潮流能水輪機葉輪壓力脈動特性分析

陳正壽，張國輝，趙宗文，程枳寧，鄭 武

(1.浙江海洋大學 船舶與海洋工程學院，浙江 舟山 316022；2.大連理工大學 海岸和近海工程國家重點實驗室，遼寧 大連116023；3.浙江歐華造船股份有限公司，浙江 舟山 316101；4.太平洋海洋工程(舟山)有限公司，浙江 舟山 316057)

潮流能水輪機葉輪壓力脈動特性分析

陳正壽1,2，張國輝1,3，趙宗文1，程枳寧1，鄭 武4

(1.浙江海洋大學 船舶與海洋工程學院，浙江 舟山 316022；2.大連理工大學 海岸和近海工程國家重點實驗室，遼寧 大連116023；3.浙江歐華造船股份有限公司，浙江 舟山 316101；4.太平洋海洋工程(舟山)有限公司，浙江 舟山 316057)

潮流能水輪機周圍流場的壓力脈動是影響水輪機運行穩(wěn)定性的關(guān)鍵因素之一。基于CFD單、雙向流固耦合方法和滑移網(wǎng)格技術(shù)，對水平軸潮流能水輪機葉輪實施了三維數(shù)值模擬。通過分析水輪機周圍流場的非定常流動，得到了三種不同工況下葉輪的應(yīng)變特征、各監(jiān)測點的水壓力脈動和頻域振動特性。計算結(jié)果顯示:雙向流固耦合計算得到的最大變形量與最大應(yīng)力值均較單向流固耦合時略大，隨著水流速度的增加，葉輪葉片的應(yīng)變量增幅與有效應(yīng)力增幅逐漸降低；水輪機的壓力脈動幅值由葉尖到葉根基本呈遞減趨勢；水輪機壓力脈動的主頻率集中在相應(yīng)工況的葉頻附近，且水輪機葉片背面的壓力脈動比正面的波動程度要劇烈。

潮流能；水輪機；流固耦合；壓力脈動

水輪機轉(zhuǎn)輪葉片是水輪機運行時的關(guān)鍵部件，葉片長時間受水流沖擊，將引發(fā)結(jié)構(gòu)的水彈性振動，可能會出現(xiàn)不同程度的裂紋破壞[1]。大量研究表明，激振力引發(fā)的結(jié)構(gòu)共振所產(chǎn)生的動載荷作用是導致葉片裂紋的主要原因之一[2-3]。到目前為止，理論計算對于復雜水輪機周圍的流場流動與水輪機自身的結(jié)構(gòu)研究方面還不完善，只有實驗研究與數(shù)值計算兩種研究方式比較理想。數(shù)值計算利用CFD(Computational Fluid Dynamics)和CSD(Computational Structural Dynamics)相結(jié)合的方式對水輪機進行流固耦合研究，是分析水輪機壓力脈動的有效方法。潮流能水輪機的流固耦合問題主要指水輪機在水下運轉(zhuǎn)時，其整體結(jié)構(gòu)(特別是葉輪部分)會持續(xù)受到水流沖擊作用，激振力導致水輪機結(jié)構(gòu)產(chǎn)生變形，變形嚴重時會產(chǎn)生結(jié)構(gòu)破壞，同時旋轉(zhuǎn)的葉輪帶動其周圍流體運動，導致周圍流體質(zhì)量分布的改變，也會影響水輪機的正常工作。肖若富等[4]對水輪機轉(zhuǎn)輪研究后發(fā)現(xiàn)，基于單、雙向流固耦合方法分析下，兩者最大應(yīng)力點的位置與大小基本相同，應(yīng)力與位移分布趨勢大致相同。張立翔等[5]利用雙向流固耦合方法在非定常流中對混流式水輪機葉片進行仿真計算，發(fā)現(xiàn)葉片的流激振動與實驗結(jié)果吻合。金連根等[6]提出流體域、固體域在相同節(jié)點處雙向流固耦合都大于單向流固耦合計算值。

