36尾水管压力脉动浅析

1、尾水管压力脉动浅析（美）falvey h t摘要尾水管是水轮机的组成部分，它的性能会影响机纽的效率。混流式水轮机尾水管中的不稳定流 动，即所谓的压力脉动，会引起功率的摆动和振动。了解这种脉动有助于对其进行有效地预防。关键词混流式水轮机；尾水管；压力脉动混流式水轮机过流部分由蜗壳、固定导叶、导 叶、转轮和尾水管组成。图1为这些部件的组合图。 蜗壳、固定导叶和导叶引导水流以最小的能量损失 进入转轮。导叶控制通过水轮机的流量。尾水管呈 扩散形，用來增加水轮机的净水头，从而获得更多 的能量。图1由蜗壳、固定导叶、导叶、转轮和尾水管组成的混流 式水轮机装置(尾水管的性能会影响机组的综合效率)水轮机的功率

2、等于转轮转换的动量矩。在最高 效率点，离开转轮的动量矩理论上应等于零，即水 流流出转轮进入尾水管时是无旋的。但实际上，在 最高效率点，水流具有小的环量，然而这种小的环 量引起的转轮效率损失比山尾水管效率增加的补 偿耍大。部分负荷吋，进入尾水管的水流和转轮的 旋转方向相同；过负荷时，水流的旋转方向则和转 轮相反。如果进入尾水管的环量过人，就会发展成 不稳定的尾水管压力脉动。尾水管压力脉动在部分负荷和过负荷工况都 能发生，它会引起压力脉动，从而导致功率摆动、 噪声、压力钢管共振和振动。文中，作者试图提供 一篇有关尾水管压力脉动的近代情况综述。1969年前，对尾水管压力脉动仅知道两点：第 一，压力脉

3、动是由尾水管屮螺旋形涡带引起的；笫 二，压力脉动预期的频率和有关现彖可以用一个公 式来计算。这个公式是由ac(aiiis-chalmcrs)公司的 试验工程师rheingans w i提出的。式中f-压力脉动的频率，hz；n水轮机转速，r/s；c324.0之间的某一数值。1969年，密苏里哥伦比亚大学教授cassidy j j，从事一项丹佛星务局的福特基金项目，旨在加深 对尾水管压力脉动的认识。他将尾水管压力脉动现 彖、频率和振幅与水伦机流量和几何形状参数联系 起来，试验是利用空气作为介质进行的。利用空气 作介质，在变工况时，不会因出现空化对试验结果 产生附加影响。研究发现，一根直管内的纯轴向

4、水流是十分稳 定的。但旋转水流会使靠近管壁的流速增加，中心 的轴向流速减小。随着旋转的增加，流线的径向图 象会产生变形。图2为尾水管压力脉动的流态发展 情况。在尾水管压力脉动变化发展中，尾水管中心线 处首先产生一驻点，水流从上游和下游流向这个驻 点。驻点的进一步发展通常称为涡带溃裂(vonex breakdown)o随着旋转的进一步增加，驻点逆流向 尾水管进口运动。在喉管内，水流变成螺旋状，旋 进回流区。这种涡带会在尾水管中产生压力脉动。旋闵参数值= 0.1旋満参数值=0.28统承參数伉= 0.35图2旋涡增大时，尾水管脉动从稳定的匀速涡带发展成螺旋形涡带由于冇了螺旋形涡带，在尾水管相反一侧，

5、压 力将改变相位。也就是说，在同一时间内，尾水管 i侧为高压，对而i侧则为低压。这种压力脉动形 式通称为不同步脉动。在水中，涡核的压力较低， 但足以使螺旋形涡带明显空化，还有明显的空化脉 动，脉动引起尾水管两侧同相的压力波动，这种压 力波动称为同步脉动。同步脉动在两倍非同步频率 时发生。1990年，科罗拉多州立大学星务局水力工程师 tony wahl,研究了混流式水轮机物理模型中大涡带 的影响。这一模型和某一混流式水轮机装置几何相 似，用水作试验介质。wahl发现，随着涡带的增加，螺旋形涡带的螺 距增人。在一定条件下，一根涡带会突然裂变为两 根螺旋形涡带。这两根涡带会产生同步脉动。随着 旋转的

6、进一步增加，会出现三根涡带。70年代初，星务局研究院工程师uldis palde, 研究了尾水管形状对压力脉动的影响，发现尾水管 喉部几何形状对脉动振幅和频率有明显的影响。他 采用扩散用大于15°尾水管来减小脉动振幅，在 30°散角下进行试验，具至测不出压力脉动。大约 1()年后，fi本富士公司两位研究工作人员水力 总工程师takashi kubota和高级工程师hiroki aoki 发现，15°角能明显减小压力脉动。15°和9°扩 散角最高效率几乎一样，但在部分负荷时，15。散 角的效率约高0.5%。1989年，作者在电站研究中 发现，尾水

