蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响
双蜗壳式双吸泵隔板结构对叶轮径向力的影响
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
（ Ｓ ｃ ｈ ｏ ｏ ｌ ｏ ｆ Ｅｎ ｅ ｒ ｇ ｙ ａ ｎ ｄ Ｐｏ ｗｅ ｒ Ｅｎ ｇｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ， Ｌａ ｎ ｚ ｈ ｏ ｕ Ｕｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｔｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇｙ， Ｌ ａ ｎ ｚ ｈ ｏ ｕ ７ ３ ０ ０ ５ ０， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
Ｉ ｎｆ ｌ ｕ ｅ ｎ ｃ ｅ ｏ ｆ Ｓ ｐｉ ｒ ａ ｌ Ｃａ ｓ ｅ Ｉ ｎ ｌ ｅ ｔ Ｗｉ ｄｔ ｈ ｏ ｎ Ｃｅ ｎ ｔ ｒ ｉ ｆ ｕ ｇ ａ ｌ Ｐｕ ｍｐ Ｐｅ ｒ ｆ ｏ ｒ ｍａ ｎｃ ｅ
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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Ｆ Ｌ ＵＥ Ｎ Ｔ 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
ｆ ｉ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｙ ａ ｎ ｄ ｌ ｉ ｆ ｔ ｏ ｆ ｐｕ ｍｐ ｄ ｅ ｃ ｒ ｅ ａ ｓ ｅ ｓ ｗｉ ｔ ｈ ｔ ｈｅ ｉ ｎｃ ｒ ｅ ａ ｓ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈｅ ｉ ｎｌ ｅ ｔ ｗｉ ｄ ｔ ｈ， ｔ ｈ ｅ ｌ ｏ ｗ ｓ ｐ ｅ ｅ ｄ ｒ ｅ ｇ ｉ ｏ ｎ ｉ ｎ ｔ ｈｅ ｄ ｉ ｖ ｅ ｒ ｇｅ ｎ ｔ ｓ ｅ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｓ ｐ ｉ ｒ ａ ｌ ｃ ａ ｓ ｅ ｉ ｎｃ ｒ ｅ ａ ｓ ｅ ｓ ， ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｉ ｎ ｌ ｅ ｔ ｖ ｅ ｌ ｏ ｃ ｉ ｔ ｙ ｖ ａ ｌ ｕｅ ｂ ｅ ｃ ｏ ｍｅ ｓ ｓ ｍａ ｌ ｌ ｅ ｒ ， ｔ ｈｅ ｍｏ ｒ ｅ ｄ ｉ ｖ ｅ ｒ ｇ ｅ ｎ ｔ ｔ ｏ ｔ ｈ ｅ ｗａ ｌ ｌ ｔ ｈｅ ｖ ｅ ｌ ｏ ｃ ｉ ｔ ｙ ｄ ｉ ｓ ｔ ｒ ｉ ｂｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ｂ ｅ ｃ ｏ ｍｅ ｓ ， ｔ ｈ ｅ ｗｉ ｄ ｅ ｒ ｔ ｈ ｅ ｓ ｃ ｏ ｐ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｖ ｏ ｒ ｔ ｅ ｘ ｂ ｅ ｃ ｏ ｍｅ ｓ ．
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] 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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
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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 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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。
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第34卷第5期Vol.34%N o.5西华大学学报（自然科学版）Journal of Xiliua University"Natural Science)2015年9月S e p. 215•能源与环境•蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响"兰州理工大学能源与动力工程学院，甘肃兰州73°°5°)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。
关键词:液力透平;径向力;蜗壳截面;数值计算中图分类号:TH311 文献标志码:A文章编号：1673 -159X(2015)05 -0034 -05doi ： 10. 3969/j. issn. 1673 -159X. 2015. 05. 005Impact of volute inlet cross - section on the hydraulic turbine radial forceYANG Jun-hu, LI Ji-cheng(College o f Energy and Power Engineering, Lanzhou Univ. o f T e c h! Lanzhou 730050 China)Abstract:Radial force is o ne of the important factors Hecting the operation stability of the hydraulic turbine.Alternating radial force loading on t he hydraulic turbine shaft successively can induce a certain defection，and other problems like vibration.The volute parameters are closely related to the radial force performance of tlie hydraulic turbine.I n this paper，the volute of a single- sta g e hydraulic turbine w a s redesigned，and the