為保證工程安全并降低造價,中小型引水式水電站多采用調壓閥作為調節保證措施,調壓閥直徑的確定不僅直接影響工程投資,且涉及到系統的平壓效果。通過分析不同運行工況、水道系統最大壓力上升值、機組轉速上升率、事故甩負荷導葉關閉時間等多種因素對調壓閥直徑的影響,提出了合理的調壓閥直徑選取需滿足的原則,并結合某電站調壓閥直徑的優化計算,驗證了理論分析提出的原則。

　　在水電站運行過程中，為改善水錘現象，降低由機組突然甩負荷、水輪機導葉快速關閉帶來的管道壓力升高和轉速上升值，通常會采取設置調壓室的方式。但對一些中小型的長引水式電站，設置調壓室可能受地形、地質等條件限制，同時需投入大量的人力和資金，因此需考慮其他調節保證措施來滿足此類水電站的穩定運行。采用造價優廉的調壓閥是中小型引水式電站中一種有效的調節保證措施。從20世紀80年代起，我國開始在長引水式電站中采用“以閥代井”的調節保證措施。湖南龍源電站是我國第一座采用調壓閥代替調壓井的試點電站，該電站壓力引水管道總長1950m，設計水頭83m，3臺水輪機裝設我國自行研制的TFW-400型調壓閥。之后云南西洱河二級電站、貴州白水河一級電站、廣西長灘河水電站等亦采用調壓閥作為調節保證措施，有效降低了管道的壓力升高值，確保了輸水系統的安全，使電站運行穩定。但在以往的調壓閥計算中，通常采用經驗公式計算確定調壓閥的直徑，本文則通過水力過渡過程的計算，分析了調壓閥的直徑選取和優化問題，為中小型引水式水電站采用“以閥代井”的調保措施提供了理論依據與設計方法。

1、調壓閥直徑優化原理

　　調壓閥的工作原理為調壓閥與機組受同一調速器控制，在機組突甩負荷時，水輪機導葉快速關閉，同時調壓閥開啟，泄放機組由于導葉關閉而減少的過流量，待導葉完全關閉后，調壓閥再以能保證允許管道壓力上升值的速度緩慢關閉。調壓閥啟閉的非恒定流過渡過程可采用特征線法計算，其邊界條件見圖1。

圖1 調壓閥邊界條件

　　調壓閥進、出口斷面C+、C-特征線相容性方程均成立，分別為：

　　其中

　　式中，Hp1、Hp2分別為調壓閥進、出口斷面的測壓管水頭;Cp、Bp、CM、BM為前一時刻t-Δt的已知量(t為時間，Δt為時間步長);Qp為調壓閥的過流量;αp為調壓閥的過流系數，表示不同開度下通過調壓閥的單位流量;D為調壓閥的直徑;ΔHp為調壓閥的水頭損失。

　　將式(1)～(4)聯立求解，可得：

　　將式(5)代入式(1)、(2)即可求出Hp1、Hp2的值。

　　由式(5)可知，調壓閥在某一相對開度下的過流量為其直徑的單調遞增函數，說明調壓閥直徑越大，其過流量也越大。

　　當全部機組同時突甩負荷時，調壓閥直徑越大，可通過的過流量也越大，在機組導葉快速關閉、調壓閥同時開啟的過程中，機組轉速和水道系統壓力上升值越能得到好的控制。但在調壓閥關閉過程中，過大的流量可能會造成管道壓力出現新一波的上升，若第二波壓力上升過大則可能超過允許的控制標準。圖2為某電站調壓閥直徑分別為0.3、0.5m時全部機組甩負荷工況下的蝸殼壓力變化過程線。由圖可看出，相對于調壓閥直徑0.3m的情況，調壓閥直徑0.5m時第一波蝸殼壓力并未上升，但由于調壓閥直徑過大，第二波壓力遠大于第一波，與上述分析一致。若要降低第二波的壓力上升值，則需加長調壓閥的關閉時間，而在更長的關閉時間中，更多的水流從調壓閥流走，亦增加了系統的水能損失。

圖2 某電站蝸殼壓力變化過程線

　　當同一水力單元的部分機組突甩負荷時，若調壓閥的直徑過大，過多的流量將從調壓閥流走，使受干擾的正常運行機組出力出現較大下降，由此可能發生相繼甩負荷事故。

　　由以上分析可知，調壓閥直徑大小受運行工況、轉速、水錘壓力和造價等多方面因素的影響，因此選擇調壓閥直徑時需綜合考慮。調壓閥直徑的選取需滿足以下兩點原則：①最小的調壓閥直徑應保證機組快速關閉時轉速上升率和第一波水錘壓力滿足調保要求;②最大的調壓閥直徑應滿足調壓閥全開時的流量與機組額定流量基本相同，同時保證調壓閥關閉時產生的第二波水錘壓力亦滿足調保要求。

