导叶间隙对导叶水动力学特性的影响

导叶间隙对导叶水动力学特性的影响

根据大量研究和经验，车轮的稳定性和旋转的气蚀性能与固定车轮、活动车轮和左右车轮之间的间隙流动密切相关。以往的水轮机流动分析几乎很少考虑导叶端面间隙流动的影响,一方面是导叶端面间隙很小,忽略间隙对水轮机效率的影响;另一方面导叶端面间隙流动非常复杂等原因给研究带来了一定的困难,使得该项研究几乎是空白。从水轮机的破坏情况中可以发现导叶区的磨损部位和磨损型态基本相同,通常导叶头部和尾端磨蚀较严重,有局部穿透或缺角;外侧存在顺流方向的鱼鳞坑。上部抗磨板有均匀磨低现象,下部抗磨板表面则密布鱼鳞坑和沟槽。尤其是导叶运行位置相对应的顶盖和底环出现导叶型磨痕。因此,有必要对水轮机导叶端面间隙流动进行分析研究,以揭示水轮机导叶端面间隙流动的流动规律。90年代以来投产的一大批大型混流式机组,在运行中先后出现了不同程度的稳定性问题。大量的研究表明,高水头小开度导叶后的旋涡与转轮叶片进口冲击产生的叶道涡的相互作用是产生稳定性问题的原因之一,因此,研究导叶端面间隙流动与主流的相互作用以及导叶后的旋涡运动是十分必要的。目前国内外文献对叶顶间隙流动作了一定的研究,其目的在于研究叶轮间隙对传热的影响。文献用油膜法对水轮机导叶端面间隙内流动进行了定性的研究,这仅仅水力机械间隙流动的初探。本文在水轮机引水部件蜗壳流动计算的基础上;对引水部件全流域的三维不可压定常粘性流动进行了数值模拟,分别计算了水轮机引水部件,固定导叶和活动导叶组成的流场,深入研究并比较了导叶端面有无间隙流动水动力学特性,获得了不同导叶开度下导叶有无间隙条件下导叶内的流动规律。为分析导叶及上下端面的磨蚀以及水轮机的水力稳定性提供理论依据。1计算模型及求解条件通常水轮机引水部件内部流动可认为是三维不可压定常粘性流动,因此本文采用标准的k-ε紊流模型,按定常流动,SIMPLE算法求解雷诺平均Navier-Stokes方程,对于靠近边壁的区域采用壁面函数条件。1.1壁面函数模型水轮机引水部件的流动可以用Navier-stoke方程来描述,将瞬时速度表示为时均值和脉动值,对紊流的脉动值所造成的附加应力引入Boussinesq假设,连续方程和动量方程的表示为:式中:B为质量力;p′为修正后的压力:μeff为有效粘性系数,μeff=μ+μt,μt为紊流粘性系数,μ为粘性系数。为了确定μt引入标准的k-ε紊流模型上式中P为紊动生成项,对于不可压流动它可表示为:上式中Cμ,Cε1Cε2,σk和σε为常数,它们分别为Cμ=0.09,Cε1=1.44,Cε2=1.92,σk=1.0,σε=1.3。因此紊流模型中构成一个封闭的非线性方程组。由于k-ε适用于离开壁面一定距离的紊流区域,对于壁面附近的区域,由于雷诺数较小,标准的k-ε模型不适用,可采用壁面函数法来处理。壁面速度与距离按对数分布:其中:u近壁速度;y为离壁面的距离;τ为流动切应力;κ=0.41;E=9.011。1.2非结构化网格本文在水轮机引水部件以及双列叶栅的流动计算基础上,对一个导叶与上下端面组成的通道进行数值模拟,一方面可以给出准确的进口条件,另一方面,以便与间隙流动实验进行比较。由于导叶间隙内的流动计算区域是非常复杂的,采用非结构化网格有利于叶型头部与尾部处理。水轮机蜗壳、固定导叶、活动导叶、及转轮进口流道区域,无论是单独计算还是联合计算,其计算域都是非常复杂的,因此本文采用非结构化网格。由于结构化网格中,网格点总是分布在某种坐标变换后的坐标线上,当计算区域比较复杂时,难以妥善地处理所求解的不规则区域;而非结构网格在空间分布比较自由,网格点之间的连接不再具有方向性,可以通过给定边界点的疏密来控制网格分布。对于图1所示的一个固定导叶和一个活动导叶计算域的非结构化网格,在叶片头部需加线源,使网格点密集,而周期边界和进出口边界上相对较疏。尤其是间隙流动的计算,网格的划分非常重要,必须在间隙内部布置网格节点,而网格控制点的大小是计算成败的关键。计算域内布置了114794个节点,数值模拟了导叶双列叶栅的流动;而在含有间隙的导叶流道中,计算域内布置了224794个节点。1.3活动导叶栅的进口导叶双列叶栅的流动按水轮机引水部件全流域模拟所计算的蜗壳出流条件作为双列叶栅的进口流速的大小和方向,出口条件按给定活动导叶出口平均压力。如图1.S1S2,S3S4为双列叶栅周期边界,按周期性条件处理。含有间隙的导叶流道中,按固定导叶出流条件作为导叶进口流速及进口角,出口条件给定活动导叶出口平均压力。2引物模型的数值模拟本文在对新安江水电厂水轮机引水部件全流域进行三维粘性数值分析的基础上对1个固定导叶和2个活动导叶在各种开度下,以及活动导叶在含有端面间隙的情况下进行数值模拟。计算结果与试验的趋势一致。对引水部件整体的数值模拟,即蜗壳和双列叶栅间的完全联合作用,可获得双列叶栅的进口条件以及转轮的进口条件。