水泵水轮机泵工况压力脉动和转轮受力特性

为研究水泵水轮机在泵工况下的内部流态变化对压力脉动和转轮叶片受力的影响,采用 SAS－SST 湍流模型对某一模型水泵水轮机的多个非设计工况进行非定常数值模拟,分析了水轮机 内部流态对导叶与转轮之间无叶区、尾水管内的压力脉动和转轮叶片径向受力的影响。结果表明: 在流量为 40% ～80%设计流量时,导叶区内产生旋转失速,转失速涡团初生于固定导叶进口,并随着流量的降低向活动导叶进口发展,且覆盖区域逐渐增大。旋转失速使压力和过流沿周向不均匀分布, 导致压力脉动和转轮径向受力波动大幅上升。在40%设计流量时,失速涡团发展最为充分,无叶区 压力脉动和转轮受力波动的低频分量幅值最高。旋转失速产生的低频脉动可向尾水管传播,形成的低 频压力脉动幅值约为无叶区低频脉动幅值的10%。当流量低于 40%设计流量时,导叶区旋转失速消失,复杂的涡结构形成的压力脉动低频成分没有周期性。此外,转轮进口的流动分离使尾水管内产生复杂的回流涡结构,导致尾水管内形成频谱丰富的压力脉动; 流量降低使转轮进口回流涡结构的湍动 能增加,导致尾水管内压力脉动幅值大幅上升。小流量工况下,转轮进口的涡结构演变是转轮径向力波动的主要影响因素。     

水泵水轮机泵工况旋转失速压力脉动特性及转动机理

水泵水轮机在泵工况部分负荷下运行,叶道内易发生旋转失速,可诱发剧烈的低频压力脉动,严重影响水电站的安全稳定运行。本文采用尺度自适应(SST-SAS)湍流模型对某模型水泵水轮机泵工况进行全流道非定常数值模拟,得到不同工况点下旋转失速引起的压力脉动特性及失速涡团的周向转动机理。结果显示,在40%~80%设计流量下运行时,导叶区发生旋转失速,失速涡团的转动频率为叶轮转频的3.3%~8.1%。旋转失速发展强度越剧烈,转动越慢。旋转失速周向转动的机理是:失速与非失速相邻导叶流道内存在较大压力梯度,在其作用下,失速流道内流体从活动导叶与固定导叶之间通道流向非失速流道,加剧非失速流道内流动分离。被阻碍的水流与无叶区主流叠加流向下一流道,并在活动导叶吸力面进口前缘产生局部低压,导致当前非失速活动导叶流道在进口与出口之间的逆压梯度增强,使流体反向流动,流道产生失速。     

水泵水轮机反水泵工况区压力脉动特性分析

为研究水泵水轮机反水泵区的压力脉动特性,以某抽水蓄能电站模型水泵水轮机为研究对象,基于分离涡湍流方法(detached eddy simulation,DES),对水泵水轮机反水泵工况进行了数值模拟。探讨了全流道三维湍流场特性,并与试验结果相对比,分析了水泵水轮机在反水泵工况区压力脉动特性。结果表明,反水泵工况下,转轮与导叶之间和尾水管内的主频均为0.143倍转频,主频幅值占混频幅值比例分别达到12%和34.6%。通过流场分析,发现尾水管锥管段内的螺旋形涡带结构是导致这种低频脉动的主要原因。同常规运行工况相比,反水泵工况区的不稳定流场会导致压力脉动相对幅值的突增,引起机组剧烈的振动,严重影响机组的安全运行。     

水泵工况下水泵水轮机压力脉动特性分析

水泵水轮机无叶区是机组内部水力因素引起的压力脉动最大的部位,也是机组和厂房振动的主要激振源之一。本文以某抽水蓄能电站机组稳定性试验结果为基础,分析了机组内部压力脉动混频幅值随流量的变化规律,重点关注了无叶区压力脉动分频幅值随流量和倍频的变化规律及压力脉动特征频率的传播特性,为研究机组和厂房振动诱因提供了思路。     

