改变导叶翼型对水泵水轮机“S”特性的影响

李琪飞,谢耕达,韩天丁,李正贵

(1. 兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃 兰州730050; 2. 甘肃省流体机械及系统重点实验室,甘肃 兰州730050; 3. 西华大学流体及动力机械教育部重点实验室,四川 成都 610039)

抽水蓄能电站是电力系统中具有调峰、填谷、调频、调相和事故备用等多种功能的特殊电源,已成为中国电力系统中的重要组成部分[1].“S”特性是水泵水轮机的特有现象,对机组的安全稳定运行有重要影响,因此改善水泵水轮机 “S” 特性方面的研究非常重要[2-3].有学者[4-6]认为水泵水轮机的“S”特性主要是由于无叶区高速水环阻碍转轮顺利流入引起的,可导致机组无叶区强烈的压力脉动,引起机组强烈震动.也有学者[7-9]指出水泵水轮机在“S”特性区运转极其不稳定,一个转速值对应多个流量值有可能使得机组在多个工况间频繁转变,这种情况会导致机组运转严重失稳.李琪飞等[10]研究表明,预开导叶可以改善水泵水轮机进入不稳定的“S”区,但是有可能增大机组无叶区压力脉动,影响水泵水轮机机组安全稳定运行.容亮弯[11]在NACA0018母型基础上对翼型进行优化,采用MRF模型求解流场,并与母型进行对比,验证了水轮机能量利用率提高效果.

目前,国内多是通过改变导叶布置方式来改善水泵水轮机水力特性,而对优化翼型自身结构研究相对较少.因此,文中以国内某抽水蓄能电站立式水泵水轮机模型为研究对象,通过改变活动导叶翼型来改善水泵水轮机“S”特性以及无叶区压力脉动,为工程实践提供一定理论依据.

1 数值计算

1.1 计算模型

所研究水泵水轮机模型过流部件包括蜗壳、固定导叶、活动导叶、转轮和尾水管等,其设计性能参数分别为额定水头/扬程190 m,最小水头/扬程175 m,最大水头/扬程220 m,额定转速0～2 500 r/min, 测功机功率500 kW,安装高程-50.02 m;设计几何参数分别为转轮叶片数9,活动导叶数20,固定导叶数20,转轮高压侧直径473.60 mm,导叶高度66.72 mm,转轮低压侧直径300.00 mm,蜗壳进口直径315.00 mm,尾水管出口直径660.00 mm.模型示意图如图1所示.

图1 模型水泵水轮机计算区域

由于水泵水轮机的导水机构为圆柱形,因此可以通过改变活动导叶的翼型型线进行优化.在保持原导叶弦长不变的条件下,增大头部圆半径r和导叶翼型最大厚度D0,改型前后导叶翼型如图2所示,表1为改型后的导叶参数.

表1 翼型设计参数

图2 改型前后导叶翼型示意图

理论上,由u=nπD/60、v1m=Q/A(A为叶片进口边过流面积)以及叶片进口安放角β、绝对流速v可得到改型前后导叶翼型的速度三角形,如图3所示.在假定圆周速度大小和方向不变条件下,如果转轮进口水流角(水流相对速度与圆周速度之间的夹角)和叶片进口安放角β相等时,则无脱流现象,此时水力损失最小.因此,当水流冲角α越大时,水力损失越大.活动导叶转动角不变,活动导叶分布圆直径增大,绝对速度方向受牵连速度的影响而减小,来流液体与转轮叶片冲角α减小,有效流量增大,转轮水力损失则相应减小.

图3 改型前后导叶翼型速度三角形对比及叶片进口速度三角形

1.2 网格划分及其无关性验证

对计算模型采用商业软件ANSYS-ICEM进行全流道六面体网格划分,如图4所示.采用壁面函数法在壁面位置添加边界层网格.

图4 局部网格示意图

划分不同网格数,以Hc/Hm(Hc为计算水头,Hm为试验水头)为判据进行网格无关性验证,如图5所示.

图5 网格无关性验证

由图5可以看出,当网格数N大于550万时,计算结果在误差允许范围内,并且随着网格数增大,Hc/Hm趋于平缓.当Hc/Hm值愈趋近于1.00时,表示计算结果愈准确,因此,文中最终确定后续计算网格数为610万.

