高水頭抽水蓄能機組減振降噪評估及工程實踐

管子武，冷在軍，陳 艦，何啟源，梁權(quán)偉

（東方電氣集團東方電機有限公司，四川省德陽市 618000）

0 引言

近年來，抽水蓄能技術(shù)在我國得到了飛速發(fā)展，一大批高（超高）水頭抽水蓄能電站相繼開工建設(shè)和運行。然而，隨著抽水蓄能電站井噴式的發(fā)展，一些問題也逐漸暴露出來，最具代表的是機組振動和噪聲超標(biāo)問題。

黑麋峰抽水蓄能電站運行時機組振動嚴(yán)重，無葉區(qū)壓力脈動超出規(guī)定安全值，轉(zhuǎn)輪產(chǎn)生多條裂紋，最后采取更換轉(zhuǎn)輪的方式解決該問題[1]。張河灣抽水蓄能電站自投運以來，機組在發(fā)電工況運行時，廠房內(nèi)一直存在強烈的噪聲，廠房樓板、立柱、樓梯等構(gòu)件的振動比較強烈，振動和噪聲隨著負(fù)荷增大而增強。通過對機組振動和壓力脈動測試，發(fā)現(xiàn)在額定轉(zhuǎn)速下振動主頻為100Hz，即2 倍葉片通過頻率，廠房部分結(jié)構(gòu)也存在接近100Hz 的自振頻率，易形成共振風(fēng)險。最終，張河灣抽水蓄能電站通過更換轉(zhuǎn)輪解決振動問題[2-4]。此外，國內(nèi)蒲石河、溧陽、白山、惠州等抽水蓄能電站也均存在不同程度的振動和噪聲問題[5-10]。

振動和噪聲問題一方面嚴(yán)重影響機組安全穩(wěn)定運行，另一方面對環(huán)境造成噪聲污染，影響電站運行人員的身心健康。因此，機組設(shè)備制造廠家需采取措施，解決機組振動和噪聲問題，保證機組安全穩(wěn)定運行。東方電機在某高水頭抽水蓄能機組（該機組葉片數(shù)為9，活動導(dǎo)葉數(shù)為20，額定轉(zhuǎn)速為428.6r/min）調(diào)試過程中，也發(fā)現(xiàn)了頂蓋振動嚴(yán)重和噪聲超標(biāo)等問題，下文將對該問題及東方電機為該電站減振降噪所開展的相關(guān)工作進行介紹。

1 振動和噪聲情況及分析

1.1 現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)

該高水頭抽水蓄能機組出現(xiàn)振動和噪聲超標(biāo)現(xiàn)象一般出現(xiàn)在額定及以下水頭大負(fù)荷工況。下文將以額定水頭的頂蓋振動為例進行介紹。

（1）頂蓋振動。

從圖1 可以看出，頂蓋垂直振動隨出力增加呈先減后增的趨勢，在40%～80%Pr負(fù)荷振動小，100%Pr負(fù)荷振動大。通過頻譜分析，發(fā)現(xiàn)振動的優(yōu)勢主頻為128.5Hz（占比達95%以上），即18 倍轉(zhuǎn)頻（2 倍葉片通過頻率）。

圖1 頂蓋振動隨出力變化

（2）噪聲情況。

在水車室和尾水門處安裝的噪聲探頭測試噪聲，測試顯示噪聲的優(yōu)勢主頻也為128.5Hz，即2 倍轉(zhuǎn)輪葉片通過頻率。通過手持式噪聲計分貝值測試，在水車室內(nèi)和尾水門處1m 遠測得聲壓分貝。在額定出力下，水車室的dB 值在103 ～105.5dB 之間，尾水門在94.7 ～98.8dB 之間，即水車室的噪聲明顯高于尾水門的噪聲。此外，額定水頭75%Pr的噪聲低于額定工況的噪聲，且人體感覺相對較好。

1.2 分析

機組振動和噪聲一般由流道內(nèi)的壓力脈動產(chǎn)生。現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)顯示，無葉區(qū)壓力脈動幅值較大，且隨水頭降低而增加。圖2 顯示的是額定水頭蝸殼、無葉區(qū)和尾水管壓力脈動峰峰值隨出力變化趨勢。從中可以看出，壓力脈動峰峰值隨出力增加先減小后增加，額定出力大于75%負(fù)荷。這個變化趨勢與頂蓋垂直振動趨勢相同。

