蜗壳截面形状对液力透平性能的影响

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水轮机的蜗壳、尾水管资料.

2、金属蜗壳：当H>40m时采用金属蜗壳。其断面为圆形~椭圆，适用于中高水头的水轮机。 (1) 钢板焊接：H=40~200m，钢板拼装焊接。 (2) 铸钢蜗壳：H>200m时，钢板太厚，不易焊接，与座环一起铸造而成的铸钢蜗壳，其运输困难。
三、蜗壳的主要参数

1、断面型式与断面参数 (1) 金属蜗壳：圆形。结构参数：座环外径、内径、导叶高度、蜗壳断面半径、蜗壳外缘半径

Qmax Vr Da b0 Da：座环外经

圆周流速Vu的变化规律，有两种基本假定：
(1) 速度矩Vur=Const 假定蜗壳中的水流是一种轴对称有势流，忽略粘性及摩擦力，Vu会随r的增加而减小。 (2) 圆周流速Vu=Const：即假定Vu=Const

四、蜗壳的水力计算

水力计算的目的：确定蜗壳各中间断面的尺寸，绘出蜗壳单线图，为厂房设计提供依据。已知：

v v
2 2 2
2 5 5
2g
h25 ) H 2

由此可以绘出蜗壳平面图单线图。其步骤为： (a) 确定φ0 和VC ； (b) 求Fc、ρmax、Rmax； (c) 由φi确定Qi 、 Fi、ρi、Ri。
第二节尾水管的作用、型式及其主要尺寸确定

尾水管是反击式水轮机的重要过流部件。其型式、尺寸影响、厂房基础开挖、下部块体混凝土尺寸。尾水管尺寸越大，η越高，工程量及投资增大。合理确定是非常重要的。一、尾水管的工作原理（作用）

H r , Qmax , b0 , Da , Db ,0 ,Vc
及断面型式下进行(Db座环内径）。按Vu=Const假定计算(也可按Vur=Const)

叶片形状对能量回收水力透平性能的影响

Ｅｆｅｔｏａｅｐｏｌｎｈｙｒｕｉｎｒｙｒｃｖｒｆｃｆｖｎｒｆｅｏｄａｌｅｅｇｅｏｅｙｉｃｔｂｎｓｐｒｏｍａｃｕｒｉｅｅｆｒｎｅ
Ｊｎｕ，ＷａｇＸｉｏｕｕｈｎａｈｉ
卵ｒ，于设计流量时有＞＞Ｈ，／／＞ｒ；透平轮其他基本尺寸不变的情况下，＞／大Ｈｌ３ｒ＞ｒ／在２１存在最优的叶片进口角及包角组合；平轮靠近叶片进口处压力面附近有轴向漩涡存在；同流量透相
性能的影响，到在叶轮基本尺寸相同的情况下得
对叶片进行造型设计时，在最佳的叶片包角．贤存吴
（ｃｏｌｆｎｒｙａｄＰｗｒＥｇｎｅｉｇＬｎｈｕＵｉｒｔｏＴｃｎｌｇ，Ｌｎｈｕａｓ３００ｈｎ）Ｓｈｏｅｇｎｏｅｎｉｅｒ，ａｚｏｎｖｓｙｆｅｈｏｙａｚｏ，Ｇｎｕ７０５，ＣｉａｏＥｎｅｉｏ
ｗｒｐａｇｅａｎｌ收稿日期：０１３—１２１ —０４基金项目：“ 十一五” 国家科技支撑计划项目（０８Ａ３Ｂ０；２０ＢＦ４１）浙江省科技计划项目（０９３１５２０Ｃｌ４）作者简介：杨军虎（９２）男，西蒲城人，授（ｚａｇ＠ｌｔｃ）主要从事流体机械力学特性及设计理论研究．１６，陕教１ｎｊｕ．ｎ，ｙｈ王晓晖（９６），，１８男甘肃清水人，士研究生（ａｇｉｈｉ７８１３ＣＨ）主要从事流体机械力学特性及设计理论研究硕ｗｎｘａｕ５１＠６．ＯＩ，ｏ

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 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蜗壳断面设计

第五章反击式水轮机的基本结构第三节：反击式水轮机的引水室一、简介一般混流式水轮机的引水室和压力水管联接部分还装有阀门，小型水轮机为闸阀或球阀，大型多为碟阀。

阀的作用式在停机时止水，机组检修时或机组紧急事故时导叶又不能关闭时使用，绝不能用来调节流量水轮机引水室的作用：1.保证导水机构周围的进水量均匀，水流呈轴对称，使转轮四周受水流的作用力均匀，以便提高运行的稳定性。

2.水流进入导水机构签应具有一定的旋转（环量），以保证在水轮机的主要工况下导叶处在不大的冲角下被绕流。

二、引水室引水室的应用范围1.开敞式引水室2.罐式引水室3.蜗壳式引水室混凝土蜗壳一般用于水头在40M以下的机组。

由于混凝土结构不能承受过大水压力，故在40M以上采用金属蜗壳或金属钢板与混凝土联合作用的蜗壳蜗壳自鼻端至入口断面所包围的角度称为蜗壳的包角蜗壳包角图金属蜗壳的包角340度到350度三、金属蜗壳和混凝土蜗壳的形状及参数1.蜗壳的型式水轮机蜗壳可分为金属蜗壳和混凝土蜗壳当水头小于40M时采用钢筋混凝土浇制的蜗壳，简称混凝土蜗壳；一般用于大、中型低水头水电站。

