蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响

合集下载

双蜗壳式双吸泵隔板结构对叶轮径向力的影响

双蜗壳式双吸泵隔板结构对叶轮径向力的影响肖若富;吕腾飞;王福军【摘要】Double-volute casings were introduced to reduce the radial force that is inherent in single-volute designs. A general three-dimensional computational fluid dynamics ( CFD) simulation of a double-volute centrifugal pump was presented to predict hydraulic performance and impeller radial force. By using the shear stress transport ( SST) k - to turbulent model, the simulation results in the form of characteristic curves were compared with the experimental data. The result presented that the head and efficiency of the original double-volute pump drop were 21. 8% and 41. 3% respectively at design point due to the failed dividing rib (splitter) in the volute casing. Thus, with the aim to analyze the effects ofrib structure on pumps, three optimized rib schemes were designed to reduce the impeller radial force and keep the hydraulic performance. Three factors were considered in the rib design; start point, end point and curve equation. According to the steady numerical simulation result in each optimized scheme by CFD, No. 2 scheme reduced about half of the radial force while keeping the hydraulic performance. A method in designing the rib structure for double-volute centrifugal pumps was provided.%分别对单、双蜗壳式双吸泵10个工况点进行全三维流道的数值模拟和试验测试,发现由于双蜗壳式泵内部隔板设计不合理,导致双蜗壳泵较单蜗壳泵在原设计工况点的扬程、效率分别相对下降了21.8％和41.3％.依据双蜗壳设计基本原理,对隔板结构提出3种改进方案,利用雷诺时均方法( RANS)和SSTk -ω湍流模型对每一方案进行全三维流道的定常数值模拟.模拟和试验结果表明:2号双蜗壳泵既保持了泵原有的水力性能,又能够有效地减小叶轮径向力,因此得到双蜗壳式双吸泵中隔板结构的最优设计模型:起始位置为隔舌绕基圆旋转180°、曲线方程为对数螺旋线、终止位置为隔板起始点旋转180°.【期刊名称】《农业机械学报》【年(卷),期】2011(042)009【总页数】4页(P85-88)【关键词】离心泵;计算流体动力学;双蜗壳;径向力【作者】肖若富;吕腾飞;王福军【作者单位】中国农业大学水利与土木工程学院,北京100083;中国农业大学水利与土木工程学院,北京100083;中国农业大学水利与土木工程学院,北京100083【正文语种】中文【中图分类】TH311引言双蜗壳式双吸泵作为一种新型泵，不仅继承了单蜗壳双吸离心泵高扬程、大流量、平衡轴向力等优点，理论上还可以有效地减少泵运行过程中产生的叶轮径向力，改善泵站系统的振动情况。

蜗壳进口宽度对离心泵性能影响的分析

（ＳｃｈｏｏｌｏｆＥｎｅｒｇｙａｎｄＰｏｗｅｒＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＬａｎｚｈｏｕＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｌａｎｚｈｏｕ７３００５０，Ｃｈｉｎａ）
ＩｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆＳｐｉｒａｌＣａｓｅＩｎｌｅｔＷｉｄｔｈｏｎＣｅｎｔｒｉｆｕｇａｌＰｕｍｐＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ
ＺＨＡＯＷａｎ — ｙｏｎｇ，ＬＩＣｕｎ — ｍｉｎｇ，ＭＡＤａ，ＷＡＮＧＺｈａｏ
积不变的前提下，重新设计了两个进口宽度与原型泵互不相同的蜗壳，分别与原型泵叶轮组合作为研究所用的模型．利用ＦＬＵＥＮＴ软件对离心泵内部流动进行了三维定常和非定常数值模拟．计算
ｆｉｃｉｅｎｃｙａｎｄｌｉｆｔｏｆｐｕｍｐｄｅｃｒｅａｓｅｓｗｉｔｈｔｈｅｉｎｃｒｅａｓｅｏｆｔｈｅｉｎｌｅｔｗｉｄｔｈ，ｔｈｅｌｏｗｓｐｅｅｄｒｅｇｉｏｎｉｎｔｈｅｄｉｖｅｒｇｅｎｔｓｅｃｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｐｉｒａｌｃａｓｅｉｎｃｒｅａｓｅｓ，ａｎｄｔｈｅｉｎｌｅｔｖｅｌｏｃｉｔｙｖａｌｕｅｂｅｃｏｍｅｓｓｍａｌｌｅｒ，ｔｈｅｍｏｒｅｄｉｖｅｒｇｅｎｔｔｏｔｈｅｗａｌｌｔｈｅｖｅｌｏｃｉｔｙｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｂｅｃｏｍｅｓ，ｔｈｅｗｉｄｅｒｔｈｅｓｃｏｐｅｏｆｔｈｅｖｏｒｔｅｘｂｅｃｏｍｅｓ．

基于CFD仿真及水轮机理论研究液力透平最高效率点偏离设计工况的问题

基于CFD仿真及水轮机理论研究液力透平最高效率点偏离设计工况的问题1. 引言1.1 研究背景液力透平是一种利用水动力能量转换为机械能的装置，广泛应用于水电站、泵站等工程中。

在液力透平的设计与运行中，最高效率点是十分重要的参数，它代表着液力透平在最佳工况下的性能表现。

在实际运行中，液力透平的最高效率点往往会偏离设计工况。

这就引发了研究液力透平最高效率点偏离设计工况的问题。

液力透平最高效率点偏离设计工况可能会导致能量损失增加、效率降低、运行不稳定等问题，影响设备的运行效果和经济性。

研究液力透平最高效率点偏离设计工况的影响因素以及原因，对于优化液力透平设计、提高设备性能具有重要意义。

在现代科学技术的发展下，计算流体力学（CFD）仿真技术的应用日益广泛。

通过CFD仿真，可以对液力透平的内部流场和性能进行详细的数值分析，揭示液力透平最高效率点偏离设计工况的机理，为改进设计工况提供理论支持。

结合CFD仿真技术开展液力透平最高效率点偏离设计工况的研究，具有重要的工程应用价值。

1.2 研究目的具体目的包括：研究液力透平工作原理及设计工况，了解其在理想状态下的运行机理；探讨CFD仿真在液力透平研究中的应用，分析其对液力透平效率提升的作用；分析液力透平最高效率点偏离设计工况的影响因素，识别其导致性能下降的主要原因；通过改进设计工况，提出相应的措施和方法，提高液力透平的效率和性能。