1.3 湍流模型及边界条件设置

由于SSTk-ω湍流模型结合了k-ε模型和k-ω模型两者的优点,可以有效捕捉近壁面的流动,尤其对水泵水轮机这种多导叶、多叶片的复杂几何模型有较强的准确性和适应性,因此选取SSTk-ω湍流模型进行数值模拟.

流体介质设为常温水,壁面采用无滑移壁面边界条件.进口和出口分别设置为质量流量进口和自由出流,静止域与旋转域之间的数据传递采用interface边界条件.

选择SIMPLEC速度压力耦合算法,残差值设为1.0×10-6,时间步长设为0.386 7 ms.

1.4 数值计算方法验证

为验证湍流模型的准确性以及建模与数值计算方法的可靠性,在活动导叶a0=33 mm时,选取水泵水轮机模型7个工况点进行定常数值计算,换算得到Q11-n11特性曲线.同时采用H=30 m恒定水头对模型机进行试验[12],利用转矩仪以及流量计测出转轮转速以及流量并与计算结果对比,如图6所示.可以看出,试验结果和计算结果具有很高的一致性,误差值均在6%内,满足工程实际要求,这表明文中所选用的湍流模型和数值计算方法是准确且可靠的.

图6 试验与计算结果对比

2 计算结果及分析

2.1 水泵水轮机特性分析

选取相同的7个工况点,分别对改变翼型导叶后的水泵水轮机模型进行数值计算,结合改型前计算结果,换算得到数据如表2所示.

表2 流量转速数据

图7为利用计算数据绘制的水泵水轮机模型Q11-n11曲线.

图7 翼型改变对“S”特性影响

由图7可以看出:活动导叶为原翼型时水泵水轮机出现了很明显的“S”特性区,使得机组在运行过程中极其不稳定;采用改变翼型后的导叶,相较改型前,水泵水轮机的有效过流流量有所增大,在转速为71.86 r/min、流量为0.56 m3/s(工况5)之后,Q11-n11曲线弯折程度变缓,呈现较为光滑的下降趋势,机组“S”特性得到一定的改善.因此,通过改变导叶翼型来改善水泵水轮机“S”特性是可行的.

2.2 S1流面流态分析

为了更好展现水泵水轮机的流场特性,选取转轮上冠下环的等距面作为S1流面(见图8)进行分析.利用后处理软件CFD-Post得到在活动导叶改型前后水泵水轮机工况点1,4,6的S1流面速度流线分布,如图9所示.

图8 S1流面示意图

图9 活动导叶改型前后S1流面在不同工况点时的速度分布

由图9可以看出,从工况4以及工况1的S1流面看,活动导叶改型前后流态相似,并且在活动导叶及转轮流域内均未出现明显的旋涡.

根据以上分析,活动导叶翼型改型后,由于翼型骨线相较改型前发生了变化,活动导叶区域出流角与流速也随之改变,使得无叶区高速水环在一定程度上被打破,从而改善了转轮流量,这也是机组“S”特性得到一定改善的原因之一.

2.3 机组效率分析

为了研究活动导叶改型前后机组的效率,以导叶开度a0=33 mm工况下水泵水轮机模型为研究对象,分别选取4个特殊的较小流量工况点(工况3,4,5,6)进行数值计算,结果如图10所示.

图10 机组各工况点效率

由图10可以看出,活动导叶翼型改变后,机组效率出现了微小幅度下降,但针对可逆式机组小流量工况的过渡过程,整体效率均保持在92%左右,且效率的微小幅度下降在可允许范围内.在效率小幅度下降前提下,对机组“S”特性的改善更加重要,显然改型活动导叶翼型对改善水泵水轮机组“S”特性具有较好的效果.

2.4 S1流面湍动能分析

由于活动导叶翼型改型后,机组整体效率出现了微小幅度下降,而转轮又是机组主要的能量转化部件,因此分析转轮部位S1流面湍动能分布是有必要的.图11为活动导叶翼型改型后不同工况时S1流面的湍动能k分布.

