「科普一下」水泵水轮机甩负荷过程中声场流引起的噪声辐射有何特点？-产品设计-韩韩H5开发

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抽水蓄能电站装置的运行稳定性一直是行业当前研究的热点和难点题，而装置切换过程是影响稳定运行的重要因素。

水泵水轮机在过渡过程中运行时，可以通过将内部复杂流动状态量化为压力脉动现象来反映装置的稳定性，因此对水泵水轮机过渡过程的计算和研究非常重要。

本文对水泵水轮机内压脉动特性及由此产生的流致噪声进行了深入研究，为抽水蓄能装置转换过程中的运行稳定性提供技术指导。

装置长时间运行后，由于磨损，导叶关闭时相邻导叶体不能完全贴合接触。数值模拟方法已成为研究水泵减载过程的主要手段。涡轮。

本文以水泵和水车的减载过程为研究对象，采用CFD数值模拟方法对流场压力脉动特性进行分析。

利用流场对叶片表面压力脉动信号进行数值计算，将其作为声场流致噪声的计算源，进一步研究声场噪声辐射和方向性分布。

—声场监测与计算—

如图1a所示，为后倾三维模型，有进水管、有11个固定导叶的导叶域、有22个导叶的活动导叶域、有7个叶片和1个导叶的转轮域。出口管。

采用六面体结构的网格划分整个流道，所有叶片区域均采用O-Block结构，ICEM中生成五组非结构化网格。

网格独立性测试表明，当网格总数超过1200万时，获得的水头变化小于0.45。为了详细捕捉相关量的变化，最终将网格总数划分为1400万个。

其中，引导域网格数为500万个，动导叶域网格数为395万个，转轮域网格数为373万个。图1b显示了部分区域网格图。

DES模型是雷诺时均N-S方程模型的修改，可以转换为亚网格尺度公式，用于大规模涡流模拟计算的足够细粒度的域。

然而，靠近边界的区域和湍流长度尺度小于最大网格尺寸的区域的处理方式与RANS模型相同。

因此，与LES模型相比，DES模型需要较少的计算量来求解和计算湍流，但可以比RANS模型或其他湍流模型更准确地捕获流场的细节。

DES湍流模型的具体控制方程已成功应用于一系列工程实例，结果表明该模型在模拟盆地临界分离方面比其他模型更准确。

因此，本文在计算中采用解耦涡模拟湍流模型，并利用商用软件ANSYSCFX161对水泵水轮机的减载过程进行数值模拟。

进水管入口设置为全压，出水管出口设置为开口，流道壁设置为防滑壁，不同流道部件之间设置接口。

在动态和静态流动分量之间，稳态计算建立静止转子接口，瞬态计算建立瞬态动态和静态接口。

时间步长采用二阶隐式离散化，步长对应转轮旋转1度，每步最大循环计算次数为5次，关键变量收敛级别为5阶。

图2a所示为试验台结构，该模型是为了水力力学性能验证和瞬态性能测试而设计的，考虑到流体的弱压缩性，可以看出计算结果与实验值较为吻合。

扬程计算值与实验值吻合较好，设计工况附近误差约为02，部分载荷工况下误差小于33。

这说明本文的计算模型和方法能够较为准确地预测水泵水轮机的外特性，为下一步水泵水轮机内压脉动特性的研究提供了依据。

导叶的运动遵循图3所示的闭合规律。这里，EF和GH为二次函数段，FG为一次函数段，横坐标表示相对时间，纵坐标表示相对导叶开度。

水泵水轮机减载过程中，导叶的运动引起网格扭曲变形，网格正交性降低降低了数值模拟的可靠性。负网格会导致错误并停止计算。

如果通过重新绘制网格来解决上述题，则导叶的运动会变得间歇性，与电厂的实际情况不符。

因此，本文基于网格墙滑动技术，任意时刻的网格质量均达到初始网格质量的60%以上，以保证整个计算过程中数值模拟的可靠性。

为了更好地获取水泵水轮机各个位置的压力脉动信息，本文在模型中设置了相应的监测点，部分监测点的位置如图4所示。

它采集压力信号来分析流场的压力脉动特性，并作为声源研究声场中流动引起的噪声。

声学边界元法能够很好地进行基于波动方程的复杂腔体声场的数值计算，在求解低频噪声时具有明显的优势，在实际运行过程中，水泵水轮机的声学计算空间为完全关闭。

因此，本文采用计算流体动力学和计算声学相结合的间接声学边界元法对噪声进行数值计算。

对离散形式、湍流模型和边界条件的要求较低。间接法本质上是Lighthill声学推理法，其控制方程如下

图5a为采用单位长度10mm不规则网格划分的壳体网格，网格总数为105万个，材质为灰口铸铁HT200，密度0=7200kg/m3。

内部声场介质为水，密度r水=1000kg/m3，声波传播速度为1500m/s，参考声压为110-6Pa，外部声场介质为空气，密度r空气=1225kg/m3，声波传播速度为340m/s。

由于声音的传播是有方向性的，如果声场监测点组相对于声源的位置和距离不同，测得的噪声频谱也会发生变化。

为了研究水泵水轮机流致噪声的方向性、分布和辐射水平，分别以XY平面内的圆心作为转轮旋转中心。

在YZ和Z轴上均设有监测点，点间距为10，监测点用于采集声场信号。

—流场分析—

为了定量分析通过数值模拟计算出的压力信号，定义压力系数CP如下，以表征压力脉动特性。

图6为导叶关闭过程中可动导叶区域入口面监测点GVI1、GVI8、GVI15处压力脉动变化情况，可见各监测点压力系数有有一定的变化。这是一种趋势，而且几乎是一样的。脉动幅度范围。