通过以上研究，可以为液力透平的性能优化和设计提供理论参考和实践指导。

1.3 研究意义液力透平是一种重要的能量转换装置，广泛应用于水力发电、工业化工等领域。

研究液力透平最高效率点偏离设计工况的问题，对于提高液力透平的效率和性能具有重要意义。

通过深入研究液力透平最高效率点偏离设计工况的影响因素，可以帮助工程师更好地理解液力透平的工作原理，进而设计出更加优化的液力透平结构。

分析液力透平最高效率点偏离设计工况的原因，可以为解决这一问题提供理论依据和技术支持。

气液两相介质时液力透平轴向力分析

气液两相介质时液力透平轴向力分析杨军虎;张玉鹤【摘要】轴向力是影响透平稳定运行的主要因素之一,为了实现透平轴向力的定量求解,研究其轴向力受介质的影响和随介质的变化规律.以一个比转速为41的离心泵反转作液力透平为研究对象,选用清水和两相流含气体水作为介质,应用计算流体力学软件CFD,建立相对坐标系下的时均连续方程及N-S方程,采用Mixture两相流模型和SIMPLE算法进行数值模拟,得到泵在透平工况下的外特性和内部流场压力分布,计算出轴向力,解决了实际测量难以及浪费时间和资金等问题.在此前提下,研究透平在气液两相介质中,不同流量及气体体积分数对轴向力的影响和变化规律.结果表明:透平的轴向力在两相流介质中是随着流量的增大而增大;随着气体体积分数的增大先交大后减小.该结论对提高透平的稳定性和延长寿命具有重要意义.【期刊名称】《兰州理工大学学报》【年(卷),期】2014(040)005【总页数】5页(P46-50)【关键词】液力透平;离心泵;轴向力;气液两相流【作者】杨军虎;张玉鹤【作者单位】兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050【正文语种】中文【中图分类】TH311随着中国经济的迅猛发展,整个社会对能源的消耗量也越来越大,随之而来的能源短缺问题越来越严重,并且利用能源的同时又伴随着许多浪费.因此防止能源的浪费,节能减排对于能源问题的解决具有十分重要的意义[1].液力透平是一种能量回收装置,可以对工艺流程中的高压液体能量进行再利用,目前广泛应用于石油化工、钢铁冶金以及海水淡化等行业,具有长远的经济效益 [2-3].目前已有很多国内外学者对能量透平进行研究,文献[4～7]是对泵反转作透平在清水介质中的内流场和外特性进行研究.文献[8]将泵反转作透平进行数值模拟研究并与实验相比较.以上文献都是对泵反转作透平在清水介质中进行研究的,但是在实际工业生产中流入液力透平的高压液体是含有气体介质的[9],例如安徽晋煤中能化工股份有限公司的化肥吸收工艺中,液力透平的工作介质就含有大量的二氧化碳气体和氨气.这就需要研究：1) 含有气体的液体对泵反转作透平的内部流动的影响；2) 气液两相介质时,泵反转作透平内部轴向力的变化以及其对透平的影响.所以研究泵反转作透平在气液两相介质中的内部流动和所受轴向力的影响是十分必要的.目前,很少见到国内外学者对泵反转作透平在气液两相介质时轴向力方面研究的相关报道.因此,本文以单级单吸离心泵为模型,对泵反转作透平进行模拟,利用CFD分析软件对透平在清水和气液两相介质中的内部流场压力分布进行分析,通过计算获得泵在透平工况下所受到的轴向力,并通过研究轴向力的变化情况对透平进行设计改造,同时也为实际生产提供参考依据.1 数学模型及计算方法1.1 数学模型参数及网格划分本文选用的泵是单级单吸离心泵,以该离心泵反转作液力透平为研究对象.泵的流量为52 m3/h,扬程为101 m,转速为2 960 r/min,比转速为41,叶片数为5,叶片出口宽度为6.5 mm,叶轮的出口直径为285 mm.网格划分采用四面体和六面体网格相结合的混合网格对计算区域进行划分.其中叶轮网格总数为316 944个,蜗壳网格总数为330 675个,吸入室延伸段网格总数为178 019个,前泵腔网格总数为173 301个,后泵腔网格总数为64 800个,并进行网格进行无关性检查.图1为计算域分离模型,图2为透平的计算区域网格.图1 离心泵计算域模型Fig.1 Computational domain model of centrifugal pump图2 透平计算区域网格Fig.2 Computational domain grid of turbine1.2 数值方法本文的两相流模型选用Mixture模型,因为Mixture模型可用于模拟各相不同速度的两相流或多相流[11].混合物理模型求解的是混合物的动量方程并通过相对速度来描述离散相.混合物理模型的连续性方程：·(ρmνm)=m(1)式中:νm为质量平均速度,为混合密度：为第k相的体积分数.混合物的动量方程可以通过对所有各自的动量方程求和来获取,可以表示为(2)式中:n为相数;F为体积力;μm为混合黏性，为第二相k的飘移速度，νdr,k=νk-νm.相对速度(也指滑流速度)被定义为第二相(p)的速度相对于主相(q)的速度：νqp=νp-νq(3)漂移速度和相对速度νqp通过以下表达式联系：(4)从第二相p的连续方程,可以得到第二相p的体积分数方程：·(φpρpνm)=-·(φpρpνdr,p)(5)本文基于时均化的N-S方程,考虑气液两相间的速度滑移；压力-速度耦合求解使用SIMPLE算法.采用全流道数值模拟的方式,对叶轮流道、蜗壳流道、进口延长段以及前后盖板腔体进行数值计算,其中前盖板腔体通过叶轮进口口环与叶轮进口连接,后盖板腔体与前盖板腔体通过与蜗壳间的间隙连接.通过上述方法对透平在气液两相介质中进行数值模拟并对模拟结果进行分析研究.具体计算时将叶轮中的流体区域设在运动坐标系,蜗壳区域设在固定坐标系.此外,边界条件的设定对计算结果的影响至关重要,本文边界条件设定如下：1) 进口边界：采用质量进口边界条件.2) 出口边界：根据工业流程需要,液力透平出口部分须保证一定的余压,所以选用压力出口为边界条件,余压设置为500 kPa,以供设备后续运行.3) 壁面条件：在叶片表面、轮毂等固体壁面上,速度满足无滑移条件,对于近壁附近流动区采用标准壁面函数法[10]确定.透平机转轮中的液流运动实际上是很复杂的.但是,为了工程上的各种实际问题,研究者就不得不对真实流体的实际流动做出一些简化与假设.基本假设如下：1) 主相为清水,次相为理想气体.2) 假定整个流场相对运动定常,清水为连续不可压液体,气体为连续可压缩流体,清水和气体均匀混合；含气率在透平进口处分布均匀, 气泡在透平进口处的初始速度与液相速度相同.3) 假设气液两相间无热量交换发生,系统内无化学反应发生,保持恒温.4) 在计算过程中,流场中气泡的直径较小,可以忽略气泡对流场的影响,收敛精度设为10-4.2 透平数值模拟结果及分析为了得到透平在不同介质时的外特性,对透平在气体体积分数φ=0.15和清水介质中的外特性进行比较.通过数值计算,得到不同流量工况下气液两相透平的外特性曲线.图3为变工况下透平在气液两相介质中和清水介质中的外特性曲线.由图可知：在气液两相和清水介质中,透平的压头和功率曲线都随着流量增大而逐渐增大的,透平的效率曲线都随着流量的增大先增大后减小.气液两相透平效率的最大值出现在流量qV,t=83.5 m3/h处,其效率的最大值是清水介质中最高效率值的97.4%,其中清水介质中的最高效率点出现在流量qV,t=89.82 m3/h处.由效率曲线可知,气液两相介质时透平适合在较小流量区域运行,工作介质中气体的存在影响了透平的效率,使其效率有所下降.图3 清水介质与气液介质时透平外特性曲线Fig.3 External characteristic curves of turbine with fresh water medium and gas-liquid two-phase medium3 轴向力计算实例基于CFD的轴向力计算可分为以下步骤完成：实体造型→网格划分→边界条件确定→参考系选择→求解控制方程→建立计算模型→Fluent数值模拟压力分布→计算轴向力.3.1 轴向力的产生一般认为离心泵中的轴向力由下列几方面原因产生：1) 叶轮前、后盖板外表面压力分布不对称,且受压面积大小不等所产生的盖板力,这个力是泵轴向力的主要组成部分.2) 液体流经叶轮后速度方向和大小均发生改变所产生的动反力.3) 扭曲叶片工作面和背面压力不同产生的轴向力.4) 对于立式泵,转子的重量也是轴向力的组成部分.5) 轮毂轴端等结构引起的轴向力.为了求得比转速为41的单级离心泵在泵工况和透平工况下的轴向力大小,考虑影响轴向力的所有因素,把泵在透平工况下的轴向力分成以下几个组成部分：1) 前后盖板外表面产生的盖板力F1；2) 扭曲叶片引起的轴向分力F2；3) 除去叶片之后整个叶轮内表面受到液体的压力而引起的轴向力F3.比转速41的单级单吸离心泵反转作透平所受总的轴向力为F1+ F2+ F3.3.2 轴向力计算结果分析3.2.1 内流场压力分析图4为透平在气体体积分数φ为0.15介质时内截面Z=0上的静压分布云图和在清水介质时内截面Z=0上的静压分布云图.其中泵在透平工况时的流量为qV,t=89.82 m3/h.分析图4可知,在体积气体体积分数φ为0.15的气液两相介质中和清水介质中,透平蜗壳进口的压力都是随着气体体积分数的增大逐渐变小,透平叶轮出口的压力随着气体体积分数的增大越来逐渐变大；透平的交界面上静压圆周分布相对呈脉动状；叶轮流道内相同半径处静压分布规律基本相同,且出口部位的压力总体要低于叶轮周围的压力.从叶轮的进口到出口,叶片工作面和背面的静压均逐渐增大,工作面的压力增加较快而背面的增加值较小,叶片工作面静压明显高于叶片背面,形成从叶片工作面指向叶片背面的压差,这是产生叶片力(扭曲叶片引起的轴向分力)的原因.图4 不同气体体积分数下透平内的静压分布云图 Fig.4 Nepho-gram of static pressure distribution in turbine with different gas volume fractions3.2.2 不同介质对轴向力的影响图5是以泵工况下额定流量qV,p=52 m3/h为标准,本文选择以下5种流量作为研究工况：1.5qV,p、1.6qV,p、1.7qV,p、1.8qV,p、1.9qV,p.由本文图2可知,气液两相透平效率的最大值出现在流量qV,t=83.5 m3/h处,即透平在气体体积分数φ=0.15时的最优工况为qV,t=83.5 m3/h；在清水介质中的最高效率点出现在流量qV,t=89.82 m3/h处,即透平在清水介质中的最优工况为qV,t=89.82 m3/h.所以本文通过研究气液两相介质和清水介质中最优工况附近的几个流量(即1.5qV,p、1.6qV,p、1.7qV,p、1.8qV,p、1.9qV,p,其中9.82 m3/h=1.7qV,p)来研究透平所受到的轴向力.图5 不同介质下的轴向力Fig.5 Axial force due to different mediums由图5可以看出轴向力F在介质清水和两相流含气体水时,在不同流量下的F-qV曲线有相似的变化趋势,这是由于文中所采用的两相介质的气体体积分数较小,此时气体对透平内的压力场影响不是很大,使得其轴向力的变化趋势也与清水介质时的相似；轴向力F都是随着流量的增大而增大的；不同流量下,透平在清水时的轴向力都要大于在气液两相介质中的轴向力.从清水和气液两相介质在透平叶轮内的运动状态可知,液体沿着径向进入叶轮,沿着轴向流出,其叶轮使得流体完成从径向至轴向的过渡,液流的轴向速度由小变大,当流量增大时,液流的方向受叶轮的作用发生变化,液体给叶轮的反作用力增大,即动反力增大.因此,在其他条件相同的情况下,轴向力F随着流量的增大而增大.3.2.3 气体体积分数对轴向力的影响图6为泵在透平工况下流量qV,t=89.82 m3/h时,介质为两相流含气体水,轴向力F 在气体体积分数φ=0.025,0.050,0.100,0.150,0.175下的变化曲线图.图6 不同体积分数下的轴向力Fig.6 Axial force due to for different volume fractions由图6可知，两相流介质中气体体积数比例较小时,轴向力随着气体体积分数的增大而增大；气体体积分数比例较大时,轴向力随着气体体积分数的增大而变小.在气体体积分数φ为0.025～0.050时透平的轴向力变化并不大；当气体体积分数φ为0.050～0.100时,透平的轴向力随着体积分数的增大有显著的提升,并且在气体体积分数为10%时轴向力达到最大值；而气体体积分数为0.100～0.175时,透平的轴向力随着气体体积分数的增大迅速减小.对于上述原因还有待于进一步研究. 由图5和图6可知,气液两相介质时泵在透平工况下运行,为保证透平有良好的性能,产生较小的轴向力,应该根据所运输的介质对泵叶轮进行设计.4 结论1) 基于CFD的透平轴向力的计算,由压力分布求得轴向力,较好地解决了透平在实际生产过程中测量难、测量误差大以及费用高等问题,提高了透平轴向力的定量化程度.2) 通过数值模拟数据的对比,可知轴向力随流量的增大而增大,随两相流介质体积分数的增大先变大后减小.综合分析,影响轴向力的因素是多方面的,因此在计算和处理透平整体平衡等问题时,应该全面地考虑能够引起轴向力的变化因素.3) 本文通过对比转速为41的透平的分析和数值计算,可以更好为低比转速透平的研究和设计提供参考依据.参考文献：[1] 鞠茂伟,常宇清,周一卉.工业中液体压力能回收技术综述 [J].节能技术,2005,23(6):518-528.[2] BANSAL P,MARSHALL N.Feasibility of hydraulic power recovery from waste energy in bio-gas scrubbing processes [J].AppliedEnergy,2010,87:1048-1053.[3] 于良俭,陈允中.液力能量回收透平在石化行业中的应用 [J].石油化工设备技术,1996,17(4):27-31.[4] SINGH P,NESTMANN F.An optimization routine on a prediction and selection model for the turbine operation of centrifugal pumps[J].Experimental Thermal and Fluid Science,2010,34(2):152-164.[5] 杨孙圣,孔繁余,宿向辉.泵及泵用作透平时的数值模拟与外特性实验 [J].西安交通大学学报,2012,46(3):39-34.[6] NAUTIYAL H,VARUN A K,YADAV S.Experimental investigation of centrifugal pump working as turbine for small hydropower systems [J].Energy Science and Technology,2011,1(1):79-86.[7] 杨军虎,袁亚飞.离心泵反转作为能量回收透平的性能预测[J].兰州理工大学学报,2010,36(1):54-56.[8] HIMANSHU N,VARUN,ANOOP K.Reverse running pumps analytical,experimental and computational study:a review [J].Renewable and Sustainable Energy Reviews,2010,14(7):2059-2067.[9] WILLIAMS A.The turbine performance of centrifugal pumps:a comparison of prediction methods [J].Proc Instn MechEngrs,1994,208(A1):59-66.[10] 王福军.计算流体动力学分析——CFD 软件原理与应用 [M].北京:清华大学出版社,2004:113-143.[11] 关醒凡.现代泵理论与设计 [M].北京:中国宇航出版社,2011:564-571.。

