資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 附錄 泵式渦輪機的現(xiàn)代設計 P.諾維茨基 安德里茨水輪發(fā)電機公司，德國 摘要： 在日益增加的市場利益和挑戰(zhàn)下，泵式渦輪機領(lǐng)域需要新的發(fā)展。對于安德里茨水輪發(fā)電機桐柏項目開發(fā)的一種新型水泵渦輪機，應用現(xiàn)代流動模擬的數(shù)控方法對所有組件進行優(yōu)化，對于模型的性能檢測和驗證試驗使該項新型水泵渦輪機的發(fā)展得以實現(xiàn)。對于在水泵渦輪機的尾水管渦流、渦輪同步、轉(zhuǎn)子-定子互動等地方發(fā)生的不穩(wěn)定現(xiàn)象的研究，一直是近幾年來安德里茨特殊研究的一個項目專題。 在新型水泵渦輪機的設計中，更詳細的了解這一現(xiàn)象將有助于改善外形設計，避免或減少這些不穩(wěn)定因素的影響。在抽水蓄能電站計劃中，桐柏項目中共有四個泵式渦輪機，每個泵式渦輪機配有額定功率為306兆瓦的發(fā)電機組。這一整體設計已經(jīng)展示，并且一些特殊性能的機械化設計像蝸殼，特別強化了導葉軸承和導葉片的安全設計。本文將記錄并呈現(xiàn)該項目在調(diào)試期間的第一份性能行為性測試結(jié)果。 一、導言 近幾年，對于新型或者強效型泵式蓄能系統(tǒng)的需求已經(jīng)被全世界所認同，在與中國一樣的經(jīng)濟擴大的國家里，日益增加的對于能源的需求呼喚著新的發(fā)電廠的建設落實。在國家電網(wǎng)中，?抽水蓄能電站計劃在平衡電力的供應和需求方面，受到極為重要的關(guān)注。抽水蓄能電站能夠在電網(wǎng)提供平衡的電壓和頻率方面起到穩(wěn)定的作用。此外，它們可以在幾秒鐘的時間內(nèi)提供快速的電壓調(diào)節(jié)響應，從而適應迅速的變電需求。當然，抽水蓄能電站是一種種電能儲存在低需求期間的成熟技術(shù)。 在過去的幾年里，安德里茨水輪發(fā)電機公司在泵式渦輪機的發(fā)展中做出了不斷的努力，在歐洲，一些現(xiàn)代化項目也取得了成功的進展，像捷克共和國的Dalesice計劃、波蘭的Zarnowiec項目等。目前，為奧地利Hintermuhr項目的新泵式渦輪機正在開發(fā)中。在中國市場，2001和2002年，安德里茨水輪發(fā)電機承擔了桐柏抽水蓄能電站、狼牙山發(fā)電站兩大發(fā)電站的項目，這兩個項目都需要設計一個全新的液壓系統(tǒng)，以滿足并擔保機械儲能系統(tǒng)的高性能設計要求。 二、桐柏項目簡介 桐柏項目的主要供應范圍包括：四個可逆式水泵（發(fā)電機額定功率為306兆瓦），包括閥門和電機發(fā)電機，數(shù)字式電子調(diào)速器，包括高低壓電纜及輔助系統(tǒng)的主變壓器和附加設備（如激勵系統(tǒng)，數(shù)字保護，計算機監(jiān)控系統(tǒng)，靜態(tài)頻率轉(zhuǎn)換器）等。該電站被設想為一個具有2個壓力管道通過水閘連接2個天然水庫的地下洞穴。每個通水隧道源于各自水庫的底部，通水隧道設有緊急閘門。主要的泵式水輪機和桐柏項目的數(shù)據(jù)如表1所示。 該合同已于2001年12月被授予安德里茨海德魯，第一單元于2006年5月25日完成試運行，之后投入正常運營。 