高水头抽水蓄能机组减振降噪评估及工程实践

管子武，冷在军，陈 舰，何启源，梁权伟

（东方电气集团东方电机有限公司，四川省德阳市 618000）

0 引言

近年来，抽水蓄能技术在我国得到了飞速发展，一大批高（超高）水头抽水蓄能电站相继开工建设和运行。然而，随着抽水蓄能电站井喷式的发展，一些问题也逐渐暴露出来，最具代表的是机组振动和噪声超标问题。

黑麋峰抽水蓄能电站运行时机组振动严重，无叶区压力脉动超出规定安全值，转轮产生多条裂纹，最后采取更换转轮的方式解决该问题[1]。张河湾抽水蓄能电站自投运以来，机组在发电工况运行时，厂房内一直存在强烈的噪声，厂房楼板、立柱、楼梯等构件的振动比较强烈，振动和噪声随着负荷增大而增强。通过对机组振动和压力脉动测试，发现在额定转速下振动主频为100Hz，即2 倍叶片通过频率，厂房部分结构也存在接近100Hz 的自振频率，易形成共振风险。最终，张河湾抽水蓄能电站通过更换转轮解决振动问题[2-4]。此外，国内蒲石河、溧阳、白山、惠州等抽水蓄能电站也均存在不同程度的振动和噪声问题[5-10]。

振动和噪声问题一方面严重影响机组安全稳定运行，另一方面对环境造成噪声污染，影响电站运行人员的身心健康。因此，机组设备制造厂家需采取措施，解决机组振动和噪声问题，保证机组安全稳定运行。东方电机在某高水头抽水蓄能机组（该机组叶片数为9，活动导叶数为20，额定转速为428.6r/min）调试过程中，也发现了顶盖振动严重和噪声超标等问题，下文将对该问题及东方电机为该电站减振降噪所开展的相关工作进行介绍。

1 振动和噪声情况及分析

1.1 现场实测数据

该高水头抽水蓄能机组出现振动和噪声超标现象一般出现在额定及以下水头大负荷工况。下文将以额定水头的顶盖振动为例进行介绍。

（1）顶盖振动。

从图1 可以看出，顶盖垂直振动随出力增加呈先减后增的趋势，在40%～80%Pr负荷振动小，100%Pr负荷振动大。通过频谱分析，发现振动的优势主频为128.5Hz（占比达95%以上），即18 倍转频（2 倍叶片通过频率）。

图1 顶盖振动随出力变化

（2）噪声情况。

在水车室和尾水门处安装的噪声探头测试噪声，测试显示噪声的优势主频也为128.5Hz，即2 倍转轮叶片通过频率。通过手持式噪声计分贝值测试，在水车室内和尾水门处1m 远测得声压分贝。在额定出力下，水车室的dB 值在103 ～105.5dB 之间，尾水门在94.7 ～98.8dB 之间，即水车室的噪声明显高于尾水门的噪声。此外，额定水头75%Pr的噪声低于额定工况的噪声，且人体感觉相对较好。

1.2 分析

机组振动和噪声一般由流道内的压力脉动产生。现场实测数据显示，无叶区压力脉动幅值较大，且随水头降低而增加。图2 显示的是额定水头蜗壳、无叶区和尾水管压力脉动峰峰值随出力变化趋势。从中可以看出，压力脉动峰峰值随出力增加先减小后增加，额定出力大于75%负荷。这个变化趋势与顶盖垂直振动趋势相同。

图2 蜗壳、无叶区和尾水管压力脉动峰峰值随出力变化情况Figure 2 The peak to peak amplitudes of pressure fluctuation in the spiral casing，vaneless zone and draft tube vary with unit output

图3 显示的是75%负荷和100%负荷无叶区压力脉动频谱特征。从中可以看出，无叶区压力脉动第一主频为18 倍频，即2 倍叶片通过频率。这与顶盖振动频率和噪声的频率特征相同。

图3 75%和100%额定出力下，无叶区压力脉动频谱特征Figure 3 The spectra of pressure pulsation in the vaneless zone under 75% and 100% rated output conditions