轴流式水轮机叶片进水边形状对其性能的影响_赵亚萍

靠处转轮室处 R 增大，而靠轮毂处下移，即 R 减小；方案 2 和方案 3 叶片进水边靠转轮室处位置相同，但靠轮毂处，方案 2 位置低于方案 3，其不同叶片型线示意图如图 3b。
2
数学模型及边界条件
2.1 数学模型轴流式水轮机内部流动是以水为介质的、复杂的三维流动，可以视为不可压缩流动。本文首先采用四面体网格对计算域进行网格划分。同时基于 Navier-Stoke （N-S）方程，应用标准 k-ε湍流模型进行计算和分析。 N-S 方程的描述[28]：质量守恒
Fig.1
图 1 不同年份轴流式水轮机叶片形状 Different blade shapes of Kaplan turbine from different times
第 13 期
赵亚萍等：轴流式水轮机叶片进水边形状对其性能的影响
95
1.2 计算域及计算工况点本文以某模型轴流转桨式水轮机为研究对象，并进行包含蜗壳、活动导叶、转轮、尾水管在内的整机联合数值计算，其中固定导叶 12 个、活动导叶 24 个、转轮叶片 5 个，计算域如图 2 所示。在其余过流部件相同的情况下，分别对 3 种不同的叶片进水边形状（如图 3 所示）的转轮进行数值研究，以研究轴流转桨式水轮机叶片进水边形状对水轮机性能的影响。
其中：p 为压强，Pa；ρ 为密度，kg/m3，Sij 为附加源项。 2.2 边界条件本文以蜗壳进口作为计算域的进口，尾水管出口为计算域出口。具体的边界条件给定如下：进口给定质量流量，并假设速度方向垂直于蜗壳进口面；出口给定相对压力；假设壁面无滑移，靠近壁面区域采用标准壁面函数法进行处理；静止和转动部分采用动静干涉面。
（1. 西安理工大学水利水电学院，西安 710048； 2. 西安热工研究院有限公司，西安 710032）摘要：针对轴流式水轮机叶片几何形状差异对水轮机的运行性能和运行范围产生的影响，研究了轴流式水轮机不同叶片进水边形状与水轮机性能参数之间的关系。在相同叶片安放角的情况下，对具有 3 种不同叶片进水边形状的轴流式模型水轮机进行数值研究。研究结果表明：在相同的叶片安放角的情况下，不同的叶片进水边形状不仅可以改变流道中从轮毂到轮缘的流量及环量分配；而且能够有效的改善叶片正背面压力分布，减小转轮内部的低压区，提高水轮机效率及空化性能；同时不同的水轮机进水边形状可以调节水轮机运行范围。研究结果可为水轮机的优化设计提供理论指导。关键词：轴流式水轮机，效率，空化性能，运行范围，叶片进水边形状 doi：10.3969/j.issn.1002-6819.2012.13.016 文献标志码：A 文章编号：1002-6819(2012)-13-0094-06 中图分类号：TK733+.3 赵亚萍，廖伟丽，李志华，等. 轴流式水轮机叶片进水边形状对其性能的影响[J]. 农业工程学报，2012，28(13)：94 －99. Zhao Yaping, Liao Weili, Li Zhihua, et al. Effect of shapes of blade leading edge on hydraulic performance of Kaplan turbine[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2012, 28(13): 94－99. (in Chinese with English abstract)

蜗壳回流孔对自吸泵性能的影响

蜗壳回流孔对自吸泵性能的影响夏丽;武鹏;吴大转【摘要】回流孔在自吸泵中通过液体回流蜗壳的方式达到改善自吸性能的目的，其位置和面积大小对自吸性能和效率有着显著影响。

利用计算流体力学分析方法对带回流孔的自吸泵内部流动进行数值模拟，研究回流孔附近的流动特性，分析不同回流孔位置和面积对内部流动和泵性能的影响。

结果显示，基于内流模拟预测的自吸泵性能与试验结果趋势吻合。

在设计工况下，增大回流孔面积可使回流蜗壳的流量增大，在不降低泵性能的情况下明显改善泵的自吸性能；在大流量工况下，回流孔面积的增大导致蜗壳到气液分离室的泄露，从而带来较大的容积损失。