表1 桐柏項目主要數(shù)據(jù) 地理位置 中國浙江省 最終用戶 桐柏抽水蓄能電力公司 同步轉(zhuǎn)速 300rpm 頻率變化（正常/異常） 49.7 - 50.4 Hz / 49.0 -51.0 Hz 液壓額定功率/最大輸出電功率 306 MW / 334 MVA 額定水頭高度/水頭總范圍/ Hmax/Hmin值 244 m / 234.8 - 286.2 m /1.22 泵：最大流量（Qmax/ Qmin值） 118 m3/s / 1.31 渦輪：標稱放電量Qnom 142 m3/s 極速最高效率(nq = n · Q1/2 / H3/4) 44 轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)，檢票閘數(shù)，固定導葉數(shù) 7, 20, 20 蝸殼進水口直徑 3.1 m 泵口外徑-D1 4.8 m 定子直徑 9.2 m 數(shù)便門伺服電機 2 調(diào)試時間 2006 三、液壓布局 液壓布局是一個關(guān)鍵的工藝設計過程，需確定水力特性和主要尺寸，盡可能以最佳方式滿足客戶指定的基本要求。這種趨勢曲線如圖1所呈現(xiàn)，它給出了由安德里茨水電和其他供應商的工廠設計的幾個抽水蓄能水頭的特定速度范圍。為達到良好的水力性能和最低的總體尺寸的前提下，高速是可以實現(xiàn)的，因為增加的動力可以提供增大的速度，所以，安全和適當?shù)囊簤汉蜋C械操作最終限制了泵式渦輪機能達到的轉(zhuǎn)速。 圖1 桐柏抽水蓄能電站的特點是大范圍的水頭總頭。在泵模式中的Hmax / Hmin比率超過1.2。以300 rpm的同步轉(zhuǎn)速和充足的動力，這些機器符合現(xiàn)代的設計標準。在中國，對于抽水蓄能電站計劃的一個總體要求能夠是在相對較大的電網(wǎng)頻率和持久的變化工作需求環(huán)境中的操作。這些變化都必須在液壓布局和一開始的設計過程中考慮到，如表1，因為它們擴大了Hmax到Hmin連續(xù)操作中指定的范圍。泵的最大水頭模式將提供于避免不穩(wěn)定運行時，在最低總頭處，最大的輸入功率必須控制在設計時電動發(fā)電機所限制的功率范圍內(nèi)。在設計低壓側(cè)的轉(zhuǎn)輪葉片輪廓時，必須考慮忽略掉的大量的氣穴對于泵內(nèi)的整個頭部范圍的作用影響。 四、水力設計和計算方法 為了滿足桐柏項目的所有要求，安德里茨準備了全新的水力設計。對于水泵水輪機設計，安德里茨對于開發(fā)過程中使用的程序和組件的設計進行了優(yōu)化，采用先進的CFD流體力學計算方法（參考文獻1，2，3，4）。這些模塊組成的設計過程基本上是這樣的：計算機輔助的輪廓幾何定義，在不同的工作點對計算機配置文件的修改，流道的輔助數(shù)值模擬以改善穩(wěn)定性，盡量減少流場損失。 各組件的主要尺寸是基于數(shù)據(jù)與標準型材的結(jié)合，采用簡化的一維計算工具進行設計給定。在幾個優(yōu)化循環(huán)中，通過三維（3D）的流動模擬方法對這些組件進行三維流動影響的研究分析。該優(yōu)化循環(huán)的目標是實現(xiàn)靜止部件之間以及在兩個方向流動的液體相互作用的優(yōu)化。同時，對該組件尺寸依據(jù)有關(guān)規(guī)定在安全和服務組件的機械設計標準等方面進行第一次檢查。全液壓設計過程的合理時間控制立足于由安德里茨水輪發(fā)電機公司研發(fā)的集成了內(nèi)部和商業(yè)工用的特制軟件開發(fā)包的運用。 圖2： 轉(zhuǎn)輪設計過程是通過運用3D歐拉代碼參數(shù)的快速變化的方法啟動，由此產(chǎn)生的初步轉(zhuǎn)輪配置文件用于詳細的摩擦損失和湍流效應的粘性分析（參考文獻1，2，3，4，5，6）。如果有必要，外形尺寸應適應結(jié)果的提高。設計過程以在轉(zhuǎn)輪流動與毗鄰的組件連接的耦合計算結(jié)束。該液壓系統(tǒng)的運行以整個工作范圍內(nèi)從最低到最高水頭流量來平衡。 在過去的泵式渦輪機的設計都主要集中在泵的運行，現(xiàn)在設計還需要對發(fā)電機的運行進行研究。?