本文以雙轉(zhuǎn)子懸浮式水平軸水輪機的葉輪為研究對象，基于單、雙向流固耦合方法，對水平軸潮流能水輪機的葉輪實施三維數(shù)值模擬，以研究水輪機周圍流場的非定常流動，得出在三種不同工況下水輪機葉輪的應(yīng)變特征、各監(jiān)測點的水壓力脈動特性和頻域振動特性。懸浮式潮流能水輪機運行時其葉輪上的壓力脈動較為復雜，葉片主要受水流的激振力作用，非穩(wěn)態(tài)的水流沖擊力是激振力的主要來源，葉片在其作用下會發(fā)生振動，當振動的頻率與葉片的固有頻率相近時，會產(chǎn)生結(jié)構(gòu)共振，誘發(fā)葉片裂紋破壞，影響水輪機的正常工作。

1 水輪機模型的建立

本文相關(guān)的數(shù)值仿真工作是基于本文作者提出的一種懸浮式水平軸潮流能水輪機，其結(jié)構(gòu)分為三個部分：水輪機、錨泊系統(tǒng)與浮體[7-8]。如圖1所示，該水輪機是雙轉(zhuǎn)子水平軸水輪機結(jié)構(gòu)，兩轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)方向不同，葉片數(shù)為5，采用NACA63215翼型，葉片采用Q235B結(jié)構(gòu)鋼[9-10]，同時此材料與初期實驗?zāi)Ｐ退x材料相同；上、下有一大一小兩平衡翼結(jié)構(gòu)，與導流罩一樣也采用中空薄壁結(jié)構(gòu)，這樣不僅可以增強水輪機的抗傾覆能力，還可與導流罩一起為水輪機提供浮力，兩結(jié)構(gòu)提供的浮力可以使水輪機懸浮于水中。經(jīng)模型試驗與數(shù)值仿真發(fā)現(xiàn)，該水輪機設(shè)計方案在靜水到設(shè)計最大流速，以至更高流速范圍內(nèi)均可以工作姿態(tài)懸浮于水中，由于其特殊的空心導流罩和上下水翼結(jié)構(gòu)，可保證其在各種流速下均不發(fā)生傾覆，并可隨海流方向自適應(yīng)調(diào)整姿態(tài)；4根鋼質(zhì)錨系纜繩分別系于上、下水翼支架的前緣，另一端系于固定在海底的萬向接頭；Doherty等[11]對水輪機發(fā)電機組縱、橫向布設(shè)優(yōu)化方案的研究發(fā)現(xiàn)，水平軸水輪機橫向間距約為2D時比間距更小的機組更具有優(yōu)勢。經(jīng)本文作者前期的數(shù)值仿真研究發(fā)現(xiàn)，由于每個葉輪采用獨立的導流罩設(shè)計方案，相鄰葉輪之間的尾流干擾會更小。實際模型加工時為了保證足夠的結(jié)構(gòu)強度安全余量，兩導流罩中心軸的間距采用1.8D，葉輪直徑D=0.6 m。

圖1 懸浮式水平軸潮流能水輪機結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Sketch of the axial-flow turbine

本文以舟山海域?qū)嶋H流速作為參考，流速取1.0～3.0 m/s進行研究[12]，并通過定義水輪機的尖速比(λ=Dω/V)來確定流速與角速度的關(guān)系，水輪機的整體參數(shù)如表1所示。

表1 水輪機整體參數(shù)Tab.1 Parameters of the turbines

2 計算模型建立

2.1強度計算方法

葉輪結(jié)構(gòu)靜力學有限元方程為

[K]{u}={F}

(1)

式中:[K]為整體剛度矩陣;{u}為位移矢量;{F}為靜力載荷。

葉輪結(jié)構(gòu)動力學有限元方程為

(2)

