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摘要：本文以某高水头电站为研究对象，采用数值模拟方法研究了漏水量和顶盖压力分布。分析结果表明水轮机采用适当的止漏环间隙值、装设适当数目的减压排水管和泵板，可以起到减小漏水量、顶盖压力和转轮轴向水推力的效果。
关键词：间隙流道；漏水量；轴向水推力；数值模拟
0 引言
混流式水轮机的应用最为广泛，这种机组形式具有结构紧凑，运行可靠，能适应很宽的水头范围以及满载时效率高等优点。但是国内外许多电站在投产运行后出现了不同程度的顶盖压力过高、主轴密封漏水量大和水力振动问题。工程界对于如何降低顶盖压力和减小主轴密封漏水量，主要是采取设置减压结构的方法。减压排水管、泵板、引水板和卸荷孔等是比较常用的结构形式。
本文以某高水头电站为研究对象，使用ANSYS FLUENT商业软件，采用RNG 模型对密封间隙流道和顶盖上腔部分进行数值模拟，得到止漏环处的漏水量和主轴密封处的压力，计算出减压排水管流速，并分析了密封、减压排水管和泵板的减压效果。
1 数值计算方法
本文的计算对象是密封间隙流道和顶盖上腔部分。采用有限体积法在空间上离散控制方程，在时间离散上使用二阶全隐式格式，压力项应用二阶中心差分格式，其他项采用二阶迎风格式，使用SIMPLEC算法实现压力和速度的分离求解。边界条件采用压力进口，压力出口条件[2]。
2 物理模型
以某高水头电站为研究对象，水轮机的参数是额定水头214.5m，最大水头236.0m，转轮直径1600mm，额定转速600r/min，额定流量16.8 m3/s，额定出力33.2MW。原始转轮密封间隙为1.35mm，装设2根Ф80mm减压排水管，泵板为径向式，均布8个。顶盖与转轮上冠间隙流道部分的网格单元数约为825万。新转轮密封间隙为1.0mm，装设4根Ф80mm减压排水管，泵板为斜向式，均布8个。顶盖与转轮上冠间隙流道部分的网格单元数约为880万。
3 压力记录点
为了分析密封、泵板和减压排水管的减压效果，在顶盖与转轮上冠间隙流道部分设置有上止漏环进口（P11）、密封前（P12）、密封中间（P13）、密封后（P14）、中间腔体（P15）和主轴密封处（P16）共6个测点。
4 计算结果与分析
现场试验测得的压力数据作为模拟间隙部分流动时的边界条件。case 1代表额定出力工况，进口压力为1.42MPa，出口压力为0.38MPa。case 2代表空载工况，进口压力为0.95MPa，出口压力为0.26MPa。
4.1 漏水量和主轴密封处压力分析
对间隙流道部分进行数值模拟，可以得到上止漏环处的漏水量，通过计算得到减压排水管的流速。
原始转轮在间隙为1.35mm时的上止漏环处漏水量及减压排水管流速为：case1工况为115.5l/s，11.5m/s；case2工况为90.5l/s，9.0m/s。新转轮在间隙为1.0mm时的上止漏环处漏水量及减压排水管流速为：case1工况为80.6/s，4.0m/s；case2工况为64.4l/s，3.2m/s。
原始转轮在间隙为1.35mm时的主轴密封处测点的压力：case1工况为0.58MPa，case2工况为0.39MPa。新转轮在间隙为1.0mm时的主轴密封处测点的压力：case1工况为0.45MPa，case2工况为0.29MPa。
从以上数据可以看出，新转轮的漏水量较原始转轮的漏水量小，新转轮的减压排水管流速也较小，主要原因是新转轮的止漏环间隙值较小，减压排水管数目增多。新转轮主轴密封处的压力值小于原始转轮主轴密封处的压力值，因此可以预测新转轮主轴密封处的漏水量将会减小。
4.2密封、泵板和減压排水管的减压效果
为了深入分析密封、泵板和减压排水管的减压效果，本文对不同间隙值，不同工况的测点压力值及压力分布进行分析。
原始转轮在间隙为1.35mm时case1工况下的压力为：1.42MPa（P11），1.22MPa（P12），0.92MPa（P13），0.59MPa（P14），0.51MPa（P15），0.51MPa（P16）；case2工况下的压力为：0.95MPa（P11），0.82MPa（P12），0.63MPa（P13），0.41MPa（P14），0.34MPa（P15），0.34MPa（P16）。