葉片輪廓的優(yōu)化是一個典型的平衡優(yōu)化過程，覆蓋了從整個指定頭部在兩種操作模式下的流量范圍，這意味著需要特別注意的是，不僅要支持最佳操作條件，同時也要關(guān)注非設計性操作。在流道內(nèi)的渦流模式檢測是用來評估在極端條件下的工作行為，如渦輪部分負荷或在接近最大水頭處的抽水狀況。 圖3： 對于泵系統(tǒng)的操作應特別注意避免對壓力和吸力面的氣蝕，這意味著設計時應對泵中轉(zhuǎn)子的邊緣進行最大和最小流量的優(yōu)化，如圖3，不同的顏色表明靜壓的不同層次，光滑連續(xù)的變化表明流場的損耗較低。 安德里茨所運用Navier - Stokes方程為在渦輪機和水泵水輪機流模擬的是Ansys CFX ，這種商業(yè)CFD軟件是渦輪機械領(lǐng)域所公認的，它提供了多種粘性的方法求解雷諾平均Navier- Stokes方程的解。該方程組是由一個封閉的粘性湍流模型的數(shù)量解決方案構(gòu)成。對于桐柏模擬井的k -ε湍流模型，該方法可以用于求解泵系統(tǒng)的黏性項，一般的電網(wǎng)接口允許非匹配型網(wǎng)格相連接，并參考和多幀滑動網(wǎng)格提供時間的平均或瞬時轉(zhuǎn)子定子的互動性能。 五、模型試驗 對于桐柏項目，泵渦輪機的客戶不僅需要大量的流量計算，還需要進行流體力學模型的試驗證明，保證液壓指定的主要性能數(shù)據(jù)得到滿足。因此，需對一個同源比例為1：11.93的模型進行設計、制造和優(yōu)化。測試條件應當對正常運行中的測試頭至少有60米的最低距離限度。在第一步的水力設計中，主要是對性能的檢查，并通過對液壓輪廓稍作修改以使系統(tǒng)在達到最大功率方面獲得最佳的操作條件，保證加權(quán)效率的汽蝕泵模式。 圖4 圖5 最后的測驗，是由客戶代表的證實，不僅包括液壓系統(tǒng)的驗證，也要對便門扭矩進行檢查，在尾水管、轉(zhuǎn)輪的液壓推力的4個性能特點的壓力脈動象限作以計算為基礎(chǔ)的各種瞬變情況分析。 六、非定?，F(xiàn)象 對于泵式渦輪機，能夠在廣闊的工作范圍內(nèi)平穩(wěn)的運行是非常重要的，非定?，F(xiàn)象是由轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)流場所的不穩(wěn)定引起的。因此，調(diào)查這些不穩(wěn)定因素的影響，有助于系統(tǒng)完善運行行為的建立。 在發(fā)電機的運行測試中，對尾水管渦流的不穩(wěn)定效果的可靠性分析是必須的一個環(huán)節(jié)，如圖.2 所示研究的是，由離開流場的強烈影響，在運行范圍引起的尾水管渦流的壓力脈動，安德里茨對這些問題進行了多年激烈的特殊項目研究，因此擁有了系統(tǒng)的專業(yè)知識以利于提高轉(zhuǎn)輪的外形設計。 圖2： 在某些情況下，一臺泵在渦輪發(fā)電機的運行的同步范圍內(nèi)發(fā)生不穩(wěn)定干涉，這種不穩(wěn)定可能是導葉和轉(zhuǎn)輪葉片之間不穩(wěn)定的原因，如圖. 3所示。一個旋轉(zhuǎn)流分離可能導致流場的速度和扭矩的變化，從而使同步運行需要很長時間調(diào)整，甚至成為不可能。所以在詳細的調(diào)查時，我們應當提供更多的分析數(shù)據(jù)以助于減少這些不穩(wěn)定因素的影響，確保運行的同步。 圖3： 七、一般的泵式渦輪機機組的設計理念 該泵式渦輪機旨在通過發(fā)電機替代部分渦輪機零件，見圖. 6。渦輪發(fā)電機組配有2個發(fā)電機徑向軸承和一個用于引導液流的泵式渦輪機導軸承徑向軸。推力軸承是結(jié)合較低的發(fā)電機導流軸承和發(fā)電機支架的下方支撐。經(jīng)銷商配備了連接到2個與油壓伺服電動機同步運行的標稱64個調(diào)節(jié)環(huán)。