圖2 蝸殼、無葉區(qū)和尾水管壓力脈動峰峰值隨出力變化情況Figure 2 The peak to peak amplitudes of pressure fluctuation in the spiral casing，vaneless zone and draft tube vary with unit output

圖3 顯示的是75%負(fù)荷和100%負(fù)荷無葉區(qū)壓力脈動頻譜特征。從中可以看出，無葉區(qū)壓力脈動第一主頻為18 倍頻，即2 倍葉片通過頻率。這與頂蓋振動頻率和噪聲的頻率特征相同。

圖3 75%和100%額定出力下，無葉區(qū)壓力脈動頻譜特征Figure 3 The spectra of pressure pulsation in the vaneless zone under 75% and 100% rated output conditions

由此可以初步判斷，該抽水蓄能電站振動和噪聲問題是由無葉區(qū)壓力脈動引起的，而無葉區(qū)壓力脈動主要受動靜干涉影響。所謂動靜干涉，即在水輪機工況下，轉(zhuǎn)輪葉片周期性切割活動導(dǎo)葉尾流，葉片頭部勢流與切割引起的流場擾動間相互作用，產(chǎn)生較大的壓力脈動現(xiàn)象。

1.3 轉(zhuǎn)輪修型

由上文分析可知，該抽水蓄能電站的振動和噪聲問題由無葉區(qū)壓力脈動產(chǎn)生，或由動靜干涉效應(yīng)引起。因此，解決或改善該電站振動和噪聲問題的思路即減弱動靜干涉效應(yīng)。動靜干涉效應(yīng)與導(dǎo)葉數(shù)和轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)關(guān)系密切，也與兩者的空間位置、導(dǎo)葉和轉(zhuǎn)輪葉片的形狀也有關(guān)系。在成本最低的條件下改善該電站振動和噪聲問題的方法即為轉(zhuǎn)輪修型，或轉(zhuǎn)輪葉片頭部修型。本文的轉(zhuǎn)輪修型是對葉片頭部進行處理，增加葉片頭部與活動導(dǎo)葉之間的距離，最終修型方案見圖4（中間截面）。

圖4 轉(zhuǎn)輪修型前后對比（藍線為修型前，粉紅線為修型后）Figure 4 Blade profile comparison between original（blue line）and modified runner（pink line）

2 數(shù)值預(yù)測方法簡介

轉(zhuǎn)輪修型對無葉區(qū)壓力脈動能夠降低多少？對機組頂蓋振動和噪聲能夠改善多少？葉片修型能否達到預(yù)期效果？為回答這些問題，需對轉(zhuǎn)輪修型后的壓力脈動進行預(yù)測，通過與修型前壓力脈動對比，定性甚至定量評估壓力脈動降低程度，進而評估振動和噪聲的改善程度。

目前，對真機的壓力脈動預(yù)測存在一定的困難。模型試驗的壓力脈動幅值與真機沒有比擬關(guān)系。因此，預(yù)測真機壓力脈動的途徑只有數(shù)值計算。但傳統(tǒng)的基于不可壓縮流體的數(shù)值計算方法得到的壓力脈動結(jié)果與模型試驗和真機都有很大的誤差，無法評估轉(zhuǎn)輪修型效果。基于此，本文將采用考慮水體可壓縮性的計算方法來預(yù)測修型轉(zhuǎn)輪的壓力脈動水平。

2.1 計算方法簡介

基于水體可壓縮性的數(shù)值計算方法在很多文獻都有所提及[11-14]。這種計算方法得到的結(jié)果，更接近實際測量結(jié)果。下文將對可壓縮計算方法進行簡單介紹。

