蝸殼出口傾斜對混流泵作透平的性能影響

楊孫圣，戴韜，陳振，邵珂，王凱

(1. 江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2. 格蘭富水泵(上海)有限公司，上海 201106)

液力透平是以高壓流體為工作介質(zhì)進(jìn)行能量轉(zhuǎn)換的一種介質(zhì)，依據(jù)流體與機(jī)械之間相互作用而工作，即葉輪在高壓液體的作用下旋轉(zhuǎn)，將液體所具有的壓力能轉(zhuǎn)換為液力透平的機(jī)械能，帶動發(fā)電機(jī)旋轉(zhuǎn)發(fā)電[1-3].液力透平具有結(jié)構(gòu)可靠，安裝方便，運(yùn)維成本低等優(yōu)勢，較為廣泛地應(yīng)用在小微型水電站中[4].

泵反向運(yùn)轉(zhuǎn)作透平時，效率相對較低，高效區(qū)相對較窄，且運(yùn)行穩(wěn)定性較差.泵反轉(zhuǎn)作透平運(yùn)行性能通常未知.為此，在透平性能預(yù)測方面，國內(nèi)外學(xué)者采用試驗(yàn)或理論方法導(dǎo)出了或基于泵效率或基于泵比轉(zhuǎn)速的透平性能預(yù)測表達(dá)式.為提高透平運(yùn)行性能，SINGH等[5-7]對離心泵作透平工況選型和性能預(yù)測的優(yōu)化方法進(jìn)行研究，并提出了試驗(yàn)驗(yàn)證平臺，同時提出對透平葉片進(jìn)口邊及前后蓋板輪緣處做修圓處理，可使液力透平的效率提高1%～4%.DERAKHSHAM等[8-9]通過試驗(yàn)對不同比轉(zhuǎn)速的泵作透平外特性曲線進(jìn)行研究，并尋找出泵作透平最高效率點(diǎn)的性能關(guān)聯(lián)式.楊孫圣等[10-12]分別對離心泵作透平的葉片包角、葉片數(shù)、葉輪進(jìn)口寬度、葉片進(jìn)口安放角、分流葉片與葉輪直徑對透平性能的影響進(jìn)行了研究，初步提出了一套離心泵作透平的設(shè)計(jì)理論和設(shè)計(jì)方法.黃思等[13]基于葉輪壓水室特性匹配對離心泵作透平的性能進(jìn)行了預(yù)測，該預(yù)測方法具有通用性和實(shí)用性.苗森春等[14]研究了轉(zhuǎn)速對離心泵作透平運(yùn)行性能的影響.由于透平幾何結(jié)構(gòu)的多樣性和復(fù)雜性，目前的數(shù)值計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確度還有待進(jìn)一步提高.

從國內(nèi)外研究現(xiàn)狀可知，液力透平研究范圍絕大多數(shù)是基于離心泵反轉(zhuǎn)作透平，混流泵作透平的相關(guān)研究目前還未廣泛開展.小型水力發(fā)電站的發(fā)電條件受制于自然因素，大流量低水頭等特征較為明顯.在此工況條件下，混流泵反轉(zhuǎn)作透平更為適用.與離心泵做透平流體沿著徑向直接進(jìn)入葉輪流道不同，混流泵作透平時，葉輪流道與軸向呈一定大小的夾角.高壓液體從蝸殼流道沿徑向流出，進(jìn)入葉輪流道時與葉輪進(jìn)口邊呈夾角狀態(tài)，來流速度的大小和方向經(jīng)過改變后進(jìn)入葉輪流道.文中采用試驗(yàn)和數(shù)值計(jì)算相結(jié)合的方法，以混流泵作透平為研究對象，在不改變其他過流部件幾何參數(shù)的情況下，分別設(shè)計(jì)2種不同出口形式的蝸殼作分析，對比液力透平外特性以及高效點(diǎn)的流動狀態(tài)，以此研究蝸殼出口傾斜對混流泵作透平性能的影響.

