水力机械现代设计方法第二章第六节：有限叶片数的影响
流体机械原理(水轮机)课程设计指导书
《流体机械原理（水轮机）》课程设计指导书适用专业:热能与动力工程课程代码: 8511910学时: 3周学分: 3编写单位:能源与环境学院编写人:曾永忠、王桃系(部)主任:分管院长:批准时间:年月日1课程设计的目的专业课程设计是热能与动力工程专业的一个重要实践环节。
学生通过这一环节的学习和锻炼，可进一步巩固和加深所学理论知识，掌握水轮机转轮叶片水力设计的原理、方法和步骤，并使分析和解决工程实际问题的能力得到培养和训练。
2课程设计组织形式在设计室由教师集中指导。
3课程设计步骤1、概述（转轮水力设计目的、意义；对现有型谱的分析；主要设计理论方法、特点及基本假设、设计理论的发展方向）2、选择设计参数（1）选择参考转轮、论证、选择设计参数m s n Q n ση,,,,1111等。
（2）确定轴面流道形状尺寸：论证选择0b 、1Z 、上冠、下环型线、下环锥角a……。
（3）绘制轴面流网及各条)(m m L f V =曲线。
至少绘出五条轴面流线，6组等势线；校核、调整轴面流网精度要求：%5~3%100)(<⨯∆∆iiσσδ；绘制并检查各条)(m m L f V =曲线的变化规律是否正确合理。
（4）轴面涡线绘制---叶片绘型①0=u ω的设计方法的基本假设及流动分析；②设计的理论基础是在叶片无限多、无限薄假设下，流线与翼型骨线形状完全一致，因而可分别在各计算流面上求出流体质点相对运动轨迹---即可求得各流面上的翼型骨线；按强度要求加厚成型，再将各流面翼型按一定规律组合成叶片。
因此，可将混流式转轮变厚度回转面上的环列叶栅问题按流线法求解。
③要求：叶片范围轴面流线长至少分为6小段，包括进、出口边分点在内至少有7个分点。
注意合理选取上冠流线的长度。
）a. 流面上水流质点的运动分析---叶片微分理论（水流质点运动的微分方程、流线方程）沿各流线数值积分：m m u l rV rV r ∆-⋅=∆2ωθ （对上冠流线）θω∆-⋅=∆r V r r V l u m m 22 （对其余流线）b.论证、选择)(m u l f r V =变化规律；c ．列表进行上冠流线数值积分（对计算结果检查包角∑∆=i θθ的正确性）d ．列表进行其余流线数值积分（所得各轴面涡线的间距应平滑有规律的变化，以保证叶片光滑性检查符合要求。
轴流泵的设计 本科生毕业设计
第二章
叶轮设计 ............................................................................................................................3 （一）叶轮设计流程 ........................................................................................................3 （二）叶轮基本参的选择数 ............................................................................................3 （三）流线法设计叶片 ....................................................................................................5 （四）选定截面及计算 ....................................................................................................7
I I
扬州大学本科生毕业论文
目
摘 目
录
要 ................................................................................................................................................ I 录 ..............................................................................................................................................III 概述 ....................................................................................................................................1 一、轴流泵的特点和工作原理 ................................................................................................1 二、我国轴流泵模型发展概况 ................................................................................................1 三、设计意思和目的 ................................................................................................................2
叶轮的水力设计范文
叶轮的水力设计范文叶轮是水力水轮机的重要组成部分，其水力设计对于提高水轮机的效率和性能至关重要。
水力设计主要包括选择适当的叶轮类型、确定叶轮的几何参数和进行流场分析等。
首先，选择适当的叶轮类型是水力设计的第一步。
根据特定的应用场景和水流特性，可以选择不同类型的叶轮，包括斜流式、轴流式和混流式叶轮。
斜流式叶轮适用于低扬程、高流量的场景，轴流式叶轮适用于中等扬程和流量的场景，混流式叶轮适用于高扬程、低流量的场景。
正确选择叶轮类型可以更好地适应水流特性，提高水轮机的效率。
其次，确定叶轮的几何参数是水力设计的关键。
叶轮的几何参数包括叶片数目、叶片形状、叶片展弦比、叶轮进出口直径、叶片安装角度和叶片宽度等。
这些参数的选取直接影响着水流在叶轮上的流动情况和叶轮的转速。
一般来说，叶片数目越多，能够更好地利用水流的能量，但也会增加流动阻力；叶片形状可以通过仿生学设计，使得叶片能够更好地适应水流的流动；叶轮进出口直径和叶片展弦比的选取可以保证合适的流速分布，减小流动耗失。
叶片安装角度和叶片宽度的选取则可以控制叶轮的工作状态和输出功率。
最后，进行流场分析是水力设计的重要环节。
通过数值模拟或实际试验，可以对叶轮的流动情况进行详细的分析和评估。
流场分析可以得到叶轮上的流速分布、压力分布和叶片表面的剪切力等关键参数，以及流动的阻力损失和损失机理。
通过优化叶轮的几何参数，可以进一步改善水流分布，减小流动损失，提高水轮机的效率和性能。
综上所述，叶轮的水力设计是水力水轮机设计的重要环节，关系着水轮机的效率和性能。
通过选择适当的叶轮类型、确定合适的叶轮几何参数和进行流场分析，可以优化叶轮的流动特性，提高水轮机的效率，实现更好的能量转换。
水力设计还需要考虑到实际应用的具体场景和要求，以提供满足需求的可靠、高效的水力水轮机。
水力机械现代设计方法全套课件
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械概述
第二节 水力机械在国民经济中的应用 电力工业 水利工程 化学工业 石油工业 采矿工业 航天技术 环保部门
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
活塞与缸体形成一个封闭工作 腔，介质与机械间的相互作用力为 活塞表面的压力。
当介质推动活塞运动时，是原动机。 当活塞推动介质流动时，是工作机。
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械概述
叶片式流体机械的特点：
具有一个带有叶片（动叶）的转子 （叶轮impeller或转轮runer）； 工作时介质对叶片连续绕流； 介质作用于叶片的力是惯性力； 流体由壳体与静止叶栅的引入。
±号是分别用于泵与水轮机，液体通过泵时吸收能 量，而通过水轮机时释放能量。 HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械概述
电站水头与电站静水头的关系：
H' p p ps
g
2 c2 c p s
2g
z p z s H st
水轮机水头与电站水头的关系：
H H st H
水力机械原理与设计
HSJ
水力机械概述
第一章
水力机械概述
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械概述
第一节 水力机械的定义
流体机械是指以流体为工作介 质的机械设备。
流体机械的工作过程，是流体 的能量与机械的机械能相互转换过 程或是不同能量的流体之间能量传 递的过程。
HSJ
水力机械概述
翻译 (1)
3、应用于注水井下水轮机数值模拟优化通过数值模拟，对轴流式水轮机各部分尺寸进一步优化，包括叶片翼型及叶片数、导叶形式等。
预估水轮机效率等主要性能指标。
然后对该优选方案的其它工况水轮机的性能进行预估，更加全面地了解该水轮机的性能。
3.1 转轮叶片优化（1）叶片翼型的优化轴面流道的几何形状在很大程度上决定着水轮机的过流能力，也直接影响其效率和空蚀性能。
因此，在转轮设计中，正确选择流道的几何参数具有重要意义。
为了适应水轮机过流量的增大，同时既要保证水轮机具有良好的能量转换能力和空化性能，又要保持桨叶表面的平滑不产生扭曲，轴流式转轮取消了混流式转轮的上冠和下环，桨叶数目相应减少，一般为3～8片，桨叶轴线位置变为水平，使得转轮流道的过流断面面积增大，提高了轴流式水轮机的单位流量和单位转速。
另一方面由于轴流式水轮机桨叶数较少，桨叶呈悬臂形式，所以强度条件较差。
本改型设计，由于不能改变过水流道的几何尺寸而使轴面流道的几何参数选择受到很大的限制。
在现有的流道条件下，只对转轮直径和叶片的厚度适当的改型。
增加了转轮直径和叶片的厚度，这使得水轮机的强度增加了，但是这将减少转轮流道的过流断面面积，使得单位流量下降。
水轮机转轮改型设计前后的示意图如图3-1和3-2。
图3-1 改进前的转轮示意图图3-2 改进后的转轮示意图1）叶片静压转轮改进前后水轮机转轮叶片压力分布如图3-3和图3-4。
图3-3 改进前的转轮叶片正背面压力分布图图3-4 改进后的转轮叶片正背面压力分布图由图3-3和图3-4可见，在其他过流部件参数相同，水轮机进口压力相同，转速相同时，改进后的转轮叶片正背面压差较小，而改进前转轮叶片正背面压差较大，且正面最大压力大于改进后叶片正面最大压力，最小压力低于改进后叶片背面最低压力。
2）计算效率表3-1为在进口水流压力相同和转速相同时，转轮叶片翼型改进前后水轮机的流量和效率的对比。
表3-1 转轮叶片翼型改进前后水轮机的流量和效率由上表可见，转轮叶片翼型改进后，水轮机的过流量减少，效率增加非常明显。
广西大学 能源与动力装置基础 第2章-叶轮机械的基本理论(4)
轴 面 投 影
《能源与动力装置基础——叶轮机械基本理论》
轴面投影
《能源与动力装置基础——叶轮机械基本理论》
二、速度矢量在圆柱坐标系中的分解
c＝cr+cz+cu=cm+cu
cm=cr+cz cu cm
能量头 流量
《能源与动力装置基础——叶轮机械基本理论》
三、绝对运动与相对运动
绝对速度
c
w
c
牵连速度（圆周速度）u
《能源与动力装置基础——叶轮机械基本理论》 能源及动力装置
从出口速度三角形可知:
u2 cu 2 u2 cu 2 HT HT g g
《能源与动力装置基础——叶轮机械基本理论》
滑移系数
考虑有限叶片数影响的方法： 轴流式：解析或半解析法计算平面叶栅，基于试验 数据的翼型和叶栅计算方法（升力法） 径流式：用经验系数（滑移系数）修正无穷叶片数 的计算结果 混流式：两种方法都可以用
例2-1 决定如下参数情况的机器形式，画出各叶 轮进出口速度三角形，分析其特点。
1. 2. 3. 4.