当水头大于40M时，由于混凝土不能承受过大的内水压力，常采用钢板焊接或铸钢蜗壳，统称为金属蜗壳。

蜗壳应力分布图椭圆断面应力分析图金属蜗壳按制造方法有焊接铸焊和铸造三种。

，尺寸较大的中、低水头混流一般采用钢板焊接，其中铸造和铸焊适用于尺寸不大的高水头混流水轮机2.蜗壳的断面形状金属蜗壳的断面常作成圆形，以改善其受力条件，当蜗壳尾部用圆断面不能和座环蝶形边相接时，采用椭圆断面。

金属蜗壳与有蝶形边座环的连接图金属蜗壳的断面形状图混凝土蜗壳的断面常做成梯形，以便于施工和减小其径向尺寸、降低厂房的土建投资混凝土蜗壳断面形状图当蜗壳的进口断面的形状确定后，其中间断面形状可由各断面的顶角点的变化规律来决定，有直线变化和向内弯曲的抛物线变化规律混凝土蜗壳的断面变化规律3.蜗壳的包角对于金属蜗壳，其过流量较小，允许的流速较大因此其外形尺寸对厂房造价影响较小，为获得良好的水力性能及考虑到其结构和加工工艺条件的限制，一般对于混凝土蜗壳其过流量较大，允许的流量较小，因此其外形尺寸常成为厂房大小的控制尺寸，直接影响厂房的土建投资，一般4.蜗壳的进口流速当蜗壳断面形状及包角确定后，蜗壳进口断面平均流速是决定蜗壳尺寸的主要参数。

