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摘要：逆式水泵水轮机具有水电设备起停快速和调灵活的优点，能有效应付负荷的变化，在电力系统中担任调峰、调频、调相和事故备用等重要角色.随着抽水蓄能机组逐渐向高水头、大容量和高速化方向发展，机组运行的稳定性问题日益突出.作为引起机组振动的主要原因之一，水流的压力脉动越来越受到人们的重视.目前，压力脉动特性已成为衡量大型水力机组性能的重要指标，基于此，本文主要对异常低水头对水泵水轮机压力脉动的影响进行分析探讨。
关键词：异常低水头；水泵水轮机；压力脉动；影响
前言
压力脉动是造成水泵水轮机机组振动的主要原因之一，它产生于机组运行过程的非定常流场。水轮机在低负荷运行状态下存在运行不稳定的情况，运行工况偏离最优工况很远，此时导叶进口水流是以一定的角度进入导叶，内部流动状态随之变坏，使导叶后出现旋涡、脱流等不稳定现象，引起压力脉动，使水泵水轮机本体振动。
1、数值计算方法
1.1物理模型及网格划分
以某抽蓄电站模型水泵水轮机为研究对象，原型机组水轮机工况下的额定净水头Hp=447 m，异常低水头Ha=430 m，额定转速np=375r/min，比转速ns=113.87，原模型比例尺为10.967，模型机组的具体几何参数见表1.计算区域采用混合网格进行离散，由于蜗壳隔舌附近结构复杂，采用对复杂物理边界适应性强的非结构化四面体网格，其他区域则采用生成速度快、网格质量高的六面体结构化网格.调整近壁面网格尺寸，确保活动导叶与转轮叶片附近网格的Y+<3（y+为求解壁面函数所要求的网格节点高度），以满足LES方法对壁面的网格要求.经网格无关性验证后，最终确定总网格单元数为17 930 779。
表1模型机组的几何参数
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转轮进口直径D1 4940
出口直径D2 2540
叶片数 9
固定导叶 20
活动导叶 20
导叶高度b0 425
1.2边界条件
选用RNG h湍流模型进行定常计算，以其结果作为初始条件，采用大涡模拟方法进行非定常数值模拟.动静交界面设置为interface类型，采用滑移网格模型（sliding mesh）以实现非定常条件下动静干扰流场的数据传递.给定蜗壳进口为质量流量进口，尾水管出口为自由出流条件，压力速度耦合方式采用SIMPLEC格式，数值离散格式采用二阶迎风格式.非定常计算的时间步长Δt=1/120T（T为叶轮旋转周期），以残差10-5作为迭代计算的收敛依据，选取10个旋转周期的计算数据进行分析。
2、工况点选取与模型验证
首先根据模型试验结果（试验水头Hm=430m），确定异常低水头下4个工况点，通过定常数值模拟得到进口压强Pin1、出口压强Pout和计算水头Hc，见表2.表中a0为活动导叶开度，qy11和n11分别为单位流量和单位转速.定常模拟的计算水头Hc的相对误差分别为1.93％、1.43％、2.97％、1.77％，平均误差约为2.025％，计算水头和模型试验水头吻合度较高，说明了计算模型的可靠性。
表2定常模拟结果
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3、非定常流动分析
3.1监测点布置及试验验证
为了较为全面地分析整个流道内压力脉动的特征，沿着流动方向在蜗壳进口、导叶后转轮前、尾水管锥管上游和肘管内外侧等处布置八个压力监测点（PloPS），非定常计算时，记录各监测点的静压随时间的Pl变化历程，并在ORIGIN软件中对数据进行频谱分析.引入无量纲参数相对幅值△H/H来表征各压力监测点静压值的波动程度，其表达式为
