原型水轮机的非定常湍流计算和尾水管压力脉动分析

本文对三陕原型混流式水轮机进行了三维非定常湍流计算，得到了水轮机的非定常流场，预测了尾水管内的压力脉动。通过与模型试验结果进行比较可以看出，本计算能够比较准确地预测尾水管内的压力脉动。本文还根据计算结果分析了尾水管内非定常涡带产生和传播的原理。     

基于CFD的长短叶片水轮机压力脉动研究

以长短叶片混流式水轮机三维定常湍流计算结果作为非定常湍流计算初始条件,结合混流式水轮机湍流流动进行全流道三维非定常模拟研究。通过在蜗壳进口、固定导叶及活动导叶前、转轮前和尾水管截面测点压力脉动及频谱分析,得出长短叶片混流式水轮机内压力脉动产生和传播的部分规律。     

灯泡贯流式水轮机全流道压力脉动数值模拟

采用大涡模拟方法对灯泡贯流式水轮机全流道非定常湍流进行数值模拟,分析了额定工况和小流量工况下的压力脉动特征。计算结果表明:额定工况下,导叶前后、转轮出口的压力脉动主频为叶片频率,振幅最大值出现在转轮出口,尾水管内的压力脉动主频为转轮的转动频率,幅值相对较小;小流量工况下转轮出口产生偏心涡带,涡带旋转导致尾水管内产生低频压力脉动,低频压力脉动由尾水管向上游传递,幅值逐渐减小;额定工况下叶片上监测点的压力脉动频率为转轮转动频率的整数倍,幅值较小;小流量工况下,叶片上监测的点压力脉动幅值显著增大,脉动主频与次主频之和约为转轮的转动频率。     

基于全流道非定常流动计算的轴流式水轮机尾水管压力脉动分析

以轴流式水轮机全流道三维非定常湍流数值模拟为基础,对轴流式水轮机尾水管内的非定常流场进行了分析,研究了尾水管内涡带的形态,对尾水管压力脉动的幅值和频率特点进行了分析.结果表明,大流量工况时,在尾水管内形成了一个与转轮旋转方向相反低压涡带,引发了低频压力脉动,这种低频压力脉动是水轮机中压力脉动的主要脉动源之一.     

低水头下水泵水轮机水轮机工况压力脉动研究

基于Realizable k-ε湍流模型,对某蓄能电站模型水泵水轮机进行几何建模,设定压力脉动监测点,进行三维全流道水轮机工况非定常数值计算,分析导叶开度为29mm,33mm,37mm和41mm四个工况下各监测点的压力变化,并与模型试验结果进行对比,研究水泵水轮机在低水头下的压力脉动特性。结果表明:Realizable k-ε湍流模型对低水头下水泵水轮机压力脉动的数值模拟可行,在大开度工况时更加精确;导叶开度为29mm时水泵水轮机内部监测点压力脉动最强,随着导叶开度的增加压力脉动在逐渐的减弱;转轮旋转形成的"活动导叶-转轮-尾水管"两级动静干涉,使活动导叶与转轮之间无叶区内监测点的压力脉动时域图呈现周期性变化规律,对应主频为叶频,尾水管锥管段时域图也呈现周期性变化,并在其频域图叶频处出现一个峰值;肘管内监测点压力脉动由于尾水涡带的影响主频为0.17~0.56倍转频的低频分量。     

水轮机补气条件下压力脉动的数值分析

本文对某电站原型混流式水轮机进行三维非定常多相湍流模拟,对大轴中心孔补气前后水轮机各过流部件内的压力脉动进行计算,并与试验结果相比较,探讨了水轮机补气减振的机理.分析结果表明:大轴补气能够减小尾水管断面的压差,从而降低尾水管低频压力脉动的振幅,但对振动频率影响不明显;补气孔入口与转轮之间存在动静干扰,在转轮区域形成新的振源,增强了转轮前的中频压力脉动.     

不同步导叶对混流式水轮机压力脉动的影响分析

采用Realizable k-ε模型,对混流式模型水轮机三维全流道非定常湍流进行模拟,在实验验证的基础上,对不同步导叶(MGV)作用下的压力脉动进行了分析.选择部分负荷工况,分别研究MGV在5种不同开度下水轮机各过流部件的压力脉动特征.计算和实验结果表明:MGV不改变尾水涡带的旋转频率,随着MGV开度的变化,尾水管内主频和非主频的变化规律不同,甚至可能相反;转轮内的脉动主频为转轮转频与尾水涡带的旋转频率之差,其幅值变化规律与尾水管内脉动主频相同;MGV使转轮上出现了新的压力脉动频率,其值为转频与MGV数量的乘积,不同步导叶的开度偏离同步导叶开度越大,该频率的振动越强;在MGV作用下,各点主频脉动变化规律与采用同步导叶调节反映的规律是相似的,使用MGV装置可以在保证机组出力的条件下避开有害的压力脉动区.     