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。

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。

液力透平的数值计算与试验

液力透平的数值计算与试验杨孙圣;孔繁余;邵飞;薛玲【摘要】设计了液力透平试验台,对一单级液力透平进行了试验,得到了外特性曲线.采用全流场和结构化网格技术对液力透平内部流动进行了数值计算.分析了液力透平在不同流量下的压力场和速度场,得到了内部流场的分布规律.应用速度三角形对液力透平叶轮和尾水管内部速度场随流量变化规律进行了研究.结果表明:离心泵反转可用作透平运行,并具有较高的效率；最高效率的数值计算与试验结果相对误差为4.85％；透平内部的压力从蜗壳进口经叶轮到尾水管逐渐减小,进出口压差随流量增加而逐渐增加；在透平叶片背面和工作面存在漩涡区域,漩涡位置和区域大小随流量而变化；在尾水管横截面上存在的圆周速度分量随流量而变化.%A test rig for single stage hydraulic turbine was designed to obtain extra performance curves through experiment. Numerical simulation of the designed hydraulic turbine was performed by all domains and structural mesh technique. The pressure field and velocity field at different flow rate were discussed to acquire flow field distribution within hydraulic turbine. The variation of velocity field within turbine impeller and outlet pipe at different flow rate was analyzed according to velocity triangle. The results show that a centrifugal pump can run reversely as high efficiency turbine without any modification. The relative error at the best efficiency between numerical calculation and experimental results is 4. 85%. The absolute pressure within hydraulic turbine decreases gradually along the volute, impeller and outlet pipe, while the pressure difference between inlet and outlet increases with the increase of flow rate. Vortex regions are locatedat impeller blade suction and pressure side with location and region size varied by flow rate. The absolute tangential velocity at outlet pipe section is varied with flow.【期刊名称】《江苏大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2012(033)002【总页数】5页(P165-169)【关键词】液力透平;数值计算;试验;反转;漩涡【作者】杨孙圣;孔繁余;邵飞;薛玲【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泵是可逆式旋转机械，液力透平是将泵反转作透平运行，实现对高压液体的回收利用，因此又称为泵作透平(pump as turbine，PAT).液力透平具有体积小、结构简单、造价低、维修方便等优点，在化工处理过程中余压液体能量的回收和小型水利水电资源开发应用等节能技术领域有着广泛应用［1］.人们对液力透平的研究，自20世纪30年代C.P.Kittredge等［2］首次发现泵可以反转用作透平运行至今已有80多年的历史.现有的研究手段有试验和数值计算2种，对液力透平的试验研究主要集中在通过对泵在正反转工况下的外特性研究，找到泵在2种工况下之间的联系，提出液力透平选型方法［3-5］，而对液力透平高效设计方法的研究较少［6-8］.随着计算机技术的发展，应用CFD技术研究液力透平内部流动成为可能，但已有研究表明液力透平CFD计算结果与试验结果相对误差较大［9］.因此弄清液力透平内部流动规律，提高液力透平数值计算的准确性和效率是液力透平研究的方向.笔者以比转速为63的单级液力透平为研究对象，在江苏大学流体机械工程技术研究中心设计一个开式液力透平试验台，测量得到液力透平的外特性曲线.对液力透平内部流动进行数值计算，验证数值计算的准确性.分析液力透平内部流场，初步弄清液力透平内部流场分布规律，为进一步提高数值计算的准确性和液力透平的效率奠定基础.1 试验系统图1为开式液力透平试验台.高压泵提供液力透平运转必须的能量，高压泵出口端的调节阀调节透平的流量，流量计测量进入透平的流量，负载泵消耗液力透平回收的压力能，调节负载泵控制液力透平的转速到额定转速，扭矩仪测量透平轴端的扭矩和转速，透平进出口端的压力表测量透平进出口压力.通过测量液力透平进出口压力、扭矩、转速、流量等参数，计算液力透平的轴功率、扬程和效率.扭矩仪和流量计的测量误差分别为±0.2%和±0.5%，压力表精度为0.4级.图1 开式液力透平试验台2 液力透平的主要参数研究对象为一单级液力透平，其设计参数:流量85 m3·h-1，扬程32 m，转速1 500 r·min-1.主要几何参数:叶轮进口直径D1=102 mm，叶轮外径D2=235 mm，叶轮出口宽度b2=15.14 mm，叶片厚度4 mm，叶片进口安放角β1=39°，叶片出口安放角β2=25°，叶轮轮毂直径 D h=30 mm，叶片数 z=6，叶轮口环长度l=15 mm，圆柱形叶片，口环单边间隙0.47 mm，叶轮旋转方向顺时针.蜗壳基园直径D4=266 mm，蜗壳进口宽度b3=26 mm，蜗壳出口直径D5=65 mm，蜗壳断面形状为圆形.图2为液力透平及其叶轮.图2 液力透平及其叶轮3 数值计算3.1 网格生成在离心泵数值计算过程，通常不考虑前后腔内部的流体，用经验公式估算出容积效率和机械效率，再对数值计算结果修正［10］.当泵作透平运行时，泵的出口成为透平的进口，透平内部流动规律与泵的流动规律相差很大，这时数值计算如果不考虑前后腔内部的流体，计算结果与试验结果相差较大［9］，因此文中对液力透平进行了全流场数值计算.由于非结构网格很难对前后腔内较小的间隙进行较好地处理，因此在对过流部件进行网格划分时采用了六面体结构化网格技术，边界层y+≥40.图3为叶轮的流道和全流场网格装配图.图3 叶轮的流道和全流场网格装配对该模型的网格无关性进行了研究，当网格数在95万个以上时，效率的变动范围小于0.5%，因此网格数应在接近100万个时较为合适.用于数值计算的蜗壳、叶轮、前腔、后腔、尾水管的网格数分别为479 710，378 222，134 956，129 700，174 720 个，网格总数1 297 308个.3.2 参数设置采用ANSYS-CFX流场分析软件对液力透平内部流动进行数值求解分析.分析类型为稳态，透平进口条件设为静压进口，出口设为质量流量出口［11］，通过调节出口的质量流量获得液力透平的外特性曲线.计算收敛精度设为10-5，壁面粗糙度设为50μm，输送介质选用25℃的水，湍流模型选用k-ε湍流模型，过流部件动静结合部位用frozen rotor interface连接，静止过流部件之间用general connection连接.4 结果分析4.1 试验与数值计算结果比较为了研究数值计算的准确性，对液力透平的数值预测结果与试验结果进行了比较，图4为液力透平试验与数值计算的得到的外特性曲线.表1为最高效率点的流量Q、扬程H、轴功率P O、效率η试验与数值计算结果.表1 最高效率点的试验与数值计算结果86.14 32.40 4.56 59.98数值计算值85.00 33.15 4.82 62.89相对误差/%试验值项目Q/(m3·h-1) H/m P O/kW η/% 1.32 2.31 5.39 4.85图4 液力透平数值计算与试验结果比较从图4可以看出，随着流量的增加，液力透平的效率先增加而后逐渐下降，最高效率点前效率曲线比较陡峭，最高效率点后效率曲线变得相对较为平坦.