一個配備有2個伺服電機的球形閥位于上游的部位，并與壓力鋼管相連接。液壓式調(diào)速器和進氣閥控制與分離器限制油壓裝置壓力。要啟動泵系統(tǒng)運行，需在轉(zhuǎn)輪室加水加壓空氣壓進，高壓空氣管應固定在尾水管錐的上部，為了加快旋翼的額定轉(zhuǎn)速，需由一個靜態(tài)頻率轉(zhuǎn)換器進行控制。 圖6 在設計渦輪機，特別是泵式渦輪機時，主要設計方面是機械零部件之間的流體受力情況分析與設計和技術(shù)協(xié)調(diào)。一個系統(tǒng)良好的振動行為（除其他因素影響）是實現(xiàn)液體在系統(tǒng)中流動的最直接最有效的方式。 八、預埋件座環(huán)蝸殼的設計 該座環(huán)蝸殼為泵式渦輪機的主要支撐結(jié)構(gòu)。它由焊接在一起的兩部分構(gòu)成，該座環(huán)固定安裝。為了優(yōu)化蝸殼壁厚，配備單節(jié)角撐板，見圖.7所示。 有了這些角撐板，就有了一個比周圍稍大的蝸殼鋼板墻厚度，從而減少了應力在座環(huán)蝸殼與底板之間的過渡。因此該節(jié)蝸殼壁厚可以適當?shù)臏p少。這個解決方案專利已被該工程所應用。 圖7： 九、邊門軸承的改進 在泵式渦輪機的閘門處應裝有高動態(tài)力系統(tǒng)，尤其是在短暫的運作階段。這些動態(tài)的激勵力量可能會引起系統(tǒng)不必要的震動。現(xiàn)有工程中的差距通常在邊門軸承的選擇上。 圖8 為了避免這種軸承的消極影響，桐柏項目專門提供預應力Teflon軸承（見圖.8），這種類型的軸承，不僅成功地應用于新安德里茨的泵式渦輪機，也對邊門軸承進行了更換翻新，以增加軸承的使用壽命和減少振動。軸承由兩個錐形套管構(gòu)成，里面包括強化聚四氟乙烯襯套陪襯，可以承擔在一個共同的徑向變形的效果，?并對這徑向變形進行調(diào)整，以產(chǎn)生所需的徑向預應力。 圖9： 圖.9顯示了新的軸承減少泵振動的一個典型瞬態(tài)模式，可見，具有預應力的渦輪機在系統(tǒng)振動行為上的差異是顯而易見的。 十、保險桿導葉 在結(jié)束行程時如果邊門被異物阻塞，則邊門桿扭矩的傳送就應被迫中斷。桐柏項目中，這個功能通過一個具有特殊杠桿摩擦墊片來實現(xiàn)，它允許的扭矩閾值精確調(diào)整（見圖.10），保險桿導葉的安全杠桿已經(jīng)過測試，能夠非常精細的界定其在操作過程中的各個行為。通過靜態(tài)和動態(tài)對邊門桿扭矩進行實時計算和驗證。對于一個應用純摩擦來調(diào)節(jié)的扭矩門杠桿，觸發(fā)后的制動力矩常數(shù)以及可調(diào)導葉區(qū)位是它最大的優(yōu)勢。 圖10 十一、運行試驗分析 液壓同步過程中的穩(wěn)定性和甩負荷對于每個可逆式泵式渦輪機都會有顯示的不穩(wěn)定區(qū)域，在桐柏模型試驗中，對泵式渦輪機的水力方面進行了分析，特別是在不穩(wěn)定區(qū)域和同步區(qū)域。在與瞬態(tài)仿真布局階段分析中，沒有出現(xiàn)任何不穩(wěn)定瞬態(tài)工況的危險。調(diào)試過程也通過同步和空載試驗驗證了這一分析結(jié)果，沒有發(fā)生不穩(wěn)定時的關(guān)閉，也沒有在無負荷的條件下同步運行（見圖.11）。 圖11： 十二、壓力脈動 在平穩(wěn)運行時，系統(tǒng)的壓力脈動符合期望。桐柏項目和一個類似系統(tǒng)之間的比較如圖.12所示。泵可變的渦輪測量壓力脈動和速度也是在這個圖中表示出來。 圖12 在泵與變速渦輪機的壓力脈動減少值超過50％時，部分負荷運轉(zhuǎn)。在滿負荷運轉(zhuǎn)時，泵的變量和定速渦輪機壓力脈動幾乎是相同的。 噪聲測量，如圖13所示： 在尾水管測量噪聲的圖中顯示，尾水管錐傳遞到混凝土的底環(huán)力量，應對其進行嚴格的設計控制，錐形不是嵌入在周長允許進入的導軸承和葉片下，而是應該嵌入在方便維修的混凝土中。?