图11 活动导叶翼型改型后不同工况点时S1流面的湍动能分布

由图11可以看出:从工况3到工况6,S1流面整体湍动能呈上升趋势,工况3的最大湍动能为9.54 kg/J,主要集中在叶片背面以及部分工作面,少部分出现在无叶区;工况4和工况5的整个S1流面均出现了大范围的能量耗散,湍动能分别达到了10.05,12.54 kg/J;工况6最大湍动能为28.47 kg/J,大于其他3个工况.

水泵水轮机内流场的紊乱程度有密切关系,水流与结构的相互作用使流场变得复杂紊乱,加剧了此区域的能量损失.

整体看,活动导叶翼型改变后,无叶区以及转轮区域均出现了一定的能量耗散,从而导致机组整体效率出现微小幅度下降.造成能量损失主要有3个方面的原因:① 活动导叶和转轮叶片之间产生了动静干涉效应,导致无叶区出现了能量耗散;② 改变翼型后,在靠近导叶进口端出现了流动剥离,从而使得在活动导叶区域出现了涡,且由于迟滞效应,这些涡会一直存在到转轮区域才逐渐消散;③ 流量增大后,与转轮转速不匹配对湍动能产生一定的影响,从而造成部分能量损失.

2.5 无叶区压力脉动频域分析

在无叶区布置4个监测点P1,P2,P3,P4,进行压力监测,如图12所示.时间步长Δt=1T/120(T为对应工况点下的一个旋转周期,T=0.046 404 s),为保证计算收敛,计算迭代20次保存1次,共计算10个旋转周期.

图12 压力监测点示意图

水泵水轮机运行过程中的不稳定性主要来自机组内部水力振动,而机组的水力振动又主要来自无叶区的压力脉动[13-14].为进一步研究活动导叶翼型改型前后对附近流域的影响,选取流量较小、能量耗散相对较大且旋涡较混乱的工况6进行压力脉动时域频域分析.

定义量纲一化参数Cp表示压力脉动的程度,即

(3)

图13为活动导叶改型前后水泵水轮机转轮叶片区域监测点P1和P3的压力脉动时域图与频域图,可以看出:无叶区附近压力脉动剧烈,2个监测点压力脉动均不平稳,幅值出现陡降现象,且多以低频率为主;监测点P1与P3在f/fn=75之前均保持一定的周期性变化,P1的压力脉动相对较低,最高为0.56,P3最大压力脉动幅值最高为0.83.

图13 工况6下改型前后压力脉动时域与频域对比

来流在进入转轮流道时与转轮叶片工作面发生冲击并产生了冲击分流,转轮进口靠近无叶区附近,经活动导叶流出的分支水流在此部位聚集,而后经过转轮叶片再次分流.因此,无叶区流态复杂,分布大量旋涡,压力脉动较为剧烈,在小流量工况下更是如此.同时,由转轮和活动导叶组成的动静叶栅干扰也是无叶区出现压力脉动的一个重要原因,转轮不断扫过由流体流经活动导叶组成的静叶栅所形成的尾迹,并且不断击打这些尾迹,从而使无叶区压力脉动幅值出现了周期性变化.

通过改型前后压力脉动对比可知,改型后,2个监测点的压力脉动幅值均有一定程度降低,脉动曲线脉动频率加快,压力脉动的压强有所下降,这对于水泵水轮机频繁变工况运行是有改善的.

3 结 论

为改善水泵水轮机组的“S”特性,以国内某抽水蓄能电站立式水泵水轮机模型为研究对象,在保持其他过流部件几何参数不变的条件下,对活动导叶翼型进行改型,并进行数值计算,得到如下结论:

1) 活动导叶翼型改型后,对无叶区高速水环造成一定破坏,使得转轮叶道部位流动状态平缓,从而对机组“S”特性起到改善作用.

2) 活动导叶翼型改型后,翼型骨线的改变引起活动导叶部位出流角发生改变,导致机组整体效率有微小幅度下降,但是机组效率仍保持在92%左右.

3) 水泵水轮机的振动主要来自无叶区压力脉动,受动静干涉的影响,无叶区振动会引起机组运行不稳定.改型后压力脉动幅值降低,提升了水泵水轮机运行中的并网稳定性.