水泵水轮机甩负荷过渡过程中的压力脉动和转轮受力

水泵水轮机甩负荷过渡过程中,压力脉动和转轮受力剧烈变化,导致事故频发。本文采用动网格技术对某模型水泵水轮机的甩负荷过渡过程进行全流道三维数值模拟,分析了水轮机压力脉动和转轮受力变化特性及其演变的内流机理。结果表明:甩负荷过渡过程中,转轮进口回流的出现和发展显著增加了无叶区内流体的湍动能,使导叶与转轮之间的动静干涉明显增强,导致压力脉动幅值急剧上升,其最大值达到初始阶段的5倍以上;与此同时,转轮进口局部产生的回流使无叶区内的湍动能和压力脉动强度在高度方向不均匀分布;此外,转轮进口回流发展使叶道内流态分布失衡,产生低频旋转失速,导致转轮叶片所受力矩和径向力的波动幅值快速上升,最大波动幅值分别达到初始阶段的10倍和60倍,而尾水管涡带对其的影响处于次要地位。     

水泵水轮机极小开度反水泵工况压力脉动与内流特性分析

混流式水泵水轮机普遍存在S特性区,水轮机工况启动时机组常不能由空载直接带负载,容易进入反水泵区,导致机组并网困难。本文以模型水泵水轮机为对象,对极小导叶开度下的多个反水泵工况点进行了整体流道三维流动计算,探讨极小导叶开度下反水泵区机组的非定常流动特性。数值计算采用SAS SST-CC湍流模型,5个定常工况点计算的外特性曲线与模型试验数据吻合较好。对流量较小的工况进行非定常计算,旋转转轮9个叶道各8个测点的压力脉动结果显示,相似位置测点间的压力脉动混频幅值和频率均存在明显差异,峰峰值的差异最大达到4.2%,说明此时转轮内的流态分布很不均匀。测点离导叶越近,低频脉动的主频从0.19 fn逐渐增加到1.07 fn;动静干涉引起的20 fn脉动幅度会逐渐增强,但转轮出口位于出流与入流过渡区的测点趋势则不同。结果显示在反水泵工况区运行,转轮各叶道间的流态分布极不对称,充满了严重的流动分离和漩涡。     

C型叶片水泵水轮机水泵工况无叶区压力脉动与噪声特性研究

该文根据鲤科鱼C型启动逃逸状态设计了水泵水轮机的仿生叶片,以减少其在水泵工况运行时产生的流动噪声。采用剪切应力输运（SST）k-ω湍流模型对流场进行非定常计算后,利用FW-H(Fowcs-Williams&Hawkings)方程将各过流部件表面的声源信息输入声学求解器（LMS Virtual Lab）进行声场计算,验证仿生叶片对无叶区压力脉动的抑制效果和噪声的降噪效果。计算结果表明：通过优化水泵水轮机的内部流场,本文发现仿生叶片有效地减少了无叶区的高速区域和水力损失,同时抑制了由动静干涉引起的压力脉动。仿生叶片对主频压力脉动,如叶频和低阶倍频的抑制效果非常显著,压力系数的最大抑制率达到54.17%。在各个监测点处,仿生叶片均具有降噪效果,最大降噪幅度达到16 dB,降噪率为9.04%。     

原型混流式水泵水轮机过渡过程中的压力脉动

电力市场日益增长的需求导致水泵水轮机频繁地改变运行工况,在偏离设计工况条件下,不得不历经压力脉动幅值较高的区域运行。混流式水泵水轮机的压力脉动主要由动静干涉、旋转失速以及尾水管涡带等不稳定流动引起的。然而,当前关于过渡过程中压力脉动的研究偏少,通常侧重于稳态运行。本文根据现场实测压力数据,采用Savitzky-Golay方法提取过渡过程中的压力脉动,并利用FFT、STFT等方法进行信号处理,揭示了实际抽水蓄能电站水泵水轮机甩负荷过程中压力脉动组成成分和相对强度变化的普遍规律。结果表明:蜗壳进口、无叶区在经过飞逸点后压力脉动将由高频的动静干涉和低频旋转失速共同组成,其动静干涉幅值极值分别出现在制动工况和飞逸点,旋转失速幅值极值均出现在飞逸点以后的制动工况。尾水管压力脉动组成频率则集中在低频区,与涡带和不稳定流态有关。     