在尾水管接入的噪音（即使尾水管錐不完全轉(zhuǎn)化為具體的嵌入式）顯示出正?？山邮艿闹?。值得一提的是，所有在招標文件中的限制要求，只允許80到85分貝，這主要應用一個聲音隔離門來實現(xiàn)噪聲控制。 十三、跳動和振動軸的軸承 軸承座振動的測量是首選的振動速度測量指標，在指定的工作范圍測量振動速度，如圖14所示，桐柏項目中，軸承的振動是在一個很好的液壓機水平指定的操作范圍。在ISO10816-5“測量非旋轉(zhuǎn)部件上的機械振動” 評價，尤其是表中所示，在此提供的數(shù)字是無效的，也無法設置緊急停機和無瞬態(tài)工況排放的有效運作。 圖14 這個情況是可以理解的，而如果在正常操作范圍內(nèi)的數(shù)值與振動在緊急關(guān)機的高一個數(shù)量級的順序下進行比較，則結(jié)果如圖15所示： 圖15 十四、甩負荷時軸向力的預測 即使有進展的預測軸向力，很多時候的精度也是有限的，特別是在不穩(wěn)定的操作系統(tǒng)中。但是，推力軸承的設計也必須考慮瞬態(tài)工況時軸向力的影響，這就需要較高的安全邊際。因此，它是衡量效率在原型的動力系統(tǒng)中的指標，與桐柏項目的預期相比較，加載過程中的泵式渦輪機不能拒絕軸向推力，但也要考慮到頂蓋和流場底部的壓力測量，見圖.16。 圖16 在圖16中，將平穩(wěn)運行的液壓軸向推力在正常運行的總推力負荷定義為100％。在關(guān)閉時速度增加，第一秒和軸向推力下降到80％，后增加至最高速度。第一次下降后，軸向推力增加，?在此壓力下的轉(zhuǎn)輪進口壓力也隨之變化，當在轉(zhuǎn)輪壓力排在第一位的軸向推力減小，反之亦然。在過渡模式的泵式渦輪機組接觸到的最高負荷和振動，只有在水工設計、機械設計及優(yōu)化設計時注意到這些過渡因素的影響才會導致良好的系統(tǒng)運行行為。 十五、結(jié)論 對于桐柏抽水蓄能電站的項目，安德里茨開發(fā)和優(yōu)化出一個新的泵式渦輪機，設計過程對所有組件進行了仔細的數(shù)據(jù)分析，并通過對流動模擬的現(xiàn)代工具手段對組件的相互作用進行了透徹的分析，確保了新型液壓工作環(huán)境下對水利系統(tǒng)性能的改進和優(yōu)化設計。 該試驗模型在被用于驗證數(shù)值分析的結(jié)果和配置文件時進行了微調(diào)，桐柏項目系統(tǒng)顯示出良好的運行行為，在一個與試驗模型和其他測量結(jié)果原型實測數(shù)量的比較中，表現(xiàn)出良好的性能，并在設計階段的預測已達到非常好功能效果。該項目的現(xiàn)代設計方法為幾個新的泵式渦輪機的設計和翻新提供了一個良好的反饋，為泵式渦輪機項目的進一步推廣應用奠定了可靠的基礎(chǔ)。 十六、參考文獻 [1] Keck H., G?de E., Pestalozzi J., "Experience with 3DEuler Flow Analysis as a Practical Design Tool", IAHR Symposium 1990, Belgrade [2] Keck H., Drtina P., Sick M., "Numerical Hill Chart Prediction by Means of CFD Stage Simulation for a Complete Francis Turbine", XVIII IAHR Symposium 1996, Valencia [3] Sebestyen A., Jaquet M., Keck H., "CFD-Design Procedure for Runner Replacement of