2種形式的液力透平葉輪外特性

楊孫圣，張慧，孔繁余，劉瑩瑩

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2種形式的液力透平葉輪外特性

楊孫圣1，張慧2，孔繁余1，劉瑩瑩1

(1. 江蘇大學流體機械研究中心，江蘇鎮(zhèn)江，212013；2. 鎮(zhèn)江市自來水公司，江蘇鎮(zhèn)江，212013)

為了提高液力透平的效率，設計前彎和后彎2種形式的葉輪，通過理論分析、數(shù)值計算以及實驗研究的方法對其進行分析。應用流場分析軟件ANSYS CFX分別對具有2種形式葉輪的液力透平進行全流場數(shù)值計算與分析，得到2種液力透平外特性曲線的差別，并分析2種液力透平葉輪內(nèi)部流場流動規(guī)律。研究結果表明：前彎形葉輪在最高效率點的流量、揚程、軸功率和效率分別比后彎形葉輪高24.45%，29.80%，68.95%和4.38%；前彎形葉輪高效點以及高效點之后的流量效率(?)曲線高于后彎形葉輪的流量效率曲線，流量揚程(?)曲線低于后彎形葉輪的流量揚程曲線，2種形式的葉輪軸功率相差不大；前彎形葉片葉輪內(nèi)部速度梯度小于后彎形葉片葉輪的內(nèi)部速度梯度，前彎形葉片葉輪內(nèi)部水力損失較少；實驗結果與數(shù)值預測結果相吻合，驗證了數(shù)值計算可以用來對液力透平進行優(yōu)化設計。

液力透平；前彎形葉輪；后彎形葉輪

泵是可逆式機械，離心泵能反轉(zhuǎn)用作液力透平。液力透平能量回收裝置是將高壓液體具有的壓力能轉(zhuǎn)化為透平轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)機械能，并用于發(fā)電或者驅(qū)動耗能機械做功，實現(xiàn)對高壓液體能量的開發(fā)利用。液力透平以其結構簡單、體積小、造價低、維修方便、運行可靠等特點，目前在小型水利水電資源的開發(fā)利用，化工處理過程中余壓液體能量的回收等節(jié)能技術領域有著廣泛應用[1?2]。目前對液力透平的研究，主要集中在對泵正反轉(zhuǎn)工況的研究。AMELIO等[3]對獲得離心泵做透平效率的一維數(shù)值編譯法進行了研究； DERAKHSHAM等[4]利用實驗法對不同比轉(zhuǎn)速的泵作透平的特性曲線進行研究，并尋找出泵作透平最高效率點的性能關聯(lián)式；WILLIAMS[5]對35臺不同型號的泵作透平進行實驗研究，推薦一種用于預測泵作透平時透平工況性能的方法；SINGH等[6?8]對離心泵作透平工況選型和性能預測的優(yōu)化法進行研究，并提出了試驗驗證平臺；CHAPALLAZ等[9]對泵正反轉(zhuǎn)工況進行了多方面研究，并對選擇合適的透平工況進行了分析。當液力透平運行時，透平的流動方向與泵的流動方向相反，內(nèi)部流動規(guī)律完全不同，因此，需要新的設計方法使液力透平能夠高效運行。楊孫圣等[10?12]主要集中在分流葉片以及葉片包角對泵反轉(zhuǎn)式透平性能影響的研究。DERAKHSHAM等[13?15]對如何提高離心泵反轉(zhuǎn)作透平的效率進行研究，主要采用理論分析、優(yōu)化數(shù)值計算以及實驗驗證的方法。但所研究的葉輪葉片彎曲形狀均是后彎形葉片，這種形式的葉輪在泵和透平工況下都能夠穩(wěn)定運行，前彎形葉片葉輪在泵工況下的效率較低[16]，但對其在透平工況下運行情況的研究則鮮有報道。為此，本文作者分別設計2種彎曲形式的葉輪，采用數(shù)值計算的方法對2種液力透平葉輪內(nèi)部流場流動規(guī)律進行對比分析，將數(shù)值計算和試驗驗證方法相結合對2種液力透平外特性以及最高效率點的性能參數(shù)進行對比，以此來探究葉片彎曲形狀對液力透平性能的影響。

