滿負荷下轉槳式水輪機的性能改進

［法國］H．T．潘等

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滿負荷下轉槳式水輪機的性能改進

［法國］H．T．潘等

摘要:對于轉槳式水輪機來說，其市場正在擴張。首先，在南美地區和亞洲，正在開發一批新的水電項目;而在歐洲和北美，一批老式機組正需要進行更新改造。因此，為了滿足這些項目對現代技術的要求，必須在現有的和新的設計基礎上進行性能改進。為此，必須進一步地深入研究，以更好地了解轉槳式水輪機的工作機理。對該項目的背景條件、現有設備的性能分析、設備的模擬試驗與計算過程，以及模擬計算結果的比較分析等作了較為詳細的介紹。

關鍵詞:轉槳式水輪機;水輪機性能;性能改進

1　背景介紹

與其他型式的水輪機(比如，混流式水輪機和混流式水泵水輪機)相比，一般而言，轉槳式水輪機適應的水頭較低(小于60 m)，但其適應的流量范圍卻非常大(最大可達1 000 m3/s)。因此，尾水管水頭損失對水輪機效率的影響也是非常大的，其中，經常發生的主要問題是:在滿負荷下因尾水管性能急速下降而引起的出力飽和。

在本文中，借助于計算流體動力學(CFD)，計算模擬了在轉槳式水輪機中從導水機構到尾水管的流動情況，其主要目的如下。

(1)確定在滿負荷條件下尾水管水頭損失的主要原因。

(2)提高尾水管效率，以推遲出力飽和負荷的產生或避免在滿負荷下發生出力飽和的現象。

由此，針對以下2種情況開展了研究。

(1)在參考轉輪，即“轉輪A”的CFD計算中，將尾水管進口作為整個尾水管壓力場的一部分來進行計算。結果發現，在滿負荷條件下，在泄水錐下有流體回流現象發生，這樣就使流體在尾水管內產生較大的水頭損失。

(2)首先，對轉輪A的結構形狀實施優化設計，使其成為一個新的轉輪，亦即稱其為“轉輪B”;再通過CFD計算，并結合模型試驗開展研究。研究結果表明，在滿負荷條件下，使用轉輪B的尾水管的效率得到了顯著提高(在水輪機水力效率試驗中，最大提高了3%)。

2　尾水管性能

對于反擊式水輪機，尾水管(或擴散管)的作用是用于回收轉輪后剩余的水流動能。當然，在這一過程中，一般希望盡可能多地減少自轉輪出口到下游水庫或河流的水頭損失。對于尾水管的性能，往往是通過將動能量轉化成靜壓能來表示;一般是通過計算，以管壁壓力表示的壓力回收因子來量化尾水管的效率，公式如下:

式中，ΔP*是尾水管出口與進口之間的管壁靜壓力差;ρ是水的密度; Q是流量; Ainlet是尾水管進口橫截面積。當采用管壁靜壓力而不是整個橫截面的平均壓力時，Cpw近似于真實的靜壓力回收值，進一步來說，就是漩渦運動和非均勻速度場使尾水管進口的動能處在一個較高的級別，因而導致對采用Cpw表示的壓力回收因子的評估有點過高。然而，在實驗過程中，測量一個橫斷面的平均壓力是比較復雜的，這也就是為什么盡管有這些缺點，人們仍然通常會用Cpw來表征尾水管性能的原因。

根據公式(1)可知，尾水管的理想性能可表達如下:

式中，Aoutlet表示尾水管的出口面積。

轉槳式水輪機是雙調水輪機，在已知水頭和負荷的情況下，導葉和槳葉可以按照水輪機效率的最大來調節，這種工況點稱作協聯點。換言之，可以認為，一臺轉槳式水輪機是一系列具有不同最優流量的定槳式水輪機的組合。所以，一臺轉槳式水輪機的效率曲線是所有這些定槳式水輪機效率曲線的包絡線。本文只考慮協聯工況。

在滿負荷條件下，由于整體效率急劇下降，因此即使流量是增加的，其出力也是減少的(如圖1所示)，這種現象被稱作出力飽和。滿負荷條件下的出力飽和是因為在輪轂附近的葉片負壓側發生了嚴重的汽蝕所引起(取決于流量和轉輪相對于已知尾水位的位置)。然而，本研究只涉及非汽蝕情況下的協聯工況。

圖1　滿負荷條件下由水輪機效率下降為主引起的出力飽和示意

對于某些轉輪設計，從阿爾斯通模型試驗中所得到的試驗數據表明，在非汽蝕條件下，尾水管性能的明顯降低是導致出力飽和的主要原因。如圖2所示，圖2中采用的是縮小尺寸的模型，對于有出力飽和及無出力飽和的水輪機模型性能進行的試驗。由圖中可以看出，對于無出力飽和的水輪機，ΔP*與Q2呈線性關系。根據公式(1)，壓力回收因子近似于常數，且接近于由公式(2)給出的理想壓力回收因子。然而，對于滿負荷情況下具有出力飽和特性的水輪機來說，因為壓力回收因子的突然減小，以致表現在尾水管性能方面就是效率降低。

