水泵水轮机水轮机工况转轮流动特性分析

2019-06-04李萍，宁楠

中国农村水利水电 2019年5期

李萍，宁楠

(西华大学能源与动力工程学院，成都 610039)

0 引言

随着水泵水轮机逐渐向高水头、大容量、高转速方向发展，机组运行的不稳定问题越来越严重，同时由于水泵水轮机需要兼顾水轮机工况与水泵工况两种运行模式，运行工况多变，其内部流动十分复杂，导致稳定性问题也较常规的水轮机或水泵更为突出[1-3]。水泵水轮机在偏离水轮机最优工况运行时内部流动十分复杂、紊乱，近年来，许多学者对此也做了一定的研究。李仁年[4]等研究了水泵水轮机在不同水头下带部分负荷时转轮区域的脉动特性；李琪飞[5]等以某型号水泵水轮机为研究对象研究了制动工况下转轮区域受力状况；岳志伟[6]等利用流固耦合方法研究流体压力对可逆式水轮机转轮叶片造成的应力和动力特性影响；张兰金[7]等研究了400 m水头水泵水轮机模型泵工况转轮内部流速分布、涡分布和叶片压力分布。目前对于水泵水轮机转轮区域的研究主要集中在压力脉动和受力分析等方面，但对于典型水轮机工况下转轮内流动特性研究较少，而转轮作为水泵水轮机的核心部件，不论是在水轮机工况亦或是水泵工况下运行，其内部的流动状态都十分重要。因此，本文对水轮机工况下水泵水轮机全流道模型进行数值模拟，重点分析转轮区域流动特性以及脉动特性，以期为高水头水泵水轮机在水轮机工况下的设计运行提供一定的参考。

1 计算模型

1.1 几何模型

本文模拟对象为某750 m水头段抽水蓄能电站的长短叶片水泵水轮机模型，其结构包括蜗壳、固定导叶、活动导叶、转轮、尾水管，几何模型如下图1所示。该模型的相关参数如表1所示。

图1 水泵水轮机几何模型Fig.1 Geometric model of pump turbine

参数符号数值长叶片数/个ZC5短叶片数/个ZD5活动导叶数/个ZGV16固定导叶数ZSV16最优单位流量/(m3·s-1)Q110.47最优单位转速/(r·min-1)n1136.30模型转轮喉部直径/mD20.26蜗壳包角/(°)Φ342

1.2 网格划分

由于水泵水轮机结构的复杂性，采用适应性强的非结构化四面体网格分别对蜗壳和固定导叶、活动导叶、转轮、尾水管四部分进行网格划分，为提高网格质量，对压力、速度变化梯度较大的区域进行网格加密处理，由于计算结果受网格数的影响较大，需要在计算前进行网格无关性验证，选取最优开度下最优工况点来进行网格无关性分析，以水头值为网格无关性的评判依据，最优工况下试验的水头值为32.89 m，网格无关性验证的结果如图2所示。

图2 网格无关性验证Fig.2 Independence verification of the grid

从图2可看出，当网格总数达到610万后，计算所得的水头已经基本不再变化，并且偏差在3.7%以内。考虑到网格数的增加对计算资源和时间的要求也会增大，因此最终确定后续计算中总网格单元数为682万左右。

2 数值计算方法

2.1 计算模型与边界条件

水泵水轮机内部水流多为湍流，其流动状态十分复杂，为此，采用不可压缩的流体的连续方程和雷诺平均N-S方程来计算水泵水轮机内部的流动[8,9]，由于SST(Shear Stress Transport)湍流模型对强旋流和分离流有很强的适应性，因此选择SST湍流模型来封闭雷诺方程。在进行数值计算前需设定边界条件，给定质量流量作为蜗壳进口的边界条件，给定静压0 Pa作为尾水管出口的边界条件，壁面选用无滑移壁面边界条件，动静耦合交界面在定常计算中设置为Frozen Rotor模式，在非定常计算中设置为Transient Frozen Rotor模式。

在整个计算过程中，首先对计算模型进行三维定常数值模拟，将定常模拟结果作为非定常模拟的初始值。在非定常计算中，总时长为转轮旋转7周所用时间，转轮每旋转3°作为一个时间步长，每个时间步长的收敛残差设置为10-6，取最后1周计算结果用于分析。

2.2 计算工况

为了研究水轮机工况下水泵水轮机转轮内部流动特性，本文在模型综合特性曲线上选取3个典型工况进行数值模拟，计算工况参数如下表2所示，其中OP01、OP02、OP03为水轮机工况下的小流量工况、最优流量工况、大流量工况。