回流孔在环向的位置主要对蜗壳内外压差产生影响，随着回流孔向隔舌靠近，蜗壳与气液分离室的压差逐渐变大，从蜗壳到气液分离室的泄漏损失增大，泵的效率降低。

因此，对于特定的自吸泵，存在一个最佳的回流孔开孔面积和位置。

%Reflux hole helps self‐priming pumps to improve self‐priming performance w hen the re‐flux liquid flow s into volute .Its position and area have a great influence o n the self‐priming capa‐bility and efficiency of the pump .The internalflow field of the self‐priming pump was numerical‐ly simulated with the CFD method ,to study the flow characteristics nearby the reflux hole and analyze the impact of the position and area of the reflux hole on the internal flow as well as the pump performance . The simulation results showed that the tendencies of simulation results matched with the experimental data .When the pump was operated at its design point ,the reflux flow rate increased with the area of the reflux hole and consequently the self‐priming capability was improved without suppressing the pumpperformance .When the flow rate was larger than the nominal flowrate ,the increase of the area of the reflux hole leaded to the leakage that flowed from the volute to liquid storage chamber ,which caused greater volume loss .The position of re‐flux hole had influence on the pressure difference between the inside and outsider of the volute . The position of reflux hole was closer to the tongue ,the pressure difference between the volute and the liquid separating chamber was bigger .And the leakage flowed from the volute into liquid storage through reflux hole waslarger ,which reduced the efficiency of the pump .So there is an optimal area and position of reflux hole for a specific self‐priming pump .【期刊名称】《工程设计学报》【年(卷),期】2015(000)003【总页数】6页(P284-289)【关键词】立式自吸泵;自吸性能;效率;数值模拟;回流孔;容积损失【作者】夏丽;武鹏;吴大转【作者单位】浙江大学化工机械研究所，浙江杭州 310027;浙江大学化工机械研究所，浙江杭州 310027;浙江大学化工机械研究所，浙江杭州 310027【正文语种】中文【中图分类】TH317自吸泵相对与一般的离心泵而言，在启动前不需要将进水管充满水，启动后经过短时间的运转，可以依靠泵自身的作用将进水管中的气体排出［1］.由于自吸泵使用方便、工作可靠、安全性能好，目前广泛应用于钢铁、石油化工、轻工和农业灌溉等行业［2－3］.根据气液混合后水回流部位的不同，自吸泵分为2类：内混式和外混式［4］.本文的研究对象是一种立式无密封自吸泵，其属于外混式自吸泵，气液分离室中液体通过间隙或孔回流到叶轮出口处，空气和水在叶轮外缘混合.在立式自吸泵自吸性能不足的情况下，在蜗壳上开回流孔是改善自吸性能的有效手段.回流孔可以将气液分离室中的流体引向叶轮外缘，使气液得到充分混合，实际工程运用也发现其大小和位置对于自吸能力和水力性能均有较大影响.国内外学者已对自吸泵开展了较多研究，李红等人采用数值模拟的方法，运用VOF模型研究了自吸过程中的瞬态流动［5－6］，孙幼波等人对立式自吸泵进行了性能分析和结构改进［7－8］，Hubbard对扭曲叶片的自吸泵性能进行研究［9］，仪群通过试验的方法提出了回流孔面积的常规预算法［10］，陈茂庆等根据试验的方法导出了回流孔面积的经验公式［11－12］.但对回流孔作用下的内部流动机理及其对性能的影响还有待研究.从现有研究来看，国内外学者更多地关注了自吸泵的结构改进和自吸过程.而对于回流孔的设计，则是运用经验公式估算回流孔的面积和位置，回流孔的工作机理以及回流孔附近的流动状态并不明确.同时，回流孔大多用于普通的自吸泵，在立式无密封自吸泵应用是一种新的尝试.因此，本文将增设回流孔的方式用于立式无密封自吸泵，并基于数值模拟，分析回流孔面积和位置对立式无密封自吸泵内部流动状态和性能的影响，以指导立式无密封自吸泵蜗壳回流孔的设计，提高泵的自吸性能.1 计算模型与数值方法1.1 模型参数与网格划分立式无密封自吸泵的结构如图1（a）所示，主要由进水管、叶轮、蜗壳、气液分离室、出水管和副叶轮等部件组成.图1（b）为自吸泵全流道三维模型图.由于蜗壳的支架等结构对泵全流道水力性能影响不大，建模时为了节省计算资源，简化了气液分离室的内部结构.图1 自吸泵三维结构图Fig.1 3－D model of self－priming pump本文采用的自吸泵的额定流量、扬程和转速等设计参数如表1所示，回流孔开在蜗壳的壁面上，如图2所示.表1 自吸泵主要设计参数Table 1 Main design parameters of self－priming pump数值255 48 2 900 120 27 214图2 开有回流孔的蜗壳Fig.2 The volute with reflux hole将模型导入Fluent前处理软件Gambit中进行网格划分.由于自吸泵流道模型较复杂，采用非结构化四面体混合网格.为保证计算的准确性，对叶轮、蜗壳进行局部加密.计算网格如图3所示，网格总数为3 343 258个.图3 自吸泵分析模型网格Fig.3 Calculation grid of self－priming pump1.2 数值模拟方法采用雷诺平均N－S（RANS）法模拟自吸泵内部流动；湍流模型运用Realizable k—ε模型；利用有限体积法对非结构化网格下的控制方程进行离散，压力—速度的耦合采用SIMPIC算法，差分格式采用二阶迎风格式.自吸泵内部流动为定常流动，流动场的计算采用多参考坐标系模型.进水管进口速度为入口边界条件，出水管出口压力为出口边界条件，并设置湍流强度和湍流长度尺度.壁面均采用无滑移边界条件［13－14］.1.3 网格无关性验证为了检查网格数量对模拟准确性的影响，需要进行网格无关性验证.网格无关性检验以计算扬程为考察指标，分别采用了1 958 114，2 137 979，3 343 258和4 021 423个四种不同的网格数量进行模拟，不同网格数下的扬程变化如图4所示.图4 不同网格数量下的扬程Fig.4 The head under different count of grids从图4中可以看出，随着网格数量的逐渐增大，扬程逐渐升高，但是当网格数量达到3 343 258个后扬程变化小于2%.为了同时兼顾计算效率和精度，最终本文采用的网格数为3 343 258个.2 结果与分析2.1 水力性能与试验对比为了验证计算模型的准确性，将试验和模拟分别得到的扬程曲线和效率曲线进行对比，如图5所示.图5 计算与试验对比图Fig.5 Comparison chart of calculation and experiment从图5中可以看出，模拟得到的扬程和效率曲线比试验曲线略高，这是因为在模拟时没有考虑叶轮进口密封口环处存在泄漏等容积损失，以及泵试验过程存在的机械损失.模拟得到的扬程和效率曲线变化趋势与试验值一致，误差小于5%，证明数值计算模型可以进一步用于模拟研究.2.2 回流孔面积的影响为了研究回流孔面积不同时自吸泵内部的流动状况，分析回流孔对自吸性能的影响，本文对3种不同面积的回流孔进行了研究，分别为1 900，1 130和800mm2.根据经验，回流孔一般布置在从隔舌起沿叶轮旋转方向的190°～220°［15－16］.为研究面积的影响，将3种回流孔的位置都布置在190°.表2和表3分别为3种回流孔面积在额定工况和大流量工况下的回流量，其中：θ为回流孔从隔舌起沿叶轮旋转方向角度；S为回流孔面积；Q为自吸泵流量；q为回流量，正号表示流体从储液室流入蜗壳，负号表示流体从蜗壳流入储液室.在额定工况Q＝255m3／h下，随着回流孔面积的逐渐增大，从储液室向蜗壳的回流流量逐渐上升，意味着有更多的流体在叶轮外缘与气体混合，这有助于气体更快地排出，减少自吸时间，提高自吸性能.当流量大于额定流量时，回流孔的面积越大，从蜗壳向储液室中的泄漏量越大.在实际的工程应用中，泵的运转总会偏离最佳工况点，泄露损失是不可避免的，这一部分泄漏损失加剧了泵的容积损失，泵的效率也会随之降低.表2 Q＝255m3／h时不同回流孔面积的回流量Table 2 The reflux flow rate with different areas of reflux hole at Q＝255m3／h1 190 800 255 1.784 2 190 1 130 255 2.451 3 190 1 900 255 3.544表3 Q＝375m3／h时不同回流孔面积的回流量Table 3 The reflux flow rate with different areas of reflux hole at Q＝375m3／h1 190 800 375 －5.81 2 190 1 130 375 －8.89 3 190 1 900 375 －13.6为了进一步分析回流孔作用机理，下面分析自吸泵内部的流场状况.图6至图8为当回流孔面积S＝1 900mm2时，在3种不同的工况下叶轮、蜗壳和储液室中的压力分布.图6 Q＝255m3／h时总压云图Fig.6 Total pressure contour at Q＝255m3／h 在额定工况下，Q＝255m3／h，蜗壳内部的压力比储液室中的低，流体经过回流孔从储液室流入蜗壳中.从图9中可以看出在回流孔附近有明显的回流现象.在高速旋转的叶轮中，进入蜗壳中的回流流体将和气体混合后进入分离室.由于气体的密度比液体的小，在离心力作用下的气体将被排除泵外.表明进入蜗壳中的回流体越多，将会有更多的液体与气体混合，加快进水管中的气体排出，减少自吸时间.图7 Q＝375m3／h时总压云图Fig.7 Total pressure contour at Q＝375m3／h 图8 Q＝125m3／h时总压云图Fig.8 Total pressure contour at Q＝125m3／h 图9 Q＝255m3／h时回流孔附近的速度矢量图Fig.9 Velocity vector near reflux hole at Q＝255m3／h当在大流量工况下，Q＝375m3／h，蜗壳内部的压力比储液室中的低，流体从蜗壳流向储液室，如图10所示.表明当泵在大流量工况运行时，回流孔附近会发生泄漏现象.当泵在小流量工况下运行，Q＝125m3／h，与额定工况类似，流体经过回流孔从储液室流入蜗壳中.但与额定工况相比回流量更大，这是因为在小流量时蜗壳与储液室的内外压差比设计工况下要大.从以上分析可知，随着回流孔面积的增大，进入蜗壳中的回流量逐渐增大，自吸时间逐渐减少.但是超过一个最佳面积时，由于回流量增加，气液分离室中的水位下降，回流的液体中含有较多气体使自吸高度下降，而且回流孔面积越大，泄漏损失越大.因此对自吸泵而言存在一个最佳回流孔面积.图10 Q＝375m3／h时回流孔附近的速度矢量图Fig.10 Velocity vector near reflux hole at Q＝375m3／h根据陈茂庆提出的外混式自吸泵回流孔面积经验公式，如式（1）［12］，本文中最佳的回流孔面积应该为750～1 200mm2.式中：Q为自吸泵流量，m3／s；n为转速，r／min.本文对3种回流孔面积进行数值模拟，分别是S＝1 900mm2，S＝1 130mm2，S＝800mm2.结果显示：当回流孔面积在800mm2时，在额定流量下，回流量过小，仅为1.784 m3／h；当回流孔面积为1 900 mm2时，大流量情况泄漏量过大，为13.6 m3／h.因此经综合考虑，本文研究对象的最佳回流孔面积为1 100～1 200mm2.这与经验公式的计算结果一致.2.3 回流孔位置的影响分析了3种不同回流孔位置下自吸泵内部的流场状况.3种回流孔的位置分别布置在从隔舌起沿叶轮旋转方向的150°，190°和220°，回流孔的面积均为800mm2，自吸泵流量均为375m3／h.图11至图13为不同情况下的自吸泵内部总压云图；表4为3种回流孔的回流量，负号表示流体经过回流孔由蜗壳进入气液分离室.表4 不同回流孔位置时的回流量Table 4 The reflux flow rate with different positions of reflux hole1 150 800 375 －7.26 2 190 800 375 －5.81 3 220 800 375 －5.62图11 θ＝150°时总压云图Fig.11 Total pressure contour atθ＝190°图12 θ＝190°时总压云图Fig.12 Total pressure contour atθ＝190°图13 θ＝220°时总压云图Fig.13 Total pressure contour atθ＝220°从图11至图13可以看出，在蜗壳的不同位置，其内外压力也不相同：越靠近隔舌的区域，蜗壳内外压差越大.在大流量工况下，蜗壳内部压力比外部大，大量流体从回流孔向蜗壳外部泄漏.从表4中可以看出，回流孔的位置越靠近隔舌，经过回流孔由蜗壳进入气液分离室的泄漏量越大，容积损失越大，泵的效率降低.工程上一般将回流孔布置在从隔舌起沿叶轮旋转方向的190°～220°，从模拟结果来看，190°时的回流量与220°时相差不大.本文研究的立式无密封自吸泵回流孔的最佳位置在从隔舌起沿叶轮旋转方向的190°.3 结果与分析本文分析不同回流孔位置和面积对内部流动和泵性能的影响，得到以下结论：1）自吸泵在设计工况点运行时，蜗壳内部压力比储液室小，增大回流孔的面积可以增加通过回流孔进入蜗壳中的回流量，有利于减少自吸时间，提高自吸泵的自吸性能.当自吸泵在大流量工况运行时，蜗壳内部压力比储液室大，增大回流孔的面积会增大蜗壳通过回流孔向储液室的泄漏量，从而会降低泵的效率.2）在蜗壳的不同位置处，蜗壳的内外压差不相同.越靠近蜗壳的隔舌区域，内外压差越大，从回流孔进入储液室的泄漏损失越大.3）对于自吸泵，存在最佳的回流孔开孔面积和开孔位置的取值范围，本文研究对象的最佳开孔面积为1 100～1 200mm2，开孔位置为190°.参考文献：［1］关醒凡.现代泵理论与设计［M］.北京：中国宇航出版社，2005：424－430.GUAN Xing－fan.Modern pumps theory and design［M］.Beijing：China Aerospace Press，2005：424－430.［2］吕智君，兰才有，王福军.自吸泵研究现状及发展趋势［J］.排灌机械，2005，23（3）：1－5.LÜZhi－jun，LAN Cai－you，WANG Fu－jun.The present status and development of self－priming pump［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，2005，23（3）：1－5.［3］JOHN Shepard.Self－priming pumps：an overview［J］.World Pumps，2003（9）：21－25.［4］陈茂庆，吴卫东.石化自吸离心管道泵的设计与试验［J］.石油化工设备，2000，29（1）：30－33.CHEN Mao－qing，WU Wei－dong.Design andtest of self－priming centrifugal pump［J］.Petro－Chemical Equipment，2000，29（1）：30－33.［5］LI Hong，SHEN Zhen－hua.Influence of pressure fluctuation on reflux valve in a self－priming pump with outer recirculation［C］／／Proc Int Conf ASME.Montreal，Canada，May 1－5，2010.［6］李红，徐德怀，李磊，等.自吸泵自吸过程瞬态流动的数值模拟［J］.排灌机械工程学报，2013，31（7）：565－569.LI Hong，XU De－huai，LI Lei，et al.Numerical simulation of transient flow in self－priming centrifugal pump during self－priming period［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，2013，31（7）：565－569.［7］孙幼波，陈涛，杨帅，等.立式自吸泵水力性能分析及内部结构的改进［J］.浙江大学学报：工学版，2013，47（2）：332－338.SUN You－bo，CHEN Tao，YANG Shuai，et al.Improvement design of hydraulic componentsand structure of vertical self－priming pump［J］.Journal of Zhejiang University：Engineering Science，2013，47（2）：332－338.［8］孙幼波.立式无密封自吸泵设计及性能优化［D］.杭州：浙江大学化学工程系，2013：18－82.SUN You－bo.Design and performance optimization of non－leakage vertical self－priming pump［D］.Hangzhou：Zhejiang University，Department of Chemical Engineering，2013：18－82.［9］HUBBARD.Self－priming pump characteristics of flexible impeller pumps［J］.World Pumps，2000，405：19－21.［10］仪群.外混式自吸泵回流孔面积的预算及参数的确定［J］.排灌机械，1992，10（1）：1－5.YI Qun.The prediction on the area and parameters of the reflux hole of self－priming pump with outer recirculation［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，1992，10（1）：1－5. ［11］陈茂庆，吴卫东.回流孔对自吸离心泵自吸性能影响的研究［J］.水泵技术，1998，3（1）：26－30.CHEN Mao－qing，WU Wei－dong.Effects of reflux hole on the self－priming performance［J］.Pump technology，1998，3（1）：26－30.［12］陈茂庆.自吸式离心泵回流孔的试验研究与设计［J］.排灌机械，1990，8（4）：1－10.CHEN Mao－qing.The test and design of the reflux hole of self－priming centrifugal pump［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，1990，8（4）：1－10.［13］王福军.计算流体动力学分析［M］.北京：清华大学出版社，2004：215－216.WANG Fu－putational fluid dynamic［M］.Beijing：QinghuaUniversity Press，2004：215－216.［14］HAO Yu，JORMA Kivilathti.CFD modelling of the flow field inside a reflow oven［J］.Soldering and Surface Mount Technology，2002，14（1）：38－44.［15］仪群.外混式自吸离心泵自吸性能影响因素的分析及故障的排除［J］.排灌机械，1991，9（1）：1－7.YI Qun.Influencing factors of self－priming performance and fault exclusion of self－priming pump with outer recirculation［J］.Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，1991，9（1）：1－7.［16］LIU Jian－rui，HE Xiao－ke.Design and experimental research of self －suction sprinkler irrigation jet pump［C］／／Proc Int ConfASME.Hamamatsu，Shizuoka，Japan，Jul.1，2011.。

液力透平叶轮内速度滑移机理及S型叶片的水力特性

液力透平叶轮内速度滑移机理及S型叶片的水力特性液力透平叶轮内速度滑移机理及S型叶片的水力特性引言：液力透平是一种利用流体动能转化为机械能的装置，广泛应用于水力发电、热能利用等领域。