根据液力透平的效率曲线分析，液力透平最好运行在大流量区域，当系统流量减小时，透平的效率和有效功率不会迅速下降.与泵的外特性曲线不同，液力透平的扬程和有效功率随流量增加逐渐增加.从图4和表1可以看出，液力透平数值计算结果与试验结果误差较小，数值计算结果略高于试验结果，最高效率的数值计算与试验结果相对误差为4.85%.数值计算结果高于试验结果的原因是数值计算的过程中没有考虑平衡孔泄露，同时忽略了轴承和机械密封摩擦引起的机械摩擦损失，因此数值计算结果比试验值稍大.4.2 内部流动分析4.2.1 压力分布图5为不同流量下液力透平中间平面z=0上蜗壳和叶轮内部静压力p分布情况.Q0为最优工况点的流量.图5 不同流量下的压力分布从图5可以看出，透平内部的压力从蜗壳进口到叶轮出口逐渐减小，压力最低点出现在叶轮出口位置.液力透平运行时，高压液体沿着流道经蜗壳、叶轮最后从尾水管流出，在液体流经叶轮的过程中，高速液体冲击叶轮旋转，液体具有的压力能转化为透平轴的旋转机械能，因此液体压力沿着流道逐渐降低;由于蜗壳几何结构的不对称造成各流道的压力分布不完全对称，这种压力分布的不对称是叶轮径向力产生的原因;随着流量的增加，透平内部压差也逐渐增加，轴功率也相应地增加，这与液力透平的流量扬程和流量轴功率的关系曲线正好吻合.4.2.2 蜗壳叶轮内部速度分布图6为透平在不同流量下叶轮与蜗壳内部的速度v与漩涡分布.叶轮内部的流场分布较为紊乱，在叶片背面和叶片工作面进口位置处分别存在2个漩涡区域.靠近叶片背面的漩涡旋转方向与叶轮旋转方向相同，靠近叶片工作面进口位置处的漩涡旋转方向与叶轮旋转方向相反;随着流量的增加，2个漩涡逐渐向叶轮进口位置平移，叶片背面的漩涡区域逐渐增加，叶片工作面的漩涡区域逐渐减小.图6 不同流量下叶轮与蜗壳内速度分布图7为叶轮进口的速度三角形.v1为液流的绝对速度;α1为绝对液流角，由蜗壳的几何形状决定，不随流量而改变［12］;u1为叶轮的圆周速度，为定值;w1为相对速度.图7 叶轮进口速度三角形随着流量Q的增加，轴面速度v m1增加为v m1'，因此相对液流角β1也增加为β1'.叶片进口冲角α=β1-βb，其中βb为叶片安放角.当相对液流角β1增加时，冲角α也增加，这时就会出现位于叶轮流道的2个漩涡会向叶轮进口位置平移，并且叶片背面的漩涡区域逐渐增加，叶片工作面的漩涡区域逐渐减小的现象.4.2.3 尾水管速度分布图8为不同流量下尾水管横截面上圆周速度v3的分布，其中横截面距离叶轮出口位置15 cm.图8 不同流量下尾水管内圆周速度分布在小流量和最高效率点时，尾水管内流体的圆周运动方向均与叶轮旋转方向相同，在大流量时，尾水管中心附近水流的旋转方向与叶轮运动方向相反，为逆时针旋转. 图9为叶轮出口速度三角形，在小流量工况，绝对速度方向与叶轮旋转方向相同.当流量增加时，轴面速度v m2增加为v m2'，相对速度w2增加为 w2'，绝对速度v2增加为v2'，此时v2'的方向与叶轮旋转方向相反，因此在大流量工况下，尾水管中心位置附近水流旋转方向与叶轮运动方向相反.图9 叶轮出口速度三角形5 结论对液力透平进行了试验，得到了一单级液力透平的外特性曲线，试验验证了离心泵完全可以在透平工况下稳定运行，并且具有较高的效率.采用全流场和结构化网格技术对液力透平进行了数值计算与分析，试验与数值计算结果对比表明:数值计算结果与试验结果较为接近，最高效率的相对误差为4.85%，采用CFD技术可以较准确地预测液力透平特性曲线.液力透平对不同流量下内部流场的研究发现:透平内部的压力场从蜗壳进口经叶轮到尾水管压力逐渐减小，透平进出口压差随流量增加而逐渐增加，这与液力透平的流量与扬程和流量与轴功率曲线相吻合;在透平叶片背面和工作面分别存在漩涡区域，漩涡分布位置和漩涡区域大小随流量而变化;在尾水管横截面上存在圆周速度分量，并随流量而变化.参考文献(References)【相关文献】［1］ Williams A.Pumps as turbines used with induction generations of stand-alonemicro-hydroelectric power plants［D］.Nottingham:Polytechnic，1992.［2］ Kittredge CP，Thoma D.Centrifugal pumps operated under abnormal conditions ［J］.Power，1931，32:881-884.［3］ Amelio M，Barbarelli S.A one-dimensional numerical model for calculating the efficiency of pumps as turbines for implication in micro-hydro power plants［C］∥Proceeding of ESDA:7th Biennial ASME Conference En gineering Systems Design and Analysis.Manchester，UK:［s.n.］，2004:19-22.［4］ Derakhshan S，Nourbakhsh A.Experimental study of characteristic curves of centrifugal pumps working as turbines in different specific speeds［J］.Journal of Experimental Thermal and Fluid Science，2008，32:800-807.［5］ Williams A.The turbine performance of centrifugal pumps:a comparison of prediction methods［J］.Proc Instn Mech Engrs，1994，208:59-66.［6］杨孙圣，孔繁余，陈斌.分流叶片对泵反转式透平性能影响的数值研究［J］.工程热物理学报，2010，31(增刊):141-144.Yang Sunsheng，Kong Fanyu，Chen Bin.Splitter blades on the performance of pump as turbine using CFD［J］.Journal of Engineering Thermophysics，2010，31(S0):141-144.(in Chinese)［7］杨孙圣，孔繁余，陈斌.叶片包角对可逆式泵性能影响的数值研究［J］.流体机械，2011，39(6):17-20.Yang Sunsheng，Kong Fanyu，Chen Bin.Numerical research of blade wrap angle to the performance of reversible pump［J］.Fluid Machinery，2011，39(6):17-20.(in Chinese)［8］ Yang Sunsheng，Kong Fanyu，Chen Bin.Research on volute design method of pump as turbine using CFD［J］.International Agricultural Engineering Journal，2011，20(3):25-32.［9］ Derakhshan S，Nourbakhsh A.Theoretical，numerical and experimental investigation of centrifugal pumps in reverse operation［J］.Experimental Thermal and Fluid Science，2008，32:1620-1627.［10］杨孙圣，孔繁余，周水清，等.离心泵汽蚀性能的数值计算与分析［J］.华中科技大学学报:自然科学版，2010，38(10):93-95.Yang Sunsheng，Kong Fanyu，Zhou Shuiqing，etal.Numerical simulation and analysis of centrifugal pump cavitation characteristics［J］.Journal of Huazhong University of Science and Technology:Natural Science Edition，2010，38(10):93-95.(in Chinese)［11］ Spence P，Amaral-Teixeira J.Investigation into pressure pulsations in a centrifugal pump using numerical methods supported by industrial tests［J］.Computer and Fluids，2007，37:690-704.［12］刘大凯.水轮机［M］.北京:中国水利水电出版社，1997.。