式中:[Ms]、[Cs]、[Ks]分別為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣;{u}為節(jié)點的位移矢量;{F(t)}為激振力[13]。

該水輪機材料為Q235B結(jié)構(gòu)鋼，彈性模量為200 GP，泊松比為0.3，Workbench中對于實體的默認單元類型是10節(jié)點四面體結(jié)構(gòu)單元SOLID187。

2.2網(wǎng)格建立與邊界條件的設(shè)定

選取懸浮式水平軸潮流能水輪機的單葉輪作 為研究對象，流體為黏性不可壓縮流體,流體域被劃分為兩部分，外部流體計算域的長、寬、高分別為10D(D為葉輪直徑)、7D、5D，內(nèi)部旋轉(zhuǎn)流體域是直徑為1.03D，長為0.33D的圓柱體區(qū)域。

如圖2所示，網(wǎng)格劃分時，外部流體域劃分為結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，內(nèi)部旋轉(zhuǎn)流體域劃分為非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，并對葉輪近壁面區(qū)域進行網(wǎng)格加密，設(shè)置邊界層，采用分層拉伸處理方法，對遠離葉輪的流體區(qū)域的尺寸適當放寬，以減少網(wǎng)格數(shù)量。網(wǎng)格數(shù)的增加會使求解的誤差逐漸縮小，直到誤差消失[14]。y+值對水輪機計算結(jié)果的精度有很大的影響[15]。葉輪近壁面第一層網(wǎng)格高度取4×10-1mm，網(wǎng)格邊界層數(shù)為6，y+此處取值范圍為15.8～39.5，與文獻[16]推薦值吻合，整個流體域的網(wǎng)格單元總數(shù)為296萬個。

圖2 懸浮式水平軸潮流能水輪機葉輪的流體區(qū)域計算網(wǎng)格Fig.2 Mesh topology of the fluid outside of the axial-flow turbine

2.3計算求解

本文使用ANSYS-CFX軟件完成相關(guān)的數(shù)值仿真工作，采用基于壓力求解的耦合算法，其優(yōu)點是對網(wǎng)格質(zhì)量依賴較低，具有良好的收斂性，而且在流場計算中，N-S方程、連續(xù)性方程兩者可以一起耦合，實現(xiàn)動量守恒方程與質(zhì)量守恒方程聯(lián)立后的同時求解。瞬態(tài)模擬采用隱式時間積分方式，非定常迭代計算，采用二階迎風差分格式，選用SST(Shear Stress Transport)湍流模型進行方程封閉，SST模型能有效適應(yīng)流體壓力梯度的變化，而且可以利用壁函數(shù)精確模擬邊界層現(xiàn)象，同時可以通過限制渦黏性系數(shù)來考慮湍流剪應(yīng)力的傳播，在近壁自由流中有更好的精度[17-19]。由尖速比確定葉輪的轉(zhuǎn)速，采用MRF(多重參考坐標系法)定義葉輪模型的旋轉(zhuǎn)速度和旋轉(zhuǎn)域，MRF法可將流體的旋轉(zhuǎn)域單獨進行劃分，并用與旋轉(zhuǎn)域相同轉(zhuǎn)速的相對坐標對旋轉(zhuǎn)域進行定義[20]。外部流體域邊界設(shè)置為無摩擦滑移壁面；葉輪表面設(shè)置為無滑移壁面[21-22]，近壁面區(qū)域采用標準壁面函數(shù)來求解此區(qū)域內(nèi)的低雷諾數(shù)流動，同時根據(jù)實際情況設(shè)定壁面的粗糙度。

流固耦合計算以穩(wěn)態(tài)時的計算結(jié)果作為非定常流動計算的初始條件，計算精度精確到10-5。為能更加精確的了解水輪機葉輪附近的流場流動非定常信息，時間步長設(shè)置為5.83×10-4s(選取工況3葉輪轉(zhuǎn)過1°時所用時間)，計算總時長為16 s。