由此可以初步判断，该抽水蓄能电站振动和噪声问题是由无叶区压力脉动引起的，而无叶区压力脉动主要受动静干涉影响。所谓动静干涉，即在水轮机工况下，转轮叶片周期性切割活动导叶尾流，叶片头部势流与切割引起的流场扰动间相互作用，产生较大的压力脉动现象。

1.3 转轮修型

由上文分析可知，该抽水蓄能电站的振动和噪声问题由无叶区压力脉动产生，或由动静干涉效应引起。因此，解决或改善该电站振动和噪声问题的思路即减弱动静干涉效应。动静干涉效应与导叶数和转轮叶片数关系密切，也与两者的空间位置、导叶和转轮叶片的形状也有关系。在成本最低的条件下改善该电站振动和噪声问题的方法即为转轮修型，或转轮叶片头部修型。本文的转轮修型是对叶片头部进行处理，增加叶片头部与活动导叶之间的距离，最终修型方案见图4（中间截面）。

图4 转轮修型前后对比（蓝线为修型前，粉红线为修型后）Figure 4 Blade profile comparison between original（blue line）and modified runner（pink line）

2 数值预测方法简介

转轮修型对无叶区压力脉动能够降低多少？对机组顶盖振动和噪声能够改善多少？叶片修型能否达到预期效果？为回答这些问题，需对转轮修型后的压力脉动进行预测，通过与修型前压力脉动对比，定性甚至定量评估压力脉动降低程度，进而评估振动和噪声的改善程度。

目前，对真机的压力脉动预测存在一定的困难。模型试验的压力脉动幅值与真机没有比拟关系。因此，预测真机压力脉动的途径只有数值计算。但传统的基于不可压缩流体的数值计算方法得到的压力脉动结果与模型试验和真机都有很大的误差，无法评估转轮修型效果。基于此，本文将采用考虑水体可压缩性的计算方法来预测修型转轮的压力脉动水平。

2.1 计算方法简介

基于水体可压缩性的数值计算方法在很多文献都有所提及[11-14]。这种计算方法得到的结果，更接近实际测量结果。下文将对可压缩计算方法进行简单介绍。

在等熵条件下，声速为：

对公式进行一阶近似，即可得到水体可压缩性的表达式：

式中：ρ——水的密度；

ρ0——水的参考密度；

P0——参考压强；

u——水的声速。

将上式植入CFX 软件，便可开展相关计算。

2.2 计算模型

本文的计算是在真机尺度下进行的，其三维模型如图5所示，包括蜗壳、固定导叶、活动导叶、转轮和尾水管等5 个过流部件。无叶区压力脉动监测点Vx+、Vy+、Vx-和Vy-均匀布置在与真机压力脉动测点相同的4 个位置，如图5所示。

图5 水泵水轮机真机计算物理模型及无叶区压力测点Figure 5 Numerical model of the pump turbine and pressure monitors in the vaneless zone

2.3 计算设置

采用总压进口和opening 出口作为水轮机工况的进出口边界条件；活动导叶与转轮、转轮与尾水管之间的动静交界面采用transient rotor stator 模式；壁面采用无滑移边界条件；使用SST 湍流模型；将同一工况定常计算稳定后的结果作为非定常计算的初始流场。

为了定性评估振动和噪声改善程度，本文计算工况点选为额定水头75%Pr和100%Pr两个工况。

计算方法验证和确认见作者文献[15]的数值方法部分。

3 减振降噪效果评估

3.1 转轮修型前后压力脉动对比

图6 和7 显示的是原转轮和修型转轮三个周期内压力脉动对比情况，从中可以看出，修型转轮的压力脉动幅值降低非常多。

图6 75%Pr 工况原转轮与修型转轮对比（时域）Figure 6 Time history of pressure fluctuation，comparison between original and modified runner under 75%Pr output condition

图8 和图9 显示的分别是75%Pr和100%Pr两个工况原转轮和修型转轮无叶区压力脉动峰峰值、18 倍和9 倍转频分频幅值的对比情况。从中可以看出，修型转轮无叶区压力脉动第一主频也为18 倍转频，与原转轮一样，即对转轮叶片头部修型，并未改变第一主频特征。

图8 75%Pr 工况原转轮与修型转轮幅值对比Figure 8 Amplitude comparisons between original and modified runner under 75%Pr output condition