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
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风管机的风叶和蜗壳优化

降低噪音
合理设计蜗壳的形状和结构，降低风管机运行时的噪音。
增强结构强度
确保蜗壳具有足够的结构强度，以承受高速气流的冲击。
优化蜗壳设计的策略
采用先进的流线型设计
通过采用先进的流线型设计，减少气流在蜗壳内的涡流和扰动。
增加蜗壳扩压段的长度
增加蜗壳扩压段的长度，以减小出口气流的流动损失。
优化蜗壳的截面形状
风管机的风叶和蜗壳是影响其性能的重要部件。
优化后的风管机在效率和压力方面均有所提升，且具有较低的噪音。
研究不足与展望
虽然本文对风管机的风叶和蜗壳进行了优化设计研究，但仍存在一些不足之处。
实验测试数据较少，未能全面验证优化设计的有效性。
在未来的研究中，需要进一步拓展实验测试数据，以更准确地评估优化设计的效果。
风管机的风叶和蜗壳优化
2023-11-05
目录
• 风管机的风叶和蜗壳优化概述 • 风叶优化 • 蜗壳优化 • 风管机的性能测试与评估 • 优化方案实施及效果评估 • 结论与展望
01
风管机的风叶和蜗壳优化概述
风管机的基本原理
• 风管机是一种利用空气动力学原理，通过风叶和蜗壳等结构实现空气的吸入和排出，以达到通风、制冷或制热等目的的设备。风管机的基本原理是利用风扇转动产生的风压，将室内空气吸入，然后通过蜗壳的导向作用，将风向改变并送入排风口，排出室外。
评估风管机的外观美观度、结构强度及安装便利性。
测试与评估案例分析
案例一
某型号风管机在风洞实验中发现进口风速不均，导致性能下降，通过优化蜗壳设计，提高了风速均匀性，提高了性能。
案例二
某型号风管机在计算机模拟中发现内部流场紊乱，通过优化风叶设计，改善了流场状态，提高了性能。

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。

液力耦合器特性的影响因素

4、辅助腔与连通孔
前辅腔对防止动力过载作用灵敏，后辅腔能改善低速及超载工况特性，改善启动工况特性。液力耦合器的能容与工作腔充满度有接近正比的关系，因而辅助腔布置型式、腔容大小及各腔连通孔径均可影响特性。
5、液体重度、输入转速、工作腔有效直径
力矩系数方程MB =λB ×γ ×nB 2 ×D5 ,所以重度（γ ）大的工作液体能传递更大的力矩。增高输入转速、增大有效直径对提高传递力矩能力有更明显的作用。
理论上说，叶片越薄越好，但受强度和加工工艺的制约，叶片不可能造的很薄。所以在保证叶片强度的前提下，叶片的厚度应尽量减小。叶片的结构有两种：a 长短相间损耗功率越少。液体粘度随温度升高而降低，所以高温时传动效率高。但过高的液温会使密封件降低使用寿命，影响铝合金强度。通常控制液温 65±5℃
2、叶片
一般液力耦合器均采用与叶轮轴面倾斜角度为零的平面径向直叶片，便于制造又使液力耦合器正、反转具有相同的特性。前倾斜叶片（泵轮叶片骨面与叶轮轴面夹角向着旋转前进方向倾斜，涡轮叶片与之相同），具有比径向直叶片大得多的力矩系数，后倾斜叶片则力矩系数很小。由于叶轮铸造工艺性较差和泵轮正反转变化时，前、后倾角发生变化，特性差别很大，故一般采用径向直叶片。叶片数量过少，循环流量转变不充分，冲击损失增大，从而循环流量减小，传递力矩能力降低。而且叶片数目较多的耦合器过载系数较低。难以用公式计算应当通过实验进行优选。通常泵轮叶片比涡轮叶片多或者少 1~3 片
6、转差率
同一型号的液力耦合器转差率越大，力矩系数越高。转差率增大时，工作腔中液体循环流速增高、循环流量加大、工作液体吸收更多能量。
7、充液率
充液率与力矩系数有接近正比的关系，在某一相同转差率下，充液率高则力矩系数也高。在外载荷一定时，充液率高则转差率小、发热量低。

