一种改善水轮机偏离最优工况性能的喷水导叶的制作方法

本发明属于机械设计制造领域，尤其属于水轮机设计制造领域，特别涉及一种用于改善水轮机偏离最优工况性能的导叶及流道设计技术。

背景技术：

混流式或径流式水轮机都设有径向式导水机构，导叶轴线均布在与水轮机转轮同心的圆柱面，即导叶轴线分布圆上。现有的水轮机的导叶都由具有直纹面特征的导叶本体和具有上端轴及下端轴的导叶枢轴组成。设计的导叶数量和导叶轴线分布圆直径与水轮机转轮的直径有相对关系。在水轮机运行过程中通过调节和控制导水机构导叶的开度，即导叶出口角来调节进入转轮的流量、及速度矢量方向。

在混流式或径流式水轮机水力设计中，一般是按最优设计工况参数来匹配导叶的出口角与转轮叶片的进口安放角。在电站的实际运行过程中，要根据电站的实际水力参数和电网调度的负荷变化要求来调节控制水轮机的出力，且大多数时间水轮机是在偏离最优工况下运行。因为电网频率要求水轮机的运行转速是不变的，一般靠导水机构调节流量大小来满足负荷变化要求。由于水轮机转轮叶片是固定的，即转轮叶片进口安放角不变，在偏离最优工况运行时，导叶的出口角与转轮叶片的进口安放角不再匹配，从而造成转轮进口流场分布不合理，导致水轮机的水力性能下降、甚至运行不稳定。为加工方便，导叶的出口边多为方头型，易产卡门涡引起压力脉动。在偏离最优工况运行时，使得混流式或径流式水轮机在运行过程中由转轮叶片与导水机构导叶动静干涉产生周期性的高频压力脉动强度增加，再加之在低负荷下在转轮内产生叶道涡，不仅影响机组运行稳定性，而且导致疲劳破坏并缩短水轮机的寿命。

因此，为了提高混流式或径流式水轮机在偏离最优工况运行时的水力性能，需要从改善转轮的进口流场分布要求的角度来设计一种导叶，既满足水轮机流量调节与控制的要求，又能够在偏离最优工况的一定范围内运行时满足导叶出流角与转轮叶片的进口安放角匹配要求。

技术实现要素：

本发明根据现有技术的不足，公开了一种用于改善水轮机偏离最优工况性能的喷水导叶。本发明要解决的问题是提供一种水轮机导叶设计结构，克服混流式或径流式水轮机在偏离最优工况运行时导叶出口角与转轮叶片进口安放角不再匹配，导致水轮机的水力性能下降的缺陷。

本发明通过以下技术方案实现：

改善水轮机偏离最优工况性能的喷水导叶，所述导叶是包括导叶本体和导叶枢轴的活动导叶，导叶枢轴包括上端轴和下端轴，其特征是：导叶本体上有对称于导叶叶型中心线、平行设置的两条喷水槽，上端轴的轴中心有孔并延伸至导叶本体与两条喷水槽可开闭联通。

本发明在现有的水轮机径向式导水机构的导叶结构的基础上，通过在导叶枢轴设计一孔和在导叶本体上设计2条槽形成导叶的喷水流道jet1喷头、jet2喷头。在水轮机偏离最优工况运行时，根据工况参数变化来调节喷头的流量改变喷水速度大小，喷水速度矢量与导水机构导叶间出流速度矢量合成后形成转轮入流速度矢量，该入流速度矢量与转轮叶片进口安放角匹配，以改善转轮的进口流场分布，提高水轮机在偏离最优工况运行时的水力性能，在低于最优工况的流量运行时，喷头jet1喷水增加导水机构出流的圆周速度，相当于沿转轮叶片进口边较为均匀地增加入流角，使得入流与转轮叶片进口冲角减小。在大于最优工况的流量运行时，喷头jet2喷水减小导水机构出流的切向速度，相当于沿转轮叶片进口边减小入流角，使得入流与转轮叶片进口冲角也减小。喷头喷水速度取决于喷水流量的大小，喷水流量通过计算分析确定。喷水槽与过导叶轴心的轴向孔联通组成喷水导叶的流道，通过引入外接压力水源便可实现在导叶出水边喷水功能。在最优工况运行时，通过旋塞轴关闭两个喷头。