1 理論分析

液力透平的理論揚程為

式中：為圓周速度；v為絕對速度的圓周分量；高壓液體用角標2表示，低壓液體用角標1表示。

假設透平出口為無預旋出口，即v1=0。葉輪進口速度三角形見圖1。由進口速度三角形得：

則

(3)

式中：2為液力透平葉輪進口安放角；v2為葉輪進口軸面速度；t為理論流量；2為葉輪進口面積，2考慮葉片進口邊厚度的排擠系數(shù)。

圖1 葉輪進口速度三角形

根據(jù)式(3)分析，透平進口安放角2增加時，透平的理論揚程將增加。由于

所以，當透平揚程增加時，透平的流量也將相應的增加。常規(guī)泵設計時，葉片安放角2通常取18°~40°[16]，因此，提出一種新型前彎形液力透平葉輪，這種形式的葉輪葉片安放角2取值較大，取值范圍也較寬。

2 液力透平的主要設計參數(shù)

為了研究2種形式葉輪外特性的差異，選用一單級單吸蝸殼式液力透平為研究對象，分別設計2種形式的葉輪，并進行數(shù)值與實驗研究。液力透平的設計參數(shù)為流量=80 m3/h，揚程=30 m，轉(zhuǎn)速=1 500 r/min，葉輪旋轉(zhuǎn)方向順時針。表1所示為液力透平的主要幾何參數(shù)。

表1 液力透平的主要幾何參數(shù)

注：括號外的數(shù)值對應后彎，括號內(nèi)的數(shù)值對應前彎。

3 數(shù)值研究

3.1 三維造型

在離心泵數(shù)值計算過程中，通常不考慮前后腔內(nèi)部的流體，此時，數(shù)值計算結果不包括容積損失和圓盤摩擦損失，然后通過經(jīng)驗公式估算出容積效率和機械效率，再對計算結果進行修正，這樣得到的結果與實驗結果相差不大[17]。當液力透平運行時，泵葉輪出口成為透平葉輪進口，這時數(shù)值計算若不考慮前后腔內(nèi)部的流體，則計算結果與實驗結果相差較大[18]，因此，本文對該模型進行了全流場數(shù)值計算。圖2所示為液力透平內(nèi)部流場三維造型。

圖2 液力透平內(nèi)部流場三維造型

3.2 網(wǎng)格生成

由于葉輪口環(huán)存在較小的間隙，非結構網(wǎng)格很難對細小間隙進行較好的處理，因此，本文采用結構化網(wǎng)格技術[19]，對過流部件進行六面體結構網(wǎng)格劃分，邊界層網(wǎng)格+≥40。圖3所示為葉輪流道和全流場網(wǎng)格裝配。

(a) 后彎式葉輪；(b) 前彎式葉輪；(c) 網(wǎng)格裝配

對該模型的網(wǎng)格無關性進行了研究，當網(wǎng)格數(shù)量在95萬以上時，效率的變動范圍小于0.5%，因此，網(wǎng)格數(shù)量應當在100萬以上時較合適。本文用于數(shù)值計算具有后彎形葉輪液力透平的蝸殼、葉輪、前腔、后腔、出水管網(wǎng)格數(shù)量分別為479 710，378 222，134 956，129 700和174 720，網(wǎng)格總數(shù)1 297 308。前彎形葉輪網(wǎng)格數(shù)量與該數(shù)量相當。

3.3 參數(shù)設置

ANSYS-CFX軟件采用基于有限元的有限體積法和全隱式算法進行求解，具有收斂速度快、收斂精度高的優(yōu)點。本文采用ANSYS-CFX流場分析軟件對液力透平內(nèi)部流動進行求解分析。