水力机械蜗壳的若干方面阐述

水力机械蜗壳的若干方面阐述1 水力机械蜗壳简介所谓的蜗壳具体是指蜗壳式引水室，由于该设备的外形与蜗牛壳极为相似，故此常被简称为蜗壳。

蜗壳是反击式水轮机当中应用非常普遍的一种引水室，它的主要作用是向导水机构均匀供水，为了确保这一作用的实现，蜗壳的断面都是逐渐减小。

较为常见的蜗壳有金属蜗壳和混凝土蜗壳两种，本文重点对金属蜗壳进行研究。

金属蜗壳常被应用于高水头的水轮机当中，按照制造方法的不同，金属蜗壳又分为焊接、铸焊和铸造三种类型，其结构类型与水轮机的水头和尺寸有着非常密切的关系。

通常情况下，铸焊型和铸造型金属蜗殼多用于直径小于3m 的高水头混流式水轮机，由于蜗壳本身的受力情况较为复杂，所以必须根据内水压力进行相应的强度计算，在这一过程中需要假定蜗壳内部的水压力全部由其自身承受，由此确定出蜗壳钢板的实际厚度，保证蜗壳能够正常工作。

对于焊接蜗壳而言，其节数不宜过少，不然有可能影响到蜗壳本身的水力性能，但是这样一来会给制造和安装增添一定的难度，从而导致焊接蜗壳的经济性较差，这也是制约其应用的主要原因之一；铸造蜗壳最为显著的特点是刚度较大，正因如此使其能够承受一定的外压力，所以常被用作水轮机的支撑点并在其上布置导水机构和传动装置；铸焊蜗壳的外壳一般都是采用钢板压制而成，固定导叶和座环则是先铸造再将它们焊接成整体。

2 水力机械蜗壳的相关问题研究在水力机械中，蜗壳是非常重要的组成部分之一，正因如此，使得国内外的专家学者对蜗壳进行了大量的研究工作，研究的侧重点一般都是在提高蜗壳的水力效率上。

2.1 外特性试验方面的相关问题利用外特性试验能够获得过流部件的几何参数对水力机械性能的影响规律。

以离心泵为例，蜗壳的几何参数具体包括断面形状、隔舌与叶轮外缘的间隙、喉部面积等等。

较为常用的蜗壳截面形状大体上有以下四种：矩形、梯形、圆形和梨形。

在梯形与梨形断面的蜗壳中，液流主要是从叶轮的出口进入到压水室当中，在这一过程中，液流处于逐步扩大状态，其水力性能相对较为良好，与梨形断面蜗壳相比，梯形断面的蜗壳在结构上更加简单，故此它的应用也比较广泛。

液力透平进口截面对蜗壳内压力脉动的影响

液力透平进口截面对蜗壳内压力脉动的影响史广泰;杨军虎;王生举;王晓辉【摘要】In order to study the effect of the different entrance sections of hydraulic turbine on pressure fluctuation within volute, a single stage hydraulic turbine was selected, and internal flow field of hydraulic turbine was calculated by using software CFD. We set monitoring points along the circumference and radial direction of volute and calculated the pressure fluctuation along the circumference and radial direction at each monitoring points under the different entrance sections and the optimum conditions of hydraulic turbine. Pressure fluctuation were also calculated along the radial direction at each monitoring points under the different entrance sections and the different flow rates, and the results of numerical calculation were dealt with at each monitoring points by using FFT. We analyzed the distribution rule of time domain and frequency domain of pressure fluctuation at each monitoring points. The results show that the greater the inlet diameter of volute is, the greater the pressure pulsation would appear at the tongue. The smaller the inlet diameter of volute is, the greater the intensity of dynamic and static coupling between the impeller and the volute would present. These lead to big-ger amplitude of pressure fluctuation in the volute. With the increase of flow rate, the difference value of amplitude of dominant fre-quency gradually decreases in the volute under the different volute import. When the centrifugal pump is used to hydraulic turbine, in order to make hydraulic turbine to steadywork, the area of entrance section of hydraulic turbine should be appropriately reduced.%为研究液力透平不同进口截面对蜗壳内压力脉动的影响,选取一单级液力透平为研究对象,利用流场分析软件CFD对该液力透平内流场进行三维非定常数值计算,在蜗壳内沿周向和径向设置监测点,计算各监测点在不同进口截面和最优工况下沿周向和径向的压力脉动,以及各监测点在不同流量和不同进口截面下沿径向的压力脉动,利用快速傅里叶变换对各监测点的压力脉动计算结果进行变换,分析各监测点处压力脉动的时域和频域分布. 结果表明:蜗壳进口直径越大,隔舌处的压力脉动幅值越大;蜗壳进口直径越小,叶轮动静相干作用越强,蜗壳内压力脉动幅值越大;流量越大,不同蜗壳进口截面下蜗壳内压力脉动主频幅值之间相差越小;当离心泵用作液力透平时为了使液力透平能够较稳定运行,需适当减小液力透平进口截面面积.【期刊名称】《西华大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2016(035)001【总页数】6页(P7-12)【关键词】液力透平;蜗壳;压力脉动;进口截面;非定常计算【作者】史广泰;杨军虎;王生举;王晓辉【作者单位】西华大学能源与动力工程学院,四川成都610039;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;沈阳工业泵制造有限公司,辽宁沈阳110027;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离心泵用作液力透平时离心泵蜗壳的出口变为液力透平蜗壳的进口，而离心泵蜗壳的扩散管变为液力透平蜗壳的收缩管。