Reversible Pump-Turbines", XIX IAHR Symposium 1998, Belgrade [4] Sallaberger M., Fisler M., Michaud M., Eisele K., Casy M., ?The Design of Francis Turbine Runners by 3D Euler Simulations coupled to a Breeder Genetic Algorithm“, XX IAHR Symposium 2000, Charlotte [5] Bellmann R., Sebestyen A., Wührer W., "Rebuilding Storage Pumps for Geesthacht", Uprating & Refurbishing Hydro Power Plants, 1999 Berlin [6] Sick M., Doerfler P., Sallaberger M., Lohmberg A., Casey M., “CFD Simulation of the Draft Tube Vortex”, XXI IAHR Symposium 2002, Lausanne [7] Sallaberger M., Michaud Ch., Born H., Winkler St., Peron M., “Design and Manufacturing of Francis Runners for Rehabilitation Projects”, HYDRO 2001, Riva del Garda [8] Sallaberger M., Staehle M., Thoma w., Kiedrowski t., Krasicki R., Lewandowski S., “Major Progress in Upgrading of Reversible Pump-Turbines” , HYDRO 2000, Bern [9] Sallaberger M., Sebestyen A., Staehle M., “Upgrading of Large Pump-Turbines”, Waterpower XII 2001, Salt Lake City [10] Keck H., Angehrn R., Sallaberger M., Winkler St., Nowicki P.: “New Technologies in Design and Manufacturing of Large Francis and Pump-Turbine Runners,” Hydro 2002, Kiris, Turkey, 2002 [11] Sallaberger M., Bachmann P., Michaud Ch., Sick M., Doerfler P.: “Modern hydraulic design of large pumpturbines”, The International Journal on Hydropower and Dams, Issue 5, 2003 [12] Sick M., Doerfler P., Michler W., Sallaberger M.: “Investigation of the draft tube vortex in a pumpturbine”, XXII IAHR Symposium 2004, Stockholm [13] Sick M., Doerfler P., Sallaberger M.: “Part-load instabilities in Francis turbines and pump-turbines”, Hydro 2004, Porto.