在等熵條件下，聲速為：

對公式進行一階近似，即可得到水體可壓縮性的表達式：

式中：ρ——水的密度；

ρ0——水的參考密度；

P0——參考壓強；

u——水的聲速。

將上式植入CFX 軟件，便可開展相關(guān)計算。

2.2 計算模型

本文的計算是在真機尺度下進行的，其三維模型如圖5所示，包括蝸殼、固定導(dǎo)葉、活動導(dǎo)葉、轉(zhuǎn)輪和尾水管等5 個過流部件。無葉區(qū)壓力脈動監(jiān)測點Vx+、Vy+、Vx-和Vy-均勻布置在與真機壓力脈動測點相同的4 個位置，如圖5所示。

圖5 水泵水輪機真機計算物理模型及無葉區(qū)壓力測點Figure 5 Numerical model of the pump turbine and pressure monitors in the vaneless zone

2.3 計算設(shè)置

采用總壓進口和opening 出口作為水輪機工況的進出口邊界條件；活動導(dǎo)葉與轉(zhuǎn)輪、轉(zhuǎn)輪與尾水管之間的動靜交界面采用transient rotor stator 模式；壁面采用無滑移邊界條件；使用SST 湍流模型；將同一工況定常計算穩(wěn)定后的結(jié)果作為非定常計算的初始流場。

為了定性評估振動和噪聲改善程度，本文計算工況點選為額定水頭75%Pr和100%Pr兩個工況。

計算方法驗證和確認(rèn)見作者文獻[15]的數(shù)值方法部分。

3 減振降噪效果評估

3.1 轉(zhuǎn)輪修型前后壓力脈動對比

圖6 和7 顯示的是原轉(zhuǎn)輪和修型轉(zhuǎn)輪三個周期內(nèi)壓力脈動對比情況，從中可以看出，修型轉(zhuǎn)輪的壓力脈動幅值降低非常多。

圖6 75%Pr 工況原轉(zhuǎn)輪與修型轉(zhuǎn)輪對比（時域）Figure 6 Time history of pressure fluctuation，comparison between original and modified runner under 75%Pr output condition

圖8 和圖9 顯示的分別是75%Pr和100%Pr兩個工況原轉(zhuǎn)輪和修型轉(zhuǎn)輪無葉區(qū)壓力脈動峰峰值、18 倍和9 倍轉(zhuǎn)頻分頻幅值的對比情況。從中可以看出，修型轉(zhuǎn)輪無葉區(qū)壓力脈動第一主頻也為18 倍轉(zhuǎn)頻，與原轉(zhuǎn)輪一樣，即對轉(zhuǎn)輪葉片頭部修型，并未改變第一主頻特征。

圖8 75%Pr 工況原轉(zhuǎn)輪與修型轉(zhuǎn)輪幅值對比Figure 8 Amplitude comparisons between original and modified runner under 75%Pr output condition

圖9 100%Pr 工況原轉(zhuǎn)輪與修型轉(zhuǎn)輪幅值對比Figure 9 Amplitude comparisons between original and modified runner under 100%Pr output condition

從圖8 可以明顯看到，75%Pr工況下，修型轉(zhuǎn)輪的壓力脈動幅值降低非常明顯。原轉(zhuǎn)輪壓力脈動峰峰值的計算結(jié)果為14.29%，修型轉(zhuǎn)輪為8.68%，下降約為39%；原轉(zhuǎn)輪18倍轉(zhuǎn)頻的分頻幅值為5.61%，修型轉(zhuǎn)輪為3.03%，其幅值約降低46%。

由圖9 可知，100%Pr工況下，修型轉(zhuǎn)輪的壓力脈動顯著降低。原轉(zhuǎn)輪壓力脈動峰峰值為17.53%，修型轉(zhuǎn)輪為11.6%，只有原轉(zhuǎn)輪的66%，下降非常明顯；原轉(zhuǎn)輪的18 倍頻的分頻幅值為6.99%，而修型轉(zhuǎn)輪僅有原轉(zhuǎn)輪的60%，降低也非常明顯。修型轉(zhuǎn)輪第一主頻18 倍轉(zhuǎn)頻的分頻幅值為4.12%，相比原轉(zhuǎn)輪降低40%。