随着导叶不断关闭，喉部直径逐渐减小，正常流通面积减小，致使部分水流被挡在导叶前方而无法通过。

大量流体在前导叶区域和动导叶区域之间积聚，因此无叶片区域的压力值趋于增大，压力脉动幅值随时间的推移而减小。

图6b是图6a在相对时间间隔Tf=098~1处的放大窗口。各监测点压力脉动幅值范围的偏差意味着接近导叶关闭点时，导叶上的流动与导叶入口前方的自由空间不对称。

与导叶入口处的压力变化趋势不同，活动导叶出口处的压力随时间的推移而减小，压力脉动幅值范围在Tf=08之前呈现收缩的趋势。

在最后20个导叶关闭阶段，振幅范围继续增加。

如图6、图7所示，导叶出口压力系数脉动幅度范围为相应导叶入口压力系数的2倍以上。

主要原因是转轮的旋转使无叶片区域的水流具有圆周速度，而活动导叶与转轮之间的强烈动态干涉影响了流型。

另外，导叶出口处的压力信号具有明显的周期性。

图7b是图7a中Tf=098到Tf=1区间的放大图，与图6b不同的是，各监测点的压力脉动幅值在同一范围内，垂直实线段代表压力。监测点GVO1的循环特性。

图8为无叶区域的压力脉动谱图，可以看出，两个无叶区域的压力功率谱密度的主频位置均位于叶片频率St=0051和St=1处。

另外，各监测点叶片频率对应的谱幅值均明显高于其他频率对应的谱值，说明叶片频率对应的声场能量在流动中起主导作用。感应噪声频谱。

因此，本文在计算水泵水轮机流致噪声时，主要讨论叶片频率及其倍频。

导叶出口处的谱值是入口处的10倍以上，说明动、动态干扰的影响，因为活动导叶入口处的流型主要受动、静态干扰的影响。对流场的干扰比动、静态干扰要强。

转轮出口处的流态较为复杂，监测点压力系数变化趋势可分为三个阶段。在导叶关闭之前，模型内部的流场在50步内相对稳定。

由于流量减小，尾水管内壁面B周围逐渐形成空腔环，转轮出口压力系数趋于增大。

当Tf=067时，内壁面B附近出现逆流，旋转方向与转轮方向相反，尾水管流路分为三个区域。

同时，背回流区域向尾水管外壁面（A）扩展，并在Tf=08时消失在尾水管空腔区域。

此阶段，由于尾水管内存在两个反旋壁涡区，监测点DT1、DT2、DT3处的压力脉动加强且振幅较大，表现出非常不稳定的脉动特性。

由于末级导叶关闭时流入量较小，回流面积扩大，占据尾水管流道的三分之二。

为了更清楚地观察尾水管入口监测点的压力脉动，图10b是图10a中Tf=098至Tf=1区间的放大图。

—叶片噪音辐射—

由于液压机流量引起的噪声的方向性分布趋势在各个方向上基本相同，并且该趋势不随流量变化而变化，因此选择XY平面进行外部噪声分析，并分析噪声的方向性分布。研究了一级至叶片频率的辐射。

从图11a可以看出，叶片表面偶极子源对应的声场云图具有明显的类似“无穷远”的方向形状。

并且在各个叶片频率下，声压分布在XY平面上表现出明显的对称性，上述指向性分布的对称性证明了叶片噪声辐射具有明显的偶极子特征。

图11a为05QBEP处第一叶片频率声压云图，可见声压扩散形状与模型结构有关，声压分布在近似轴流方向和法线方向上对称衰减。近似轴流。

综合分析图11b、11c、11d不同流速下模型外声场在第一、二、三叶频率处的方向分布。

可以看出，声压最小值位于0和180附近，最大值位于90附近，最大值位置靠近尾水管。

主要原因是，一方面，尾水管内的水流具有恒定的圆周速度，受到转轮旋转的影响，产生涡流。尾水管内的水流不足以补充空间，加剧了涡流的形成。

图8b为第一叶频的辐射水平，其声压值明显高于第二、第三叶频的辐射水平。

分析原因，可能是壳体结构的特定固有频率与初级叶片频率接近，引起流体与壳体之间的共振，导致噪声辐射水平较高。

次级叶片频率下的噪声发射水平如图11c所示。二次叶片频率下不同流量下外部声场的方向分布对应于尾水管内流场的变化。

经历了流量从QBEP减小到06QBEP时，次叶频率声压级随流量减小而减小的3个阶段，当流量大于05QBEP时，声压幅值变化不大。QBEP的声压级为06QBEP。

当流量为06QBEP时，声场分布在XY平面上接近圆形。这表明此时外场噪声向不同方向辐射。

一、法兰设计计算式，垫片系数m，比压力y分别表示什么意义？

垫片系数无意义，可按标准选取。具体压力更为重要。这意味着当施加在垫片上的压力达到该值时，垫片就能有效密封。这涉及计算螺栓的数量和尺寸。以及相关的法兰厚度。

二、润滑油，温度，压力的关系？

润滑油的粘度随着温度的变化而发生显着变化。粘度随温度的变化越小，油的质量越高。粘度随着压力的增加而增加，但对于润滑剂来说，在低压下变化很小并且可以忽略不计。在高压下，影响更大且不可忽视，特别是在弹流润滑中。实验研究表明，油的粘度随压力和温度的变化而变化，可用下式表示T0——试验温度和室温eta和eta0——试验压力和温度下的粘度以及大气压下的粘度a——粘度压力系数p——试验压力