36 尾水管压力脉动浅析

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1、187大中型混流式水轮机运行稳定性专辑参考文献尾水管压力脉动浅析(美)FalveyHT[摘要]尾水管是水轮机的组成部分，它的性能会影响机组的效率。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187大中型混流式水轮机运行稳定性专辑参考文献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l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，用来增加水轮机的净水头，从而获得更多的能量。图l由蜗壳、固定导

2、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由尾水管效率增加的补偿要大。部分负荷时，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大，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

3、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，压力脉动是由尾水管中螺旋形涡带引起的；第二，压力脉动预期的频率和有关现象可以用一个公式来计算。这个公式是由AC(Allis-Chalmers)公司的试验工程师RheingansWI提出的。(1)式中f——压力脉动的频率，Hz；n——水轮机转速，r/s；c——3．2～4.0之间的某一数值。1969年，密苏里-哥伦比亚大学教授CassidyJJ，从事一项丹佛垦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象、频率和振幅与水轮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

4、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(VortexBreakdown)。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。187大中型混流式水轮机运行稳定性专辑参考文献图2旋涡增大时，尾水管脉动从稳定

5、的匀速涡带发展成螺旋形涡带由于有了螺旋形涡带，在尾水管相反一侧，压力将改变相位。也就是说，在同一时间内，尾水管一侧为高压，对面一侧则为低压。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，科罗拉多州立大学垦务局水力工程师TonyWahl，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大。在一定条件下，一根涡带会突然裂变为两根螺

6、旋形涡带。这两根涡带会产生同步脉动。随着旋转的进一步增加，会出现三根涡带。70年代初，垦务局研究院工程师UldisPalde，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。他采用扩散角大于15°尾水管来减小脉动振幅，在30°散角下进行试验，甚至测不出压力脉动。大约10年后，日本富士公司两位研究工作人员——水力总工程师TakashiKubota和高级工程师HirokiAoki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，尾水管喉部非同轴锥管会产

7、生很大的压力脉动。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相似。70年代后期，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可能性。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，对于固有的相似条件，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生的力矩。图3为水流通过导叶进入转轮产生的力矩(角动量)的几何