叶轮作为液力透平中的核心组件，其设计优化对透平的性能具有重要影响。

本文将探讨液力透平叶轮内速度滑移机理以及S型叶片的水力特性，以期能为液力透平的设计提供理论依据和指导。

一、液力透平叶轮内速度滑移机理液力透平叶轮内速度滑移指的是叶片的进口速度与出口速度之间的差值，反映了液力透平叶轮中流体的速度改变情况。

液力透平叶轮内速度滑移机理可从两个角度来解释，即动量守恒定律和能量守恒定律。

从动量守恒定律角度看，叶轮进口速度与出口速度之差，可以解释为进口处叶轮叶片对流体施加的作用力与出口处叶轮叶片对流体施加的作用力之差。

这是因为叶片对流体的作用力，会导致流体流速改变，进而影响流体的动量。

从能量守恒定律角度看，叶片进口速度与出口速度之差，可以解释为进口处流体的总能量与出口处流体的总能量之差。

在液力透平叶轮中，由于叶片对流体施加了作用力，流体的压能和动能会发生改变，从而使得总能量发生变化。

而叶轮内速度滑移则反映了这种能量变化。

总的来说，液力透平叶轮内速度滑移是由于叶片对流体的作用力导致流体的动量和能量发生改变所致。

二、S型叶片的水力特性S型叶片是一种特殊形状的液力透平叶片，其外形类似字母"S"，在液力透平中具有较好的水力特性。

下面将从叶片切向速度和叶片进口流量等方面来讨论S型叶片的水力特性。

1. 叶片切向速度：S型叶片在流经时能够使流体产生切向速度，这可以增加流体的受力面积，提高流体的托力以及转化效率。

2. 叶片进口流量：S型叶片在进口处的流体流量较大，这是因为S型叶片能够将流体的径向运动转化为切向运动，从而增大了流体的流量。

3. 叶片出口流量：相比于传统的圆弧叶片，S型叶片在出口处的流体流量减小，这是因为S型叶片能够将流体的切向速度转化为径向速度，降低了流体在出口处的流量。

气液两相条件下液力透平内水力损失分析

2019年第1期pj•療杀，求•29•气液两相条件下液力透平内水力损失分析史广泰1彭家文2(1-西华大学流体及动力机械教育部重点实验室，成都，610039；2-西华大学西华学院，成都，610039)摘要：为了研究气液两相条件下液力透平各过流部件内水力损失的分布情况，现选择比转速为55.7的单级单吸离心泵反转作液力透平，并对该模型在不同流量、不同含气率下进行数值计算，分析含气率变化对液力透平内水力损失分布规律的影响。

研究发现：液力透平内主要水力损失发生在叶轮和蜗壳内，叶轮内水力损失约占总水力损失的55%,蜗壳内水力损失大约占总水力损失的39%；含气率对叶轮内水力损失影响最大，含气率越高液力透平各过流部件内水力损失以及总的水力损失越大。

研究结果为液力透平结构的优化设计提供理论依据。

关键词：液力透平气液两相水力损失数值计算中图分类号：TH311文献标识码：A引言液力透平最早被研究用来回收压力能，具有广泛的应用领域，液力透平回收液体能量的研究对国民经济和社会发展有重要的促进作用IT。

在工程实际中，液力透平回收合成氨、石油化工等行业的高压液体时往往含有一定量的气体问，气体的存在会导致叶轮流道内流动不稳定，形成旋涡，从而导致液力透平水力损失增加、能量回收效率变低、稳定性变差等问题。

冃前，对液力透平内流动机理的研究主要集中在过流部件内速度分布规律、压力分布规律以及动静干涉等方面。

文献［7］通过数值模拟与外特性试验研究泵反转作透平内部流动规律，分析了泵反转作透平时内部速度场及压力场，验证了泵反转作透平的可行性；文献［8］对液力透平内部的流动机理进行了详细分析，研究发现：在液力透平的向心叶轮内，液流的相对运动是均匀流和相对轴向旋涡运动的叠加，且在叶轮流道内相对速度从叶片的工作*基金项目：中国博士后科学基金特别资助(2017T100077)；中国博士后科学基金面上资助(2016M600090)；西华大学重点科研基金资助(Z1510417);四川省教育厅科研项目资助(重点项目) (172470);西华大学流体及动力机械教育部重点实验室开放课题资助(szjj2016-004)面到背面是逐渐增加的；文献［9］采用数值模拟的方法，在纯水工况和气液两相条件下对液力透平外特性及内流场的变化规律进行了研究；文献［10］分析了液力透平的非定常压力脉动；文献【11］通过在液力透平叶轮外径处添加导叶，研究导叶对液力透平性能和过流部件内压力脉动的影响；文献［12-14］均得岀液力透平叶轮内水力损失是液力透平内部的主要损失。

水轮机式液力透平的两相流动性能分析及蜗壳改型研究

硕士学位论文(学术学位)水轮机式液力透平的两相流动性能分析及蜗壳改型研究庞烨学科门类：工学一级学科：动力工程及工程热物理二级学科：流体机械及工程指导教师：郭鹏程教授孙帅辉副教授申请日期：2019 年 6 月西安理工大学硕士学位论文the outlet side of the impeller increases and gas phase aggregation occurs. At the same time, when the inlet side of the impeller returns, the vortex of the suction surface in the impeller flow passage becomes larger, the energy dissipated increases, and the pressure difference between the pressure surface and the suction surface decreases, resulting in a decrease in turbine output power and efficiency.After adding the partition structure in the volute, the efficiency and output power of the turbine are effectively improved. When the volume fraction of the inlet gas phase is 0.20, the turbine output power can be increased by an average of 30 kW, which can be used in medium flow conditions. The highest efficiency of the turbine is increased by 4.1%. The two-phase working fluid is divided into two parts in the volute, which inhibits the separation of the two-phase working fluid, and the gas content of the two-phase working medium in the rear quarter of the volute increases. The re-adjustment of the gas phase in the volute improves the inlet flow field of the impeller, increasing the pressure on the pressure side of the impeller inlet and increasing the pressure difference between the pressure surface and the suction surface of the vane. At the same time, the turbine suction surface vortex of the turbine after the volute is modified is smaller than the unmodified model, the energy of the vortex dissipation is reduced, and the output power and efficiency of the turbine are effectively improved.Key words:Hydraulic-turbine; Gas-liquid two-phase flow; Eulerian-Eulerian particle model; V olute modification; Performance analysis目录目录摘要 (I)Abstract (III)目录 (V)1 绪论 (1)1.1研究背景及意义 (1)1.2液力透平的分类 (2)1.2.1 泵反转式液力透平 (2)1.2.2水轮机式液力透平 (2)1.2.3 专用液力透平 (3)1.3国内外研究现状 (3)1.3.1液力透平性能预测的进展 (3)1.3.2液力透平的性能优化进展 (4)1.3.3液力透平的两相流研究 (5)1.4本文的主要研究内容 (7)2 数值模拟方法及模型参数 (9)2.1湍流模型 (9)2.1.1 k-ε模型 (9)2.1.2 k-ω模型 (10)2.2 两相工质中气泡受力 (10)2.3 多相流模型 (11)2.4混合工质的基本参数 (13)2.5 模型几何参数 (15)2.6网格划分 (16)2.7 模型边界条件设置 (17)2.8小结 (18)3 透平气液两相工况下流动机理研究 (19)3.1 数值模拟方案 (19)3.2 透平外特性能分析 (19)3.3 透平内部流场分析 (21)3.3.1 混合工质下透平气相分布 (21)3.3.2 混合工质下转轮内部静压力分布 (25)3.3.3 混合工质下叶轮流线分布 (29)西安理工大学硕士学位论文3.4 本章小结 (32)4 气液两相工况时蜗壳改型设计 (35)4.1 改型方案 (35)4.2数值模拟方案 (36)4.3 改型后外特性分析 (37)4.4 改型前后内部流场分析 (37)4.4.1 透平气相分布变化 (37)4.4.2 改型前后压力变化 (41)4.4.3 改型前后流线分布图 (43)4.4 本章小结 (45)5 结论与展望 (47)5.1 结论 (47)5.2 展望 (47)致谢 (49)参考文献 (51)攻读学位期间主要研究成果 (55)第一章绪论1 绪论1.1研究背景及意义随着我国能源革命的推进，在石油化工行业推行清洁能源、保护环境和节能减排的可持续战略，督促企业提高能效和降低污染，是我当前能源政策的主要要求。

间隙和进口边界层厚度对跨音速涡轮叶顶流动换热特性影响的数值研究

间隙和进口边界层厚度对跨音速涡轮叶顶流动换热特性影响的数值研究杜昆;宋立明;李军【摘要】Numerical investigations on the flow and heat transfer characteristics of the transonic turbine blade tip using the three-dimen-sional Reynolds-Averaged Navier-Stokes( RANS) and standard k-ωturbulent model based on the CFD software ANSYS-CFX was pres-ented.The effect of the tip gap and inlet boundary layer thickness on the heat transfer characteristics of the transonic turbine blade tip was conducted.The numerical results show that averaged heat transfer coefficient on the blade tip at transonic condition is greater than that at subsonic case and the region near the blade leading edge obtains great heat transfer coefficient and the high heat transfer coeffi-cient region near the reattachment line moves towards pressure side for the transonic flow condition by comparison of the subsonic case with same total inlet temperature and outlet pressure.The influence of tip gap on the blade tip averaged heat transfer coefficient is limit-ed, but areas of the high heat transfer coefficient region near reattachment line and the low heat transfer coefficient region near suction side expands with the increase of blade tip gap.The endwall boundary layer thickness has little influence on the blade tip heat transfer performance, but noticeable impact is observed for the heat transfer coefficient of the blade suction side surface.With thicker inlet boundary layer, tip leakage vortex is weaker and more attached to thesuction-side surface by the force of secondary flow, so the area near the separation line attains high heat transfer coefficient.%采用求解三维Reynolds-Averaged Navier-Stokes( RANS)和标准k-ω紊流模型的方法数值研究了跨音速流动条件下涡轮叶片顶部的流动传热特性,分别研究了跨音速流动条件下叶顶间隙高度及进口边界层厚度对叶顶流动换热特性的影响. 研究结果表明:在气流进口总温及出口静压一定时,跨音速流动时叶顶平均换热系数远大于亚音速流动,跨音速流动时叶片前缘附近存在高换热系数区且再附着线附近的高换热系数区靠近压力面侧. 在跨音速流动条件下,叶顶间隙高度对叶顶平均换热系数影响较小,但随着叶顶间隙高度的增大压力面侧分离线附近的高换热系数区和吸力面侧附近的低换热系数区面积均增大. 进口边界层厚度对叶顶换热影响很小,但对吸力面侧换热有一定影响. 进口边界层厚度较大时,叶顶间隙泄漏较小而横向二次流强度较大同时泄漏涡在二次流的挤压下更加靠近吸力面侧,最终分离线附近产生高换热系数区.【期刊名称】《燃气轮机技术》【年(卷),期】2015(028)004【总页数】7页(P22-27,72)【关键词】跨音速叶片;叶顶间隙;传热特性;进口边界层;数值模拟【作者】杜昆;宋立明;李军【作者单位】西安交通大学能源与动力工程学院,西安 710049;西安交通大学能源与动力工程学院,西安 710049;西安交通大学能源与动力工程学院,西安 710049;先进航空发动机协同创新中心,北京 100191【正文语种】中文【中图分类】V231.1高温燃气在涡轮动叶与机匣间隙的泄漏流动导致叶顶区域流动存在很强的换热系数，使得叶顶承受很高的热负荷，因此对冷却系统的设计提出了更高的要求。