2.3 监测点设置

为了说明转轮内压力脉动规律，分别在转轮长叶片靠近上冠的进出口边和短叶片靠近上冠的进出口边设置了监测点DL1、DL2、DS1、DS2，具体位置见图3。

表2 计算工况参数Tab.2 Parameters of working conditions

图3 转轮压力脉动监测点分布图Fig.3 Distribution diagram of monitoring points for runner pressure pulsation

3 计算结果与分析

3.1 数值计算可靠性分析

为了验证数值计算的正确性，对三个典型工况下水泵水轮机模型的性能进行三维全流道定常计算，并与模型试验进行对比，图4为计算值与试验值的效率曲线对比图，由图4可看到，计算结果相较于试验结果偏低，这是由于与现场试验相比，数值计算在进行预测转轮流动特性时忽略了上游管路以及上下游间水位波动因素的影响，使得水泵水轮机内部的湍流未得到充分发展，影响流道内水流流动，进而使得效率值有所偏低。通过对比，计算值与试验值具有相同的变化规律，且在所计算的三个工况下计算值与试验值间的相对偏差较小，皆在3.5%以内，表明此次采用的数值模拟计算方法对研究水泵水轮机转轮内部流动特性具有较好的正确性和可靠性。

图4 计算值与试验值对比图Fig.4 Comparison of calculated and experimental values

3.2 转轮内流线分布

为了研究水流在转轮流道内的流动状态，对转轮进行周向处理，取位于上冠与下环之间的S1流面[5]，从图5可看到，①不同流量工况下，转轮内两叶片之间水流流速分布不均匀，这是因为在低比转速转轮流道内，主要以辐流为主，哥氏力的作用下，两叶片间流速分布不均。②转轮流道内水流流态受流量影响较大，小流量工况下，在转轮长叶片压力面的进口稍后区域出现不同程度的旋涡、脱流现象，流道内流动分离明显，这是由于小流量工况偏离最优工况较远，导叶出流角过小，水流与叶片进口撞击严重，撞击造成长叶片进口稍后区域产生较大范围的低速区，出现不同程度的旋涡，使得水流不能顺利沿着转轮流道流出，而在流道内来回扰动，导致长叶片压力面发生脱流、旋涡。随着流量的增大，转轮内水流状态明显改善，无明显的旋涡、回流等现象。

图5 S1流面流线分布Fig.5 Streamline distribution on mid-span S1stream surface

3.3 转轮内压力分布

从图6可以看出，不同流量工况下，转轮内S1流面压力分布趋势基本相同，转轮流道内压力沿着流线方向逐渐减小，随着流量的增加，转轮进口处压力逐渐增大，同一半径处，叶片工作面与吸力面之间的压力差较小，这是因为长短叶片的均流分流作用使得转轮内压力分布更均匀，流动更为平稳。叶片尾部出现不同区域大小的负压区，在小流量工况下负压区域最大，甚至延伸至短叶片尾部处，而负压的存在，容易产生汽蚀，因此在长叶片尾部易出现汽蚀。

图6 S1流面压力分布Fig.6 Pressure distribution on mid-span S1stream surface

3.4 转轮内压力脉动分析

从图5可以看到，小流量工况下转轮区域流动状态十分紊乱、复杂，因此选取该工况进行转轮脉动特性分析，该工况下转频fn为13.4 Hz。

由图7可以看到，转轮长短叶片靠近上冠处的压力均呈现明显的周期性变化，在一个周期内，靠近上冠处的压力脉动波峰波谷交替出现16次，与活动导叶数相等，并且在叶片进口处压力波动相对较大，这说明转轮上冠处的压力脉动受活动导叶与转轮叶片相互作用产生的动静干涉效应的影响大，尤其是在叶片进口处受动静干涉效应的影响最剧烈。

图7 监测点压力脉动时域图Fig.7 Time domain scatter plots of pressure pulsations at monitoring point

为了进一步研究转轮内部的压力脉动特性，对监测点的压力信号进行傅里叶变换，得到如图8所示的频域图，图8中横坐标f/fn为倍频，其中f为实际频率，fn为转频，纵坐标为压力。从图8可以看到，①水泵水轮机转轮上冠不同位置处的压力脉动特性不同，叶片进口处压力幅值较出口处大，表明小流量工况下转轮内的压力脉动主要产生于进口并逐渐向下游传递。②长叶片与短叶片在进口处和出口处压力脉动变化规律基本一致，长短叶片进口处主频皆为16fn左右，该频率为活动导叶通过的频率，为高频压力脉动成分，长短叶片出口处压力脉动的主频皆为1倍转频，此外在出口处还监测到了频率为16fn的次频，但脉动幅值相对进口较小，这是由于高水头水泵水轮机中，活动导叶与转轮径向距离较小，转轮和导叶相互作用产生的动静干涉现象明显，并且距离活动导叶与转轮动静干涉处越近，所受动静干扰影响大。