新转轮在间隙为1.0mm时case1工况下的压力为：1.42MPa（P11），1.15MPa（P12），0.8MPa（P13），0.41MPa（P14），0.4MPa（P15），0.4MPa（P16）；case2工况下的压力为：0.95MPa（P11），0.77MPa（P12），0.53MPa（P13），0.27MPa（P14），0.26MPa（P15），0.26MPa（P16）。
文献[3]通过理论分析得出有减压板等减压结构时，作用在顶盖上表面减压板区域的压力是均匀的。从以上压力数值的变化趋势可以看出，压力通过密封后呈下降趋势；在泵板上平板区域，顶盖上的压力分布是均匀的。新转轮顶盖上的压力小于原始转轮的顶盖压力。
通过以上分析可以得出，新转轮在采取适当减小止漏环间隙值、增加减压排水管数量和泵板斜向后，上止漏环漏水量会减小，主轴密封处的压力值减小，进而减小主轴密封的漏水量；新转轮顶盖上的压力小于原始转轮的顶盖压力，进而降低转轮的轴向水推力。
5 结论
（1）减小止漏环间隙值，增加减压排水管数目和泵板斜向后，转轮的上止漏环漏水量减小，主轴密封处的压力值减小，顶盖压力也相应的减小，进而减小主轴密封的漏水量和降低转轮的轴向水推力。
（2）在进行真机设计时，选取适当的止漏环间隙值，装设适当数目的减压排水管和泵板，可以起到较好的减小顶盖压力和减小转轮轴向水推力的效果。
参考文献：
[1] Yakhot V.， Orzag S. A.. Renormalization group analysis of turbulence： basic theory[J]. J. Scient Comput.，1986，1：3-11.
[2] Qian Z. D.， Li W.， Huai W. X.， Wu Y. L.. The effect of runner cone design on pressure oscillation characteristics in a Francis hydraulic turbine[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers， Part A： Journal of Power and Energy， 2012， 226（1）：137-150.
[3] 马震岳，董毓新.水轮发电机组动力学[M].大连：大连理工大学出版社，2003：120-128.
关键词：间隙流道；漏水量；轴向水推力；数值模拟
0 引言
混流式水轮机的应用最为广泛，这种机组形式具有结构紧凑，运行可靠，能适应很宽的水头范围以及满载时效率高等优点。但是国内外许多电站在投产运行后出现了不同程度的顶盖压力过高、主轴密封漏水量大和水力振动问题。工程界对于如何降低顶盖压力和减小主轴密封漏水量，主要是采取设置减压结构的方法。减压排水管、泵板、引水板和卸荷孔等是比较常用的结构形式。
本文以某高水头电站为研究对象，使用ANSYS FLUENT商业软件，采用RNG 模型对密封间隙流道和顶盖上腔部分进行数值模拟，得到止漏环处的漏水量和主轴密封处的压力，计算出减压排水管流速，并分析了密封、减压排水管和泵板的减压效果。
1 数值计算方法
本文的计算对象是密封间隙流道和顶盖上腔部分。采用有限体积法在空间上离散控制方程，在时间离散上使用二阶全隐式格式，压力项应用二阶中心差分格式，其他项采用二阶迎风格式，使用SIMPLEC算法实现压力和速度的分离求解。边界条件采用压力进口，压力出口条件[2]。
2 物理模型
以某高水头电站为研究对象，水轮机的参数是额定水头214.5m，最大水头236.0m，转轮直径1600mm，额定转速600r/min，额定流量16.8 m3/s，额定出力33.2MW。原始转轮密封间隙为1.35mm，装设2根Ф80mm减压排水管，泵板为径向式，均布8个。顶盖与转轮上冠间隙流道部分的网格单元数约为825万。新转轮密封间隙为1.0mm，装设4根Ф80mm减压排水管，泵板为斜向式，均布8个。顶盖与转轮上冠间隙流道部分的网格单元数约为880万。
3 压力记录点
为了分析密封、泵板和减压排水管的减压效果，在顶盖与转轮上冠间隙流道部分设置有上止漏环进口（P11）、密封前（P12）、密封中间（P13）、密封后（P14）、中间腔体（P15）和主轴密封处（P16）共6个测点。
4 计算结果与分析