水輪機葉輪的壓力脈動頻域分析采用快速傅里葉變換方法，選用矩形窗函數(shù)來截取分析數(shù)據(jù)。矩形窗函數(shù)在捕捉主頻脈動頻率，保持頻率幅值不失真方面具有一定的優(yōu)勢[23]。

3 計算結(jié)果分析

基于單、雙向流固耦合方法對懸浮式水平軸潮流能水輪機的葉輪進行迭代計算，耦合場收斂后得到流體域與固體域的計算結(jié)果。在三種工況下，水輪機的流速與轉(zhuǎn)速各不相同，得到的計算結(jié)果也有差異。根據(jù)本項目之前的數(shù)值模擬及實驗數(shù)據(jù)對比，可知此次仿真模擬的準確性。

3.1應(yīng)變結(jié)果分析

由仿真計算結(jié)果可知三種工況下，葉片最大應(yīng)變處都在葉尖部位，這是因為葉片尖端的弦長和厚度都為整個葉片的最小值，其在激振力作用下極易產(chǎn)生變形。以工況3為例，如圖3所示，采用單、雙向流固耦合計算方法，葉片最大變形量分別為5.389×10-1mm，6.949×10-1mm；葉片總長為202 mm，葉片長度的5%為10 mm，即最大允許變形量為10 mm，對比后發(fā)現(xiàn)水輪機葉片滿足葉片設(shè)計的變形要求。

(a) 單向耦合

(b) 雙向耦合圖3 工況3時葉輪的變形圖Fig.3 Deformation of runner in the third condition

3.2應(yīng)力結(jié)果分析

基于不同流固耦合方法計算時葉片葉根處應(yīng)變分布圖略有差異，但在三種工況下，葉片最大應(yīng)力都位于葉片中部靠近葉根處。以工況3為例，如圖4所示，采用單、雙向流固耦合計算方法，葉片最大應(yīng)力值分別為28.66 MPa、29.09 MPa，遠低于Q235B鋼的屈服強度σs=235 MPa，屬塑性材料，取安全系數(shù)為2.0，葉片的最大應(yīng)力值也遠小于葉片材料的許用應(yīng)力127.5 MPa，故葉片結(jié)構(gòu)強度滿足設(shè)計要求。

(a)

(b)圖4 工況3時葉輪的應(yīng)力云圖Fig.4 Stress of runner in the third condition

圖5為根據(jù)工況3下葉輪最大應(yīng)力處的動應(yīng)力變化情況繪制的動應(yīng)力脈動時域圖，取樣時間為11～16 s，旋轉(zhuǎn)周期為209.8 ms，此時間段的開始周期為動應(yīng)力波動逐漸平穩(wěn)后的第52個周期，一周期內(nèi)出現(xiàn)5次較為明顯的波動，因所選監(jiān)測點只在其中單一葉片，所以每次波動的峰值不盡相同，脈動主頻與葉頻相同，均為23.83 Hz[24]。

圖5 葉輪最大應(yīng)力處動應(yīng)力脈動時域變化曲線(工況3)Fig.5 Dynamic stress pulsation time domain variation curve in the place of the maximum stress (the third condition)

表2、表3分別為基于單、雙向流固耦合計算的葉輪應(yīng)變量與應(yīng)力大小的對比表。Do、Dt分別為單、雙向流固耦合條件下的葉輪應(yīng)變量，σo、σt分別為單、雙向流固耦合條件下的葉輪應(yīng)力值。水輪機葉輪在結(jié)構(gòu)強度要求范圍內(nèi)，隨著水流速度的不斷增加，葉輪葉片的應(yīng)變量不斷加大，但增幅開始降低；與此同時，流速增加，作用在葉輪上的有效應(yīng)力不斷增大，但其增幅與應(yīng)變量一樣也開始降低。

表2基于單、雙向流固耦合計算的葉輪應(yīng)變量比較
Tab.2Deformationcomparisonofone-wayandtwo-wayFSI

速度V/(m·s-1)單向流固耦合Do×10-5/m雙向流固耦合(2.0s時)Dt×10-5/m15.9988.118223.9231.54353.8972.46