進口條件設為靜壓進口，出口設為質(zhì)量出口[20]，通過調(diào)節(jié)出口的質(zhì)量流量得到液力透平的外特性曲線。計算收斂標準設為10?6，壁面粗糙度設為50 μm，輸送介質(zhì)選用25 ℃的水，通過?，RNG?和?3種湍流模型對液力透平外特性影響的分析，選用?湍流模型，分析類型為穩(wěn)態(tài)，過流部件動靜結合部位用rotor-stator interface 連接，靜止過流部件之間用general grid interface連接。

3.4 數(shù)值計算結果比較

圖4所示為2種形式葉輪的液力透平情況外特性曲線，表2所示為2種形式葉輪的最高效率比較。

1—后彎η；2—前彎η；3—后彎Pshaft；4—前彎Pshaft；5—后彎H；6—前彎H。

表2 2種形式葉輪最高效率比較

從圖4和表2可以看出：對于相同葉輪外徑的2種形式葉輪，具有前彎形葉輪的透平高效點向大流量偏移，高效點以及高效點之后的流量效率曲線高于后彎式葉輪的流量效率曲線，流量揚程曲線低于后彎形葉輪的流量揚程曲線；對于2種形式葉輪，當流量相同時軸功率相差不大。

3.5 葉輪內(nèi)部流場分布

圖5所示為葉輪直徑為235 mm時，具有2種形式葉輪在同一流量時液力透平中間平面=0上葉輪內(nèi)部靜壓力的分布。從圖5可以看出：2種形式的液力透平葉輪內(nèi)部壓力最低點均出現(xiàn)在葉片出口背面處；葉輪內(nèi)部靜壓力從葉片的進口沿葉輪流道到葉片出口逐漸減小；2種形式液力透平葉輪內(nèi)部各流道壓力分布不完全一樣。

(a) 后彎形；(b) 前彎形

圖6所示為葉輪直徑為235 mm時，具有2種形式葉輪在同一流量時液力透平葉輪內(nèi)部速度矢量的分布。從圖6可以看出，后彎形葉片葉輪漩渦區(qū)域主要分布在葉片吸力面進口位置處，與后彎形葉片葉輪不同，前彎形葉片葉輪漩渦區(qū)域主要分布在葉片壓力面進口位置處。同時，從圖6中2種形式葉輪內(nèi)部速度分布可以看出前彎形葉片葉輪內(nèi)部的速度梯度比后彎形葉片葉輪小。

圖7所示為2種形式液力透平各部分水力損失比較。由圖7可知：葉輪內(nèi)部的水力損失是液力透平內(nèi)部主要的水力損失，高效點之后，葉片前彎式葉輪和尾水管內(nèi)部的水力損失下降，蝸殼內(nèi)部的水力損失增加，其中葉輪內(nèi)部的水力損失下降較為明顯。由于2種形式的葉輪主要幾何參數(shù)，只有葉片型線不同，因此，葉片前彎形葉輪內(nèi)部的水力損失較小。

(a) 后彎形；(b) 前彎形

1—后彎蝸殼；2—前彎蝸殼；3—后彎葉輪；4—前彎葉輪；5—后彎尾水管；6—前彎尾水管。

4 實驗研究

4.1 實驗臺

為了驗證數(shù)值模擬的可靠性，制作液力透平樣機，對2種形式的葉輪進行實驗研究。圖8所示為開式液力透平實驗臺，高壓泵排出的高壓液體經(jīng)流量計進入透平，液力透平將液體具有的壓力能轉(zhuǎn)化為軸系的旋轉(zhuǎn)機械能，測功機測量、消耗液力透平產(chǎn)生的軸功率并控制液力透平的轉(zhuǎn)速恒定，壓力變送器測量透平進出口位置處的壓力。通過測量液力透平進出口壓力、扭矩、轉(zhuǎn)速、流量等參數(shù)，計算出液力透平的揚程、軸功率和效率等。測功機扭矩測量精度為±0.4%，流量計精度等級為B級，壓力變送器精度準確度為0.1%。圖9所示為實驗現(xiàn)場和實驗用葉輪。