本发明喷水流道的轴向孔从上端轴轴中心并延伸至导叶本体，孔的直径为上端轴最小直径的25-30％，孔的深度为导叶上端轴长度和导叶本体高度之和。孔的深度与喷水槽深度相匹配。

本发明喷水槽深度与导叶本体高度相同，从导叶本体孔起贯通导叶本体两侧边；喷水槽横截面为逐渐收缩的流道，以在喷水槽中逐步增速并减少流道中水力损失。喷水槽流道与孔相接处宽度为孔直径的10-15％，流道出口宽度为孔直径的2-3％。

本发明喷水槽在靠近出水边距离L_T处至喷水槽出水边以恒定的出水流道宽度向心过渡与导叶叶型中心线成β度的角，β角取3-5度，L_T取喷水槽长度的的3-8％。

本发明上端轴轴中心孔中设有可旋转360°的旋塞轴，旋塞轴为1/4圆柱体结构，直径为喷水流道的轴向孔的加工直径的下偏差。在最优工况运行时，旋转该旋塞轴关闭两个喷头；在低于最优工况的流量运行时，旋转该旋塞轴关闭喷头jet2；在大于最优工况的流量运行时，旋转该旋塞轴关闭喷头jet1。

本发明导叶本体出水边横截面结构是顶端成90度的、两边为圆弧过渡的斜尖结构，以降低卡门涡的影响。

本发明通过从水轮机蜗壳引入压力水源(也可外接水其他压力水源)，调节引入水的流量和压力来控制导叶出水边喷头喷出水流的速度的大小。喷出水流速度矢量与导水机构出流速度矢量合成后形成转轮的入流速度矢量。根据运行工况通过控制喷出水流速度的大小，尽量减少入流速度矢量与转轮叶片进口边的冲角，以满足与叶片进口安放角匹配关系要求。

通过计算分析和检测，采用本发明的喷水导叶方案后，在75-115％Q_BEP工况范围内运行时，其水轮机的效率明显改善。由水压力脉动在导叶上不稳定力矩脉动幅值大大减小，而且趋于恒定，证明有效降低了压力脉动强度。

本发明有益性，本发明在不改变现有的导水机构结构和导叶外表面的前提下，只根据现有的导叶尺寸大小在导叶内部加工上述由1个孔和2条槽组成的喷水导叶流道，在偏离最优工况运行时可通过喷水改善水轮机的水力性能。本发明的喷水导叶适用于混流式或径流式水轮机的导水机构，对于大型机组其产生的效益更为显著。本发明既可用于新机组，也可用于已有电站的老机组改造。

附图说明

图1是本发明导叶的结构示意图；

图2是现有导叶结构示意图；

图3是本发明导叶的纵剖面A-A示意图；

图4是本发明导叶本体水平截面B-B示意图；

图5是图4的导叶本体截面出口边的局部放大图；

图6是采用本发明喷水导叶后导水机构2D流动示意图；

图7是喷出水流速度矢量与导水机构出流主速度合成形成转轮入流速度3D图；

图8是本发明导叶的喷水槽流道3D示意图；

图9是实例中采用本发明喷水导叶，在小流量Q＝77％Q_BEP工况下，改变喷水速度后转轮叶片进口边(取样轴)的流场的速度变化，其中横坐标是取样轴(以下环与进口边相交处为起点)相对坐标，纵坐标是圆周和轴面速度系数；

图10是实例中采用本发明喷水导叶，在小流量Q＝77％Q_BEP工况下，改变喷水速度后转轮叶片进口边(取样轴)的流场的速度和入流角变化，其中横坐标是取样轴(以下环与进口边相交处为起点)相对坐标，纵坐标是入流角(单位：度)；

图11是实例中采用本发明喷水导叶，在大流量Q＝115％Q_BEP工况下，改变喷水速度后转轮叶片进口边(取样轴)的流场的速度变化，其中横坐标是取样轴(以下环与进口边相交处为起点)相对坐标，纵坐标是圆周和轴面速度系数；

图12是实例中采用本发明喷水导叶，在大流量Q＝115％Q_BEP工况下，改变喷水速度后转轮叶片进口边(取样轴)的流场的速度和入流角变化，其中横坐标是取样轴(以下环与进口边相交处为起点)相对坐标，纵坐标是入流角(单位：度)；