表3 基于單、雙向流固耦合的葉輪應(yīng)力大小比較Tab.3 Stress comparison of one-way and two-way FSI

通過對比基于單、雙向流固耦合方法的結(jié)構(gòu)強度計算結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，相同工況，相同監(jiān)測點下，與單向流固耦合的計算結(jié)果相比，雙固耦合計算得到的葉片的變形量與應(yīng)力值均略大，隨著流速增加，兩者的差值逐漸變小?？紤]到雙向流固耦合計算時固體結(jié)構(gòu)與流體之間的相互作用及基于雙向流固耦合方法下葉片的變形量與應(yīng)力值比單向流固耦合計算時都略大，故從結(jié)構(gòu)強度校核角度考慮，工程應(yīng)用中使用雙向流固耦合的計算結(jié)果更保守、更安全一些。金連根等也得出流體域、固體域在相同節(jié)點處雙向流固耦合都大于單向流固耦合計算值的相似結(jié)論。

3.3壓力脈動分析

為了度量水輪機的壓力脈動，特引入壓力脈動參數(shù)[25]

Cp=Δp/(0.5ρu2)

(3)

式中：Δp為壓力與其平均值之差；ρ為流體密度；u為入流速度。

表4為不同工況下水輪機的葉頻，葉片在振動過程中其表面不同位置的壓力不斷變化，為監(jiān)測這種變化規(guī)律，先后在葉片的正面與背面分別設(shè)置了4個監(jiān)測點，記錄壓力脈動情況(見圖6)。bp-1、bs-1如圖所示分別在葉片的尖端中點，bp-2、bs-2在整個葉片的1/3處，bp-3、bs-3在1/2處，bp-4、bs-4分別為正、背面應(yīng)力最大處。

表4 不同工況下水輪機的葉頻Tab.4 Blade frequency of turbine in the different condition

圖6 葉片正、背面壓力監(jiān)測點分布Fig.6 Distribution of different pressure monitors in the front and back face

3.3.1 葉片正面的壓力脈動分析

采用上述流場計算方法，在三種工況下分別進行了16 s的(工況1、2、3分別完成了25、50、76個周期計算)仿真計算，并提取計算收斂后的4個穩(wěn)定周期進行分析。

由圖7～圖12可知壓力脈動系數(shù)隨入流速度的增大而減小。由壓力脈動系數(shù)的定義可知，入流速度對壓力脈動系數(shù)影響的權(quán)重較大，水流激振力增大的壓力值不足以抵消速度對壓力脈動系數(shù)的影響，所以隨著入流速度的增大會出現(xiàn)壓力脈動系數(shù)減小的情況。在相同工況下在bp-1點處的壓力脈動系數(shù)最大值相對于其他三點偏小，其原因主要有以下三點：①bp-1點選在葉片的邊緣，此處提取壓力數(shù)值時可能會產(chǎn)生誤差;②葉片邊緣的變形較大，使bp-1點周圍的流場變得十分復雜，湍流、脫流、回流、二次流等復雜流動都可能出現(xiàn)，這些現(xiàn)象與葉輪之間的相互作用都會影響葉片尖端的壓力脈動;③葉輪在轉(zhuǎn)動過程中由于底部葉片對水流的阻擋，會使作用在葉片上的部分水流流向中的垂直分量轉(zhuǎn)化為切向分量，從而影響位于葉片尖端bp-1點的壓力脈動。

(a) bp-1點

(b) bp-2點

(c) bp-3點

(d) bp-4點圖7 工況1下bp-1～bp-4點的壓力脈動時域Fig.7 Pressure pulsation time domain in the point of bp-1-bp-4 under the first condition

圖8 工況1下bp-1～bp-4點的壓力脈動頻域Fig.8 Pressure pulsation frequency domain in the point of bp-1-bp-4 under the first condition