ANSYS- FLUENT so ft^va re w a s used to study the radial force performance of tlie hydraulic turbine of diferent volute inlet cross- sections.And also the changes of the turbine performance were analyze radial force increases linearly with the increase of the volute inlet cross- section diameter.When the volute inlet cross- section diameter is greater tlian a critical value，there is a slow decline of tlie radial force.The relative position between the tongue and the resultant radial force direction is between60°〜900at a low flow rate，and about110°〜1500at a high gion h a s a strong influence on the distribution of the radial force.Furthermore，the turbine efficiency with higher than that of the original one.Keywords：hydraulic turbine；radial force；volute cross- section；numerical calculation.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[44]，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收稿日期:2°14-°8-21基金项目：国家自然科学基金（51169010)第*作者:杨军虎（1962—），男，教授，主要研究方向为流体机械内部流动机制及设计理论。
第5期杨军虎等!蜗壳进口截面对液力透平径向力的影响35性能的 方面尚待研究。
文 研究 的基础上，针对 问，通过 透平蜗壳进口截面面积 蜗壳的再设计，计算的方法，对透平的径向力特性研究，解蜗壳截面和透 向力之间的系。
这对于透平蜗壳的设计以及整个透平运行 性能的提高具有一定的 。
1液力透平的主要参数因此，总的作用于耦合面上的力H为H N槡H2s F y，⑷! = arctan(H/H y)。
(5)文中，微元中心点〖即为网格节点，模型以笛卡 尔坐标系 ，透平叶轮绕z轴 ，所 的F即为透平叶 的径向力。
3数值计算文的研究对象为一单级液力透平，其设计参 数为:流量123 m3/h，压头147 m，转速2 900 r/m in，46,叶 方向为 。
表1列出了液 力透平的主要几何 。
表1液力透平的主要几何参数部件参数数值叶轮出口直径@1/m m98进口安放角怂/(°)30叶轮叶片数z6叶轮进口直径@2/m m272叶轮进口宽度'/m m10蜗壳基圆直径@/m m280蜗壳出口宽度'/m m26蜗壳蜗壳进口直径@ /m m80蜗壳断面状圆2理论分析透平叶轮与蜗壳耦合面为圆柱 面，假设在微元耦合面A S上的静压均 布，可以 元中心点〖处的静压力.来表示此微元面上的静压力 值，则微元耦合面上的 力F为F N P tA S，1v v}iN 1，2,3,…，n。
（1#AS = 2(L2',n。
J其中:n为元耦合面的数目；L为透平叶 口直$'为透平叶口宽度。
应力的分解合成定理，将微元力F分解为o和y两个方向上的作用力：F v=_F(V L)，N~F l(y/R2)。
(2)则F〇N F Nn!F l x，v=1!F v。
i=1(3)3.1建模蜗壳 口截 面 为 圆，所以 文 所 研究对象的基础上通过增大 蜗壳进口直径（简称大蜗壳进口、小蜗壳进口 #来研究液力透平的径向力性能。
图1为液力透平的几何模型示意图。
蜗壳进口直径乃分别设计为40、50、65、80和100 mm。
图1液力透平几何模型3.2设定边界条件及求解文 非 网格 划分，且 网格无关性研究。
利用ANSYS - FLUENT软件，采用基压力的求解器以稳态法求解。
透 口边界设为速度进口，假定进口处速度均 布，出口设为压力出口，固定壁面处采用无滑移边界 ，通过调 口流量 透平的外特性曲线。
计算收敛标准设为10_5，壁面粗糙度设为50 ,m，采用SIM-PLEC算 计算，输送质为常温清水，湍流模型 标准7 - #模型，过流部 静结合部位设置为in te ra ce连接。
4结果及分析为了研究液力透平在不同蜗壳进口面积时的径向力特性，本文透平叶轮保持的 下，设 5 同进口截面面积的蜗壳计算，其结果如图2所示。
36西华大学学报（自然科学版#2015 年0.70.80.91.01.11.21.31.4I S"a #—■—^=0.025'0.020.030.04 0.05(p ^Q /nD 7'"c )图2不同蜗壳截面时径向力随透平流量变化关系图2中，"a #图为径向力随透平体积流量分数 的变化关系图，（b )图为不同流量系量纲一化的径向力随透平蜗壳截面面积的变化关系图，"c # 图为量纲一化的径向力F 的Offsetstack 图。
其中:F 为向力；]p 为设计流量为蜗壳进口截面直$ F r /(0. 5'1(@')，为量纲一化的径向力，流量系数"nQ R D 3。
4.1向力 面面积的变化图2" a #可知，在液力透平流量 增大的过程中，透平叶所承受的径向力呈总体增大趋900 800 700 600 ^ 500400 300200 100-D=40势，具 下。
1#当透平的流量小于设计流量]p 时，蜗壳进 口截面直 D =40〜65 m m 范围内，透叶轮的向力随流量的增 缓慢 ，但是 的幅度大，几乎呈水平状 布。
蜗壳进口截面直D =65〜100 mm 范围内，透平叶 向力随流量的增加，其增大明显，同向力的着蜗壳截面面积的增 增大。
该现 的主要原 蜗壳内流动的均匀性，小截面流量时蜗壳流 流动的不均匀性 ，基符合设计时的流动状态， 流量趋于设计流量的过程中，径向力有缓慢的下降。
随着截面面积的增 ，均性 ， 向力呈现不规 总体增 的 趋 。
2# 当 透 的 流 量 大 设计流 量 ， 着 蜗壳口截面面积的增大，径向力F 的增加量明 ，且在D = 65〜100 m m 范围 向力的增大速度约为D =40〜65 m m 时的1.5倍。