3　CFD模型

因為在實驗過程中觀察到了轉輪A在滿負荷情況下存在出力飽和現象，因此，為了更好地理解出力飽和現象，對轉輪A進行了CFD計算。圖3所示為CFD計算的主要步驟。

圖2　尾水管出口與進口間的管壁靜壓力差隨流量變化關系示意

(1)假定水輪機軸(Z軸)為幾何軸，對導葉和轉輪區域進行計算，得出轉輪出口(圖3中平面1)的速度場。

圖3　CFD計算的主要步驟

(2)以此作為尾水管的進口條件，對尾水管區域進行計算。

(3)在尾水管出口，人為地劃出了一個區域以模擬對下游水庫的影響。

需要說明的是，所有的這些計算均是在層流條件下進行的，而對紊流的模擬則是采用SST k－ω模型進行的。

為了能夠正確理解這種物理現象，就必須保證數值模擬的精度。由于在尾水管的流動中，既有回流，又有流體分離，流動非常紊亂和復雜，因而其計算是非常困難的。為了獲得準確的CFD計算結果，阿爾斯通公司在研究過程中，開發了一套先進技術并將其應用于本計算中。通過比較分析，數值計算結果得到了模型試驗數據的驗證。

4　試驗裝置

開展模型試驗，旨在確認所研究類型水輪機的各種性能。阿爾斯通公司的試驗臺是一個閉環系統，它能完成對水輪機效率的測量，且其測量精度為0．2%。為了檢驗數值計算的速度場(從導葉和轉輪區域的計算中獲得的)，在試驗中，采用一只5孔探頭或一只激光多普勒流速探頭(LDV)，對轉輪出口(圖3中平面1)的速度進行了測量。其中，5孔探頭給出了VZ，Vu和Vr共3個速度分量以及非恒流狀態下相應的靜壓力。因此，通過5孔探頭的測量數據，可以得到轉輪出口的整個壓力場。

該探頭的主要缺點是分辨率較低，當探頭直徑約為5 mm時，就不能用來測量邊界層的速度參數; 而LDV探頭的分辨率就可以克服這一缺點。由于分辨率較高且無須伸入流體中，LDV探頭即可測量出邊界層內的速度參數。但是，采用LDV探頭只能測量速度分量而不能測量靜壓力。圖4所示為阿爾斯通公司使用的5孔探頭和LDV探頭。

圖4　阿爾斯通公司使用的5孔探頭和LDV探頭的布置

如上所述，根據導葉和轉輪區域的計算結果，可獲得轉輪出口的整個壓力場。圖5所示表明，整個壓力場的數值計算結果與5孔探頭測量的結果是一致的。從圖5中可以看到，在滿負荷情況下，轉輪A的轉輪室附近的總壓力較高，而中心部分(泄水錐)的總壓力較低。

圖5　分別由模型試驗與數值模擬獲得的轉輪A的轉輪出口總壓力的比較示意

5　結論及討論

為了找出轉輪A上所產生的滿負荷情況下出力飽和現象的主要原因，對尾水管計算結果進行了分析。從圖6中可以看出，在轉輪A的泄水錐下，在尾水管錐管和肘管段內有明顯的流體再循環發生，而且在錐管中再循環流體的中心還出現有帶狀物，這是由錐管進口處高旋轉強度流體所引起的。然而，滿負荷情況下的漩渦級別并不很大。

圖6　轉輪A和轉輪B的尾水管泄水錐下錐管和肘管中流動情況的比較

作者認為，圖5所示的中心區域流體的再循環現象，主要是由于尾水管性能的突然降低而導致的。下面對該情況進行具體分析。

圖7所示是對尾水管壓力回收進行分析的結果。對于轉輪A，試驗結果和計算數據是一致的，兩者均顯示在滿負荷情況下發生了出力飽和現象。根據上述流體分析結果可知，出力飽和現象可能與數值計算過程中所看到的在尾水管錐管和肘管中的流體再循環有關。為了證實這一假設，在轉輪A的基礎上設計了一臺新的轉輪，即轉輪B。其中，相對于轉輪A，僅對轉輪B的葉片形狀進行了修改。

圖7　轉輪A和轉輪B尾水管出口和進口壁壓力差的比較結果

隨后，采用了上述相同的程序對該轉輪進行CFD計算(見圖6)。由圖6可見，轉輪B所顯示的尾水管錐管和肘管中的流動狀態比轉輪A的更均勻，而且，在泄水錐下沒有看到流體再循環現象的發生。接著，再對使用轉輪B時的尾水管壓力回收參數展開分析(見圖7)。由圖7可見，計算結果和試

驗數據均表明，轉輪B可運行在滿負荷情況下而不發生出力飽和現象。而且，實際上，在使用轉輪B時，滿負荷情況下水輪機的效率提高了3%。然而，除了葉片以外，轉輪其他地方并沒有明顯的較大改變。顯然，這就意味著，相對于轉輪A來說，轉輪B更具有優勢。

6　結語

對于在轉漿式水輪機中所觀察到的滿負荷情況下因尾水管性能下降所引起的出力飽和現象，本文展開了重點探討分析，尤其是對以下2種情況，進行了詳細的分析研究。

(1)第1種情況，尾水管進口的總壓力場的值，是參考轉輪A的CFD計算結果確定的，其結果是在大負荷下，可以看到泄水錐下有流體再循環現象發生，從而導致尾水管內產生了比較高的水頭損失。

(2)第2種情況涉及的是一臺新轉輪，即“轉輪B”，但它只是對轉輪A的葉片形狀進行了修改以后設計出來的;針對轉輪B的CFD計算結果和模型試驗結果展開了比較分析，結果表明，在大負荷情況下，尾水管效率得到了顯著改進，而且在滿負荷情況下再也沒有出現過出力飽和現象。

(范春生胡平編譯)

發展動態

收稿日期:2015-03-15

文章編號:1006-0081(2015) 07-0018-03

中圖法分類號:TK733．5

文獻標志碼:A