图中，1是导叶本体，2是上端轴，3是下端轴，4是旋塞轴，5是喷头jet1流道，6是喷头jet2流道，7是导叶出水边喷头，8是指导叶的周期性分布，9是固定导叶，10是转轮出流区域，11是活动导叶，12是转轮进水边区域，13固定导叶进流分布示意，14是转轮下环流面，15是转轮上冠流面，16是转轮进口流场分析用取样轴。

Φ_s是导叶上喷水流道的轴向孔的直径，jet1是靠导叶压力面的喷头，jet2是靠导叶吸力面的喷头，b_sj是与轴向孔相接处喷水槽的宽度，b_j表示喷水槽出口的宽度，β表示喷水槽出口与导叶出水边叶型中心线的夹角；

Q表示各工况下水轮机的流量，Q_BEP表示最优工况下水轮机的流量，Q_j表示喷水流道的的流量，V_j是喷头的喷水速度，V_j1是jet1喷头的喷水速度，V_j2是jet2喷头的喷水速度，C_t是转轮进口圆周速度系数，C_m是转轮进口轴面速度系数,h是上端轴长度，h_b是喷水槽的深度。

具体实施方式

下面通过实施例对本发明进行进一步的描述，本实施例只用于对本发明进行进一步的说明，但不能理解为对本发明保护范围的限制，本领域的技术人员可以根据上述本发明的内容作出一些非本质的改进和调整属于本发明保护的范围。

结合图1至图12。

如图1所示，在图2所示的现有径向式导水机构的活动导叶结构的基础上，通过在导叶枢轴的轴心设计一直径Φs的孔和在导叶本体上设计两条槽形成jet1和jet2喷头的流道。在水轮机运行过程中根据工况需要通过旋塞轴来控制两个喷头工作状态。在水轮机偏离最优工况运行时，根据工况参数变化来调节喷头的流量来改变喷水速度大小，喷水速度矢量与导水机构导叶间出流速度矢量合成后形成转轮进口入流速度矢量，使得该入流速度矢量与转轮叶片进口安放角能较好地匹配，在较宽的运行工况范围内都能减小进口冲角。在低于最优工况的流量运行时，喷头jet1喷水增加导水机构出流的圆周速度，相当于沿转轮叶片进口边较为均匀地增加入流角，使得入流与转轮叶片进口冲角减小。在大于最优工况的流量运行时，喷头jet2喷水减小导水机构出流的切向速度，相当于沿转轮叶片进口边减小入流角，使得入流与转轮叶片进口冲角也减小。喷头喷水速度V_j取决于喷水流量Q_j的大小，喷水流量Q_j通过计算分析确定。在最优工况运行时，通过旋塞轴关闭两个喷头。

如图1、3、4、5所示，根据导叶的上端轴部分的最小直径来确定喷水流道的轴向孔直径Φs，Φs一般按导叶上端轴最小直径的25-30％设计，孔的深度为导叶的上端轴长度和本体高度之和。考虑到降低卡门涡的影响，导叶本体出水边的形状设计为斜尖型，改变目前混流式水轮机导水机构导叶多采用方头型结构。在导叶的本体上设计对称于导叶的叶型中心线、平行的2条喷水槽。如图4、5所示，对于径向式导水机构活动导叶本体为直纹面，其叶型中心线是指导叶本体横截面上过导叶枢轴的轴心与出水边中心的连线。喷水槽的深度h_b与导叶本体的高度一致，喷水槽的水平截面为逐渐收缩流道，在与轴向孔相接处宽度为b_sj，梯形过渡到在靠近出水边L_T处宽度为b_j，b_sj一般取10-15％Φs，b_j一般取2-3％Φs。如图5所示，喷水槽在靠近出水边L_T处以宽度为b_j向心过渡与出水边中心线成β角，β角一般取3-6°，L_T取喷水槽长度的3-8％。在轴向孔中设有直径Φs的1/4圆柱体可旋转360°的旋塞轴，用于根据运行工况需要来开关jet1和jet2喷头。喷水槽与过导叶轴心的轴向孔联通组成喷水导叶的流道，通过引入外接压力水源便可实现在导叶出水边喷水功能。通过调节外接水的流量和压力，可控制导叶出水边喷头喷出水流的速度的大小。