图9 100%Pr 工况原转轮与修型转轮幅值对比Figure 9 Amplitude comparisons between original and modified runner under 100%Pr output condition

从图8 可以明显看到，75%Pr工况下，修型转轮的压力脉动幅值降低非常明显。原转轮压力脉动峰峰值的计算结果为14.29%，修型转轮为8.68%，下降约为39%；原转轮18倍转频的分频幅值为5.61%，修型转轮为3.03%，其幅值约降低46%。

由图9 可知，100%Pr工况下，修型转轮的压力脉动显著降低。原转轮压力脉动峰峰值为17.53%，修型转轮为11.6%，只有原转轮的66%，下降非常明显；原转轮的18 倍频的分频幅值为6.99%，而修型转轮仅有原转轮的60%，降低也非常明显。修型转轮第一主频18 倍转频的分频幅值为4.12%，相比原转轮降低40%。

通过评估，初步判断转轮修型方案对无叶区压力脉动降低程度在40%～50%之间。

3.2 减振降噪效果评估

为定性评估转轮修型减振降噪的效果，本文对比了修型转轮100%Pr工况与原转轮75%Pr工况压力脉动幅值（见图10）。通过对比可以发现，修型方案在100%Pr工况下无叶区的压力脉动18 倍转频分频幅值、峰峰值和9 倍转频分频幅值均比原转轮75%Pr工况小。这说明，修型转轮在额定负荷顶盖振动和噪声比原转轮75%Pr的小，即修型方案能够有效改善该抽水蓄能电站的振动和噪声问题。

图10 修型转轮100%Pr 工况与原转轮75%Pr工况压力脉动幅值对比Figure 10 Amplitude comparisons between modified runner under 100%Pr output condition and original runner under 75%Pr output condition

4 改造效果

根据业主要求，电站对其中一台机组进行转轮修型改造。改造后东方电机测试人员根据要求和电站实际运行条件，进行相关现场试验。

4.1 无叶区压力脉动对比

图11 显示了改造机组在额定出力下，改造前后无叶区压力脉动现场试验结果的对比。从中可以看出，改造后无叶区压力脉动混频幅值下降明显。图12 显示的是改造前后无叶区压力脉动峰峰值随出力变化情况（改造后的数据为水头H*的数据）。

图11 电站检修前后机组额度出力下无叶区压力脉动峰峰值对比

图12 检修前后无叶区压力脉动随机组出力变化规律Figure 12 Pressure peak to peak amplitudes in the vaneless zone vary with output before and after unit refurbishment

图13 显示的是改造前后压力脉动幅值下降幅度与数值计算对比情况。从中可以看出，数值预测结果与现场实测数据十分吻合。

图13 检修后无叶区压力脉动降低程度与数值计算对比Figure 13 Comparisons of amplitude reduction in the vaneless zone between numerical prediction and experimental results after unit refurbishment

4.2 机组振动和噪声对比

图14 显示的是额定出力下，改造前后机组顶盖振动对比情况，从中可以看出，修型之后顶盖振动明显下降。同一水头下，顶盖垂直振动降低约0.5mm/s，水平振动降低约0.9mm/s。水车室的噪声也相应降低，下降了约6dB。因此，转轮修型效果十分明显。

图14 转轮修型前后顶盖振动幅值对比Figure 14 Comparisons of head cover vibration between before and after unit refurbishment

图15 转轮修型前后水车室噪声对比Figure 15 Comparison of turbine pit noise between before and after unit refurbishment

5 结论

本文针对某抽蓄电站水泵水轮机运行时产生振动和噪声问题，采用可压缩方法对水泵水轮机真机进行数值计算。通过对比转轮修型后无叶区压力脉动的幅值，评估机组振动噪声改善程度，得到以下结论：

（1）可压缩计算方法能较为准确预测真机无叶区的压力脉动特性，特别是18 倍转频。合理预测无叶区压力脉动的降低幅度，可压缩计算值与现场实测结果非常接近。

（2）通过对比转轮修型前后压力脉动幅值和18 倍转频分频幅值，预测了转轮修型方案对无叶区压力脉动的降低程度，定性评估修型方案的减振降噪效果，并得到现场实测数据的佐证。