u1 u 2 100m / s；w 1 115m / s；1 90；w 2 60m / s；2 90；
轴向分速度为常数。
u1 u 2 204m / s；c1 348m / s；1 14； w 2 230m / s； 2 90。 n 32000rpm；r 200mm；r2 80mm； 1 c1 387m/s；c 2 200m / s； 2 95；1＝90。
cm＝wm
圆周速度的关系：
泵、离心风机
u＝cu－wu 绝对流动角
相对流动角
水轮机
《能源与动力装置基础——叶轮机械基本理论》
水力学：第2章 叶片式泵和风机
200S63A
200 —— 泵吸入口直径为 200mm；
S—单级双吸离心泵； 63 —— 扬程为63m； A —— 叶轮外径第一次
切割。
S型图
单级双吸中开离心泵
便拆式管道离心泵
DL型立式多级离心泵
IS型单吸离心泵
叶轮
S型双吸离心泵
二、离心泵的主要零件，作用材料和组成
1．叶轮：了解叶轮作用，材料，组成，按吸入 口分类，按盖板情况分类
3、按叶轮进水方式分： 单侧进水式泵：又叫单吸泵，图2－2，即叶 轮上只有一个进水口 双侧进水式泵：又叫双吸泵，即叶轮两侧都 有一个进水口，它的流量比单吸式泵大一倍， 可以近似看作是两个单吸泵叶轮背靠背放在 一起。P101图2－93，图2－5。 4、按泵壳结合缝形式分： 水平中开式泵：即在通过轴心线的水平面上 开有结合缝 垂直结合面缝：即结合面与轴心线相垂直
1、泵壳；2、镶在泵壳上的减漏环； 3、叶轮；4、镶在叶轮上的减漏环
轴封装置
泵轴穿出泵壳时，在轴与壳之间存在 着间隙，如不采取措施，间隙处就会有泄 漏。当间隙处的液体压力大于大气压力(如 单吸式离心泵)时，泵壳内的高压水就会通 过此间隙向外大量泄漏；当间隙处的液体 压力为真空(如双吸式离心泵)时，则大气 就会从间隙处漏入泵内，从而降低泵的吸 水性能。为此，需在轴与壳之间的间隙处 设置密封装置，称之为轴封。目前，应用 较多的轴封装置有填料密封、机械密封。
立 式 轴 流 泵 结 构 图
ZLB型立式轴流泵
叶轮 1、固定式 2、半调节
四、混流泵
1、混流泵的工作原理 混流泵是介于离心泵和轴流泵之间的一种泵，
它是靠叶轮旋转而使水产生的离心力和叶片对水 产生的推力双重作用而工作的。 2、混流泵的构造
叶片数对轴流泵水力性能的影响
[收稿日期]㊀２０１７－１２－１９[作者简介]㊀顾丽琼(１９８７－)ꎬ女ꎬ江苏江阴人ꎬ助理工程师ꎬ主要从事水利水电工程建设管理工作ꎻ潘张宇(１９９０－)ꎬ男ꎬ江苏江阴人ꎬ助理工程师ꎬ主要从事水利水电工程建设管理工作ꎻ陈新华(１９７１－)ꎬ男ꎬ江苏江阴人ꎬ工程师ꎬ主要从事农水建筑物管理工作ꎻ顾梅芳(１９７２－)ꎬ女ꎬ江苏江阴人ꎬ工程师ꎬ主要从事水利水电工程建设管理工作叶片数对轴流泵水力性能的影响顾丽琼１ꎬ潘张宇２ꎬ陈新华３ꎬ顾梅芳４(１ 江阴市水利工程公司ꎬ江苏无锡２１４４３１ꎻ２ 江阴市白屈港水利枢纽管理处ꎬ江苏无锡２１４４００ꎻ３ 江阴市南闸水利农机服务站ꎬ江苏无锡２１４４３１ꎻ４ 江阴市重点水利工程建设管理处ꎬ江苏无锡２１４４３１)[摘㊀要]㊀采用基于ＣＦＤ数值模拟计算的方法研究叶轮叶片数和导叶叶片数对轴流泵水力性能的影响ꎮ对轴流泵的水力性能曲线进行数值计算并分析ꎮ结果表明ꎬ轴流泵的扬程随着叶轮叶片数的增加而增加ꎬ但并不是严格随着叶片的多少成比例升高ꎬ轴流泵效率随着叶轮叶片数的减小而增大ꎬ必需汽蚀余量随着叶轮叶片数的减小而增大ꎮ不同导叶叶片数下泵段扬程基本保持一致ꎬ说明导叶在进行配套设计完成后ꎬ单改叶片数对扬程影响很小ꎬ但是对效率影响较大ꎬ特别是大流量工况叶片数越多ꎬ效率越低ꎮ[关键词]㊀叶片数ꎻ水力性能ꎻ数值计算[中图分类号]㊀ＴＨ３１２ꎻＴＶ１３１ ４㊀㊀[文献标识码]㊀Ｂ㊀㊀[文章编号]㊀１００６－７１７５(２０１８)０６－００４７－０６ＥｆｆｅｃｔｏｆＬｅａｆＮｕｍｂｅｒｏｎＡｘｉａｌ－ｆｌｏｗＰｕｍｐＨｙｄｒａｕｌｉｃＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅＧＵＬｉ－ｑｉｏｎｇ１ꎬＰＡＮＺｈａｎｇ－ｙｕ２ꎬＣＨＥＮＸｉｎ－ｈｕａ３ꎬＧＵＭｅｉ－ｆａｎｇ４(１ ＪｉａｎｇｙｉｎＩｒｒｉｇａｔｉｏｎＷｏｒｋｓＣｏｍｐａｎｙꎬＷｕｘｉ２１４４３１ꎬＪａｎｇｓｕꎬＣｈｉｎａꎻ２ ＡｄｍｉｎｉｓｔｒａｔｉｏｎｏｆＷａｔｅｒＣｏｎｓｅｒｖａｎｃｙＪｕｎｃｔｉｏｎｏｆＢａｉｑｕＰｏｒｔｏｆＪｉａｎｇｙｉｎꎬＷｕｘｉ２１４４３１ꎬＪａｎｇｓｕꎬＣｈｉｎａꎻ３ ＷａｔｅｒＣｏｎｓｅｒｖａｎ￣ｃｙＡｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌＭａｃｈｉｎｅｒｙＭａｎａｇｅｍｅｎｔＳｅｒｖｉｃｅＳｔａｔｉｏｎｏｆＮａｎｚｈａꎬＷｕｘｉ２１４４３１ꎬＪａｎｇｓｕꎬＣｈｉｎａꎻ４ ＪｉａｎｇｙｉｎＫｅｙＷａｔｅｒＣｏｎｓｅｒｖａｎｃｙＰｒｏｊｅｃｔＣｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎＭａｎａｇｅｍｅｎｔＯｆｆｉｃｅꎬＷｕｘｉ２１４４３１ꎬＪａｎｇ￣ｓｕꎬＣｈｉｎａ)Ａｂｓｔｒａｃｔ:Ｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｉｍｐｅｌｌｅｒｂｌａｄｅｎｕｍｂｅｒａｎｄｇｕｉｄｅｖａｎｅｎｕｍｂｅｒｏｎｔｈｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｐｅｒ￣ｆｏｒｍａｎｃｅｏｆａｘｉａｌｆｌｏｗｐｕｍｐｗａｓｓｔｕｄｉｅｄｂｙＣＦＤｎｕｍｅｒｉｃａｌｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ Ｔｈｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｃｕｒｖｅｓｏｆｔｈｅａｘｉａｌｆｌｏｗｐｕｍｐａｒｅｎｕｍｅｒｉｃａｌｌｙｃａｌｃｕｌａｔｅｄａｎｄａｎａｌｙｚｅｄ Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｈｅａｄｏｆｔｈｅａｘｉａｌ－ｆｌｏｗｐｕｍｐｉｎｃｒｅａｓｅｓｗｉｔｈｔｈｅｉｎｃｒｅａｓｅｏｆｔｈｅｎｕｍｂｅｒｏｆｉｍｐｅｌｌｅｒｂｌａｄｅｓꎬｂｕｔｉｔｉｓｎｏｔｓｔｒｉｃｔｌｙｐｒｏｐｏｒｔｉｏｎａｌｔｏｔｈｅｎｕｍｂｅｒｏｆｂｌａｄｅｓ Ｔｈｅｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｏｆｔｈｅａｘｉａｌ－ｆｌｏｗｐｕｍｐｉｎｃｒｅａｓｅｓｗｉｔｈｔｈｅｎｕｍｂｅｒｏｆｉｍｐｅｌｌｅｒｂｌａｄｅｓ ＴｈｅｒｅｑｕｉｒｅｄＮＰＳＨｉｎｃｒｅａｓｅｓｗｉｔｈｔｈｅｎｕｍｂｅｒｏｆｉｍｐｅｌｌｅｒｂｌａｄｅｓꎬａｎｄｔｈｅｃａｖｉｔａｔｉｏｎｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｉｓｔｈｅｗｏｒｓｔ Ｔｈｅｈｅａｄｏｆａｘｉａｌ－ｆｌｏｗｐｕｍｐｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｂｌａｄｅｎｕｍｂｅｒｉｎｔｈｅｇｕｉｄｅｖａｎｅｉｓｂａｓｉｃａｌｌｙｔｈｅｓａｍｅꎬｗｈｉｃｈｉｎｄｉｃａｔｅｓｔｈａｔｔｈｅｎｕｍｂｅｒｏｆｇｕｉｄｅｖａｎｅｂｌａｄｅｓｃｈａｎｇｅｓｈａｓｌｉｔｔｌｅｅｆｆｅｃｔｏｎｔｈｅｈｅａｄａｆｔｅｒｔｈｅｍａｔｃｈｉｎｇｄｅｓｉｇｎｉｓｃｏｍｐｌｅｔｅｄꎬｂｕｔｔｈｅｅｆｆｅｃｔｏｎｔｈｅｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｉｓｌａｒｇｅꎬｅｓｐｅｃｉａｌｌｙｉｎｔｈｅｌａｒｇｅｆｌｏｗｃｏｎｄｉｔｉｏｎｔｈｅｍｏｒｅｇｕｉｄｅｖａｎｅｂｌａｄｅｓꎬｔｈｅｌｏｗｅｒ７４ｔｈｅｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙＫｅｙｗｏｒｄｓ:ｌｅａｆｎｕｍｂｅｒꎻｈｙｄｒａｕｌｉｃｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅꎻｎｕｍｅｒｉｃａｌｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ０㊀引㊀言轴流泵站在城市防洪排涝ꎬ跨流域调水等工程中发挥了重要的作用ꎬ轴流泵叶片数和导叶叶片数的选择对泵站的高效运行起着至关重要的作用ꎮ围绕着轴流泵叶片数和导叶叶片数ꎬ相关人员展开了深入的研究ꎬ姚捷[１]等围绕叶轮叶片数对轴流泵压力脉动特性进行了分析ꎻ张志远㊁韩小林㊁鄢碧鹏等[２－６]围绕叶轮叶片数对水泵性能和空化特性的影响进行了研究分析ꎬ但对于轴流泵叶轮叶片数和导叶叶片数对全工况的性能影响分析不全面ꎮ本文围绕叶轮叶片数和导叶叶片数ꎬ采用ＣＦＤ数值模拟计算的手段ꎬ对泵段的全工况进行能量特性分析ꎬ分析结果可为泵站的设计及经济运行提供指导ꎮ１㊀数值模拟１ １㊀计算模型本文采用ＣＦＤ数值模拟手段分析叶轮叶片数和导叶叶片数对轴流泵段水力性能的影响ꎬ计算以某一特定比转数水力模型为基础ꎬ叶轮的叶片数为４片ꎬ导叶的叶片数为５片ꎮ为了节省计算时间ꎬ不考虑进水直管段和６０ʎ出水弯管ꎬ只计算叶轮和导叶ꎮ同时为了计算结果的可靠性ꎬ在叶轮进口和导叶出口进行适当的延长ꎮ计算模型图见图１ꎮ图１㊀计算模型图研究叶片数对轴流泵水力性能的影响时ꎬ考虑叶轮叶片数和导叶叶片数两种情况分别进行研究ꎮ１ ２㊀网格划分本文针对轴流泵叶轮与导叶体在Ｔｕｒｂｏ－Ｇｒｉｄ软件中进行结构化的网格剖分ꎮ在Ｔｕｒｂｏ－Ｇｒｉｄ中划分的网格质量都能够满足ＣＦＸ的计算要求ꎬ网格质量均能达到０ ３以上ꎬ高于工程实际使用中需要的网格质量ꎮ除了网格质量对结果影响外ꎬ网格数量对计算结果也会产生影响ꎮ因此ꎬ本文针对剖分的网格数量进行网格数量无关性分析ꎮ针对本文的计算模型ꎬ不断增加剖分的网格数量时ꎬ发现当划分的网格数量增加到一定值时ꎬ计算效率和扬程趋向于稳定ꎮ根据网格无关性分析ꎬ本文计算网格最终取原型装置网格总数为１２０万ꎬ水泵叶轮的网格数为５２万ꎮ网格无关性曲线见图２ꎮ图２㊀网格无关性分析曲线１ ３㊀边界条件边界条件的设置对计算结果的稳健性有着重要的影响ꎮ边界条件设置ꎬ特别是进出口边界条件设置不合理ꎬ有时会使得计算结果不可靠ꎬ严重时甚至会导致结果发散ꎮ本文在数值模拟计算时ꎬ采用总压进口㊁质量流量出口的边界条件ꎮ泵装置内部的流动是非定常的三维的湍流流动ꎬ流动较为复杂ꎬ水泵叶轮为旋转域ꎬ转速１４５０ｒ/ｍｉｎꎬ其他为静止域ꎮ因此ꎬ泵装置中存在动静交界面ꎬ本文的动静交界面类型采用ＣＦＸ软件中的 Ｓｔａｇｅ 模型ꎮ静止域与静止域之间采８４顾丽琼ꎬ等:叶片数对轴流泵水力性能的影响第６期㊀用ＣＦＸ中的Ｎｏｎｅ交界面型式ꎬ即各部件直接相连ꎮ本文的数值计算采用雷诺时均Ｎ－Ｓ控制方程ꎬ采用标准的ｋ－ε湍流模型对控制方程进行封闭ꎮ本文泵装置的进口域为进水流道的进口ꎬ在进口设置总压进口条件ꎬ总压为一个大气压ꎮ泵装置的出口域为出水流道的出口ꎬ在域的出口将边界条件设置为质量流量ꎬ设计流量为３６０Ｌ/ｓꎮ水泵叶片的表面㊁轮毂外表面及轮缘内表面等固体壁面的边界条件均采用固壁表面满足黏性流体的无滑移条件ꎬ近壁区采用标准的壁面函数ꎮ１ ４㊀计算依据１)扬程ꎮ根据伯努利方程可计算装置扬程ꎬ将进水流道进口与出水流道出口的总能量差定义为泵装置的扬程ꎬ计算公式为:Ｈｎｅｔ＝ʏｓ２Ｐ２ｕｔｄｓρＱｇ＋Ｈ２＋ʏｓ２ｕ２２ｕｔ２ｄｓ２Ｑｇæèççöø÷÷－ʏｓ１Ｐ１ｕｔｄｓρＱｇ＋Ｈ１＋ʏｓ１ｕ２１ｕｔ１ｄｓ２Ｑｇæèççöø÷÷(１)其中:等式右边第一项为出水流道出口断面的总能量ꎬ第二项为进水流道进口断面的总能量ꎮＱ为流量ꎬＬ/ｓꎻＨ１㊁Ｈ２为上述２个断面所在的高程ꎬｍꎻｓ１㊁ｓ２为泵装置进口和出口的断面面积ꎬｍ２ꎻｕ１㊁ｕ２为泵装置进口和出口断面的流速ꎬｍ/ｓꎻｕｔ１㊁ｕｔ２为泵装置进口和出口断面的流速的法向分量ꎬｍ/ｓꎻＰ１㊁Ｐ２为泵装置进口和出口断面的静压值ꎬＰａꎻｇ为当地重力加速度ꎬｍ/ｓ２ꎮ２)效率ꎮＣＦＤ中由装置内部的速度场㊁压力场及作用在叶片上的扭矩可预测水泵及装置的能量特性ꎮ泵装置效率计算公式:η＝ρｇＱＨｎｅｔＴｐω(２)式中:Ｔｐ为扭矩ꎬＮ ｍꎻω为水泵叶轮的旋转角速度ꎬｒａｄ/ｓꎮ２㊀计算结果及分析２ １㊀叶轮叶片数对轴流泵水力性能的影响初始设计叶轮叶片数为４片ꎬ叶片数取３~５片为宜ꎮ针对叶轮叶片数分别为３㊁４和５ꎬ导叶叶片数保持不变时ꎬ分析叶轮叶片数对轴流泵水力性能的影响ꎮ不同叶轮叶片数时网格模型数量保持相当ꎮ不同叶片数的叶轮模型见图３ꎮ图３㊀不同叶片数的叶轮模型㊀㊀叶片数对轴流泵水力性能的影响分析不涉及到叶轮的优化问题ꎬ即每张叶片的形状保持不变ꎬ仅仅是增加或减小叶片的数量ꎮ针对这３种不同叶轮叶片数的研究方案进行数值计算ꎬ设计工况点为３６０Ｌ/ｓꎬ计算工况从２８０~４２０Ｌ/ｓꎬ每隔２０Ｌ/ｓ计算一个值ꎬ共计８个流量工况点ꎮ计算结果见图４和图５ꎮ根据图４可知ꎬ扬程跟叶片数密切相关ꎬ扬程随着叶片数的增加而增加ꎬ４张叶片比３张叶片扬程增加很明显ꎬ但５张叶片时扬程比４张增加不明显ꎮ根据图５可知ꎬ３张叶片时效率较优ꎬ５张叶片效率整体较小ꎬ叶片数较少时ꎬ叶栅稠密度较小ꎬ叶片表面的摩擦损失较小ꎬ效率较高ꎮ３张叶片和４张叶片数在大流量区域效率基本一致ꎬ在小流量区域３张叶片明显优于４张叶片ꎬ从水力损失的角度而言ꎬ叶轮和导叶水力损失占扬程的比重值更小ꎬ不考虑最高扬程的运行要求时ꎬ选择叶片数较少的叶轮具有更高的水力效率ꎮ将设计工况下ꎬ叶轮叶片表面压力取出作压力云图分析ꎬ见图６ꎮ９４㊀第２４卷第６期２０１８年６月水利科技与经济ＷａｔｅｒＣｏｎｓｅｒｖａｎｃｙＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙａｎｄＥｃｏｎｏｍｙＶｏｌ ２４㊀Ｎｏ ６Ｊｕｎ ꎬ２０１８㊀图４㊀流量~扬程曲线图５㊀流量~效率曲线图６㊀压力分布云图㊀㊀根据图６可知ꎬ轴流泵工作面压力大于背面ꎬ工作面压力分布及数值范围均差不多ꎬ背面压力分布范围差别较大ꎬ进口边界条件设置为一个大气压ꎮ因此ꎬ背面压力值较小的区域范围较大ꎬ说明了汽蚀性能最为严重ꎮ可见３张叶片时ꎬ叶片背部汽蚀性能很差ꎬ５张叶片时汽蚀性能最好ꎮ同时ꎬ叶片易于发生汽蚀的部位均处于叶片进口背面靠近轮缘处ꎮ通过下式进行汽蚀性 ０５顾丽琼ꎬ等:叶片数对轴流泵水力性能的影响第６期㊀能预测:ＮＰＳＨｒｅ＝Ｐｉｎρｇ－Ｐｖρｇ(４)式中:Ｐｉｎ为叶轮进口的总压ꎬ此处即为一个大气压ꎻＰｖ为叶轮背面靠近轮毂侧(Ｓｐａｎ＝０ ８５处)且距离叶片进口处１５％~２０％位置处的最小压力ꎮ试验结果表明ꎬ该预测模型得到的必需汽蚀余量值与试验值吻合度较好ꎬ所以本文在数值模拟过程中采用该预测模型进行必需汽蚀余量的预估ꎮ现将Ｓｐａｎ＝０ ８５断面翼型压力分布取出用以分析其汽蚀性能ꎮ见图７ꎮ图７㊀Ｓｐａｎ＝０ ８５翼型断面的压力分布图㊀㊀根据图７可知ꎬ不同叶片数该断面压力分布不一致ꎮ大于大气压的压力分布为翼型工作面的压力ꎬ小于大气压的压力分布为翼型背面的压力值ꎮ在工作面靠近叶片进口处压力分布差别较大ꎬ所以水流来流冲角不一致ꎬ反映在外特性上就是最高效率点工况发生了变化ꎮ３张叶片时ꎬ叶片背面压力值整体最小ꎬ必需汽蚀余量最大ꎬ汽蚀性能最差ꎮ其次是４张叶片ꎬ汽蚀性能最好的是５张叶片ꎮ２ ２㊀导叶叶片数对轴流泵水力性能的影响导叶的作用主要是回收叶轮出口速度环量ꎬ将动能转换为压能ꎬ减小水力损失ꎬ其中导叶的数量对轴流泵性能有着重要影响ꎮ初始导叶为７片ꎬ叶轮为４片ꎮ为了满足导叶叶片数与叶轮叶片数满足互为质数的关系ꎬ研究时分别取导叶叶片数为５㊁７和９片ꎮ保持导叶叶片形状不发生变化ꎬ只是改变导叶的数量ꎮ不同的导叶叶片数量的导叶模型见图８ꎮ图８㊀不同叶片数的导叶模型㊀㊀数值模拟采用带叶轮进行三维数值计算ꎬ针对这３种不同导叶叶片数的研究方案进行数值计算ꎮ设计工况点为３６０Ｌ/ｓꎬ计算工况从２８０~４２０Ｌ/ｓꎬ每隔２０Ｌ/ｓ计算一个值ꎬ共计８个流量工况点ꎮ计算结果见图９和图１０ꎮ根据图９和图１０可知ꎬ不同导叶叶片数下泵段扬程基本保持一致ꎬ说明导叶在进行配套设计完成后ꎬ单改叶片数对扬程影响很小ꎬ但是对效率影响较大ꎬ特别是大流量叶片数越多ꎬ效率越低ꎮ５张导叶叶片在小流量效率较低ꎬ大流量效率较高ꎮ但是不管导叶叶片数是多少ꎬ最高效率点并没有发生变化ꎬ说明改变导叶叶片数高效点不会发生变化ꎮ效率变化较大应该是导叶水力损失变化较大造成的ꎮ导叶水力损失见图１１ꎮ根据水力损失曲线图可知ꎬ在Ｑ＝３４０Ｌ/ｓ时ꎬ３条水力损失曲线出现了交叉ꎬ即在大流量区域叶片数越多ꎬ水力摩擦损失越大ꎬ效率越低ꎬ导叶片数越少对大流量能量性能有好的影响ꎻ在小流量区域ꎬ扬程较高ꎬ水流不稳定ꎬ叶片数较多能更好的回收环量减小水力损失ꎬ所以在小流量区域ꎬ导叶片数越多对性能有好的影响ꎮ１５㊀第２４卷第６期２０１８年６月水利科技与经济ＷａｔｅｒＣｏｎｓｅｒｖａｎｃｙＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙａｎｄＥｃｏｎｏｍｙＶｏｌ ２４㊀Ｎｏ ６Ｊｕｎ ꎬ２０１８㊀图９㊀扬程~流量曲线图图１０㊀效率~流量曲线图图１１㊀导叶水力损失曲线图３㊀结㊀论１)轴流泵叶轮的扬程随着叶片数的增加而增加ꎬ但并不是严格随着叶片的多少成比例升高ꎬ叶轮的效率随着叶片数的减小而增大ꎮ３张叶片和４张叶片数在大流量区域效率基本一致ꎬ在小流量区域３张叶片明显优于４张叶片ꎮ从汽蚀性能角度而言ꎬ３张叶片时ꎬ叶片背面压力值整体最小ꎬ必需汽蚀余量最大ꎬ汽蚀性能最差ꎮ其次是４张叶片ꎬ汽蚀性能最好的是５张叶片ꎮ２)不同导叶叶片数下泵段扬程基本保持一致ꎬ说明导叶在进行配套设计完成后ꎬ单改叶片数对扬程影响很小ꎬ但是对效率影响较大ꎬ特别是大流量工况叶片数越多ꎬ效率越低ꎮ[参考文献][１]姚捷ꎬ周建佳ꎬ孙莎ꎬ等 叶片数对轴流泵压力脉动的影响研究[Ｊ].通用机械ꎬ２０１６(３):８０－８４[２]张志远ꎬ王立祥ꎬ蔡佑林 叶片数对喷水推进低比转速轴流泵叶轮水动力性能的影响[Ｊ].船舶ꎬ２０１５ꎬ２６(１):２０－２４[３]施卫东ꎬ吴苏青ꎬ张德胜ꎬ等 叶片数对高比转数轴流泵空化特性的影响[Ｊ].农业机械学报ꎬ２０１３ꎬ４４(１１):７２－７７[４]陈长盛ꎬ杨爱玲ꎬ李国平ꎬ等 叶片数变化对轴流泵流体激励力影响[Ｊ].噪声与振动控制ꎬ２０１３ꎬ３３(３):５５－５９[５]韩小林ꎬ石岩峰ꎬ姚铁ꎬ等 用数值模拟研究叶片数变化对轴流泵性能的影响[Ｊ].水泵技术ꎬ２００７(４):１５－１７[６]鄢碧鹏ꎬ汤方平 叶片数变化对轴流泵性能影响的研究[Ｊ].扬州大学学报:自然科学版ꎬ１９９８(３):５３－５５２５。
水力排烟风机叶片结构参数优化设计
技术交流水力排烟风机叶片结构参数优化设计潘洋洋1，庄进标2，林瑞霖2（1. 海军装备部驻上海地区第一军事代表室，上海 201913；2. 海军工程大学动力工程学院，武汉 430033）摘要：为改善某型水力排烟风机性能，本文在原叶型的基础上对该风机的叶片结构参数进行了组合优化设计，分析确定了影响风机叶片性能的主要因素。
通过正交设计对不同因素配置的方案进行了仿真试验，利用极差分析法确定了各因素的主次顺序，获得了最优组合，即风机叶片数目7、轮毂比0.593、叶片安装角40°。
与原风机性能进行了对比，结果表明：选取最优的组合设计方案，优化后的风机全压有效功率提高了15.9%，全压效率提高了12%，证明利优化设计方案是有效的。
关键词：水力排烟风机；风机叶片；优化设计；正交设计中图分类号：TH432.1 文献标志码：A DOI：10.16443/ki.31-1420.2020.05.004Optimal Design of Blade Structure Parameter forHydraulic Smoke Exhaust FanPAN Yangyang1, ZHUANG Jinbiao2, LIN Ruilin2(1. The First Military Delegate Office of Shanghai under Naval Equipment Department, Shanghai 201913, China;2. College of Power Engineering. Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China)Abstract: In order to improve the performance of a hydraulic smoke exhaust fan, based on the original blade type, the structure parameters are combined and optimized. The analysis determin the main factors affecting the performance of the fan blades. Through orthogonal design, simulation experiments of different factor configuration schemes are carried out, and the primary and secondary order of each factor is determined using range analysis. The optimal combination is, the number of fan blades 7, the hub ratio of 0.593, and the blade installation angle of 40° . Compare with the performance of the original fan, the results show that the optimal combined design scheme is selected, the optimized full-pressure effective power of the optimized fan is increased by 15.9%, and the total pressure efficiency is increased by 12%. The results show that optimal design is effective.Key words: hydraulic smoke exhaust fan; fan blade; optimal design; orthogonal design0引言水力排烟风机因其具有性能稳定、风量大、防爆性能好、动力源充足（可利用消防水驱动）等特点，可被应用于舰船消防排烟等领域。
第二章叶片式流体机械工作理论
一半径的圆周上，流体微团有相同大小的速度。就是说， 每一层流面（流面是流线绕叶轮轴心线旋转一周所形成 的面）上的流线形状完全相同，因而，每层流面只需研 究一条流线即可。
流体流机体械机原械理原、理设计及应用
一、叶轮流道进、出口速度三角形
进口
u （1）圆周速度 1
向或轴向流入。
流体流机体械机原械理原、理设计及应用