7、管喉部非同轴锥管会产住很人的压力脉 动。直到1970年，工程师们还认为，压力脉动特 性只能在真机水头下才和模型札i似。70年代示期， 曾在不同水头下，用不同尺寸的相似模型，研究模 型预测真机特性的nj能性。结果表明，不论水头高 低，模型和真机测得的脉动特性相关性很好。不过, 对丁固有的相似条件，模型和真机的尾水管压力脉 动和系统响应之间很难实现动态相互作用。描述尾水管压力脉动的参数水轮机转轮出口旋涡的动量矩等于转轮进口 力矩减去转轮产牛的力矩。图3为水流通过导叶进 入转轮产生的力矩(角动量)的几何关系。导叶出口的角动量可用下式近似求得sin(2)1 bns式中b导叶高度；n导叶数；p流虽；r导

8、叶开度屮心线的半径；s导叶流道的最小宽度；a水流欠量和半径r的夹角； q水的密度。水轮机产生的转矩是流屋、水头和转速的函 数。因此，转轮出口环量可由下式表达：图3在确定角动量时采用的离开导叶的水流的儿何关系和流动悄况$ 导叶流道的最小宽度(导叶开度)r 一导叶开度中心线的半径y 导叶水流速度 a -水流矢虽和半径的夹角方程式表示功率流量_ q d；h转速=7id2n6 叽 2gh图4尾水管锥管中可能出现的三种振型模式(7)dr sin ap、d,、pq2 bns22ggq 汕;上述方程的左边项是涡带参数，表示进入尾水 管水流的相对环量。水轮机特性如功率、流量和转速可用下述三个式中£&

9、gt;2水轮机转伦喉径，m；g重力加速度，m/s2；h水轮机水头，m；n水轮机转速，r/min；p水轮机出力，w；q流量，m3/so用式(3)求得的涡带参数和模型试验得出的尾 水管脉动特性，可以预测貝-体水轮机装置的压力脉 动性能。这一方法通称为涡带参数法。作者及cassidy jj提出了预测尾水管压力脉动 的涡带参数法，因为在频谱分析投入商业应用之 前，研究工作者在模型试验吋，还不能测量水轮机 的压力脉动特性。目前，研究工作者已将压力脉动 特性作为模型试验的常规测试项口。尽管这一方法 的适用性有限，但这种方法有助于理解为什么总是 在混流式水轮机上发牛:压力脉动问题。对给定的尾水管，发现压力脉

10、动的频率和振幅 是涡带参数的函数。模型试验使用的只是一套固定 导叶和导叶，只能确定所配尾水管的压力脉动振幅 和频率。研究工作的一个重要发现是，脉动开始时 的涡带参数约是0.3。脉动特性评述的结果，而不稳定激振乂给不稳定流动一个放人的 反馈作用。在尾水管压力脉动中，反馈作用的产生 是由于尾水管轴线处回流的结果。反馈作用的参数 由特征长度、振型和特征速度來确定。在研究小， uldis palde发现尾水管锥管形状对脉动频率和振幅 的影响最为明显。于是，尾水管锥管的长度町用來 作为特征长度。图4表示尾水管锥管中可能的几种 振型，这些振型是三维的，即在尾水管中象螺旋一 样。特征速度是指尾水管轴线处的回

11、流速度。图4中的三维振型模式像螺旋-样出现在尾 水管屮，一个重要特点是螺旋型涡带环绕冋流区 形成，在螺旋涡带外浙，水流以速度v向下游； 在螺旋涡带内部，水流以速度耳流向转轮。涡带 的形状象个有一定螺距的螺旋。图5表示振动频率和斯特鲁哈数(频率参数) 的关系，可用下式表达。i >。m+- nvfd3"二i4 丿 /qlqn-71式中d尾水管最小进口直径； l尾水锥管的长度； m图4所示的振型号； n涡带数；v 环绕涡带的水流速度； vf尾水锥管屮心的回流速度o从技术角度看，尾水管压力脉动是不稳定激振11对的艮带!振型2一.的闵1r-43.02.52.01.51.00.5000.5

12、1.0 1.52.0 2.53.03.5涡帶参数gd图5图4所示三种振型模式的脉动频率特性图5中表示的涡带参数和频率参数已分別在式 和式中说明。表1频率参数7r60727图6混流式水轮机运行区的振型范围振型涡带数预测的参数观测的参数110505221814322624在垦务局大苦力笫三电厂尾水管测得一根涡 带的第一振型速度比v/v为0.238,该电站锥管的 锥度d/l为1. 32。假定这一比值为常数，表1 给出了其他儿种情况的预测频率参数。图5描述儿 种振型的范围及其转换点。wahl没有观察到一根涡 帯具有2或3种振型模式的发展情况。更没有观察 到人于3种振型模式的情况。在多根涡带情况下， 振