现场试验测得的压力数据作为模拟间隙部分流动时的边界条件。case 1代表额定出力工况，进口压力为1.42MPa，出口压力为0.38MPa。case 2代表空载工况，进口压力为0.95MPa，出口压力为0.26MPa。
4.1 漏水量和主轴密封处压力分析
对间隙流道部分进行数值模拟，可以得到上止漏环处的漏水量，通过计算得到减压排水管的流速。
原始转轮在间隙为1.35mm时的上止漏环处漏水量及减压排水管流速为：case1工况为115.5l/s，11.5m/s；case2工况为90.5l/s，9.0m/s。新转轮在间隙为1.0mm时的上止漏环处漏水量及减压排水管流速为：case1工况为80.6/s，4.0m/s；case2工况为64.4l/s，3.2m/s。
原始转轮在间隙为1.35mm时的主轴密封处测点的压力：case1工况为0.58MPa，case2工况为0.39MPa。新转轮在间隙为1.0mm时的主轴密封处测点的压力：case1工况为0.45MPa，case2工况为0.29MPa。
从以上数据可以看出，新转轮的漏水量较原始转轮的漏水量小，新转轮的减压排水管流速也较小，主要原因是新转轮的止漏环间隙值较小，减压排水管数目增多。新转轮主轴密封处的压力值小于原始转轮主轴密封处的压力值，因此可以预测新转轮主轴密封处的漏水量将会减小。
4.2密封、泵板和減压排水管的减压效果
为了深入分析密封、泵板和减压排水管的减压效果，本文对不同间隙值，不同工况的测点压力值及压力分布进行分析。
原始转轮在间隙为1.35mm时case1工况下的压力为：1.42MPa（P11），1.22MPa（P12），0.92MPa（P13），0.59MPa（P14），0.51MPa（P15），0.51MPa（P16）；case2工况下的压力为：0.95MPa（P11），0.82MPa（P12），0.63MPa（P13），0.41MPa（P14），0.34MPa（P15），0.34MPa（P16）。
新转轮在间隙为1.0mm时case1工况下的压力为：1.42MPa（P11），1.15MPa（P12），0.8MPa（P13），0.41MPa（P14），0.4MPa（P15），0.4MPa（P16）；case2工况下的压力为：0.95MPa（P11），0.77MPa（P12），0.53MPa（P13），0.27MPa（P14），0.26MPa（P15），0.26MPa（P16）。
文献[3]通过理论分析得出有减压板等减压结构时，作用在顶盖上表面减压板区域的压力是均匀的。从以上压力数值的变化趋势可以看出，压力通过密封后呈下降趋势；在泵板上平板区域，顶盖上的压力分布是均匀的。新转轮顶盖上的压力小于原始转轮的顶盖压力。
通过以上分析可以得出，新转轮在采取适当减小止漏环间隙值、增加减压排水管数量和泵板斜向后，上止漏环漏水量会减小，主轴密封处的压力值减小，进而减小主轴密封的漏水量；新转轮顶盖上的压力小于原始转轮的顶盖压力，进而降低转轮的轴向水推力。
5 结论
（1）减小止漏环间隙值，增加减压排水管数目和泵板斜向后，转轮的上止漏环漏水量减小，主轴密封处的压力值减小，顶盖压力也相应的减小，进而减小主轴密封的漏水量和降低转轮的轴向水推力。
（2）在进行真机设计时，选取适当的止漏环间隙值，装设适当数目的减压排水管和泵板，可以起到较好的减小顶盖压力和减小转轮轴向水推力的效果。
参考文献：
[1] Yakhot V.， Orzag S. A.. Renormalization group analysis of turbulence： basic theory[J]. J. Scient Comput.，1986，1：3-11.
[2] Qian Z. D.， Li W.， Huai W. X.， Wu Y. L.. The effect of runner cone design on pressure oscillation characteristics in a Francis hydraulic turbine[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers， Part A： Journal of Power and Energy， 2012， 226（1）：137-150.
[3] 马震岳，董毓新.水轮发电机组动力学[M].大连：大连理工大学出版社，2003：120-128.