基于CFD仿真及水轮机理论研究液力透平最高效率点偏离设计工况的问题

基于CFD仿真及水轮机理论研究液力透平最高效率点偏离设计工况的问题作者：王亚猛王辉贾凯凯杜洋陈金宝张丽红来源：《科技创新与应用》2020年第10期摘; 要：随着社会的发展，国家制定了可持续发展的方针，越来越注重节能减排的重要作用。

液力透平逐渐在更多的工厂中使用，用以进行高余压液体能量的回收。

文章基于CFD仿真及水轮机原理对可能出现的液力透平高效区偏离设计工况的问题进行分析。

分析表明，液力透平高效区偏离设计流量工况是因为座环出口水流角偏离了额定工况下转轮需要的水流进口角。

关键词：液力透平;CFD;水輪机原理;速度三角形中图分类号：TE96 文献标志码：A; ; ; ; ;文章编号：2095-2945（2020）10-0064-03Abstract： With the development of society， the country has formulated the policy of sustainable development， and more and more attention has been paid to the important role of energy conservation and emission reduction. Hydraulic turbine is gradually used in more and more factories to recover high residual pressure liquid energy. Based on CFD simulation and turbine principle， this paper analyzes the possible deviation of high efficiency region of hydraulic turbine from design conditions. The analysis shows that the reason why the high efficiency zone of the turbine deviates from the design flow condition is that the flow angle at the outlet of the stay ring deviates from the flow inlet angle required by the runner under the rated condition.Keywords： hydraulic turbine; CFD; turbine principle; speed triangle前言国家近些年提出要加强对工业特别是高耗能产业的升级改造，要建立以高科技产品为依靠的低能耗、低污染、可持续的高效发展方式。

蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响

蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响杨军虎;李吉成【摘要】借助ANSYS-FLUENT软件,通过对一单级液力透平的蜗壳进行再设计,对液力透平在不同蜗壳进口截面情况下的径向力特性进行研究,并分析透平性能的变化情况.结果表明:透平径向力随蜗壳进口截面直径的增大而呈线性增大,当蜗壳进口截面直径大于一临界值时,径向力又缓慢下降;径向力合力的方向与隔舌的相对位置在小流量时为60°～90°,在大流量时为110°～150°;隔舌区域的流动对径向力的分布有较强的影响,经过蜗壳再设计后透平的效率要高于原透平的效率.【期刊名称】《西华大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2015(034)005【总页数】5页(P34-38)【关键词】液力透平;径向力;蜗壳截面;数值计算【作者】杨军虎;李吉成【作者单位】兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050【正文语种】中文【中图分类】TH311能源问题一直以来都是关乎社会生产生活的重大问题。

液力透平作为一种能量回收装置，能将高压液体的能量转化为透平叶轮的旋转机械能以及其他形式的能量，从而实现能量回收再利用的目的[1-3]。

目前，对液力透平的研究主要集中在叶轮设计方法和叶片优化等方面[4-6]，而对于液力透平的设计还没有一套完整有效的理论。

径向力是流体机械设计过程中必须考虑的重要因素之一[7]，偏工况运行是径向力产生的主要原因[8]。

有研究[9]表明，非定常偏工况下透平径向力的脉动值约为定常工况下径向力均值的24%～54%，这相比于泵工况下的40%～70%要小[10]。

同时，透平各个部件之间的共同作用而导致的径向力也是不可避免的，例如转子的振动、叶轮轴的挠度等；但这些对于径向力的研究多集中在叶轮以及蜗壳和叶轮的匹配方面[11-13]，而对于蜗壳几何参数与径向力之间的关系研究则较少，蜗壳进口截面对液力透平径向力及其性能的影响方面尚待研究。

叶片修圆对蜗壳式轴流泵反转作透平的性能影响

液压#动与&封/2021年第04期doi：103969/j.issn0008-08133021.04304叶片修圆对蜗壳式轴流泵反转作透平的性能影响程培斋，李怀瑞(兰州理工大学能源与动力工程学院，甘肃兰州730050)摘要：为了利用轻化工行业中低扬程、大流量的液体余压能，以国内某企业生产的一台比转速为900的PLKXII型蜗壳式轴流泵为研究对象％对模型泵叶片的进口边和出口边分别进行了修圆处理(即在叶片的背面、工作面和叶顶的交线处倒圆角)，建立叶片无修圆、进口修圆、出口修圆和进出口同时修圆4种叶轮的三维模型，然后使用ANSYS IDEM对模型进行非结构化四面体网格划分，并基于ANSYS Fluent对不同方案进行CFD定常数值模拟计算，得到了泵工况和透平工况下的外特性以及内部流动信息。

研究表明：叶片进口处修圆会使模型泵的效率提升0.78%，但因为叶片有效面积的减少，扬程降低1.6%，轴功率降低1.5%。

叶片出口修圆会使液力透平的效率提升0.92%,水头降低1.25%,轴功率降低1.31%。

叶片进口修圆后进口附近的压力和速度分布得到了一定的改善，并且减小了叶片工作面的低压区面积,降低了汽蚀发生的可能性。

关键词：蜗壳式轴流泵;叶片修圆;性能;影响中图分类号:TH137；TH312文献标志码:A文章编号：1008A813(2021)04-0010A8The Influence of Blade Roundnes s on Wc Performance of Volute AxialFlow Pump Reversing TurbineCHENG Pei-zhai，LI Huai-rui(Colleaa of Enegy and Power Engineering，Lanzhou Unia.of Tech.，Lanzhou730050，China)Abstract：In order te utilize the low-pressure，larae-Aow liquid residual pressure energy in the light chemical industry，a PLK XII volute axial low pump with a specific speed of900produced by a domestic enterprise was taken as the research object.The inlet and outlet sides of the model pump blades were rounded(ie，rounded at the intersection of the back of the blade，the working surface and the tip of the blade)，and the blades without rounding，inlet rounding，and exit rounding were established The three-dimensional model of four impeSers was rounded at the same Wmc as the and export，and then ANSYS IDEM was used te perform unstructured tetrahedral meshing，and based on ANSYS Fluent，the CFD constant value simulation calculation of different schemes was performed te obtain the pump working conditions and penetration Eieeenaochaeaceeeieic*and ineeenaotoowintoemaeion undeenoemaowoekinycondieion*.Seudie*haee*hown ehaeeoundinyeheinoeeoteheboade will increase the eSiciency of the model pump by0.78%，but because of the reduction in the eSective area of the blade，the head is reduced by1.6%and the shaft power is reduced by1.5%.The rounding of the blade outlet will increase the efficiency of the hydraulic turbine by 0.92%，reduce the head by1.25%，and reduce the shatt power by1.31%.After the blade inlet is rounded，the pressure and velocity diswibution near the inlet have been irnproved te a certain extent，and the area of the low pressure area of the blade working surface has been reduced，reducing the possibility of cavitation.Key wordt:volute type axial tow pump；blade roundness;performance；influence蜗壳式轴流泵是一种高比转速的叶片泵，其叶轮为轴流式叶轮，但是压水室为类似于离心泵的蜗壳，采用了悬架后开门式结构，可以在不影响管路系统的情况下而拆装泵的叶轮转动部分。

蜗壳截面形状对液力透平性能的影响

蜗壳截面形状对液力透平性能的影响
苗森春;杨军虎;史广泰
【期刊名称】《兰州理工大学学报》
【年(卷),期】2015(41)5
【摘要】在液力透平中,蜗壳的水力损失大小对透平的性能起着至关重要的影响.针对国内外液力透平的研究现状以及其效率较低等问题,对一单级单吸液力透平的蜗壳截面形状进行研究,借助ANSYS软件得出液力透平在不同蜗壳截面形状下的压力场、速度场、性能曲线和水力损失.研究发现:在选择的矩形截面、梯形截面和圆形截面中,透平蜗壳截面是梯形截面时的效率最高,适合本文研究的模型;在同一流量下,流体在圆形截面蜗壳内的水力损失最小,但是在叶轮中损失最大,因此蜗壳截面是圆形的透平效率不是很高.
【总页数】4页(P50-53)
【作者】苗森春;杨军虎;史广泰
【作者单位】兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050
【正文语种】中文
【中图分类】TH322
【相关文献】
1.蜗壳出口截面对液力透平性能的影响 [J], 史广泰;杨军虎;苗森春
2.液力透平进口截面对蜗壳内压力脉动的影响 [J], 史广泰;杨军虎;王生举;王晓辉
3.蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响 [J], 杨军虎;李吉成
4.蜗壳形状对液力透平压力脉动影响的研究 [J], 赵万勇;马得东;史凤霞;梁允昇;彭虎廷;苗瑞林
5.横向间距和截面形状对汽轮机切向进气蜗壳气动性能的影响 [J], 薛文松;李军;陈阳;白昆仑;田朝阳
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

液力透平的直接正向设计方法

液力透平的直接正向设计方法吴玉珍;王铭【摘要】简要介绍了水轮机、水泵水轮机、离心泵反转液力透平设计方法,针对液力透平实际工作条件和结构特点,提出依据介质流量、可利用水头、转速等工况条件确定液力透平特征参数,进行转轮、蜗壳、导叶或导流段等过流部件的一维设计的方法;在二维造型和局部优化、三维流场数值仿真和结构、性能优化基础上,形成液力透平的直接正向设计方法.【期刊名称】《化工设备与管道》【年(卷),期】2019(056)003【总页数】6页(P38-42,77)【关键词】液力透平;直接正向设计;模型设计【作者】吴玉珍;王铭【作者单位】北京航天动力研究所,北京100076;北京航天动力研究所,北京100076【正文语种】中文【中图分类】TQ050.2;TH38水力涡轮是将液体压力能转变为机械能的设备，包括水电行业的水轮机、水泵水轮机，以及工业装置流体压力能回收的液力透平。

目前水力涡轮的设计主要采用模型设计法，具体包括水泵水轮机设计法[1-2]、常规水轮机设计法[3-4]、反转离心泵设计法 [5-8]。

反转离心泵设计法将透平参数转换为离心泵参数进行设计，是目前工业装置液力透平的主要设计方法；但转换系数以各自泵模型为基础，不同文献给出的转化系数有一定差异，导致设计误差，因此本文提出液力透平过流部件的直接正向设计方法。

1 几种典型的模型设计方法1.1 水轮机设计法水轮机的设计[4]基于模型机参数，确定真机的运行参数和几何参数。

设计过程包括转轮类型的确定、转轮模型的确定、真机的转轮尺寸的确定和过流部件及运行参数的确定、真机的缩比转轮模型试验验证、强度校核计算等。

由于水轮机与工业装置液力透平在尺寸和介质方面差别较大，直接应用水轮机设计方法时应充分考虑模型特征参数。

水轮机的主要特征参数：混流水轮机比转速单位转速单位流量式中 Q——流量；H——水头（扬程）；n ——转速；D1——叶轮直径。

1.2 水泵水轮机设计法水泵水轮机是工作在正、反方向运行状态的水力发电设备。

改变蜗壳宽度对离心风机性能影响的数值模拟研究

改变蜗壳宽度对离心风机性能影响的数值模拟研究摘要：以G4-73№8D型风机为研究对象，利用NUMECA软件对其改变蜗壳宽度方案进行了数值模拟，就各方案对蜗壳内部流场特性及风机性能的影响进行了对比分析，确定了改变宽度的优化参数。