增大叶轮外径和提高叶轮转速。因为
u2=2D2n/60，故D2和n HT。
绝对速度的沿圆周方向的分量2u 。提高2u也 可提高理论能头，而2u与叶轮的型式即出口安装 角2a有关，这一点将在第三节中专门讨论。
流体流机体械机原械理原、理设计及应用
机
过流部件
吸入室 叶轮 压出室
工作特点
固定不动 旋转
固定不动
作用
将流体引向工作 叶轮
完成转换能量
将流体引向压出 管路
运动情况
分析和研 究
相对简单 比较容易
比较复杂 较为困难
相对简单 比较容易
流体流机体械机原械理原、理设计及应用
欲开展对叶片式泵与风机的基本理论的研究 工作，应将主要精力集中于流体在叶轮流道内流 动规律的研究上。
２.理论能头与被输送流体密度的关系:
H (u u ) / g
T
2 2u
1 1u
pT = (u22u- u11u)
流体流机体械机原械理原、理设计及应用
3.提高无限多叶片时理论能头的几项措施：
H T
1 g
(u22u
u11u )
1u反映了泵与风机的吸入条件。设计时一般 尽量使1≈90（1u0），流体在进口近似为径
v vr vz vu
叶片数对水力减速级涡轮输出性能的影响研究
6石油机械CHINA PETROLELM MACHINERY2017年第45卷第2期◄钻井技术与装备►叶片数对水力减速级涡轮输出性能的影响研究谭春飞汪伟黄志良徐闻强柴麟(中国石油大学（北京）油气资源与探测国家重点实验室）摘要：在涡轮钻具中装入一定数量的水力减速级涡轮可以显著降低涡轮轴的空转转速及工作 转速，但目前对水力减速级涡轮的研究较少。
鉴于此，借助N U M E C A软件包，建立了不同叶片数 的三维定转子模型，研究了定转子叶片数对水力减速级涡轮水力性能的影响。
分析结果表明：在高转速下，随着叶片数的增加，水力减速级涡轮的制动扭矩呈先增大后减小趋势，轴向力呈先减 小后增大趋势，压降呈先降低后增加趋势。
当叶片数为30片时，扭矩、轴向力及压降等水力性能 达到最优；某型号涡轮钻具100级涡轮级定转子配合50级水力减速级定转子，能够有效降低涡轮 钻具的工作转速和空转转速。
所得结论对水力减速级涡轮的设计具有参考价值。
关键词：水力减速涡轮；叶片数；数值模拟；水力性能；制动扭矩；轴向力中图分类号：T E921文献标识码：入如：10.16082/】.（:吐[^吼.100卜4578.2017.02.002Study on the Performance of Hydraulic Reduction Turbineby Varying the Blade NumberTan Chunfei W ang W ei H uang Zhiliang Xu W enqiang Chai Lin(State Key Laboratory of Petroleum, Resources and Prospecting,China University of Petroleum (Beijing)) Abstract ：The idle speed and the working speed of the turbo-shaft could be greatly reduced by incorporating a certain num ber of hydraulic reduction turbines into the turbo-drill. W ith the NUMECA software, the three-dim ensional stator and rotor model with different num ber of blades was established to study the influence of the stator and rotor blade num ber on the hydraulic perform ance of hydraulic reduction turbine. The results show that at high sp e e d, the braking torque of hydraulic reduction turbine stage increases and then decreases with the increase of blade num ber, while the axial force decreases first and then in c re ase s, and the pressure drop decreases and then increases. Given the blade num ber of 30, the optim al hydraulic perform ance such as to rq u e, axial force and pressure drop could be attained. The idle speed and the working speed of the turbo-drill could be effectively reduced while provided with 100 turbine stages and 50 hydraulic reduction turbine stages. The study could provide references for the design of the hydraulic reduction stage turbine.Key words ：hydraulic reduction tu rb in e; blade num ber ；num erical sim ulation ；hydraulic perform ance; braking torque; axial force0引百涡轮钻具是一种重要的井下动力钻具，适用于 高温高压环境的深井和超深井作业。
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
普弗列尔捷来尔公式 ！ 扬程校 正系数 一般为0.8∽1,叶片 一般为 ∽1,叶片 ∽1, 数少时取大值！ 数少时取大值！
…
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
注 意
两个理论扬程的差别是不考虑任何损失所造成的，其差 别仅仅∞ 产生影响，使液体所获得能头有所减少。
《泵与压缩机》
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
培黎石油工程学院 李 鲤
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
一、液体在有限叶片数叶轮中的流动
无限叶片数叶轮 叶片间流道无限薄 任一流体质点均被 “绝对控制” 流体的流线与叶片形状 完全重合
有限叶片数叶轮 叶片间流道较宽 流体质点具有一定 的自由度 流体的流线与叶片形状 不能完全重合
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
一、液体在有限叶片数叶轮中的流动
叠加 结果
同一半径r圆周液流相对速度大小不一样 大小不一样， 同一半径r圆周液流相对速度大小不一样，叶 片工作面侧w 叶片非工作面侧w 片工作面侧w小；叶片非工作面侧w大。
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
一、液体在有限叶片数叶轮中的流动
《泵与压缩机》
叶轮出口处 结 果
v v v w2 = w2∞ + ∆w2u
叶轮入口处
v v v w = w∞ + ∆w1u 1 1
结
果
?
