CN111255624B - 一种减轻混流式水轮机大负荷鼓形涡带危害的方法 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种减轻混流式水轮机鼓形涡带引起压力脉动危害的方法，1)在选择混流式水轮机的转轮时，选择最优工况点单位流量的1.2倍大于额定工况点单位流量的转轮；2)选用泄水锥的出口直径D5小于转轮出水边与上冠相交处直径D4的0.4倍；3)对于已发生大负荷鼓形涡压力脉动危害的电站，对转轮进行更新改造时，将转轮内侧的叶片出水边安放角加大3°～5°，本发明的方法能够减小鼓形涡带空腔体积，减小空腔膨胀‑收缩带来的冲击力，减轻其对转轮及尾水管底板等危害；减轻机组振动及降低噪声，避免或减轻转轮的叶片、尾水管底板撕裂危险。

Description

一种减轻混流式水轮机大负荷鼓形涡带危害的方法
技术领域
本发明涉及一种减轻混流式水轮机大负荷鼓形涡带危害的方法，目的是减轻或消除发生在混流式水轮机大负荷运行区、由鼓形涡压力脉动引起的剧烈振动，属于水力机械技术领域。
背景技术
混流式水轮机尾水管涡带压力脉动是造成机组振动超标、电站不能稳定运行的主要原因之一，给国内外许多水电站带来了机组振动、摆度大和噪音大、厂房振动大等问题，有的甚至造成尾水管撕裂、转轮叶片断裂掉块、厂房剧烈振动等破坏，危害极大。尾水管涡带压力脉动包括两部分，即部分负荷压力脉动和大负荷压力脉动。部分负荷压力脉动常出现在40％～80％导叶开度区，属偏心涡带压力脉动，涡带呈螺旋状。而大负荷涡带压力脉动多发生于额定负荷及超负荷运行区，运行于最大导叶开度附近，涡带多为鼓形(见图1)。该类型涡带最突出的特征是其涡带基本没有偏心，为直涡，在空化系数较小、单位流量较大工况空化空腔直径比较粗，多数呈鼓形或葫芦状。
尾水管直涡虽没有偏心涡带压力脉动那样强大的偏心力，其破坏力一样惊人，常会造成转轮叶片出水边撕裂掉块，尾水管底板开裂，振动和噪声也非常强烈。究其原因，是因为该直涡在较小空化系数下，会发展成鼓形涡或葫芦状涡，会因为空化空腔的膨胀-收缩而产生纵波压力脉动，导致上下游水体的上下窜动，作用在转轮出水边造成转轮叶片断裂，作用在尾水管底板造成底板撕裂。
但是，从已经公开的文献资料来看，过去的研究多着重于尾水管偏心涡带，对直涡研究较少，自然也很少提出能解决该类问题的行之有效措施。因此，有必要研究尾水管直涡压力脉动的产生及危害机理，并在此基础上有针对性的提出减轻该压力脉动的有效措施和方法。
发明内容
针对上述问题，本发明的目的是提供一种减轻或消除发生在混流式水轮机大负荷运行区、由鼓形涡压力脉动引起的剧烈振动及其危害的方法。
为实现上述目的，本发明采用以下技术方案：一种减轻混流式水轮机大负荷鼓形涡带危害的方法，其特征在于，包括：
1)在选择混流式水轮机的转轮时，选择最优工况点单位流量的1.2倍大于额定工况点单位流量的转轮；
2)选用泄水锥的出口直径小于转轮出水边与上冠相交处直径的0.4倍；
3)对于已发生大负荷鼓形涡压力脉动危害的电站，在对转轮进行更新改造时，将转轮内侧靠近上冠处的叶片出水边安放角加大3°～5°。
本发明采用以上技术方案，其具有如下优点：本发明根据最优工况点单位流量和额定工况点单位流量的大小关系对水轮机转轮选择，并对转轮上的泄水锥的出口直径的大小进行限制，能够减轻混流式水轮机在大负荷工况鼓形涡带的危害，对于已发生大负荷鼓形涡压力脉动危害的电站，加大转轮内侧且靠近上冠处的叶片出水边安放角，操作简单方便。本发明的方法仅针对转轮及其泄水锥，没有涉及电站及其它不容易更换水轮机部件，操作简单，更容易实现。
附图说明
图1是混流式水轮机转轮及尾水管鼓形涡结构示意图；
图2是混流式水轮机转轮叶片出水边安放角示意图；
图3是说明叶片出水边安放角和转轮出口环量关系的叶片出水边速度三角形。
具体实施方式
以下将结合附图对本发明的较佳实施例进行详细说明，以便更清楚理解本发明的目的、特点和优点。应理解的是，附图所示的实施例并不是对本发明范围的限制，而只是为了说明本发明技术方案的实质精神。