长短叶片对液力透平性能的影响

长短叶片对液力透平性能的影响杨孙圣;孔繁余;薛玲;胡俐【摘要】In order to find out the effects of splitter blades on the performance of pump as turbine, a pump as turbine and an open pump as turbine test rig were built. Research results showed that the addition of splitter blades could improve its efficiency, increase its flow rate at the best efficiency point and decrease its required pressure head. Internal flow field analysis showed that the flow field was improved and the area and intensity of vortex region was decreased with the increase of splitter blades. Power loss distribution analysis within pump as turbine showed that power loss within impeller took up the majority of the total power loss. The power loss within impeller was decreased when splitter blades were added to the impeller. With the increase of blade number, the interaction of impeller and volute was enhanced, so the power loss within volute was increased.%为了研究长短叶片对液力透平性能的影响,制作了液力透平样机,搭建了开式液力透平实验台,对有、无长短叶片的叶轮分别进行了数值和实验研究.研究结果表明,长短叶片的增加可以提高液力透平的效率,增加最高效率点的流量,降低液力透平的扬程.内部流场分析表明,长短叶片的增加,可以改善叶轮内部流场分布,减小叶轮内部漩涡的区域和强度,改善液力透平内部流动规律.对液力透平内部功率损失分布分析表明,液力透平内部的功率损失主要集中在叶轮内部,长短叶片的增加,改善了叶轮内部流动,减小了叶轮内部的功率损失.叶片数的增加加剧了叶轮和蜗壳之间的相互作用,因此蜗壳内部的功率损失有所增加.【期刊名称】《农业机械学报》【年(卷),期】2012(043)007【总页数】4页(P104-107)【关键词】水泵;长短叶片;液力透平;流场分析【作者】杨孙圣;孔繁余;薛玲;胡俐【作者单位】江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013【正文语种】中文【中图分类】TH322引言液力透平可将高压液体具有的压力能转化为透平转子的旋转机械能，用于发电或者驱动耗能机械作功，实现对高压液体能量的开发利用。

水轮机全蜗壳圆形断面的水力优化设计方法

水轮机全蜗壳圆形断面的水力优化设计方法【摘要】近年来，我国水利水电工程得到了长足的发展，其在满足我国电力能源供需要求的同时为我国可持续发展战略的落实打下坚实的基础。

经过多年的工作实践总结得出，水利水电工程建设在减少煤炭资源能耗、加强水资源利用率、完善环境保护措施方面发挥了重要作用，为我国环保工作的开展提供了坚定的平台。

蜗壳作为水轮机最为重要的部件之一，做好其优化设计工作极为关键。

本文针对目前是轮机蜗壳常规水利设计方法中存在的问题进行分析，提出了有关优化设计方法，旨在提高水轮机蜗壳水利性能，增加水电站工作效率。

【关键词】水轮机；蜗壳；水力损失；优化设计自新中国成立至今，我国环境问题愈演愈烈，极大的威胁着人类身体健康、制约着社会经济发展。

在这种时代背景下，节能、环保以及可持续发展观念不断提出且得到了极大的落实，成为社会经济发展的主导方向，这也为水利水电事业提供了广阔的发展空间，是水利水电事业发展的基础前提。

水轮机作为水利水电工程中的重要组成部分，在现代化建设中发挥着重要作用和意义。

蜗壳作为水轮机中的重要组成，做好其优化设计方法受到业内工作人士的重视。

1.水轮机蜗壳概述就我国水利水电工程而言，由于工程建设时间长短不一、投入的设备和技术也存在着一定的差异，这就造成了一部分水利水电工程的水轮机设施存在着极为严重的问题。

随着社会经济的飞速发展和水轮机制造技术的不断进步，传统的水轮机已经无法满足现代化社会发展的需求，这就要求我们在工作中对水轮机进行改造和优化。

蜗壳作为水轮机重要组成部分，其问题尤为明显，因此，我们有必要对蜗壳中存在问题进行归纳和总结。

1.1水轮机蜗壳概念蜗壳是水轮机中极为重要的基础设施，是过流系统中不可缺少的一部分，它的主要作用在于尽量让水流在进入导叶之前均匀分配，并且具有一定的环量，使得水流对称和向心流之间的方向产生一定的变化。