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
二、有限叶片数对理论扬程的影响 无限叶片数叶轮 有限叶片数叶轮
?
1-4 有限叶片数对理论扬程的影响
二、有限叶片数对理论扬程的影响
滑移 系数
与叶片数、 叶片角、叶 轮内径和外 径的比值、 流体黏度等 因素有关
叶片数对喷水推进器性能影响的计算流体动力学分析
本文利用基于有限体积法的计算流体力学程 序来求解 RANS 方程。选择切应力输运(Shear stress transport, SST)模式来对湍流进行模拟，其结合了
图 1 喷水推进器数值流场控制体
224
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
机械工程学报
第 45 卷第 6 期期
(1. College of Ship and Power Engineering, Naval University of Engineering, Wuhan 430033; 2. College of Science, Naval University of Engineering, Wuhan 430033)
设计具有优良性能泵的关键问题在于对泵水 动力性能的深入理解和准确预测，这就需要对泵内 部叶片通道间流场有清晰的了解。计算流体动力学 (Computational fluid dynamics, CFD)已越来越多地 应用于旋转机械中固定的和旋转的叶片通道间流场 性能的研究。MINER[6]用 CFD 手段分析了双级混流 泵单级叶轮和导叶体内流场特性并与试验测量数据 进行了比较，HU 等[7]使用单叶片通道、全叶轮通道 是否加上导叶体和轴等模型对喷水推进泵叶轮和喷 口流场进行了 CFD 计算，估算了叶轮的制动转矩， 两者均论述了 CFD 方法能够用于准确预报喷水推 进泵的性能，包括推力分布。
水电站灯泡贯流式水轮机转轮叶片数选择
水电站灯泡贯流式水轮机转轮叶片数选择摘要：本文通过阐述水电站的灯泡贯流式水轮机结构设计，详细分析水轮机转轮叶片数的选择情况对机组在建设过程和实际运行过程产生的影响。
针对对水轮机叶片数关联方面的论述，了解水轮机选择过程中需要考虑的因素，以此选择合适叶片数的水轮机，从而达到发挥水电站最大发电效益，获得经济效益最大化的目的。
关键词：灯泡贯流式水轮机；结构特点；叶片；工况分析；一、灯泡贯流式水轮机概述水利枢纽工程根据电站参数和流量变幅大小配备不同数量和种类的水轮机。
水电站的核心设备之一水轮机，其任务就是将水流机械能转化为旋转机械能，是发电过程中的基础环节，占据着重要地位。
其质量优劣、运行情况都将影响着整个水力发电厂的经济效益和安全性能，甚至对水电站的整个机组寿命有决定性作用。
在水轮机实际选择过程中，需根据水电站实际情况决定。
水轮机有多种型式，如混流式、轴流式、轴伸贯流式、竖井贯流式，灯泡贯流式和全贯流式。
不同型式水轮机应用在参数不同的水电站内，目前低水头电站均使用贯流式水轮机，而其中灯泡贯流式水轮机使用最为广泛。
二、结构特点灯泡贯流式水轮机主要结构有：埋设部件、导水机构、转轮与转轮室、主轴与主轴密封、水导轴承、组合轴承等。
结构较其他型式水轮机复杂，增设协调机制和稳定机制，但是检查和维修相对其他水轮机更为困难。
其结构特点还在于流道采用直型，空间结构宽阔，将水能损失率降到最低，能量利用效率高。
同时其单位流量大，比转速高，而且由于取消了蜗壳和肘行尾水管，其体积减小，结构紧凑，厂房面积小，能够最大程度减小土建投资。
三、电站水轮机工况分析灯泡贯流式水轮机转轮型式有3叶片、4叶片、5叶片转轮，不同叶片数转轮技术参数不同。
表1 灯泡贯流式水轮机转轮型式主要技术参数对比表（一）5轮叶片转轮工况分析电站最优工况即在最小损耗下获得最大的发电效益。
水轮机在持续工作过程中，从最小水头到最大水头之间转速和流量同样在不断变化。
并不是所有技术参数达到额定值便能得到最优状况。
水力机械水力设计
六、叶片设计（升力法）
（一）计算
1、确定叶轮几何参数 确定轮毂比dh/Do、叶片数Z和外径Do
2、确定计算截面 通常选取5个截面（柱面或球面） 一般沿径向均布
b
3、确定轴面速度Vm(Wm)和速度环量Γ的分布规律
4、作各截面的速度三角形 根据三角形，求出W∞和β∞
5、选择翼型 各截面最好选同一系列的翼型
V2m
a b
叶栅的主要性能参数： 1、列线——栅中翼型对应点的连线 2、栅轴——与列线垂直的直线 3、栅距——翼型间的距离t 4、稠密度——翼弦l与栅距t之比 5、安放角——翼弦与列线的夹角βe 6、冲角α——无穷远处来流方向与弦夹角 7、叶轮直径D，轮毂直径dh
二、速度三角形
1、进口速度三角形
在轴面内，涡线方程变为：
dz = dr
ωz ωr
⇒ ωzdr −ωrdz = 0
∴
ω z dr
−
ω r dz
=
∂(vu r )
r∂θ
dr
+
∂(vu r )
r∂z
dz
=
d(vu r
)
=
0
∴ vur = const
结论：假定旋涡矢量在圆周方向的投影为0 ，即 ωu = 0，则轴面流动
为有势流动，沿轴对称流动涡线上的速度矩保持常数。
与无穷远处来流方向垂直（升力）：Py1
=
cy1ρ
v∞ 2 2
bl
与无穷远处来流方向平行（阻力）：Px1
=
cx1ρ
v∞ 2 2
bl
b
四、叶栅的流体动力基本方程
a b
cy
l t
=
2Δvu w∞
27有限叶片数的影响.ppt
§2-7 有限叶片数的影响
• 曾假定叶片无限薄，叶片数无限多，流体在叶槽内严格按叶片的型线流动； 实际情况叶片数是有限多的，叶片间的流道有一定的宽度，流体的流动不是 严格按叶片的型线流动。 • 由于惯性叶片间的流体力图保持原来的状态，从而形成所谓的“轴向旋涡” 运动，其方向与叶轮旋转方向相反。 • “轴向旋涡”运动使叶轮的进、出口速度三角形发生了变化，由于流量转速 不变。
2 叶片式流体机械中的能量转换
§2-7 有限叶片数的影响
•1 、 在 进 口 ， 旋涡的方向 与叶轮转动 方 向 相 同 1 变大
w
c1
c1
w1
与叶轮转动 方向则相反
2 叶片式流体机械中的能量转换
§2-7 有限叶片数的影响
• 有限多的理论扬程<无限多的理论扬程
H H T T
• 引入滑移系数 • ①通常
H p h k T T T H p h T T T
k 1 2 1 2z 1 r1 1 r 2
2
• ②
1
cu 2 u2
c c c u 2 u 2 u 2
减少叶片数后水轮机水力性能的CFD预估及应用
减少叶片数后水轮机水力性能的CFD预估及应用敏政;田亚平;张学光;朱月龙;韩伟【摘要】针对小型径流式电站卧式水轮机在夏季汛期运行中频繁堵塞而影响正常发电的问题,从增加水轮机出力与过流能力的角度考虑减少叶片数进行改造.利用数值模拟的方法对不同工况下改造前后的水轮机全流道进行数值计算,研究改造前后叶片表面的压力分布,着重分析改造前后叶片数对水轮机水力性能和气蚀性能的影响,得到改造前后的水轮机动力学差异.减少叶片数,叶片间开口增大,机组的防堵塞性能得到改善.计算结果还表明改造后机组可增容6％,最优工况点向大流量区偏移.所得结果可用于HLD06A-WJ-84水轮机的实际改造并指导电站的运行.【期刊名称】《兰州理工大学学报》【年(卷),期】2019(045)002【总页数】5页(P58-62)【关键词】混流式水轮机;叶片数;流道堵塞;数值模拟;增容改造【作者】敏政;田亚平;张学光;朱月龙;韩伟【作者单位】兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学甘肃省流体机械及系统重点实验室,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;兰州理工大学甘肃省流体机械及系统重点实验室,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;兰州理工大学甘肃省流体机械及系统重点实验室,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;兰州理工大学甘肃省流体机械及系统重点实验室,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;兰州理工大学甘肃省流体机械及系统重点实验室,甘肃兰州730050【正文语种】中文【中图分类】TK730.3通常水轮机的技术改造主要是提高效率及增加出力,但对于小型径流式水电站,一味追求效率与容量的增加意义不大,更应该重视机组防堵塞性能的改善.