基于CFD的抽水蓄能电站球阀漏水引起的自激振动研究

2020-09-28曹起章何中伟

水电与抽水蓄能 2020年4期

楼勇，曹起章，雷欣，何中伟

（1.华东天荒坪抽水蓄能有限责任公司，浙江省杭州市 313302；2.河海大学水利水电学院，江苏省南京市 210098；3.中国电建华东勘测设计研究院有限公司，浙江省杭州市 311122）

0 引言

抽水蓄能电站通常在电力系统中承担调峰、调频、调相以及事故备用等任务。近年来，部分抽水蓄能电站在运行过程中出现了因球阀密封不严造成的自激振动现象，严重威胁电站机组的运行安全。针对此问题，近年来国内外学者开展了相关研究。文献[1-2]提出了水电站有压输水系统中发生水力共振的可能性，给出输水系统水力振动特性的评估方法和水电站可能的水力共振的预测及分析方法；文献[3]应用特征线法对供水工程泵系统中柔性阀门漏水引起的自激振动进行分析，得到压力管道的长度及管材等因素对自激振动的影响；文献[4]通过阻抗法和特征线法对某抽水蓄能电站发生的管系振动事故进行数值模拟，得出与实测数据接近的结果，验证了管系振动数值模拟模型的正确性。文献[5]基于水力振动理论，从水力阻抗的角度研究可逆式机组可能产生自激振动的判别条件以及相应的不稳定域，应用非线性振动理论（极限环理论），分析抽水蓄能电站产生自激振动时的幅频特性；文献[6-8]通过对球阀工作密封结构以及工作原理的分析，结合抽水蓄能电站的现场试验，研究球阀密封漏水导致自激振荡的发生机理，并给出解决球阀漏水的具体处理措施；文献[9]通过数值模拟的方法，研究了预防和消除球阀泄漏产生自激振动的措施（改变密封水引水方式和设置旁通阀）的可行性。

上述相关文献虽然对压力管道内自激振动机理进行了部分研究，但缺少对球阀及其管道内非稳态流动进行的三维仿真模拟。本研究取进水口至阀体后方3m处进入蜗壳前的位置为三维模型计算域，在网格变形区采用动网格的方法控制密封的运动频率，获得一定周期内球阀泄漏所导致的小流量工况下管道的压力脉动特性和流量变化规律。本研究选取曾经因球阀密封不严而引起球阀振动的天荒坪抽水蓄能电站一期工程为例。该电站位于浙江省安吉县境内，距上海175km、南京180km、杭州57km，接近华东电网负荷中心。电站设计平均水头（天然落差）为570m，最大水头为610.2m。装机容量为180（60×3）万kW，上水库蓄能能力1046万kWh，其中日循环蓄能量866万kWh，年发电量31.6亿kWh，年抽水用电量（填谷电量）42.86亿kWh，承担系统峰谷差360万kW任务。此枢纽工程主要建筑物由上水库、下水库、输水系统、地下厂房和开关站等组成。

1 数值模型

1.1 湍流模型

本文中数值模拟的控制方程为流体力学中的连续性方程、动量方程和湍流能量方程。本次研究选用了Spalart-Allmaras（S-A）单方程湍流模型，其在预测间隙水流三维非定常流动，尤其是伴随密封结构周期性开合所导致的回流、偏流等不良流态的情况下，能得出更好的计算结果。本次计算采用四面体、六面体及三棱柱所拼接而成的混合网格进行，故采用二阶迎风格式对连续性方程及湍流方程进行离散。

1.2 计算模型与网格设计

在数值模拟中，对球阀封闭时泄漏部分进行三维非定常湍流计算。若流动进口边界太靠近固定障碍物，流动可能尚未达到充分发展的状态，这将导致相当大的误差。考虑到球阀与上游流道及阀体间的间距，故流体域计算模型取距进水口至阀体后方3m处进入蜗壳前的位置作为三维计算域（见图1）。在不考虑阀体自生结构变形的情况下，阀体在上游检修密封开启，下游工作密封达到全开时沿阀体中剖面是对称的，此时关闭的阀体中漏水量最大。