所谓的蜗壳主要是水轮机中的一种那个蜗壳式的引水式，它主要是因为外观上看起来极像蜗牛壳，为此被广泛的称之为蜗壳。

基于反转双吸泵的液力透平全特性的数值预测

图５液力透平Ｈ—Ｑ曲线
时，离散网格满足计算要求．计算时采用网格总数为
７．３×１０．近壁区网格均符合Ｙ＜５．
Ｏ／（ｍ。Ｓ。）
图２不同网格效率曲线
Ｆｉｇ．２Ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｆｏｒｄｉｆｆｅｒｅｎｔｍｅｓｈｅｓ
由图２可知，随着网格数量的增加，效率变化逐渐增大并且趋近于０．８０３．当网格数 Ⅳ大于６．５×１０
该双吸泵的水力模型采用ＩＣＥＭ离散为非结构化的六面体与四面体网格：蜗壳采用四面体单元，
针对液力透平的研究工作逐渐受到重视，对于
数值计算采用基于湍动能和湍动能耗散率的
ＳＳＴ一 ∞湍流方程：
液力透平的选型和设计仍以经验为主．目前有关液
力透平的研究报道并不多，屠锡泉提出液力透平
项和湍动能耗散率项均采用二阶迎风格式．
过改变网格的尺度完成，尺度，选取５种网格进行
的双吸泵额定工况计算结
图１双吸泵结构
Ｆｉｇ．１Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｏｆｄｏｕｂｌｅｓｕｃｔｉｏｎｐｕｍｐ
鲁（＋未（
杀（）＋去（
０ＦＯＸｊ）一，
（１）
０ＦＯｗ＿）＋Ｇ一＋

水轮机蜗壳的优化设计与CFD分析

水轮机蜗壳的优化设计与CFD分析王飞;王庆方;王勇军;李征;光斌【摘要】采用变速度矩法进行水轮机蜗壳的水力设计,在此基础上以变速度矩系数为设计变量,以蜗壳水力损失最小为目标函数建立数学模型,应用混合惩罚函数法针对实例进行优化设计,采用CFD数值模拟计算,将优化设计结果与传统设计结果进行比较分析,结果表明:采用变速度矩法设计的蜗壳尾端压力和水流流速都分布均匀,水力损失小,性能优越.%The hydraulic design of spiral cases of water turbines is conducted by means of the variable velocity moment method. On such a basis, a mathematical model is established by considering the coefficient of variable velocity moment as the design variable and the least hydraulic losses of spiral cases as the objective function. The mixed penalty function method is employed for the optimization design of a case study, and it is numerically simulated by use of CFD technology. The optimization results are compared with the traditional design ones. A conclusion is drawn that the pressure on spiral cases and flow velocity are both uniformly distributed after designed by the variable velocity moment method. The hydraulic losses are small, and the hydraulic performance is superior.【期刊名称】《水利水电科技进展》【年(卷),期】2012(032)005【总页数】4页(P86-88,94)【关键词】水轮机;蜗壳水力损失;CFD分析;变速度矩法;优化设计【作者】王飞;王庆方;王勇军;李征;光斌【作者单位】国家泵类产品质量监督检验中心,山东淄博255200;国家泵类产品质量监督检验中心,山东淄博255200;淄博市博山区产品质量监督检验所,山东淄博255200;淄博市博山区产品质量监督检验所,山东淄博255200;淄博市博山区产品质量监督检验所,山东淄博255200【正文语种】中文【中图分类】TK730.2蜗壳是水轮发电机组的重要组成部件，对整个机组的性能有着很大的影响。

前弯叶片液力透平专用叶轮设计与实验

叶轮蜗壳
参数叶轮进口直径 D1 / mm 叶轮出口直径 D2 / mm 叶轮轮毂直径 Dh / mm 叶轮口环长度 L / mm 叶轮进口宽度 b1 / mm 叶片进口安放角 βb1 / （ °）叶片出口安放角 βb2 / （ °）转速 / （ r·min － 1 ）叶片数 Z 蜗壳出口半径 rb / mm 蜗壳出口处高度 b0 / mm 蜗壳进口直径 D5 / mm 蜗壳包角 /（ °）进口断面处 a0 / mm 进口断面处 ρ0 / mm 蜗壳断面形状
由 tan（ 180° － β1 ）
=
v vu1
m1
－
u1
，通过计算求得进口
相对液流角 β1 = 107°。
2. 2 叶轮进出口安放角的确定
依据 2. 1 节中推导结论，考虑叶片进口厚度对
性能的影响，应当对进口相对液流角 β1 进行适当的修正。本文中此因素暂未考虑。假设在设计流量
下，透平叶轮工作时为无撞击进口，叶片的进口安放
vu1
=
2k D1
叶轮进口处的圆周速度计算公式为
u1
=
πD1 n 60
式中 n———叶轮旋转速度，r / min
叶轮进口处的轴面分速度计算公式为
vm1
=
Qr πD1 b1 ψ1
式中 ψ1 ———叶片进口排挤系数
本设计中采用不改变原型泵叶轮直径和转速，
叶轮进口宽度 b1 = 16 mm，先不考虑叶片厚度影响时，在设计流量下，能够确定进口速度三角形。
78
农业机械学报
2014年
别安装了压力变送器以测量进、出口压力，在透平进口管路中安装有涡轮流量计测流量。通过测量透平进出口压力、流量、转速和扭矩，可以计算出透平的扬程、轴功率和效率等。实验台测量的扬程、流量、水功率、轴功率和效率的相对误差分别为 ± 0. 72% 、 ± 0. 5% 、± 0. 88% 、± 1. 08% 和 ± 1. 39% 。［20］