(a) bp-1點

(b) bp-2點

(c) bp-3點

(d) bp-4點圖9 工況2下的bp-1～bp-4點的壓力脈動時域Fig.9 Pressure pulsation time domain in the point of bp-1-bp-4 under the second condition

3.3.2 葉片背面的壓力脈動分析

由圖13～圖18知，與葉片正面的壓力脈動系數(shù)的變化趨勢相同，在相同工況下在bs-1點處的壓力脈動系數(shù)相對于其他三點偏小，其原因主要有以下三點：①bs-1點選在葉片的邊緣，此處提取壓力數(shù)值時可能會產(chǎn)生誤差;②葉片邊緣的變形較大，使bs-1點周圍的流場變得十分復雜，湍流、脫流、回流、二次流等復雜流動都可能出現(xiàn)，這些現(xiàn)象與葉輪之間的相互作用都會影響葉片尖端的壓力脈動;③葉輪尖端變形較大，改變?nèi)~片背面水流的流向，從而影響bs-1點的壓力脈動。

(a) bp-1點

(b) bp-2點

(c) bp-3點

(d) bp-4點圖11 工況3下bp-1～bp-4點的壓力脈動時域Fig.11 Pressure pulsation time domain in the point of bp-1-bp-4 under the third condition

圖12 工況3下bp-1～bp-4點的壓力脈動頻域Fig.12 Pressure pulsation frequency domain in the point of bp-1-bp-4 under the third condition

(a) bs-1點

(b) bs-2點

(c) bs-3點

(d) bs-4點圖13 工況1下bs-1～bs-4點的壓力脈動時域Fig.13 Pressure pulsation time domain in the point of bs-1-bs-4 under the first condition

由表5可知，在三個工況下，監(jiān)測點bp-2、bp-3、bp-4的壓力脈動系數(shù)，其脈動系數(shù)幅值依次減小，以工況1為例，bp-2點壓力脈動系數(shù)最大幅值是bp-3的1.24倍，bp-3是bp-4的1.20倍。監(jiān)測點bs-2、bs-3、bs-4的壓力脈動系數(shù)，其脈動系數(shù)幅值依次減小，以工況1為例，bs-2點壓力脈動系數(shù)最大幅值是bs-3的1.25倍，bs-3是bs-4的1.16倍。

圖14 工況1下bs-1～bs-4點的壓力脈動頻域Fig.14 Pressure pulsation frequency domain in the point of bs-1-bs-4 under the first condition

(a) bs-1點

(b) bs-2點

(c) bs-3點

(d) bs-4點圖15 工況2下bs-1～bs-4點的壓力脈動時域Fig.15 Pressure pulsation time domain in the point of bs-1-bs-4 under the second condition

圖16 工況2下bs-1～bs-4點的壓力脈動頻域Fig.16 Pressure pulsation frequency domain in the point of bs-1-bs-4 under the second condition

(a) bs-1點

(b) bs-2點

(c) bs-3點

(d) bs-4點圖17 工況3下bs-1～bs-4點的壓力脈動頻域Fig.17 Pressure pulsation time domain in the point of bs-1-bs-4 under the third condition

圖18 工況3下bs-1～bs-4點的壓力脈動頻域Fig.18 Pressure pulsation frequency domain in the point of bs-1-bs-4 under the third condition

正如3.3.1所述，由于壓力脈動系數(shù)隨流速增加而降低，所以工況1、工況2時壓力脈動變化明顯。由圖19知，工況1、工況2中，從監(jiān)測點1～4中能明顯看出水輪機葉片背面的壓力脈動比葉片正面變化幅度大，工況3下壓力脈動系數(shù)相對較小，變化幅度沒有工況1、工況2明顯。對于工況1、工況2下水輪機葉片背面的壓力脈動與正面相比變化幅度要大的原因主要是因為水輪機背面更容易產(chǎn)生渦流，渦流會加劇其波動，這一點可以從圖20中的流線變化情況中可明顯看出。