13、型模式是一样的。由图4可见，在回流区有其他 缠绕着的涡带，两个涡带在尾水锥管的相对方向盘 旋在一起。对某一给定振空，改变涡带的螺距，随着涡带 参数的增大，频率参数增加，随着涡带的增加，螺 距也增人，这种关系是尾水管屮心线处冋流速度加 大引起的。图6表示的振型范围和水轮机的运行工况有 关。实际上，多种振空重迭在一起。即振型1在振 型2和振型3中扩大，振型2在振型3中扩大。巨 人的压力尖峰信号往往伴随着一种振型转变为另 种振型，对固定的水头，研究工作者在模型和真 机中都曾观察到这利|压力尖峰信号。图6对应于一 定的水头和一定的转速，压力尖峰信号如此明显， 以致研究人员把它们称为"冲击区&

14、quot;。图6中运行特性由转速小转轮直径02,机组水 头h、出力p和重力加速度g确定。标有数字的曲 线为水轮机的等效率线。图示功率和转速公式已分 别在式和式中说明。电站系统对尾水管压力脉动的响应尾水管压力脉动会影响水电站的水力和电气 系统。研究工作者曾提出过一些研究这两个系统相 互影响的数值计算方法，这些数值计算方法用水轮 机模型试验得到的频率特性作为水力通道、调速器 和电力系统数值计算模型的输入数据。将这两种模 型结合起来，预测特定工况点整个系统的响应。图 5为山物理模型和数学模型确定的频率特性的例 子。最常用的数值计算方法有两种：连续过程模拟 法和频率响应模拟法。连续过程模拟法预测功率和

15、 压力脉动随时间的变化。例如，对两台真机电气系 统曾使用高级计算机语言连续系统模拟程序 (csmp),研究其系统响应。同时，采用频率模拟法 或阻抗法研究了真机的系统响应。这些方法可以提 供系统在不同运行工况时的振幅和频率数据。当确定一台水轮机和尾水管的压力脉动特性 时，必须研究模拟系统的响应问题。如果该模拟系 统的管路对脉动有相互作用，模型测得的数据将不 能预测真机的性能。如果模型的脉动频率大大低于 系统的一阶固冇频率，则模拟测得的脉动特性才是 正确的。从理论上说，i个水电站的设计，水轮机和尾 水管与电力系统和压力钢管的相互影响应最小。但 对己冇电站，想使水轮机和尾水管与水力和电气系 统相互匹

16、配往往已不可能。因此，电站运行人员必 须掌握“不稳定运行区”的范围，并避免机组在这 些区域运行。尤其对无人值班电站，预测不稳定运 行区是十分重要的。涡带参数法、连续过程模拟法 和频率响应法可以预测不稳定运行区，以便采取措 就。减小尾水管压力脉动振幅的方法减小尾水管压力脉动振幅有多种方法。其屮包 js补气和在尾水管屮加装附属装證。图7为儿种消 除涡带加装附属装置的典型示例。如，在锥管壁上 加装翼板；安装尾水锥管导流板；加长锥管段以及 在尾水锥管小安装同轴圆管。图7安装在尾水管内消除涡带的一些装置其屮包拾 在壁上加装嵬板；在尾水管喉部加导流板和在 尾水管喉部装同轴圆管。在某些情况下，补气是有效的。

17、它取决于机组 的吸出高度（转轮屮心与下游尾水位的高程差），空 气可以或不能自然地吸入水中，转轮下而通常为负 压，在这种情况下，转轮下面的压力很低，足以通 过设在尾水管内的通气管路或通风管，将人气吸入 尾水管内。另外一些情况则必须将空气压入尾水管 内。在低于大气压的区域，空气会在返凹途中膨胀 和破裂，形成不稳定。水中补气过多，则会使转轮 下面的压力升高，使水轮机的效率下降。对于低比 速机组，为了减小压力脉动，必须通过补气管补入 大约2%的空气，因此，人为的补气方法町能会因 效率下降和运行费用增加而不合算。对于高比速机 组，只需往导叶后、转轮前的区间补入0.05% 0.1 %的空气，就足以有效地减小尾水管的压力脉动 和噪声。补气对减轻空蚀也是有效的，当然，必须将空 气补到会产生空蚀的区域。有些情况下，在尾水管内加装附属装置是有效 的，但容易带來空蚀，效率降低，高频噪声和构件 损坏等后果。通常，为了减小尾水管压力脉动，采 用附属装置的范用十分有限，在尾水管屮装导流板 就是附属装置有弱点的例证，为了改变旋涡的方 向，对部分负荷有利的配置，对过负荷则不利。补气和加装附属装置只是特姝运行工况下有 限范围的“特定措施”，而不是解决尾水管压力脉动 问题的“灵丹妙药”。