图1 整体流体计算域模型及阀体处模型Figure 1 Integral fluid computing domain model and valve body location model

本次计算假设阀体关闭时其漏水量最大的状态为一种极限状态，工作密封正常工作时的全闭状态为另一种极限状态，将阀体密封动环的工作面与阀体密封静环间的流体设置为变形区域，通过ICEM生成全六面体网格，并在变形区采用动网格方法控制其运动进行三维计算。动网格的运动速度即动密封的振动频率，则取1、2、5Hz与10Hz，以期获得一定周期内球阀上游静压力的变化规律，并对此规律进行详细分析。工作密封内面及沿流向剖面的混合计算网格如图2所示，流体结构总计算单元数为1209万，其中上游流道内约319万，球阀中心部分约207万，滑动密封及间隙处约683万。计算采用一台104线程双路至强白金8167M服务器及一台64线程双路至强黄金6140服务器分别进行，4个算例总计消耗CPU时间约1361300h，耗时约5个月。

1.3 边界条件

除在阀体壳及阀体各表面采用固定壁面，网格变形区采用滑动壁面边界外，对于三维CFD计算，考虑到漏水过程中实际的漏水量未知，不能采用流量或速度进口边界，故上游边界仅能取静压入口边界；同时，由于计算采用耦合式求解器，速度—压力耦合时初始的压力边界信息决定了前期迭代时的稳定性，故不在下游边界取自由出流边界（或称辐射边界）而取压力出口边界。

2 计算结果及分析

2.1 阀前进口处时程压力特征

进口位于阀体上游侧，由于上游密封为检修密封，且上游密封一般不投，这时这一类测点天然地受到下游密封不严所产生的高频压力波的影响，其压力波动频率虽与下游密封振动频率相同，但远高于一般上游水道水击压力波动频率，可以判断球阀振动与上游水道主序水击压力波动无关。

频率为2Hz和10Hz的进口处时程压力波动如图3和图4所示。

图3 上游水库进口处时程压力（2Hz）Figure 3 Time-history pressure at upstream reservoir entrance（2Hz）

图4 上游水库进口处时程压力（10Hz）Figure 4 Time-history pressure at upstream reservoir entrance（10Hz）

2.2 阀前时程压力变化

频率为2Hz和10Hz下的阀体前方1.5m中心处时程压力如图5和图6所示。可以看出，在计算进行2min后，小流量工况接近零流量的极小工况下，阀前所产生的周期性激振得以发生自激振荡。其表明下游侧的密封振荡在一段时间后逐步导致阀前水体也产生了自激振荡，且其振荡呈现出一阶模态的特征。在本次计算中，4min的计算时间内，10Hz振动频率工况阀前压力已累积到最大约净水头的1.15倍。按此趋势线性发展，最快在阀体密封振荡约30min后，阀前压力将积累至极限。

图5 阀体前方1.5m中心处时程压力（2Hz）Figure 5 Time-history pressure at 1.5m center in front of valve body （2Hz）

图6 阀体前方1.5m中心处时程压力（10Hz）Figure 6 Time-history pressure at 1.5m center in front of valve body（10Hz）

2.3 漏水流量变化

阀体密封进出口流量变化呈现出明显的规律性，除了在10Hz高频振动的情况下，其余的1、2、5Hz工况流量进出阀体密封的过程规律有序，但值得注意的一点在于，随着阀体振动频率的增快，密封的过流流量实质上是在降低的。这表现出了一种可能性：密封泄漏所导致的小流量工况下流体的自激振动会导致一种负流量效应，在这种效应中自激振动的压力幅值理应快速上升。但由于上游管路的阻尼效应，压力的幅值增加并不明显。但如果在接下来的流动过程中，负阻尼进一步增大，这便会导致压力幅值的增加间隔缩短，进一步强化流体的失稳；且由于管路中的流量随阀门结构的位移发生快速变化，上游侧水体表现为正负水击的交替出现，直接使阀门处具有柔性特征，并导致引水管道系统自激振动的产生。

不同频率下的阀体密封进出口流量如图7～图9所示。