混流式水泵水轮机驼峰区压力脉动数值分析

采用DES数值模拟方法对水泵水轮机驼峰区的多个工况点进行了非定常数值模拟,并对驼峰区的压力脉动幅值和频率进行了评估,同时对驼峰区的特性及流态进行了分析。经试验对比,DES数值模拟方法能够对驼峰区压力脉动的频率做出较为准确预估,同时能对幅值进行准确的预测。     

高水头混流式水轮机转轮和水泵转轮的新技术

最近在高水头混流式水轮机、水泵和水泵水轮机转轮先进制造方法方面（以前仅应用于冲击式水轮机）取得了重大进展,转轮质量的提高使电力公司获得的效益更大。介绍了Micro Guss^TM技术在高水头混流式水轮机、水泵和水泵水轮机转轮上的应用情况,以及该技术的诸多优点。     

水泵水轮机无叶区压力脉动产生机理研究

抽水蓄能电站厂房振动问题是影响电站及电网安全稳定运行的关键技术难题。本文首先介绍了水泵水轮机无叶区压力脉动的幅值和频率特性,总结出无叶区压力脉动幅值大于其它位置、水轮机工况无叶区压力脉动幅值大于水泵工况、水泵水轮机水轮机工况大于常规混流式水轮机等规律性特征,指出了无叶区压力脉动的主频为叶片通过频率。其次,本文应用自由涡环量等于常数原理,通过对水泵水轮机水轮机最优工况远离运行区、水轮机工况转轮叶片进口速度三角形、飞逸转速工况压力脉动幅值最大等问题的深入分析,提出了水泵水轮机水轮机工况无叶区高幅值压力脉动源自于转轮叶片进水边正面脱流产生的自由涡这一机理性认识。     

某水泵水轮机转轮技改及模型试验分析

江苏沙河抽水蓄能电站水泵水轮机发电机组由ALSTOM设计制造,经多年运行,两台转轮相继出现空蚀、裂纹、孔洞等缺陷,历经多次维修,均未能彻底解决。哈尔滨电机厂通过自主研发,成功研制出各项性能指标优良的转轮模型,经试验验证,水轮机及水泵能量特性、空化、压力脉动、S特性等主要指标完全满足规范要求,为转轮的优化设计与制造提供了可靠的依据。     

带分流叶片水泵水轮机甩负荷过渡过程中的压力脉动特征

为减轻水泵水轮机过渡过程中剧烈压力脉动对抽水蓄能电站安全产生的不利影响,需充分认识水泵水轮机的压力脉动特征.本文对某带分流叶片水泵水轮机甩负荷过渡过程中的实测压力脉动数据开展深入研究.首先从压力脉动的频域特性出发,提出了一种基于变分模态分解的时均压力和脉动压力提取方法.然后采用傅里叶变换和短时傅里叶变换分析水泵水轮机稳定运行和甩负荷过程中蜗壳进口、无叶区、顶盖和尾水锥管进口的脉动压力,揭示了带分流叶片水泵水轮机在稳定运行和甩负荷过渡过程中压力脉动的频率组成和时频变化特性的普遍规律.研究表明,带分流叶片水泵水轮机无叶区压力脉动的主频由叶片通过频率及其半次谐波共同主导,且叶片通过频率的半次谐波具有向上下游传播的特点.尾水锥管进口压力脉动频率主要由低频成分及叶片通过频率的半次谐波构成.甩负荷过渡过程中,无叶区叶片通过频率及其谐波的频率会随着时间的变化出现增大和减小现象,且变化规律与转轮转速的变化趋势一致.本文所提出的方法为压力脉动实测数据分析提供了一种新手段,为带分流叶片水泵水轮机压力脉动的特征研究提供了参考与借鉴,对结构异常振动溯源和保障机组安全运行具有重要意义.     