圖8 開式液力透平實驗臺

(a) 液力透平；(b) 葉輪

4.2 實驗結果分析

圖10所示為2種不同形式葉輪的外特性曲線，表3所示為2種形式葉輪外特性曲線最高效率點參數(shù)。從圖10和表3可以看出：高效點及高效點之后，前彎形葉輪流量效率曲線高于后彎形葉輪的流量效率曲線；流量揚程曲線低于后彎形葉輪的流量揚程曲線，2種形式的葉輪高效點之后軸功率相差不大。表3表明前彎形葉輪最高效率點的流量、揚程、軸功率和效率分別比后彎形葉輪高24.45%，29.80%，68.95%和4.38%。

1—后彎η；2—前彎η；3—后彎Pshaft；4—前彎Pshaft；5—后彎H；6—前彎H。

表3 2種形式液力透平最高效率點參數(shù)

5 結論

1) 具有前彎形葉輪的液力透平高效點向大流量偏移，高效點以及高效點之后的流量效率曲線高于后彎形葉輪的流量效率曲線，流量揚程曲線低于后彎形葉輪的流量揚程曲線，2種形式的葉輪軸功率相差不大。前彎形葉輪最高效率點的流量、揚程、軸功率和效率分別比后彎形葉輪高24.45%，29.80%，68.95%和4.38%。

2) 2種液力透平葉輪內(nèi)部速度分布表明，前彎形葉片葉輪內(nèi)部速度梯度比后彎形葉片葉輪的小，前彎形葉片葉輪內(nèi)部水力損失較少。

3) 根據(jù)數(shù)值與實驗結果分析，前彎形葉輪的液力透平，具有體積小、效率高、可靠性高的特點，因此，具有前彎形葉片的葉輪更適合在液力透平工況下 運行。

4) 液力透平實驗結果與數(shù)值的外特性預測結果趨勢相吻合，說明CFD可以用來對液力透平內(nèi)部流動進行性能預測和優(yōu)化設計。

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(編輯 楊幼平)

Performance of two types of hydraulic turbine impellers

YANG Sunsheng1, ZHANG Hui2, KONG Fanyu1, LIU Yingying1

(1. Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China;2. Zhenjiang Water Supply Company, Zhenjiang 212013, China)

To improve the efficiency of hydraulic turbine, forward and backward-swept impellers were designed. Theoretical analysis, calculation simulation and experimental research were carried out on forward and backward-swept impellers. Performance difference of these two impellers was found by adopting computational fluid dynamic software ANSYS CFX. The internal fluid flow law in impeller was analyzed. The results show that compared with that of backward-swept impeller the flow rate, head, shaft power and efficiency at the best efficiency point (BEP) of forward swept impeller are increased by 24.45%, 29.80%, 68.95% and 4.38%, respectively. After BEP, turbine’s?curve of impeller with forward-swept impeller is higher and?curve is lower than that of backward-swept impeller. The variation of shaft power of these two impellers is small. Internal velocity distribution shows that gradient of velocity in forward-swept impeller is smaller than that in the backward-swept impeller. And hydraulic loss in forward-swept impeller is less than that in the backward one. The coincidence of experimental and numerical results demonstrates that CFD can be used in the performance prediction and optimization of hydraulic turbine.

hydraulic turbine; forward-swept impeller; backward-swept impeller

TH322

A

1672?7207(2017)04?0977?07

10.11817/j.issn.1672?7207.2017.04.017

2016?04?28；

2016?07?10

國家自然科學基金資助項目(11602097)；江蘇大學引進人才項目(13JDG081)(Project (11602097) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project (13JDG081) supported by the Introduce Talents Project of Jiangsu University)

楊孫圣，博士，助理研究員，從事能量回收設計理論與技術應用研究；E-mail：yangsunsheng@126.com