通過評估，初步判斷轉(zhuǎn)輪修型方案對無葉區(qū)壓力脈動降低程度在40%～50%之間。

3.2 減振降噪效果評估

為定性評估轉(zhuǎn)輪修型減振降噪的效果，本文對比了修型轉(zhuǎn)輪100%Pr工況與原轉(zhuǎn)輪75%Pr工況壓力脈動幅值（見圖10）。通過對比可以發(fā)現(xiàn)，修型方案在100%Pr工況下無葉區(qū)的壓力脈動18 倍轉(zhuǎn)頻分頻幅值、峰峰值和9 倍轉(zhuǎn)頻分頻幅值均比原轉(zhuǎn)輪75%Pr工況小。這說明，修型轉(zhuǎn)輪在額定負(fù)荷頂蓋振動和噪聲比原轉(zhuǎn)輪75%Pr的小，即修型方案能夠有效改善該抽水蓄能電站的振動和噪聲問題。

圖10 修型轉(zhuǎn)輪100%Pr 工況與原轉(zhuǎn)輪75%Pr工況壓力脈動幅值對比Figure 10 Amplitude comparisons between modified runner under 100%Pr output condition and original runner under 75%Pr output condition

4 改造效果

根據(jù)業(yè)主要求，電站對其中一臺機組進行轉(zhuǎn)輪修型改造。改造后東方電機測試人員根據(jù)要求和電站實際運行條件，進行相關(guān)現(xiàn)場試驗。

4.1 無葉區(qū)壓力脈動對比

圖11 顯示了改造機組在額定出力下，改造前后無葉區(qū)壓力脈動現(xiàn)場試驗結(jié)果的對比。從中可以看出，改造后無葉區(qū)壓力脈動混頻幅值下降明顯。圖12 顯示的是改造前后無葉區(qū)壓力脈動峰峰值隨出力變化情況（改造后的數(shù)據(jù)為水頭H*的數(shù)據(jù)）。

圖11 電站檢修前后機組額度出力下無葉區(qū)壓力脈動峰峰值對比

圖12 檢修前后無葉區(qū)壓力脈動隨機組出力變化規(guī)律Figure 12 Pressure peak to peak amplitudes in the vaneless zone vary with output before and after unit refurbishment

圖13 顯示的是改造前后壓力脈動幅值下降幅度與數(shù)值計算對比情況。從中可以看出，數(shù)值預(yù)測結(jié)果與現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)十分吻合。

圖13 檢修后無葉區(qū)壓力脈動降低程度與數(shù)值計算對比Figure 13 Comparisons of amplitude reduction in the vaneless zone between numerical prediction and experimental results after unit refurbishment

4.2 機組振動和噪聲對比

圖14 顯示的是額定出力下，改造前后機組頂蓋振動對比情況，從中可以看出，修型之后頂蓋振動明顯下降。同一水頭下，頂蓋垂直振動降低約0.5mm/s，水平振動降低約0.9mm/s。水車室的噪聲也相應(yīng)降低，下降了約6dB。因此，轉(zhuǎn)輪修型效果十分明顯。

圖14 轉(zhuǎn)輪修型前后頂蓋振動幅值對比Figure 14 Comparisons of head cover vibration between before and after unit refurbishment

圖15 轉(zhuǎn)輪修型前后水車室噪聲對比Figure 15 Comparison of turbine pit noise between before and after unit refurbishment

5 結(jié)論

本文針對某抽蓄電站水泵水輪機運行時產(chǎn)生振動和噪聲問題，采用可壓縮方法對水泵水輪機真機進行數(shù)值計算。通過對比轉(zhuǎn)輪修型后無葉區(qū)壓力脈動的幅值，評估機組振動噪聲改善程度，得到以下結(jié)論：

（1）可壓縮計算方法能較為準(zhǔn)確預(yù)測真機無葉區(qū)的壓力脈動特性，特別是18 倍轉(zhuǎn)頻。合理預(yù)測無葉區(qū)壓力脈動的降低幅度，可壓縮計算值與現(xiàn)場實測結(jié)果非常接近。

（2）通過對比轉(zhuǎn)輪修型前后壓力脈動幅值和18 倍轉(zhuǎn)頻分頻幅值，預(yù)測了轉(zhuǎn)輪修型方案對無葉區(qū)壓力脈動的降低程度，定性評估修型方案的減振降噪效果，并得到現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)的佐證。