及分析

3.1 可靠性驗證

本文研究選取模型水泵水輪機活動導葉a0=33 mm進行數值計算可靠性驗證。選取7個工況點對其進行定常數值計算。將數值計算的結果進行單位轉速n11、單位流量Q11的轉換分別為:

(1)

(2)

通過換算所得Q11和n11,繪制出n11-Q11特性曲線。利用換算所得n11-Q11特性曲線與試驗曲線進行對比,其結果如圖6所示。通過對比,兩者具有很高的吻合度,誤差值保持在6%以內,滿足工程研究要求。因此,本文數值計算所選用的模型具有較高的可靠性。

圖6 實驗與模擬結果對比Fig.6 Comparison of experimental and simulation results

3.2 特性曲線分析

根據前文的換算結果,對原有導水機構導葉替換為優化后的翼型導葉模型水泵水輪機進行數值模擬,分別得到數據。并繪制出n11-Q11曲線,如圖7所示。

從圖7的試驗曲線可以看出,在導水機構導葉為原有翼型的情況下出現了很明顯的“S”特性區。由于“S”特性的存在導致機組在運行的過程中及其的不穩定。將原有導水機構中的導葉替換為優化翼型的導葉后,機組“S”特性得到了一定的改善。因此,通過優化導葉翼型來改善水泵水輪機“S”特性可行。

3.3 S1流面流態分析

為了更好展現出水泵水輪機流場特性,本文選取轉輪部位S1流面作為進一步分析的研究對象。將轉輪上冠下環的等距面選取作為S1流面。利用后處理軟件CFD-Post做出S1流面的速度流線分布圖,如圖8所示。

圖8 不同工況下S1流面流線圖Fig.8 Streamline diagram of S1 stream surface under different working conditions

由圖8可以看出,147.9 kg/s流量工況下,不管活動導葉翼型優化與否,在無葉區均出現了較明顯的高速水環,但是將活動導葉翼型優化后,無葉區的高速水環相較優化前有了一定的削弱,從轉輪區域的葉道流場分析,147.9 kg/s流量工況下,裝配原有活動導水機構機組的葉道內分布了大量的渦,且基本集中在距轉輪入口處,然而優化活動導葉翼型后,轉輪區域流態較優化前有了較好的改善,部分葉道內未出現明顯的旋渦流動。從325.3 kg/s以及414.078 kg/s的2個工況點的流面看,優化活動導葉翼型前后流態相似,并且在活動導葉及轉輪流域內均未出現明顯的旋渦。

根據以上分析,優化活動導葉翼型后,由于翼型骨線相較優化前發生了變化,活動導葉區域出流角也隨之改變,從而使得無葉區高速水環在一定程度上被破壞,進而改善了轉輪入流量,這也是導致機組“S”特性得到一定改善的其中一個原因。

3.4 機組效率計算

為了研究采用優化翼型活動導葉的機組的效率,以導葉開度a0=33 mm工況下模型水泵水輪機為研究對象,以選用優化活動導葉翼型后的水泵水輪機為模型,在流量特性曲線上選取Q1=750 kg/s,Q2=650 kg/s,Q3=530 kg/s,Q4=300 kg/s共4個工況點進行數值計算,計算出機組效率,如圖9所示。

圖9 機組各工況點效率Fig.9 The efficiency of the unit operating point

由圖9可以看出,將活動導葉翼型優化后,機組效率出現了微小幅度的下降,但針對可逆式機組小流量工況的過渡過程,其效率的微小幅度下降是在可允許范圍內的。而且,在機組效率為小幅度下降的前提下,對機組“S”特性的改善應該占據主導地位,以保證機組在小流量工況下的穩定運行。顯然優化活動導葉翼型對改善機組“S”特性取得了較好的效果。因而本文活動導葉翼型的優化是有效的。

3.5 S1流面湍動能分析

由于將原有活動導葉全部替換為優化翼型導葉之后,機組整體效率出現了微小幅度下降。而轉輪又是機組主要的能量轉化過流部件,因此分析轉輪部位S1流面湍動能分布是有必要的。