图2为导叶双列叶栅的流速分布图。为了更进一步研究在导叶的水动力特性,分别对固定导叶,活动导叶在各种开度下进行数值实验,并对导叶在最优工况和非最优工况开度下,有无间隙时活动导叶翼型表面上的流场进行分析比较,阐明导叶由于间隙流动对导叶端面磨损机理,以及对导叶出口和转轮进口流动的影响。2.1导叶开度对所需机环境的影响讨论导叶正面和背面的压力分布。对图1所示的计算区域的流动进行数值模拟研究。通常叶面压力均采用无量纲压力系数Cp表示,压力系数的表达式如下:式中:Pi计算点的压力;ρ为水的密度;P0、V0分别为蜗壳进口断面的平均压力与平均流速。图3给出了导叶在最优单位转速下三个开度a0=24、26、28的压力分布情况,从图中可以看到各开度下,导叶靠近蜗壳侧的压力均存在一定的压力梯度,来流绕导叶后该侧的流动为一加速的过程,即流动的惯性力大于粘性力作用。当开度a0=24时,其压力分布可以看出背面和正面的压差很大;开度a0=26时即最优工况其压差最小;随导叶开度继续增加,a0=28时,其背面和正面的压差反而增大。说明导叶开度对水轮机效率有一定的影响,最优工况下压差最小,损失最小;偏离最优工况(无论是小开度和限制工况)背面和正面的压差都会有不同程度的增加。2.2导叶间隙内部流场图4(a)为最优工况下导叶端面含间隙的流速分布矢量图,图4(b)、(c)为非最优工况下含间隙导叶端面的流速分布矢量图。端面间隙高为2mm,最优工况和非最优工况的冲角分别为0、12、36。由图3可知,由于导叶为非对称型,最优工况下导叶正背面仍存在很小的压差,使得水流进入导叶区时,仍有很小一部分流体由背面通过端面间隙进入正面,产生泄漏流动,其余则经头部或尾部绕流通过导叶,此时,间隙内的流速比外界流速小,对导叶外部流场影响很小;但在非最优工况下,如图4(b)(c)所示,由于导叶在此工况下,正背面的压差随冲角的增加而增大,迫使部分水流从导叶背面通过端面间隙进入正面,有一个扫向下游的倾向,流动速度较大,端面间隙流速随导叶开度的减小而增大。与文献实验的结果趋势一致。最优工况时,在导叶正面,除导叶头部和尾部附近之外,大部分低速流体都平顺地流向后缘。只有在导叶尾部附近有微弱的旋涡区C1,在背面对流线影响不很明显,即泄漏流动对最优工况下的流动影响不大。但在偏离最优工况时,则不然,在通道内部,水流以与弦长成某一角度的方向通过导叶端面间隙,由图4(c)可见,在导叶正面附近与绕流通过导叶头部的水流交汇,从头部到尾部逐渐形成再附线,在侧面即形成一条涡带;另外水流通过导叶产生一个涡区。比较导叶端面含间隙在不同工况下的流动速度矢量图,C1、C2、C3二次流的位置与导叶的距离随冲角的增加而增大,方向与导叶轴线成某一角如图4(d),二次流的强度随冲角的增大而增强,同时也使水力损失增大,效率减小。其次从导叶高度方面研究,即导叶水平截面按图3右下图中的高度截取,图5给出了开度为a=24h,在高度y=0.04m,y=0.09m处(总的导叶高度B=0.2m,间隙位置y=0.098～0.1)的导叶沿弦长的压力分布。在背面压力面上,与无间隙时导叶表面压力基本一致,而正面则与底环的越近压力越低;有间隙存在时,在y=0.04mm正背面压力几乎重合,而y=0.09m背面上的压力比无间隙时略有减小,正面导叶头部比有间隙时略微大,尾部比无间隙时略小。由图4(c)也可说明,由于间隙存在,部分液体从背面进入正面,使得有间隙时,靠近低环导叶背面的压力有所减小,而正面的压力在导叶头部附近有所升高,导叶尾部出现撞击损失,使得尾部压能减小。图6给出不同冲角时导叶端面间隙内部的压力分布。最优工况时,来流冲角较小,端面间隙内部压力系数变化小,压力系数大于零;非最优工况,来流冲角较大,端面内有很高的流速,使得间隙内的压力急剧变小,间隙内的压力系数小于零。也就表明小开度(大冲角)时,间隙内部产生低压区,并且随冲角的增加压力随之降低,流速随之增大。这与文献试验结果相吻合。众所周知,当压力低于该处的汽化压力,就会产生气蚀。而在含沙水流中,沙粒的磨损量与其速度大小成正比。这两方面的因素就是使导叶端面的尾部产生磨蚀严重的原因,与电站水轮机导叶破坏的实际情况相一致。3导叶不同开度(1)活动导叶表面的压力分布表明,随导叶开度由小开度增加到最优工况的开度,其压差值逐渐减小,导水机构的相对损失在这个范围内随开度增大逐渐递减;而由最优工况以后继续增加开度,其压差值反而增大,相对损失随开度增大反而减小。说明水轮机导水机构有一最优开度,对新研究开发的导叶,应通过试验或数值实验寻求最优开度。(2)导叶在最优工况下无冲角,导叶正背面压差小,导叶端面间隙内部,大部分低速流体都平直地流向后缘;非最优工况下,随导叶开度的减小即冲角增加,导叶正背面的压差增加,迫使部分水流从导叶压力面通过