水轮机转轮泄水锥形状对机组内部流动影响分析

本文对三峡原型混流式水轮机进行了改型设计，采用延长泄水锥的方法作为降低尾水管振动的措施。通过对改型的整体机组进行三维湍流非定常计算，得到了水轮机的非定常流场，预测了转轮出口尾水管内部的压力脉动。通过与改型前整机的三维非定常湍流计算结果进行比较可以看出，改型后的机组尾水管振动幅值降低，涡带强度有所下降，达到了水轮机减振的目的。     

混流式水轮机涡带工况下两级动静干涉及其压力脉动传播特性分析

本文以某混流式模型水轮机为研究对象,选取一种小流量工况点开展了全三维非定常湍流的数值模拟。研究中,采用全流道建模和滑移网格技术模拟转轮与活动导叶、转轮与尾水管之间的动静干涉作用;详细分析了过流部件内典型位置处的压力脉动特性,并与模型试验的结果进行了比较;探讨了部分负荷工况下,流场中涡带演化过程及两种频率分量的压力脉动沿转轮传播与衰减的规律。     

湍流模型对水轮机压力脉动数值预测的比较

分别采用大涡模拟模型、标准k-ε模型和Realizablek-ε模型,对模型水轮机全流道内的三维非定常湍流进行了数值模拟,对导水机构及尾水管内的湍流压力脉动进行分析,并与试验结果比较。分析结果表明:大涡模拟方法对湍流脉动的大尺度分量进行直接模拟,对强旋流有很好的适应性,能够较准确预测水轮机的压力脉动;Realizablek-ε模型考虑了流体微团转动的影响,可定性分析水轮机全流道的压力脉动特征;标准k-ε模型忽略了流体微团转动的影响,对水轮机压力脉动的模拟结果误差较大。     

泸定水电站水轮机水力开发

针对泸定电站的具体情况,详细分析了泸定水电站的蜗壳尺寸、尾水管高度、导叶高度、转轮叶片数、导叶分布圆直径等几何参数和比转速、单位流量、单位转速等水力参数的选取方法、原则以及对转轮性能的影响。同时,利用国内外通用的混流式水轮机转轮及过流部件CFD分析技术,对转轮和通流部件的内部流场进行了计算,在对其流速场、压力场进行分析比较的基础上优化出了一套符合电站要求的装置。     

锦屏二级电站模型水轮机水力优化设计

本文根据锦屏二级电站水轮机水力性能参数要求,采用CFD优化分析手段,对模型水轮机的蜗壳、固定导叶、活动导叶、转轮、尾水管进行了全面的水力性能优化.模型试验结果表明,哈电为锦屏二级电站开发的水轮机具有优秀的水力性能,模型最高效率94.6%,空化性能和稳定性都达到了预期目标.     

水力计算在预测水轮机压力脉动中的应用初探

水轮机的稳定性是评价水轮机性能的三项重要指标之一，到目前为止稳定性的研究还驻足在试验阶段，本文通过建立起尾水管压力脉动分频幅值与转轮出口环量之间的某种联系，对利用水力计算来预测水轮机的压力脉动进行了初步的探索。     

基于流固耦合的混流式水轮机转轮静应力特性分析

近年来，国内外一系列大型水轮发电机组频繁发生转轮叶片投产后短期内出现穿透性裂纹问题，对机组安全稳定运行构成了威胁。长期以来人们一直在寻找由于水力激励引起转轮叶片应力特性的计算方法。本文首先对混流式水轮机全流道内流场进行了多工况的CFD计算，得到不同工况下转轮叶片表面水压力载荷，并利用顺序流固耦合方法对转轮在各种工况下的应力特性进行计算。结果表明在大部分工况下该转轮叶片最大静应力基本上与水轮机功率成线性关系。本文计算结果可为其它水轮机转轮的应力特性分析及转轮疲劳裂纹分析提供参考。     

混流式水轮机中旋涡流的LES法预测

本文基于N-S方程和大涡模拟(LES)模型,采用贴体坐标和四面体网格系统,用SIMPLE算法求解,对混流式水轮机内部流动进行了三维非定常紊流计算,较准确地预测了一混流式水轮机在各工况下的内部流动,尤其是尾水管和转轮内的旋涡流动。     

涡带工况下混流式水轮机转轮动应力特性分析

近年来，国内一些大型混流式转轮出现了不同程度的裂纹问题，对机组安全运行构成了威胁。研究表明，水力激励引起的混流式水轮机转轮叶片动应力是引起叶片疲劳破坏的主要原因之一。文中首先对高水头小负荷的涡带工况下混流式水轮机内流场进行非定常CFD计算，得到涡带工况下叶片表面不同时刻的水压力载荷，并利用流固耦合方法对转轮进行结构场瞬态特性计算，分析转轮叶片的动应力特性。结果表明由于水压力脉动引起的转轮叶片上的振动交变动应力是混流式水轮机疲劳破坏的主要原因之一。计算结果可为其它水轮机转轮的动应力特性分析和疲劳分析提供参考。     

舟坝电站稳定性研究

舟坝电站额定水头偏低,因此高水头低负荷尾水管的稳定性能十分重要。本文介绍了通过增高模型水轮机的相对尾水管高度、采用不同泄水锥形状、加稳流板、补气等方法,用试验手段研究改善30%~50%额定出力运行区的压力脉动的可行措施。     

海水淡化高转速泵作透平的压力脉动分析北大核心CSCD

离心泵反转作透平是海水淡化能量回收一体机的核心动力部件之一,运行时的压力脉动是机组产生振动和噪声的主要因素之一。本文以高转速离心泵反转作透平为研究对象,采用SAS-SST-CC湍流模型,对其进行整机流道三维非定常流动数值计算,通过流场分析及压力脉动频谱分析,探讨该透平在运行时的非定常流动特性。非定常数值计算结果显示,蜗壳内多测点的压力脉动主频均为叶片通过频率,说明蜗壳内压力脉动主要由转轮和蜗壳隔舌间的动静干涉引起;旋转转轮域内8个叶片间流道中各布置了6个测点,各相似位置测点间的压力脉动峰峰值最大相差10.3%,说明对称的旋转转轮内的流动分布严重不均,这些旋转测点的脉动频率主要为叶频8倍频附近的主频或次主频,说明转轮与蜗壳间的动静干涉、叶片流道间的漩涡是引起转轮内压力脉动的主要因素,且局部漩涡引起的压力脉动强于转轮动静干涉造成的。结果表明,转轮内压力脉动比蜗壳内明显剧烈,旋转转轮内的压力脉动是机组振动主要水力原因。