在最优方案下，额定流量下风机全压提高2.73%，效率提高2.55%。

关键词：离心风机；蜗壳宽度；NUMECA；数值模拟中图分类号：TK284.80 引言据统计，在全国总用电量中，风机耗电约占9%左右[1]。

在火电厂中，风机是仅次于泵的耗电大户，其耗电量约占发电机组发电量的1.5%～3%，占厂用电的25%～30%左右[2]。

高负荷、大流量、高效率、低噪声、小型化以及更好的运行性能成为现代风机发展的总趋势。

高性能、高效率风机成为现代流体机械气动热力学研究的热点之一[3]。

本文借鉴上述研究经验，以G4-73№8D型离心风机为具体研究对象，利用NUMECA软件对改变蜗壳宽度不同方案进行数值模拟，研究不同方案对风机性能的影响，以确定优化参数，提高风机运行性能。

1风机模型的建立和数值方法1.1 结构模型利用Solidworks软件建立风机物理模型，风机结构参数取自风机产品样本[7]，其外观结构如图1所示。

本次计算中，蜗壳宽度分别增加了B = -20，-10，10，20，30mm ，B = 0表示蜗壳原宽度。

B的变化参数见表1。

图1 G4-73№8D型离心式风机结构图表1 蜗壳宽度变化参数参数方案012345B/mm-20-101231.2网格的划分本文在数值模拟时采用的是结构化网格，针对计算中的具体实例，采用AutoGrid提供的H型网格自动生成功能，通过调整相应的控制参数来生成最终的叶轮网格。

风机其它部分的网格生成需要首先划分区域，然后手动划分网格。

图2为风机整机网格示意图。

图2风机整机网格示意图1.3 边界及初始条件计算过程的运动方程模型为湍流Navier-Stokes方程，采用Spalart-Allmaras湍流模型，选用中心差分格式进行空间离散。

蜗壳进口周向来流的非均匀性对其流动影响的数值研究

文章编号:1007-6735(2004)03-0207-05　收稿日期:2002-10-08 修返日期:2003-12-10　基金项目:上海理工大学青年基金资助项目(03XQN009)　作者简介:王企鲲(1978-),男,博士研究生.蜗壳进口周向来流的非均匀性对其流动影响的数值研究王企鲲,　戴　韧,　陈康民(上海理工大学动力工程学院,上海　200093)摘要:运用冻结转子方法对离心风机整机流场进行了三维准定常数值模拟,捕捉到了由于蜗壳的非对称性所造成的蜗壳进口非均匀流动现象,揭示了由于进口非均匀来流所导致的蜗壳内的一些特殊流动现象.研究证实了由于蜗壳的非对称性而导致叶轮与蜗壳的相互作用时会引起整个流场非对称的流动特征.关键词:蜗壳;非均匀流动;数值研究中图分类号:O 351.2 文献标识码:ANumericalinvestigation on the flow f ield inside a voluteinfluenced by distorted flowWANG Qi 2kun ,　DAI Ren ,　CHEN Kang 2min(College of Power Engineering ,U niversity of S hanghai f or Science and Technology ,S hanghai 200093,China )Abstract :A numerical simulation is presented to investigate the flow field inside a centrifugal blower.The numerical simulation is performed with the simultaneous calculations of the flow fields in both the whole impeller passages and the volute by ”Frozen Rotor Approach ”.The distorted inlet flow of the vo 2lute resulted from the asymmetrical volute construction is captured and as a result ,many special flow details inside the blower are obtained ,which concludes that the interaction between the im peller and volute induced by the volute ’s asymmetry can result in many asymmetrical characteristics of the flow field.The study helps to reveal the flow characteristics inside a centrifugal blower ,and to contribute to its optimized design.K ey w ords :vol ute ;distorted f low ;numerical i nvestigation 对广泛应用于工矿企业中的离心风机进行研究具有重要的理论价值与现实意义.蜗壳是离心风机的一个重要而特殊的部件.它是非对称性的,这种结构上的非对称性必然导致其进口的流动沿周向是不均匀的.这种流动的不均匀性会直接反作用于叶轮出口,使各流道中的流体受到周期性的堵塞,从而使其产生具有一定周期性的加速与减速运动.Braem 2bussche 、Adyer 等人[1～3]对蜗壳内流动的试验均一致表明,叶轮与蜗壳的干扰所造成的蜗壳进口周向流动的不均匀性是非常强烈的,即使在设计工况下上海理工大学学报　第26卷　第3期J.University of Shanghai for Science and TechnologyVol.26　No.3　2004　这种流动的不均匀性也存在.文献[4]运用计算流体动力学(CFD )求解器Numeca ,通过对一离心风机整机全三维黏性流场准定常计算,详细地分析了由于蜗壳进口来流的非均匀性而导致其内部旋涡结构的演化.本文将在此基础上进一步分析蜗壳进口的非均匀来流对蜗壳内其他流动参数的影响.这些研究有助于深化对蜗壳内实际流动的认识,从而为风机的优化设计提供一定的理论指导.1　基本方程及数值方法1.1　基本方程及其离散控制方程采用的是时均N 2S 方程组并配合Baldwin ΟLomax 湍流模型.离散格式采用基于时间推进法的Jameson 格式,有限体积法离散.这些方法的理论与文献[4]相同,故不再赘述.1.2　边界条件的设定边界条件为:a.进口　给定流动总压为大气静压力,流动总温为大气静温,流动方向为轴向进气.b .出口　给定背压,其他参数由内部外推.c .壁面　给定绝热与无滑移条件.流道与蜗壳动静部件之间的信息传递采用冻结转子方法(Frozen Rotor Approach )[5]处理,以达到整机计算的目的.冻结转子方法是指叶轮流场的计算在相对坐标系下进行,其转动效应可以忽略,而蜗壳流场则在绝对坐标系下进行.通过两者之间的耦合计算最终实现动静部件的整体计算.在本文的计算中,当离散点上的残差下降5个量级后即为计算结果收敛.2　计算结果与分析2.1　计算实例对一离心风机进行了在设计工况与变工况下的整机数值计算.该离心风机的设计流量为42000m 3/h ,设计压力为104250Pa ,额定转速为960r/min.叶轮为后向单圆弧型,进口安装角为29°,出口安装角为38°,叶片数为11.该离心风机的蜗壳按等环量设计.图1给出了计算所用风机外型示意图.图1　风机外型示意图Fig.1　Blower sketch2.2　计算网格为了便于给准边界条件,在计算时将风机进口管与出气管分别延长,使其进出口为均匀流动.网格生成采用分区、分块技术,在叶轮与蜗壳内各布置约30万个网格,图2给出了整个风机的三维网格分布图.图2　计算网格Fig.2　Blower grid 由于本文是采用N 2S 方程计算,且在计算中未采用壁面函数,故网格在固壁处须局部加密.第一层网格离壁面的距离特别重要,它直接影响着计算的结果,本文根据下述公式来定该值.y =6V ref v-78L ref218y +(1)式中　y ———第一层网格离壁面的距离　v ———流体的运动黏度　L ref ———参考长度　V ref ———参考速度　y +———无量纲常数,本文计算时y +取3流动雷诺数约为107,CFL 数为3.2.3　计算结果2.3.1　风机性能曲线图3和图4分别给出了风机计算所得的流量2802 上海理工大学学报2004年第26卷　效率曲线与流量2压比曲线.由图3可知,风机的最高效率点正好是其设计流量点,当流量偏离设计流量时,效率有所下降.这种变化趋势与以往风机的试验结果相一致,这充分说明了风机的整机计算结果是有效而可靠的.相反,如果用一些简化模型,如单独计算蜗壳或一个叶轮与蜗壳的迭代计算都很难得到如此的流量2效率曲线.图3　风机的流量2效率性能曲线Fig.3　Performance curve for flow 2efficiency图4　风机的流量2压比性能曲线Fig.4　Performance curve for flow 2ratio of pressure 图4的流量2压比曲线的变化趋势也与以往的试验结果相一致,并且在设计工况附近其曲线变化比较平坦,这说明该风机的工况范围较宽,性能较为理想.2.3.2　风机蜗壳周向压力分布图5给出了在跨盘盖流道中心回转面上,蜗壳壁面上的静压系数C p 在设计工况与变工况下的变化曲线图.其中θ为周向角,其定义可参见图1.图5　蜗壳进口静压系数沿周向分布Fig.5　Circumferential distribution of C p 静压系数C p 的定义为C p =p -p 012ρref V 2ref (2)式中　p 0———当地大气压　ρref ———参考密度由图5可以看出,在变工况时周向静压波动很大,特别是在蜗舌附近,压力先急剧下降后急剧上升,这说明在变工况时,蜗壳内气流沿周向流动是非常紊乱的,尤其是在蜗舌附近,气流先加速后减速,致使流动恶化.只有在设计工况下,气流沿蜗壳周向的流动比较均匀,因此压力尽管有波动但相对比较平稳,特别在蜗舌处,压力未出现强烈的波动.图5中M 表示蜗壳实际质量流量,M d 表示设计工况质量流量.2.3.3　风机各叶片所受载荷公布蜗壳周向的压力波动会直接反作用于叶轮出口,使各流道中的流体受到周期性的堵塞,从而使其产生具有一定周期性的加速与减速运动.这种叶道中流体周期性的变速运动会造成流体流入叶道时流动角与攻角亦发生周期性的变化.从而使每个叶片所受的载荷亦发生周期性的变化.图6给出了各叶片所受载荷沿周向的变化,图中横坐标表示叶片编号,可参见图1.从图6可以看出,在设计工况下,叶片所受载荷沿周向比较均匀,而在变工况下,叶片所受载荷沿周向变化较大,特别在蜗舌附近,这种变化尤为强烈,这就有可能诱发叶片的振动.图6　叶片载荷分布Fig.6　Load distribution on blades 从上述叶片载荷分布图中还可以看出,在离心风机内,由于蜗壳是非对称的,这种下游非对称的结构会对上游叶轮中的流场产生影响,导致各个叶道中流动也具有非对称性,从而使各个叶片所受载荷会有所不同.由此不难看出,要对离心风机内部流动结构有一个准确的把握,就必须将叶轮与蜗壳结合起来整机计算,任何对流场进行轴对称的假设都是不合适的.2.3.4　风机各流道流量分布图7(见下页)给出了图1中所示的各流道中流量的分配.其中1号流道是指1号叶片与2号叶片之间的流道,其余以此类推.902　第3期王企鲲等:蜗壳进口周向来流的非均匀性对其流动影响的数值研究由图7可知,即使在设计流量下,各流道中的流量分配也是不同的.只不过是在设计工况下,各流道流量的变化幅度要小于各种变工况时的情形.特别是当风机在变工况运行时,靠近蜗舌的流道内流量变化甚大.从这一现象说明,风机流道内的流动绝不是对称的,故而只运用单个流道计算流场会把这种流动的非对称性给抹平.图7　叶轮各流道的流量分配Fig.7　Flow rate distribution in each blade passage2.3.5　风机周向截面静压分布图8给出了在设计工况下周向截面1、2(见图1)上静压系数C p 分布.为了区分蜗壳进口周向流动的非均匀性对蜗壳内静压分布的影响,图9给出了在设计工况下,用单蜗壳并假定其进口流动是均匀的条件下,所算得的同一蜗壳各周向截面上静压系数的分布.该计算所用的边界条件为:a .进口　给定质量流量及均匀的流动角度(无轴向流动分量),流动角度由叶轮进出口的欧拉方程给出.b .出口　给定背压,其他参数由内部外推而得.c .壁面　给定绝热与无滑移条件.与单蜗壳计算结果相比较可以发现,在靠近叶轮进口处的周向截面上(截面1),当计算时考虑蜗壳进口的流动的非均匀效应时,其内静压系数会出现奇特的分布,蜗壳周向进口处静压系数分布近似于多个小同心圆,呈花瓣状.这些花瓣状的同心圆共有11个,恰好分布在每个叶道的出口.这种静压波动一直影响到离蜗壳进口较远的蜗壳壁面处.这一计算结果与用单蜗壳计算出来的结果是完全不一样的,因此说明叶轮与蜗壳的相互作用所导致的蜗壳进口流动的非均匀性,对靠近叶轮附近区域内流场的影响是很大的,单就静压分布而言,由于叶轮的干扰导致蜗壳进口周向压力分布强烈的不均匀.这种不均匀的压力分布又会反作用于叶轮出口,使各个叶道在转动过程中流量分布的不均匀性加剧.这种叶道内流量的不均匀分配,又会进一步引发蜗壳进口周向压力更强烈的非均匀分布.以此反复不断恶化着流动性态.再观察在远离叶轮出口的周向截面上(截面2)静压系数的分布,除了蜗舌附近静压系数等值线受到一定扰动外,其余位置的分布都比较均匀,近似呈同心圆状.这个结果与单蜗壳计算结果很相近,故可以说明蜗壳进口周向非均匀的流动对其内流动的影响.就静压系数而言,主要集中于靠近蜗壳进口的区域,而对于离蜗壳进口较远的区域,受蜗壳来流的非均匀影响很小.图8　整机计算时蜗壳周向截面上C p 分布Fig.8　C p distribution on the circumferential profilesby whole machinery calculation图9　单蜗壳计算时蜗壳周向截面上C p 分布Fig.9　C p distribution on the circumferential profilesby single volute calculation2.3.6　蜗舌处速度分布蜗舌是离心风机内部一个比较敏感的部位,其中的流动状况相当复杂.图10给出了各工况下风机跨盘盖中心流道上蜗舌附近的流线分布.从图中可以看出,不管在哪个工况下,由于蜗舌的存在及其对流体的扰动作用使靠近蜗舌附近的流道中形成一个旋涡.这个旋涡在设计工况时相对比较弱小,而在变工况时这个旋涡几乎充满了整个流道.特别是在小流量工况下,靠近蜗舌附近的两个流道都存在旋涡,造成的能量损失将是很大的.012 上海理工大学学报2004年第26卷　图10　风机跨盘盖中心流道上蜗舌处速度分布Fig.10　Vectorline distribution near the volute’s tongue in the mid2span profile 3　结　论通过离心风机的整机准定常计算,不仅可以较为准确地描述出离心风机的整体性能曲线,而且还能捕捉到其内部流动中由于蜗壳进口周向来流的非均匀性所导致的许多特殊的流动现象.这些现象可以说明离心风机内的流动非常复杂,不具有任何轴对称性,属于三维的全黏性流动,而且风机各部件之间的相互关联非常紧密,下游的部件对上游会产生很大的影响.同时也说明,在某些假定下对风机某个元件或某个流道的计算很难反映出流动的实际情况,难以为风机的设计与改进提出准确的信息.参考文献:[1]　Van den Braembussche R A,Hand B M.Ex perimentaland theoretical study of the swirling flow in centrifugalcompressor volute[J].A S M E Journal of Turbom achin2ery,1990,112(3):38～43.[2]　Ayder E,Van den Braembussche R A.Ex perimental studyof the swirling flow in the internal volute of a centrifugalcompressor[R]ASME Paper912GT27,1991.[3]　Ayder E,Van den Braembussche R A.Numerical analysisof the threeΟdimensional swirling flow in centrifugal com2pressor volute[J].A S M E Journal of Turbom achinery,1994,116(5):462～468.[4]　王企鲲,戴韧,陈康民.离心风机蜗壳进口周向来流的非均匀性对其旋涡流动影响的数值研究[J].上海理工大学学报,2003,25(2):103～108.[5]　NUMECA International.N umeca′s Flow Integrated En2vironment f or Turbom achinery and Internal Flows,User M anual[M].Belgium:Free University Brussels,2002.[6]　王企鲲.进口周向来流的非均匀性对蜗壳内流动影响的数值研究[D].上海:上海理工大学,2002.112　第3期王企鲲等:蜗壳进口周向来流的非均匀性对其流动影响的数值研究　。