曲库乎电站位于青海省同仁县隆务河流域,是径流式水电站.该电站额定水头为65 m,引水流量为6 m3/s,其中一台型号为HLD06A-WJ-84的水轮机汛期易被杂物堵塞,经常被迫停机检修而影响发电效益.据资料统计,多年来隆务河平均流量15.14 m3/s,而电站引水过渠能力为9 m3/s,水能资源没有充分利用,弃水现象严重.借助于实施引水渠扩容整修工程的同时对水轮机进行改造.电站业主要求以不改变埋入部件为前提,以较小代价提高水轮机的水力性能并增加机组出力,改善机组的防堵塞性能.水轮机出力公式为[1]N=9.81qVHη(1)式中：qV为流量；H为水头.由上式知水头、过流通道不变，则增加水轮机出力的直接途径是提高机组的过流能力.叶片长度不变,相邻叶片之间的开口与叶片数成反比.减少叶片数Z,叶片间开口随之增加,降低叶片对流道的排挤作用,增加过水断面面积,提高水轮机防堵塞性能,增加水轮机过流能力,使出力增加.小型水电站因先要保证发电量实现效益,其蓄水池拦污栅网孔难免偏大.在夏季汛期时节,机组过流通道常被漂浮物堵塞,对于该机组隔段时间就需清除堵塞物,同时因蝶阀不能全关,电站各机组由一根管道供水且电站吸出高度可能为负,为防止倒灌现象产生必须停机进行清理工作,严重降低电站效益.叶片数对叶轮机械空化性能的影响没有一定的规律可循,减少叶片数意味着增加叶片正背面压差,降低了空化性能.另一方面由于叶片的排挤作用,流道中流速的减小,又使得空化性能改善[2-4].减少叶片数改造存在风险,需慎重分析.在过去,无论是通过计算手段还是中间试验来掌握水轮机流场,对小水电而言都得不偿失,近年来随着CFD软件的普遍应用,数值模拟计算的成本已经很低,且分析结果与水电站实际运行情况基本吻合[5],具备了应用于小型机组的条件.本文结合CFD流场计算分析,通过减少叶片数对水轮机进行改造,分析改造后的气蚀性能，预估增容效果，以指导水电站的运行.1 改造方案1.1 减少转轮叶片数原水轮机主要技术参数见表1. 转轮叶片数的改变对转轮的水力性能和强度均有显著影响[6].叶片数的减少降低了转轮的刚强度，但其对流道的排挤作用也会降低,流道过水断面面积也必然增加,从而使单位流量增大.对于叶片数的选择,根据已有的研究及实践的统计资料,借鉴以往水电站改造的成功经验并考虑本电站的实际运行情况,决定选取14个叶片,即在原有17个叶片的基础上减少3个叶片.表1 HLD06A-WJ-84主要参数Tab.1 Main parameters of HLD06A-WJ-84参数数值转轮直径D1/mm840叶片数Z17蜗壳包角φ/(°)345固定导叶数6活动导叶数12导叶分布圆直径D0/mm1 160导叶高度b0/mm1891.2 计算工况点选取为获取水轮机改造前后的内部流动状况及动力学差异,需得出在相同叶片数不同工况下以及相同工况不同叶片数下的数值计算结果.本文选择小流量工况、最优工况、较大开度工况及限制工况四个典型工况点作为计算工况点,见表2.减少水轮机转轮叶片数进行改造,实质是增加水轮机过流能力.转轮改造后过水断面积增加,过流能力增加,所取以上四个工况点可以分析比较在不同导叶开度时,改造前后水轮机的性能变化及内部流场变化,所以选择此四个工况点,对其内部进行详细的数值模拟.表2 计算工况点Tab.2 Computational working condition points工况流量/(m3·s-1)转速/(r·min-1)导叶开度/mm水头/m12.0860044.96523.5160077.26533.9160088.06544.53600106.0652 水轮机内部流场的数值模拟2.1 控制方程一般情况下,水轮机内部流动为三维黏性不可压的湍流运动[7],其控制方程为连续性方程：(2)N-S方程:(3)με=μ+μt(4)式中：ui为平均速度；p为等效压力；με为有效黏性系数；μ为分子黏性系数；μt为湍流黏性系数.标准k-ε模型：其中(7)式中：湍流模型常数Cμ=0.09,C1ε=1.44,C2ε=1.92,σk=1.0,σε=1.3.2.2 几何模型与网格划分本文进行计算的区域为从水轮机的蜗壳进口至尾水管出口的整个全流道.利用Unigraphics软件建立水轮机的三维几何模型,如图1所示.网格划分工具使用ICEM-CFD,因水轮机结构复杂,故采用针对复杂模型有更强适应能力的非结构化网格对水轮机全流道计算域进行网格划分,如图2所示.为了得到较高质量的网格可对一些特殊区域如蜗壳鼻端、叶片表面等压力、速度梯度变化大的区域进行局部加密处理.改造前水轮机全流道三维实体模型节点数402 658,单元数2 268 456,减少叶片数改造后全流道模型节点数434 626,单元数2 344 658.由网格无关性验证可知，当水轮机全流道网格总数超过230万时所得数值解基本不变.图1 转轮改造前后三维模型图Fig.1 Three-dimensional model diagram of runner before and after remodelment图2 计算域网格Fig.2 Grid of computational domain2.3 计算方法利用有限体积法对雷诺时均方程进行空间离散,选用标准k-ε双方程湍流模型使控制方程封闭.通过SIMPLEC算法实现压力速度耦合方程数值求解[8].在差分格式中,压力项采用二阶中心差分格式,速度项采用二阶迎风差分格式,采用二阶迎风格式对动量方程、湍动能与湍动能耗散方程离散求解,并采用低亚松驰格式进行迭代计算,收敛精度设为10-4.2.4 边界条件蜗壳进口处引入流量设定边界条件为速度进口(velocity-inlet),尾水管出口边界条件采用自由出流(outflow)[9].在固壁面上采用流体无滑移和无渗透边界条件,采用标准壁面函数法处理壁面附近流动.3 计算结果分析3.1 改造前后转轮叶片正面压力分布图3和图4是减少叶片数进行改造前后各工况下转轮叶片工作面的压力分布.总的来看,改造前后叶片正面的压力分布变化明显,压力梯度从进水边液流到出水边呈逐渐减小的趋势.转轮叶片工作面上逐步减少的压力就是液流对叶片所做的功,随着与叶片作用面积的增大,液流对叶片做的功也在增多且沿液流流动方向压力逐步减小.由图可知,改造前叶片工作面进口边都有较大的压力梯度形成,小流量及最优工况下主要在靠近下环端产生局部高压,说明进口处存在撞击损失,分析原因可能有两方面：一是叶片的安放角偏大,二是所选用的翼型弯度偏小.改造后局部高压的面积与大小都有所缓解,在限制工况下接近消失,说明改造后叶片进口处的流动变好,撞击损失减小.从各个工况下改造前后的压力分布图可以看出,叶片数减少后,其工作面的压力梯度要比减少前的大一些.图3 改造前各工况下叶片工作面的压力分布(kPa)Fig.3 Pressure distribution on blade pressure surface on each working condition beforeremodelment(kPa)图4 改造后各工况下叶片工作面的压力分布(kPa)Fig.4 Pressure distribution on blade pressure surface on each working condition after remodelment(kPa) 3.2 改造前后转轮叶片背面压力分布图5和图6是减少叶片数进行改造前后各工况下转轮叶片背面的压力分布.减少叶片数对叶片背部压力影响很大,背面压力从叶片进口至出口逐渐减小.整个叶片背面压力总体分布均匀,具有良好的压力梯度.改造前叶片背面在进口靠近上冠和下环处均出现了局部高压,减少叶片后该处局部高压有所减缓,说明改造后流动变好.一般而言,水轮机转轮中的低压区集中分布于出水边附近.从图6可以看出,小流量工况和最优工况下,改造后的叶片背面低压区面积减小,压力回升,气蚀性能改善.但在进口边靠近下环处,压力下降,出现局部低压,气蚀性能变差.在较大开度运行时,改造后的叶片表面压力大小分布均匀,低压区面积进一步减小,除了进口局部低压,转轮整体气蚀性能良好.限制工况下,改造前出口边附近较大范围的低压区消失,但靠近下环部分也出现局部低压,气蚀性变差.