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式中：△H/H为全振幅的相对值，％；声i为各监测点i时刻的压力，Pa；P为各工况下监测点对应的面积积分压力，Pa。
通过分析得到，蜗壳进口监测点P1的相对幅值在qv11在0.65～0.77 m3/s时误差最大，为7.21％；其余流量区均在6％以内.导叶后转轮前监测点P3的误差相对较小，最大误差也在小流量区，为4.81％；其余均在3％以内.尾水管锥管段上游监测点P6的最大误差在qv.11在0.85～o.95 m3 s时为7.47％；其余均在6％以内.整体来看，计算数据与试验结果的特性曲线基本吻合，相对误差均在可接受的范围以内，说明所选用的大涡模拟方法对于分析异常低水头下的流场特性是合理和可行的，其能够较为准确预测水泵水轮机各过流部件的压力脉动。
3.2压力脉动特性分析
为了探究异常低水头条件下水泵水轮机内部流动的不稳定性，而由于工况2下压力脉动特性较为明显，因此以此工况为例，针对压力脉动的频率和幅值进行详细分析，导叶后转轮前压力监测点P2～P5点的AH/H值最大，其成因是转轮旋转切割导叶出口的尾迹流导致流场紊乱而引起剧烈的压力脉动，尾水管肘管段内侧脉动幅值次之，这是由于肘管段流段突然弯曲，水流撞击尾水管壁面而产生旋涡的缘故。而转轮出口的非轴向水流在尾水管内形成旋转水流，严重时则会形成螺旋形涡带，使得尾水管内流动不稳定并引起剧烈波动，从而锥管上游监测点P6的△H/H值相对较大；蜗壳进口以及肘管外侧受到动静干涉作用的影响不大，因此监测点P1、P8的△H/H值与其他监测点相比均较小。
由于导叶后转轮前相对幅值较大，且通常以尾水管锥管上游的压力脉动作为判断水轮机工况压力脉动特陛的特征值。，因此选取监测点P3、P6作为分析重点.
3.3异常低水头下流量变化对压力脉动的影响
为了分析流量变化对压力脉动特性的影响，表3列出了不同开度下压力脉动的主频和相对幅值.从表3可以看出，当开度较小时，导叶后无叶区主频为O.75倍转频，振幅较小；开度增大后主频均接近于转频，相对幅值△H/H有所上升，值差都在l-5％～4.1％，说明大流量条件下开度对压力脉动特性的影响已经很小.因此，异常低水头下流量变化对导叶后转轮前的频率和幅值影响不大，仅仅在小流量区有所区别.
表3 各工况频率幅值对比
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不同开度下尾水管锥管上游的压力脉动皆表现为低频成分，随着开度的不断增大，频率突升而后又突降，并在大开度下表现出异常低频率的脉动特征.相对幅值则与流量的关系基本上没有呈现出明显的分布规律，总体上数值相差不多，值差都在1.3％～2.2％.因此，异常低水头下尾水管内压力脉动的低频率是和流量状况有关的，而高频率则在各种流量状况下均未出现。
4、不同运行水头下压力脉动特性的对比分析
以定水头、改变流量和转速的方法，实现不同运行工况下的模型试验.列出了不同水头下机组通过模型试验得到的压力脉动主频和相对幅值，其中试验水头Hm固定为30 m，以原型水头Hp来区分运行工况的不同.可以看出，与低水头、正常水头以及高水头工况相同，异常低水头工况下的导叶后无叶区和锥管内的压力脉动都表现出与转频相当的主频特征，仅仅在低水头下锥管上游的频率较高，约为2倍转频.通过对比压力脉动相对幅值△H/H，发现异常低水头下导叶后无叶区和锥管内△H/H均值与其他水头工况相比都较大，其中锥管内△H/H值约为正常水头下的2.5倍.可见，机组在异常低水头下运行时，压力脉动明显增强，各过流部件的振动会加剧，甚至可能发生疲劳破坏，给机组的安全性和稳定性带来隐患.因此，在实际运行过程中应尽量避免在此工况下长期运行。
参考文献：
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