2、算例分析

　　某引水式水電站有壓力輸水系統，采用“一洞兩機”的布置方式，裝機容量為2×2.1MW，額定水頭123.4m，壓力管道直徑1.8m，裝設兩臺水輪機，水輪機的額定流量為1.966m3/s，額定出力為2.21MW，額定轉速為1000r/min。由于該電站引水道較長、流量較小，且投資較少，因此擬采用調壓閥作為調節保證措施。電站輸水系統布置見圖3，總引水道長約4100m，每臺機組設置一個調壓閥。

圖3 電站輸水系統布置簡圖(單位：m)

　　根據相關規范選取本電站的調保計算控制標準為機組最大轉速升高率≤50%，設置調壓閥時蝸殼最大壓力升高率一般取為0.15～0.20，在該電站計算中，取調壓閥正常工作時蝸殼最大壓力升高率為0.175，即蝸殼最大壓力控制值為153.509m。

2.1、全部機組甩負荷工況

　　選取出現蝸殼最大壓力的工況(最大水頭下兩臺機同時突甩負荷，機組導葉正常關閉)為工況1，在工況1下取調壓閥直徑分別為0.2、0.3、0.4、0.5m進行計算，得到相應的蝸殼末端壓力、機組轉速上升率及機組和調壓閥的流量變化。機組—調壓閥聯動的啟閉規律選為：機組導葉以15s一段直線規律關閉，同時調壓閥以15s一段直線規律開啟，達到全開并滯后10s后，調壓閥再以180s一段直線規律關閉。表1為不同調壓閥直徑時的蝸殼末端最大壓力、機組最大轉速上升率、機組最大引用流量和調壓閥最大泄流量，圖4為不同調壓閥直徑下蝸殼末端壓力變化過程線。

表1 工況1下不同調壓閥直徑計算結果

　　由表1、圖4可看出：①調壓閥直徑為0.2m時，由于調壓閥直徑過小，導致調壓閥泄流能力不足，并未起到很好的降壓效果，在機組導葉關閉結束時刻，蝸殼末端出現最大壓力為171.06m，超過調保控制標準，機組轉速上升率也較大。②調壓閥直徑為0.5m時，機組轉速上升得到了很好的控制，同時蝸殼末端壓力在機組導葉關閉過程中幾乎未上升，反而有很大的下降，最初的降壓效果很好，但由于調壓閥直徑過大，導致系統總流量增加過大，單個調壓閥最大泄流量達4.072m3/s，在調壓閥關閉結束時刻，蝸殼末端新一波的壓力上升到最大，遠超過了第一波的最大壓力，超出了調保控制標準。③調壓閥直徑為0.3m時，機組導葉關閉過程中系統總流量基本保持不變，蝸殼壓力上升較小，且調壓閥關閉過程中蝸殼壓力變化很小，蝸殼壓力變化過程線圍繞初始壓力小幅度震蕩，第二波水錘壓力與第一波基本一致。④調壓閥直徑為0.4m時，機組轉速上升率較低，雖第二波壓力超過第一波，但蝸殼末端最大壓力仍控制在允許范圍內。因此，從全部機組甩負荷工況結果看，調壓閥直徑為0.3、0.4m時，機組轉速和水錘壓力均能得到控制。

圖4 不同調壓閥直徑時蝸殼末端最大壓力、機組相對轉速和系統總流量變化過程線

2.2、單臺機組甩負荷工況

　　選取1臺機組突然甩負荷的工況為工況2，在工況2下取調壓閥直徑分別為0.2、0.3、0.4、0.5m進行水力干擾計算，得到不同調壓閥直徑下機組的力矩變化情況，分別見表2、圖5。機組—調壓閥啟閉規律同全部機組甩負荷工況。

表2　工況2下不同調壓閥直徑計算結果

圖5 不同調壓閥直徑時正常工作機組相對力矩變化過程線

　　由表2、圖5可看出：①調壓閥直徑為0.2m時，調壓閥直徑較小，致使正常工作機組的力矩上升較大，最大力矩上升率達19.0%。②調壓閥直徑為0.4、0.5m時，由于調壓閥直徑過大，在甩負荷機組導葉關閉、調壓閥開啟過程中大部分水流從該調壓閥流走，正常工作的機組受到了較大的擾動，出現較大的力矩下降(最大力矩下降率分別達20.5%、44.8%)。因此，選擇直徑為0.3m的調壓閥較為合適。

　　通過上述兩個工況的計算分析表明，該電站選用直徑為0.3m的調壓閥作為調節保證措施最為合適，這樣可在機組導葉快速關閉時，保證機組轉速上升和壓力上升均滿足調節保證要求。

3、結語

　　分析了影響調壓閥直徑大小的多種因素，提出了合理的調壓閥直徑需滿足的兩個原則，確保了調壓閥關閉時產生的第二波水錘壓力亦滿足調保要求。并結合某電站調壓閥直徑的優化計算，驗證了理論分析提出的原則。該原則同樣適用于任何采用調壓閥作為調節保證措施的中小型引水式電站，可供調壓閥直徑的優化設計參考。