表5 不同工況下各監(jiān)測點的壓力脈動系數(shù)的最大值Tab.5 Maximum pressure pulsation coefficient of all monitoring under different conditions

由表6可知，雖然在三種工況下水輪機的葉頻隨轉(zhuǎn)頻的變化而變化，但水輪機葉片正、背面的壓力脈動的主頻率集中在相應(yīng)工況的葉頻附近。

圖19 各監(jiān)測點不同工況壓力脈動系數(shù)最大值的比較Fig.19 Comparison of the maximum pressure pulsation coefficient of all monitoring points under different conditions

圖20 水輪機葉片周圍的流線分布Fig.20 Streamline distribution around a turbine blade

表6 不同工況下各監(jiān)測點壓力脈主頻與相應(yīng)幅值對比表Tab.6 The comparison of the dominant frequencies of pressure fluctuations with the corresponding amplitude

4 結(jié) 論

本文通過分析潮流能水輪機周圍流場的非定常流動，得到了在三種不同工況下葉輪的應(yīng)變特征、各監(jiān)測點的水壓力脈動和頻域振動特性，得出如下結(jié)論：

(1) 與單向流固耦合結(jié)果相比，雙向流固耦合計算得到的葉片的最大變形量與最大應(yīng)力值均略大，隨著水流速度的增大，葉輪的葉片的應(yīng)變量與有效應(yīng)力增幅逐漸降低。

(2) 水輪機的壓力脈動系數(shù)的幅值由葉尖到葉根基本呈遞減趨勢。

(3) 水輪機的壓力脈動的主頻率集中在相應(yīng)工況的葉頻附近，且水輪機葉片背面的壓力脈動比正面的波動要劇烈。

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Characteristicanalysisofthepressurefluctuationaroundtidalcurrentturbineblades

CHEN Zhengshou1,2, ZHANG Guohui1,3，ZHAO Zongwen1, CHENG Zhining1，ZHENG Wu4

(1. Department of Naval Architecture and Marine Engineering, Zhejiang Ocean University, Zhoushan 316022, China;2. State Key Laboratory of Coastal and Offshore Engineering, Dalian University of Technology, Dalian 116023, China；3. Zhejiang Ouhua Shipbuilding Co., Ltd., Zhoushan 316101, China; 4. The Paxocean Engineering Co., Ltd., Zhoushan 316057, China)

The pressure fluctuation around the tidal current turbine blades is one of the key factors to destroy the stability of turbine operations. The blades of a horizontal axis tidal current turbine were simulated by using the methods of one-way and two-way fluid-structure interaction (FSI) and the technique of sliding mesh technology via computational fluid dynamics method. Through analyzing the unsteady flow around the tidal current turbine blades, the stress characteristics, the pressure fluctuation and the corresponding frequency spectra at different monitoring points under three operating conditions were obtained. The results show that the maximum deformation and maximum stress calculated under two-way FSI are slightly larger than those under one-way FSI. With the increase of flow rate, the increasing magnitudes of the maximum deformation and maximum effective stress begin to decrease. The pressure pulsation magnitude of the turbine mainly shows a trend of declining from the tip to the hub. The main pressure pulsation frequency of the turbine concentrates in the vicinity of the blade frequency under corresponding operating conditions and the amplitude of the pressure fluctuation on the pressure side of the blade passage is larger than that on the suction side.

tidal current energy; tidal current turbine; fluid-structure interaction (FSI); pressure fluctuation

TK733+.3

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.19.015

國家自然科學基金(41476078);浙江省公益技術(shù)應(yīng)用研究計劃項目(2015C34013);大連理工大學海岸和近海工程國家重點實驗室開放課題基金資助項目(LP1703)

2016-06-17 修改稿收到日期：2016-07-13

陳正壽 男，博士，教授，1979年生E-mail:aaaczs@163.com