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关于特大口径水轮机进水球阀最优动水关闭规律及数值模拟

近年,我国高水头电站的迅猛发展、大容量机组的日趋增多,高水头大型水轮机的进水球阀在动水关闭过程中所表现出来的水力特性更加为人们所关注。特别是在最不利工况下,进水阀面临最大水击压力,流体在其中的流动情况十分复杂,不同的阀口开度、结构参数等都对流体的流动产生不同的影响。而此时,研究阀体内流体的流动与漩涡、回流等之间的内在联系显得尤为重要。

但是对于口径在500mm以上的球阀,进行基于物理模型的实验研究是非常困难的。本文结合大盈江四级水电站2.5m进水球阀的工程实际,借助计算流体力学(CFD)对其流场结构进行了三维数值模拟,为进一步优化大型进水球阀的结构设计提供科学的技术数据。

1 最优动水关闭规律

1.1 直线关闭

进水阀采用直线关闭(如图1所示,图中相对开度值1表示调节阀全开,0表示全关),关闭时间为12s时的计算结果如表1所示。

图1 进水阀直线关闭规律

当水轮机组甩额定负荷后,经过1.4s,机组过速达到115%,进水阀开始动水关闭。

表1 直线关闭计算结果

注:括号内为极值发生时间(s)。

关闭时间为12s时,尾水管进口最大真空度小于8m,机组转速上升率小于55%,且调压室最高、最低涌浪水位满足《水电站调压室设计规范》要求(此时,无需考虑蜗壳末端的最大水击压力)。

主要的波动过程曲线如图2~4。

图2 进水阀水击压力过程曲线

图3 尾水管压力过程曲线

图4 机组流量过程曲线

1.2 二阶段关闭

由表1可看出,尾水管进口最大真空度已接近8m,虽然调压室最高、最低涌浪水位满足《水电站调压室设计规范》要求,但阀门水击压力较大,为430.0m。

由阀门处水击压力波动过程曲线可知:当阀门开度较小时,出现了最大的水击压力,且水击压力出现了振荡。为缓冲阀门小开度时的水击压力,采用在关闭末端加入缓冲段的优化关闭规律(图5),第一段关闭时间为9.6s;第二段关闭时间为30s,拐点相对开度为20%。但同时在拐点处,容易引起尾水管压力以及机组流量的波动。

图5 进水阀两段关闭规律

计算结果如表2所示。主要的波动过程曲线如图6~8。

表2 两段关闭计算结果


注:括号内为极值发生时间(s)。

图6 进水阀水击压力过程曲线

图7 尾水管压力过程曲线

图8 机组流量过程曲线

2 数学模型

特大口径水轮机进水球阀的内部流动情况比较复杂,在小开度的情况下存在大尺度的三维分离流动,特别是对应二阶段关闭工况的情况下,需要对球阀动水关闭过程中水击压力最高点的压力场、速度场及漩涡分布情况进行重点分析。

本文采用基于各向同性涡粘性理论的k-ε双方程模式以及求解压力耦合方程的半隐式SIMPLEC算法进行求解。其控制方程如下。

连续方程:

动量方程:

紊动能k方程:

紊动能耗散率ε方程:

上面各式中:xi(i=1,2,3)为笛卡尔坐标系坐标;ui(i=1,2,3)为沿i方向的速度分量;fi为沿i方向的质量力;p为压力(实际上为压强,本文从工程习惯称为压力);ρ为水的密度;v为水的运动粘性系数;Pr为紊动能生成率。Pr可以表达为

式中,vt为涡粘性系数,可采用下式进行计算:

k-ε模型中经验常数的取值通常情况下为

在此只考虑在流道内的流动,而且在流道出口处水流一般是充分发展的湍流,一般认为此时的下游边界的流动状态影响不到上游方向的流场。因此,在流场出口的边界条件仅为沿垂直于该断面方向的压力梯度为零,此外,还有:

在固壁上采用无滑移条件,有速度u=v=w=0,且因本次计算主要考虑局部损失,固壁处的摩阻流速不计。

3 计算及分析

3.1 网格划分

球阀的阀体物理模型并不复杂,但如果采用结构网格,在球冠和管道交接处会出现网格歪斜,造成整体网格质量下降。因此,本文采用了结构与非结构网格相结合的划分方式,在阀体的周围采用非结构网格,并进行局部加密,确保网格质量和求解精度,在管道部分采用结构网格,如图10所示。

图10 计算网格图

3.2 计算结果及分析

由计算结果可以发现,当特大口径水轮机进水球阀的开度大于80°时,过阀流线分布均匀,水流平滑地流过球体,球阀对水流的阻碍作用很小,阀体边缘流线非常顺畅,水力损失小,只在前阀体的球冠与进水管连接部位有一定的压力突变。

阀门关闭20°时,由于球冠的钝体绕流作用,X2Y截面主流道边缘开始出现压降,靠近偏心球体的位置呈现出较明显的两个高速低压区,但整体流道并没有出现漩涡,对流场的顺畅影响不大,球体内部压力均匀。如图11所示。

图11 球阀关闭20°(X2Y截面)

阀门关闭角度为40°时,X-Y截面上靠近阀门的出水管处出现了明显的回流区,位于高速区的下方,流出球阀的高速流体在这个回流区消耗了大量的机械能,该回流区影响了出水流道的主要流场;阀体内部存在一个明显的高压滞水区,并逐渐取代高速区控制阀内流场,如图12(a)。在X-Z截面上,从进口流入阀门的流体向上冲击,在球阀球冠下方形成了两个对称的漩涡,涡强度随着开度的减小而增大,如图12(b)。此时,在Y-Z截面上未出现明显的漩涡区,如图12(c)。

图12 球阀关闭40°速度矢量图

在关阀过程中的最大压力点出现在阀门关闭74.34°,此时阀门进口压力4 119 119.56 Pa。此时,X-Y截面上的球阀内部高速区断裂,阀体内的流场以低速区为主,漩涡向球冠边缘处移动,而出水口处的漩涡向下游移动,在进出口处出现了明显的速度梯度,如图13(a)。而此时X-Z截面上呈现出明显的二次漩涡流动现象,球体内控制X-Z截面的漩涡非常对称,强度相等,方向相反,呈现出很强的扰动趋势,如图13(b)。在X-Y截面上的阀体后部也出现了两个对称漩涡,与X-Z截面上的漩涡一同控制着大口径球阀的内部流场结构,如图13(c),这也是在水击压力最高点出现的特有现象。

图13 球阀关闭74.34°速度矢量图

4 结论

通过对特大口径水轮机进水球阀最优动水关闭规律及可视化的研究获得以下结论:

1)采用在关闭末端加入缓冲段的二阶段关阀方式,一方面可以有效地降低水轮机进水球阀的最大水击压力,另一方面也可以使水击压力的震荡趋势趋于平缓,缓冲水击对阀体的冲击。

2)二阶段关阀方式虽然可以优化水击压力,但同时在拐点处也引起了尾水管压力以及机组流量的波动。

3)阀门开度较大的情况下,特大口径球阀具有优异的过流特性,流态稳定,损失较小。但是随着阀门的不断关闭,X-Z、Y-Z截面首先形成了明显的漩涡与回流区,漩涡强度随开度的减小而增大。当在阀门关闭到达74.34°时,水击压力达到了最大的4 119 119.56 Pa,在X-Y截面上也出现了明显的对称漩涡。

本文研究成果也为进一步优化大口径水轮机进水球阀的结构提供了可靠的技术资料。但是对特大口径水轮机进水球阀的最优关闭规律还需要做进一步的深入研究。