针对一模型混流式水轮机计算分析和检测，采用本发明的喷水导叶方案后，在75-115％Q_BEP工况范围内运行时，其水轮机的效率明显改善。由水压力脉动在导叶上不稳定力矩脉动幅值大大减小，而且趋于恒定，证明有效降低了压力脉动强度。

下面以一具体实例进行说明。

本例为一比转速n_s＝295的模型混流式水轮机，主要设计参数：转轮直径D1＝Φ400mm，转轮叶片数Z_b＝13；活动导叶为对称型，导叶数Z_v＝24，活动导叶分布圆直径D0＝Φ478.6mm，导叶本体截面的叶型弦长L＝73.1mm，在最优工况下活动导叶的出口安放角α＝25°；固定导叶数Zs＝24,固定导叶分布圆直径Φ615mm，固定导叶出口圆直径Φ550mm；在最优工况下的水力参数及性能如下：流量Q_BEP＝0.372m3/s，水头H＝5.98m，转速n＝500rpm，效率η＝92％。

如图1、2、3、4、5和8所示，不改变原模型混流式水轮机导叶的外表面形状和尺寸，在导叶的上端轴和本体部分上钻直径Φs＝7mm的轴向孔，喷水槽与轴向孔相接处宽度取b_sj＝1mm,梯形过渡到在靠近出水边L_T＝3.2mm处宽度b_j＝0.2mm。喷水槽在靠近出水边L_T＝3.2mm处以宽度b_j＝0.2mm向心过渡与导叶叶型中心线成β＝5°角，喷水槽的深度h_b＝120mm。如图5所示，喷水槽与过导叶轴心的孔联通组成喷水流道，形成jet1和jet2喷头。通过引入外接压力水源便可实现在导叶出水边喷水功能。在孔中设有直径Φs＝7mm可旋转360°的1/4圆柱体旋塞轴，用于根据运行工况需要来旋转开关jet1、jet2喷头。

通过调节引入流量Q_j便可改变喷头的喷水速度V_j。经计算分析和试验，当引入流量Q_j＝3％Q(运行工况的流量)时，每个喷头单独工作时的喷水速度可达V_j＝17m/s，平均可以改变转轮进口边的入流角±5度，也就是可减少进口冲角±5度，入流角的方向由转轮进口速度三角形确定。

根据运行工况确定选择jet1或jet2喷水，在最优工况运行时jet1和jet2全部关闭。如图9、10所示，在小流量Q＝77％Q_BEP工况下，由jet1喷水(jet2关闭)，喷水使得转轮进口处的流场的周向速度增加，而轴面流速几乎不受影响。当喷水速度V_j＝9、12、15m/s，对应分别增加转轮入流角2°、3°、4°；如图11、12所示，在大流量Q＝115％Q_BEP工况下，由jet2喷水(jet1关闭)，喷水使得转轮进口处的流场的周向速度减小，而轴面流速受到影响，减小转轮入流角与喷水速度V_j的关系不是线性关系，沿转轮叶片进口边不太均匀。试验分析表明：在小流量Q＝77％Q_BEP工况下，增加转轮入流角3°(相当于减少进口冲角3°)，水轮机效率提高4％；在大流量Q＝115％Q_BEP工况下，减小转轮入流角近似3°(相当于减少进口冲角3°)，水轮机效率提高2％；如图10、12所示，在小流量工况喷水速度V_j1＝12m/s，增加转轮入流角3°，大流量工况喷水速度V_j2＝15m/s，减小转轮入流角3°。值得注意的是该提高效率的部分还未减掉由于引入流量Q_j所需要的功率。计算引入喷水流量，在小流量工况喷水速度V_j1＝12m/s(Q_j＝2.4％Q)，减掉所需要的功率，水轮机效率约提高1.5％。对大型水轮机，考虑到尺寸效应，其水轮机效率提高会大大地超过2％，更重要的是在较大运行范围内改变在偏离最优工况运行时转轮与导水机构之间的无叶区流场分布，降低了压力脉动强度，提高了机组运行稳定性。