某灯泡贯流式水轮机内部湍流的大涡模拟

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1、某灯泡贯流式水轮机内部湍流的大涡模拟　　0、引言　　贯流式水轮机具有流量大，效率高，适应水头范围广等优点，在低水头开发中运用广泛。水轮机内部压力脉动问题作为影响水电机组安全稳定运行的重大问题越来越受到重视。卡门涡、叶道涡和尾水管涡带是引起压力脉动的主要因素，其中尾水管涡带引起的低频压力脉动尤为突出。国内外学者对水轮机压力脉动的研究主要是针对混流式和轴流式水轮机展开。吴玉林和王正伟等研究了混流式水轮机内部涡带和压力脉动的相关性，分析了小开度下尾水管涡带的发展、消散过程与压力脉动的关系。钱忠东等研究了补气减振

2、，不同步导叶等措施对混流式水轮机压力脉动的影响。）离散控制方程，在时间离散上采用二阶全隐式格式，扩散项应用二阶中心差分格式，其他项采用二阶迎风格式，采用SIMPLEC算法实现压力和速度的耦合。在本文计算中，时间步长设定为转轮周期0.03885s的1/80,计算时长为20个周期总共0.777s。，计算步长为0.0004857s。水轮机进、出口均采用压力边界条件，固体壁面采用无滑移边界条件。　　为了很好的预测水轮机内部的压力脉动，采用大涡模拟方法（LargeEddySimulation）模拟湍流。　　控制方程

3、为：　　　　3、计算及实验记录点　　从导叶段开始到尾水管总共截取了5个断面，断面1位于导叶前，断面2位于导叶段和转轮段之间，断面3位于转轮出口处，断面4和断面5位于尾水管中后部。每个断面上选取4个点。叶片压力面和吸力面各取9个点，共选取了38个监测点进行分析（文中使用Wp，Pp，Sp，Dp代表导叶段，叶片压力面，叶片吸力面，尾水管段的监测点）。　　4、计算结果分析　　4.1计算结果验证　　为验证数学模型的可靠性，对模型水轮机的压力脉动进行了测试，测试点对应于断面4上的Dp5点。数值计算结果与实验测试的比较

4、如表1所示。其中，工况1为额定工况，导叶开度为64°；工况2为小流量工况，导叶开度为40°。从表中可以看出计算结果和实验测试结果吻合很好，但还是有一定的偏差。这是因为计算模型中忽略了上下游的水位波动情况。　　4.2压力脉动计算结果分析　　选择每个断面脉动幅值最大的点作为断面的特征点进行分析。两个工况断面特征点压力脉动频谱图，表2为两个工况下的压力脉动幅值结果。　　工况1下，断面1、断面2、断面3上监测点的脉动主频为76.5Hz，接近转轮叶片频率77.1Hz。断面4和断面5上监测点的主频为2

5、5.5Hz，接近转轮的转动频率25.7Hz。转轮出口处的断面3上监测点的脉动幅值最大达到4.4%，位于导叶段和转轮段之间的断面2上，监测点的压力脉动幅值达到水头的2.7%。可见，额定工矿下由动静干涉引起的压力脉动幅值很大。　　　工况2下，断面4、断面5上监测点的脉动幅值显著增大，主频为5.5Hz，约为转轮转动频率25.7Hz的0.25倍。断面2上监测点的压力脉动主频保持不变，幅值略有降低。断面3上监测点的主频变为5.5Hz，76.5Hz的脉动频率降为次主频。可见5.5Hz的低频压力脉动是由尾水管到转轮、导

6、叶段依次减小的，表明低频压力脉动是由尾水管产生，在向上游传递过程中逐渐衰减。　　为工况2下尾水管内的涡带形态。可以看出，低频脉动的产生是由于小流量工况下，从转轮出去的水流具有较大的环量，在尾水管内产生了一个偏心涡带。涡带旋转频率约为5.5Hz。上述结果表明，尾水管内的低频压力脉动是由于涡带的旋转所引起的，因此，在尾水管内脉动幅值最大，在向上游传递的过程中，逐渐衰减。　　工况1叶片压力面测点的压力脉动频谱图。可以看出，叶片压力面上的监测点出现多个频率的压力脉动，都是转轮频率的整数倍，例如25.5Hz、76.

7、5Hz、102.0Hz、612Hz等。靠近进水边监测点的脉动幅值比出水边要大得多，但总体来说相对幅值很小。在工况1下叶片吸力面的脉动规律以及分布特征和压力面相同。　　工况2下叶片压力面Pp4、Pp6和吸力面Sp4、Sp6点的压力脉动频谱图。可以看出，小流量工况下叶片上的压力脉动幅值明显增大，压力面上的幅值最大为3.9%，吸力面的幅值达到5.8%，叶片上压力脉动的主频为20.0Hz，同时叶片上存在5.5Hz的低频压力脉动，与尾水管内各断面的压力脉动主频相同，是尾水管内涡带引起的低频压力脉动向上游传递的结果。

8、叶片上压力脉动的次主频为20.0Hz，主频与次主频之和约为转轮的转动频率。　　5、结论　　①在额定工况下，导叶前后、转轮出口的压力脉动主频约为叶片频率，是由转轮与导叶、转轮与尾水管两级动静干涉引起的，振幅最大值出现在转轮出口的断面3。尾水管的压力脉动主频为转轮转动频率，幅值相对较小。　　②在小流量工况下，转轮出口产生偏心涡带，并扩展至尾水管。涡带旋转导致低频压力脉动，频率与涡带的旋转频率相同，低频脉动由尾水管向上游传递，振幅逐