蜗壳对离心式潜水排污泵性能影响的研究

扬程比值（）％
９．６７
９．９４
１ｏｏ
度设为１－０ｓ用有限体积法对方程组进行离散，。采
对流动项采用高分辨率格式（ｉｈＲｓｌｔｎＨｇｅｏｕｉｏ
＼＼＼ ’
—
— — ，
／／ Ⅵ 二
／
图１叶轮结构示意图
・
３・２
小番柱采
２１年第４０２期
排污泵，其设计参数为：流量Ｑ１０ｍ／，扬程＝０３ｈＨ＝８ｍ，转速ｎ１７／ｎ叶轮的具体几何参Ｉ＝４０ｒ。ｍｉ数如表１所示。原始蜗壳的基圆直径为３０ｍｍ，隔舌与第 Ⅷ ６断面的夹角为２。叶轮零件图与蜗壳水力图如图９。
行优化设计。然而，由于蜗壳与叶轮的不合理匹配同样会导致水力性能变差，因此在很多情况下，蜗
壳往往成为影响离心排污泵性能的最大因素【。ｌ１
于是，研究蜗壳和叶轮之间的相互匹配关系，显得尤为重要【。将优秀叶轮模型与不同蜗壳匹配使用时，其表现出的外特性性能也各有较大差异，性
关键词：离心泵
潜水排污泵
蜗壳
数值模拟
优化设计
过流断面面积
叶轮和蜗壳是离心式排污泵的主要过流部件。通常认为，离心排污泵的性能主要受叶轮影响，蜗
壳的影响相对较小。由于蜗壳的模具制作成本高、加工周期长等原因，实际上往往很少有人对蜗壳进

叶片进口安放角对液力透平性能的影响

叶片进口安放角对液力透平性能的影响杨孙圣;孔繁余;陈浩;宿向辉【摘要】With respect to the insufficient understanding of the effects of blade inlet angle on the pump as turbine (PAT), an open PAT test rig was built to investigate a single stage volute type PAT. Numerical simulation and analysis of all domains were done by adopting structural mesh technique. Through numerical and experimental comparison, the accuracy of numerical simulation was proved. The results show that with the increase of blade inlet angle, its efficiency decreases at small flow rate and increases at large flow. The required pressure head and generated shaft power increase with the increase of blade inlet angle. The power loss within impeller takes up the majority of the total power loss. The power loss within impeller decreases at small flow and increases at large capacity as the blade inlet angle increases. Fluid attack angle decreases when blade inlet angle increases at large flow that causes the decrease of power loss within impeller and increase of efficiency.%针对叶片进口安放角对液力透平性能影响规律认识不足的问题,架设一开式液力透平实验台,对一单级蜗壳式液力透平进行实验研究.采用结构化网格技术对该液力透平进行全流场数值计算与分析,将数值结果与实验结果相结合,验证数值计算的准确性.对不同进口安放角的叶轮进行数值研究.研究结果表明:随着叶片进口安放角的增加,液力透平小流量工况的效率有所下降,大流量工况的效率有所增加；透平的扬程和轴功率随着进口安放角的增加而增加；叶轮内部的功率损失是透平内部主要的功率损失;当叶片安放角增加时,小流量工况的功率损失有所增加,大流量工况下的功率损失有所减小;大流量工况下随着叶轮进口安放角的增加,进口液流冲角逐渐减小,因此,透平在大流量工况下功率损失减小,效率提高.【期刊名称】《中南大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2013(044)001【总页数】6页(P108-113)【关键词】液力透平;数值模拟;叶片进口安放角【作者】杨孙圣;孔繁余;陈浩;宿向辉【作者单位】江苏大学流体机械工程技术研究中心,江苏镇江,212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,江苏镇江,212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,江苏镇江,212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,江苏镇江,212013【正文语种】中文【中图分类】TH322高压液体能源是一种无污染、可再生的清洁能源。

重磅发布：详解YANMAR6EYA（L）W副机透平那点事！看完别说还不懂透平！

重磅发布：详解YANMAR6EYA（L）W副机透平那点事！看完别说还不懂透平！YANMAR 6EY18A LW辅机通常采用MET18SRC型透平，但长期以来，经常因为其维护保养不当原因造成辅机工况不良故障。

本文从实践出发（附多图说明），对该型透平的结构、原理及维护要点进行探讨。

一、透平的轴向和径向定位如图1，透平的轴向定位是依靠两块推力轴承夹住与转子轴固定在一起的推力盘来实现的，使透平转子轴不能轴向移动。

而径向定位则主要依靠两个轴承来实现。

图1 MET18SRC辅机透平原理图二、透平的润滑和泄油如图1，透平滑油从上部进入，通过内部钻孔分别到达轴承和推力轴承处。

泄油则通过迷宫式轴封盘下部的开口及壳体上的其它通道，最后经下方泄油通道返回油底壳。

三、透平的密封原理MET18SRC透平的密封原理有别于ABB透平。

ABB透平的两端密封主要依靠嵌在环槽内的活塞环并借助透平运转中产生的轴向推力来实现其可靠密封，而MET18SRC的透平密封采用的是迷宫式油封。

1.废气端的密封一则通过迷宫式轴封盘中部的多个牙齿与转子轴的配合(迷宫式轴封主要采用多层节流降压原理)。

二则依靠透平运转中建立起来的扫气压力，经图1中的气封通道（内部壳体上的增压端通往废气端的直通钻孔），再经废气涡轮与迷宫式轴封盘上的啮合齿间间隙深入到中部，在废气与内部润滑油通道之间形成一道气墙，既防止了滑油外漏，又防止了废气进入到滑油系统污染滑油。

2.增压端的密封按说明书所述，增压端的密封应和废气端的密封一样，采用迷宫式轴封原理。

其备件清册上也标注为两个部件（25-OIL LABYRINTH迷宫式油封，54-SLEEVE定距套管）。

但实际上采用的密封方式并非如说明书上所述的那样，而是采用活塞环式的密封方式。

这点和ABB透平采用的密封方式有些类似。

如图2，这两种密封方式有很明显的差异。

迷宫式轴封采用多层密封配合气压的方式，活塞环式密封通过置于环槽中的活塞环与各接触面相配合的直接密封方式。