本发明提供的一种减轻混流式水轮机大负荷鼓形涡带危害的方法，其包括以下内容：
如图1所示，研究表明，鼓形涡的特点及其与偏心涡的区别如下：(1)鼓形涡引起的多为同步压力脉动，圆周各方向同步；而偏心涡带引起压力脉动沿圆周各方向不同步，属异步压力脉动。(2)鼓形涡产生的压力脉动冲击力主要在轴向，其次为径向，主要危害转轮出水边及尾水管底板；偏心涡产生冲击力主要在径向，其次是周向，最后才是轴向，主要危害尾水管直锥段。
如图1所示，混流式水轮机的转轮包括上冠1、叶片2、下环3和泄水锥4，其中，叶片2包括叶片进水边21和叶片出水边22。如图2所示，转轮的叶片出水边22的安放角为α，即为叶片骨线23在叶片出水边22处与水平面的夹角。
1)在选择混流式水轮机的转轮时，选择最优工况点(即水轮机效率最高点对应的工况)单位流量(Q110)的1.2倍大于额定工况点(即水轮机在额定水头发额定出力时对应的工况)单位流量(Q11r)的转轮，即要求1.2Q110>Q11r，也就是选择采用最优工况点单位流量比较大的水轮机转轮，以减小大负荷工况下转轮的叶片出水边22的内侧负环量的绝对值。
研究表明，混流式水轮机的转轮的叶片出水边22的零环量多出现在其最优工况点附近，在小负荷(即小流量)工况，叶片出水边22为正环量，转轮的叶片出水边22处流速的环向分量vu(如图3所示，转轮叶片出水边22处的环量为Γ＝2πvur，r为叶片出水边半径)和转轮旋转方向相同；在大负荷(即大流量)工况，叶片出水边22多为负环量，vu和转轮旋转方向相反，大负荷鼓形涡就是由该反向环量构成的，而该环量绝对值越大空化越严重，空化空腔体积越大。
选择最优工况点单位流量Q110比较大的转轮，就是为了在大负荷(大流量)工况运行时，水轮机的运行工况离最优工况点近，转轮的叶片出口边22的负环量绝对值更小，涡心空化轻，空化空腔尺寸小，引起的膨胀-收缩冲击力小，可减轻压力脉动及相应危害。
2)选用出口直径比较小的泄水锥4，泄水锥4的出口直径D5小于转轮出水边22与上冠1相交处直径D4的0.4倍。
因为泄水锥4采用较小的出口直径，可以减小鼓形涡空化空腔直径，减轻其膨胀-收缩循环产生的冲击力，可以减小泄水锥4的出口水流汇聚的流速及冲击力，从而达到减轻压力脉动危害之目的。
3)对于已发生大负荷鼓形涡压力脉动危害的电站，在对其转轮进行更新改造时，可将转轮内侧(靠近上冠1处)的叶片出水边22安放角α(见图2)加大3°～5°，目的是在大负荷工况下，减小叶片出水边22的流速及负环量绝对值。
在大负荷工况下，负环量的绝对值大小决定鼓形涡涡心流速的大小，从而也决定涡心压力高低。也就是说，负环量绝对值越大，涡心压力越低，鼓形涡直径越大，压力脉动幅值也越大。而叶片出口水流角基本和安放角保持一致，如图3所示，其大流量(即大负荷工况)叶片出水边22的速度三角形，出口流速环向分量vu与转轮旋转线速度u、轴面流速vm及叶片出口安放角α之间的关系为：vu＝u-vm·ctgα，α增大后，其余切函数(ctgα)减小，在转速不变(u不变)、流量不变(vm不变)的条件下，vu增加；而此时vu为负值，其绝对值势必减小。因此，可通过加大叶片出水边安放角减小水流负环量绝对值，从而减轻大负荷鼓形涡危害。
本发明仅以上述实施例进行说明，各部件的结构、设置位置及其连接都是可以有所变化的。在本发明技术方案的基础上，凡根据本发明原理对个别部件进行的改进或等同变换，均不应排除在本发明的保护范围之外。

Claims (1)

1.一种减轻混流式水轮机大负荷鼓形涡带危害的方法，其特征在于，包括：
1)在选择混流式水轮机的转轮时，选择最优工况点单位流量的1.2倍大于额定工况点单位流量的转轮；
2)选用泄水锥(4)的出口直径小于叶片出水边(22)与上冠(1)相交处直径的0.4倍；
3)对于已发生大负荷鼓形涡压力脉动危害的电站，对转轮进行更新改造时，将转轮内侧靠近上冠(1)处的叶片出水边(22)安放角加大3°～5°。
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