减少叶片数后随着导叶开度的增大,背面负压最大值增加且集中在进口边靠近下环处,使该区域气蚀性能恶化,整个叶片背面低压区的面积减小.改造后各个工况下出口边附近的低压区的范围和数值与改造前相比都在减小,说明改造后转轮出口附近区域的气蚀性能有所改善.图5 改造前各工况下叶片吸力面的压力分布(kPa)Fig.5 Pressure distribution on blade suction surface on each working condition before remodelment(kPa) 图6 改造后各工况下叶片背面的压力分布(kPa)Fig.6 Pressure distribution on blade suction surface on each working condition after remodelment(kPa) 3.3 改造后水轮机防堵塞性能减少叶片数后,相邻叶片间开口最小值由19.6 mm增加到26.5 mm,防堵塞性能提高.据估算,汛期检修周期由原来的平均十天一次减少为每个月一次.改造后仅减少检修时间一项可使每年多发电4×105kW·h.经济效益明显.3.4 改造前后水轮机的性能参数计算完成后通过Fluent自带的数据后处理功能,可以对水轮机主要性能进行计算.水轮机的效率为[10-11](8)由图 7和图8可知,改造前水轮机的效率最高在88%附近,此后随着导叶开度的增大,效率开始降低,出力一直呈升高的趋势,在出力限制线附近达到最大值.在小流量工况即导叶开度为44.9 mm时,改造后的水轮机效率较之前下降了0.52%,出力下降了30.94 kW.改造后的水轮机在原最优工况区运行时,效率较改造前增大,出力比原来增加67.69 kW.较大开度时,改造后出力增加138.1 kW.在限制工况运行时,改造后水轮机效率较改造前增加1.43%,出力增加近110 kW.总体来看,在小流量工况下,改造后的水轮机效率与出力均比改造前小,随着导叶开度的增大,改造后的效率与出力高于改造前,在较大工况下增加约6%.水轮机转轮叶片数减少后,使流量、出力都增加,从效率随导叶开度的变化趋势和出力随导叶的变化趋势可以推出,减少3个叶片数后,水轮机的最优工况点向大流量区移动.图7 改造前后不同导叶开度下的效率对比Fig.7 Efficiency contrast of different guide vane opening to each other before and after remodelment图8 改造前后不同导叶开度下的出力对比Fig.8 Power output contrast of different guide vane open-ing to each other before and after remodelment 4 结论1) 减少叶片数,叶片背面低压区面积减小但负压增大,正面进口边撞击损失减小.在限制工况下,改造后叶片背部更易气蚀.改造后水轮机的气蚀性能变差,在电站气蚀余量不够大的情况下,需慎重计算分析.2) 减少叶片数后,在小流量工况下,水轮机效率与出力均比改造前低.随着导叶开度的增大,则均高于改造前,改造后水轮机的最优工况点向大流量区偏移,所以机组在实际运行中应偏向大流量区.3) 对于小型径流式电站的卧式机组,在充分考虑转轮气蚀性能的前提下减少叶片数,不仅增加出力,更重要的是增加机组的过流能力,防止汛期因杂物堵塞而导致停机检修,经济效益十分明显.参考文献：【相关文献】[1] 刘大恺.水轮机 [M].北京:中国水利水电出版社,2011.[2] BALAKA R,RACHMAN A,DELLY J.Blade number effect for a horizontal axis river current turbine at a low velocity condition utilizing a parametric study with mathematical model of blade element momentum [J].Journal of Clean Energy Technologies,2014,2(1):1-5. [3] 施卫东,吴苏青,张德胜,等.叶片数对高比转数轴流泵空化特性的影响 [J].农业机械学报,2013,44(11):72-77.[4] 付燕霞,袁寿其,袁建平,等.叶片数对离心泵小流量工况空化特性的影响 [J].农业机械学报,2015,46(4):21-27.[5] 李琪飞,李仁年,韩伟,等.混流式水轮机引水、导水部件内部固液两相流动的数值分析 [J].兰州理工大学学报,2008,34(6):47-50.[6] 钟苏,王德俊,吕桂萍.混流式水轮机转轮强度的设计优化 [J].大电机技术,2004(4):36-39.[7] 王福军.计算流体力学分析——CFD软件原理与应用 [M].北京:清华大学出版社,2004.[8] 敏政,张忠华,罗宏博,等.基于CFD的水轮机导叶翼型数值模拟及分析 [J].兰州理工大学学报,2012,38(3):47-50.[9] 黄剑锋,张立翔,何士华.混流式水轮机全流道三维定常及非定常流数值模拟 [J].中国电机工程学报,2009,29(2):87-94.[10] 赖喜德,吉雷,李庆刚,等.基于数值实验的水轮机改造新方法 [J].水利水电技术,2005,6(36):81-84.[11] 李琪飞,张毅鹏,敏政,等.混流式水泵水轮机密封间隙流动分析 [J].兰州理工大学学报,2016,43(1):51-55.。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
对水轮机： ∆cu2指向＋u，
β2＞βb2
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
2、轴向旋涡（对径流、混流式）
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
3、ห้องสมุดไป่ตู้性的影响
出口后 wm**＜wm* wu**＝wu*对二者形成相同 方向的∆β HSJ
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
滑移系数的三种定义 1）利用∆cu2与u2
∆c u 2 σ = 1− u2
µ= h th H th p = = th h th ∞ H th ∞ p th ∞
2）利用hth与hth∞
3）利用∆H和Hth（减功系数）
P =
∆H H th
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
利用滑移系数进行计算：
h th = µh th∞
经验公式： 1、Stodola式
h th∞ = = h th∞ − u 2 (1 − σ) 2 1+ P
σ = 1−
π sin β b 2 Z
2、Pfleiderer式
S = ∫ rdl
r 22 P = ψ ZS
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
利用滑移系数进行计算的程序与概念：
βb2
cu2∞
Hth∞
欧拉方程
Hth cu2
速度三角形
H
cu2∞
βb2
β2
对于原动机，通常不进行精确计算，只用2°～4°叶 片角度修正考虑有限叶片数的影响 HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
第七节 有限叶片数的影响
假定Z＝∞ →β2＝βb2→速度三角形 →cu2∞→hth∞ 实际上，Z≠∞ →β2≠βb2→cu2，hth＝？ β
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
β2≠βb2（滑移现象）的原因：
1、惯性作用 对泵：∆cu2指向－u，
β2＜βb2
对原动机缓解 了滑移现象
华中科技大学能源与动力学院水机教研室
水力机械中的能量转换
二、滑移系数
考虑有限叶片数影响的方法： 轴流式：解析或半解析法计算平面叶栅，基于试验数 据的翼型和叶栅计算方法（升力法） 径流式：用经验系数（滑移系数）修正无穷叶片数的 计算结果 混流式：两种方法都可以用
HSJ
华中科技大学能源与动力学院水机教研室