由圖10可以看出,湍動能區域出現在無葉區附近影響了葉片進口來流,最大湍動能值為32.44 kg/J。改型后最大湍動能值增大為44.24 kg/J,均集中在無葉區,但無葉區附近的湍動能區域面積有所減小但其強度變高,整體出現了一些能量耗散較大的區域,比較Q4工況,改型前后湍動能分布區域較為相似,均出現無葉區附近,只是改型后環形無葉區的湍動能面積相應減小,活動導葉出口區域能量損失降低,從整體來看,將活動導葉翼型優化后,無葉區以及轉輪區域均出現了一定的能量耗散,導致機組整體效率出現了微小幅度的下降。而造成能量損失主要的原因有:1)活動導葉和轉輪葉片之間產生了動靜干涉效應,導致無葉區出現了能量耗散;2)優化翼型后的活動導葉附著流動不佳,在靠近導葉進口端就出現了流動剝離,從而使得在活動導葉區域就出現了大量的渦,且由于遲滯效應這些渦會一直存在到轉輪區域才會逐漸消散;3)進口流量與轉輪轉速的匹配對湍動能會產生較大影響,從而造成一定的能量損失。這些原因共同導致了機組效率出現微小幅度下降。

圖10 不同工況點下S1流面的湍動能分布Fig.10 Turbulent kinetic energy distribution of the flow surface S1 at different operating points

3.6 無葉區壓力脈動頻域分析

水泵水輪機的運行過程中不穩定性主要來源于機組內部水力振動,而機組的水力振動又主要來自于無葉區的壓力脈動[17]。

為了合理的解釋無葉區壓力脈動,引入無量綱參數ΔH/H表示壓力脈動的程度為:

(3)

為了細致地了解到導葉翼型的優化對附近流域的影響,在無葉區選取了4個監測點P1～P4,進行無葉區壓力檢測,如圖11所示。

圖11 壓力監測點示意Fig.11 Schematic diagram of pressure monitoring points

圖12展示了轉輪區葉片區域內各監測點在水輪機的壓力脈動時域圖與頻域瀑布圖。此工況雖然壓力脈動復雜但依舊存在周期性的波動變化,改型后的壓力波動260 kPa附近波動且相比原型波動幅度降低。頻域圖可以看出在監測得時間點內可以看出壓力脈動多以低頻率為主。整體頻率成分相對簡單,第1主頻受到動靜干涉影響降低從而更加接近其葉片轉動頻率。

圖12 P1與P3時域圖與頻域圖Fig.12 P1 and P3 time domain plots and frequency domain plots

因為來流在進入轉輪流道時與轉輪葉片工作面發生沖擊并產生了沖擊分流,這些沖擊分流使得無葉區出現了不穩定的壓力脈動;另一方面,由轉輪和活動導葉組成的動靜葉柵干擾也是無葉區出現壓力脈動的一個主要原因,轉輪不斷掃過由流體流經活動導葉組成的靜葉柵所形成的尾跡,并且不斷擊打著這些尾跡,從而使得無葉區出現了脈動幅值周期性變化的壓力脈動。改型后,無葉區內單位時間內涌入了更多的無撞擊的有效水流,不僅最大程度上破壞了無葉區的高速水環,也減少了對轉輪區域的直接沖擊作用,壓力幅值均有所下降,對于水泵水輪機這種經常變工況運行的水力機械來說存在一定是益處的。

4 結論

1)優化翼型后的活動導葉對無葉區高速水環造成一定的破壞,使得轉輪葉道部位入流狀況得到一定程度改善,從而對機組“S”特性起到一定的改善作用。

2)在活動導葉轉動角度不變的條件下,優化導葉翼型后,入流角增大,來流液體與轉輪葉片沖角減小,使得有效過流面積增大。這是改善內流特性的根本原因。

3)水泵水輪機的振動主要來自于無葉區壓力脈動,受動靜干涉的影響,無葉區振動會引起轉輪葉片疲勞損壞。優化后,壓力脈動振幅出現不同程度的下降,水流自導葉出口到葉片尾端,壓力脈動強度分布穩定,脈動頻域成分簡化,提升了水泵水輪機的平穩運行能力。