基于CFD的水泵水轮机水泵工况驼峰性能评判研究

以两个水泵水轮机模型转轮为研究对象,联合分析了单流道计算结果与模型试验结果,形成了不同转轮方案“驼峰”性能比较的CFD评判方法,对水力设计时“驼峰”性能的优化提供了理论指导,同时对转轮和活动导叶在压力系数“转折点”和“驼峰”谷点工况下进行了内部流态分析,对“驼峰”现象的产生原因有了更加深入的了解。结果表明：转轮对比时,压力系数“转折点”流量系数越小,模型试验得到的“驼峰”谷点流量系数越小,压力系数越高,“驼峰”裕度越大;活动导叶近顶盖区域的不稳定流动是单流道计算时压力系数曲线出现“转折点”的主要原因;转轮内部分流体从低压边近上冠侧向高压边近下环侧的流动导致活动导叶近底环区域产生复杂的紊流,严重堵塞了流道,导叶的过流能力下降,是水泵工况出现“驼峰”现象的内因。     

关于水轮机尾水管涡带压力脉动的允许值

水轮发电机组部分负荷时，尾水管压力脉动是反映水轮机水力稳定性的重要指标．这种压力脉动的允许值方案，也说明了用△H／H判断原型水轮机的振动稳定性的局限性和不确定性，还提出了在进行模型水轮机验收试验及利用本方案进行稳定性评价时需注意的问题．     

关于减小混流式水轮机压力脉动的探讨

运行中的水电站由于受电力系统负荷变化的影响,机组出力都在发生着变化,总是偏离最优工况运行。这就使水轮机过流部件尾水管进口处产生压力脉动,给机组稳定运行带来不利影响。特别是机组在非设计工况运行时,压力脉动更大,常常使机组振动加剧,使之无法正常工作。因此,运行中的机组应该避免在非设计工况下运行。为减小压力脉动,作者提出了在尾水锥管段设置格栅的新型结构的设想,认为根据文山马鹿塘电站的特点可进行这方面的试验研究。     

混流式水轮机发电转空载工况转轮特性研究

随着水电站逐步转向调荷运行,水轮机过渡工况运行时长增加将严重影响转轮性能。本文针对发电转空载过渡工况,以某混流式水轮机为研究对象,采用SST k-ω湍流模型与流固耦合方法分别求解内流与结构特性。研究结果表明：转轮内水流压力脉动频率为导叶、叶片频率的倍数,且在发电转空载过程中转轮内各监测点的30f_n、60f_n脉动幅值相近,幅值范围随着导叶关闭而逐渐缩小;转轮内涡旋结构主频为64f_n、68f_n,其脉动能量沿流线减小,随着转轮进口来流角β的减小,进水边压力面流动分离现象加剧,进一步出现绕流形成马蹄涡和高湍动能区域,涡旋体积随负荷持续减小而先增后减;0.4Q_BEP时叶道涡延伸至转轮出口侧,且在t=7 s时(0.2Q_BEP)涡核分裂,各叶间涡连成片状阻塞流道。结构方面：偏离设计工况使得来流撞击叶片进水边导致等效应力的增加,叶间流场马蹄涡位置与低等效应力区相对应。因涡核分裂与尾水管进口空腔旋涡双重作用,转轮出口边出现最大等效应力(4 MPa)与变形量(4.3 μm)。内流与结构关联上：转轮流道约前三分之一区域的等效应力与转矩、流量成线性关系,而转轮流道约后三分之二区域为三次函数关系。此外,变形量在负荷主导区与力矩、流量亦成线性关系,在回流主导区是二次函数关系。     

混流式水轮机压力脉动特性研究

为探究不同长短叶片比例对混流式水轮机压力脉动特性的影响,基于流场数值模拟的计算方法,对不同长短叶片比例的混流式水轮机进行全流道三维非定常湍流计算。计算结果表明,混流式水轮机内部的压力脉动主要由转轮和导叶的动静干扰以及尾水管的低频压力脉动所致;当短叶片出口离转轮旋转轴最近点处与长叶片直径之比为0.6时,混流式水轮机效率最高,为92.66%,且该混流式水轮机各过流部件对应的压力脉动幅值以及振动幅值也最小,水力稳定性最好。对研究背景、计算方法与步骤,以及计算结果的分析等情况均作了较为详细的介绍。     

混流式水轮机大负荷压力脉动模型试验研究

混流式水轮机涡带压力脉动是引起水电机组剧烈振动的主要水力因素之一,其关注重点是低负荷偏心涡带,对大负荷直涡则研究较少.但是,在部分水电站大负荷压力脉动很严重,有的甚至引起尾水管底板撕裂、转轮掉块等问题,严重影响电站运行安全.本文重点介绍了某混流式模型水轮机进行大负荷压力脉动试验的方法及结果.试验过程中,在测量压力脉动的...