1 數(shù)值計(jì)算

1.1 計(jì)算模型

以某一比轉(zhuǎn)數(shù)ns=288的透平模型為研究對象，其設(shè)計(jì)性能參數(shù)分別為流量Qd=120 m3/h，水頭Hd=5.5 m，轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min.分別設(shè)計(jì)了出口傾斜角度為0°及26°的蝸殼，其他參數(shù)保持不變.應(yīng)用Pro/E軟件建立透平內(nèi)部流場水力模型，為準(zhǔn)確模擬混流泵作透平內(nèi)部流動，采用全流場三維模型[15]，包括葉輪、蝸殼、尾水管及前后泵腔，如圖1所示.考慮進(jìn)出口流態(tài)對模擬準(zhǔn)確程度及收斂性的影響，在蝸殼進(jìn)水段與尾水管出口段分別作一定延伸.

圖1 混流泵作透平內(nèi)部流場三維模型

Fig.1 3D geometrical model of fluid domain in mixed-flow pump as turbine

1.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分質(zhì)量對計(jì)算速度與模擬準(zhǔn)確度有重要影響.文中采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對全流道進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中蝸殼網(wǎng)格數(shù)為659 068，葉輪網(wǎng)格數(shù)為410 705，前泵腔網(wǎng)格數(shù)為169 664，后泵腔網(wǎng)格數(shù)為128 664，出口水體網(wǎng)格數(shù)為83 760，總網(wǎng)格數(shù)為1 451 861，圖2為計(jì)算域網(wǎng)格.同時對葉輪及蝸殼的進(jìn)出口邊進(jìn)行加密處理，采用BiGeometroc作為Meshlaw生成邊界層網(wǎng)格以加密，第一層網(wǎng)格厚度設(shè)置為0.2，增長率設(shè)為1.02，近壁面y+≤100.

圖2 計(jì)算域網(wǎng)格

1.3 數(shù)值計(jì)算方法

應(yīng)用ANSYS-CFX 15.0軟件以穩(wěn)態(tài)法對混流泵作透平的內(nèi)部流場進(jìn)行求解，整個流域設(shè)定為三維、穩(wěn)態(tài)、不可壓縮、湍流.采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，蝸殼水體、出口水體以及前后泵腔設(shè)置為靜止部件，葉輪水體設(shè)置為轉(zhuǎn)動部件，轉(zhuǎn)速1 450 r/min，介質(zhì)為25 ℃的水.蝸殼進(jìn)口邊界條件設(shè)置為壓力進(jìn)口，參考壓力為1個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，即1.01×105Pa.尾水管出口邊界條件設(shè)置為流量出口，通過改變出口處的流量值以獲得混流泵作透平的外特性曲線.與葉輪一同旋轉(zhuǎn)的壁面(即葉輪的葉片、前后蓋板、前后間隙)設(shè)為旋轉(zhuǎn)壁面，旋轉(zhuǎn)速度及方向與葉輪水體保持一致.過流部件動靜結(jié)合交界面設(shè)置為interface連接.壁面粗糙度設(shè)置為50 μm.在求解設(shè)置中，設(shè)置收斂精度設(shè)為10-5.

2 試 驗(yàn)

為驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算方法的正確性，以某一比轉(zhuǎn)數(shù)ns=288的混流泵作透平原模型為研究對象，在江蘇大學(xué)國家水泵工程中心搭建開式液力透平試驗(yàn)臺和測試樣機(jī)(見圖3)，對混流泵作透平進(jìn)行試驗(yàn)測量，得到液力透平的外特性曲線，并與數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比分析.

圖3 試驗(yàn)現(xiàn)場圖

圖4為試驗(yàn)裝置簡圖，主要試驗(yàn)儀器如表1所示.利用增壓泵提供混流泵作透平運(yùn)轉(zhuǎn)所必需的高壓液體，通過變頻器調(diào)節(jié)驅(qū)動電動機(jī)調(diào)節(jié)增壓泵轉(zhuǎn)速以調(diào)節(jié)出口流量，經(jīng)過電磁流量計(jì)后進(jìn)入液力透平做功.透平的進(jìn)出口兩端分別安裝壓力變送器以測量進(jìn)出口處的壓力.電渦流測功機(jī)控制液力透平在額定的轉(zhuǎn)速運(yùn)行，并消耗透平所回收的能量，同時測得軸端的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩.將試驗(yàn)臺測得的流量、壓力、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩等信號統(tǒng)一傳遞到電腦終端上，由計(jì)算機(jī)內(nèi)置測試軟件分析計(jì)算出透平的壓頭、軸功率以及效率，并繪制液力透平的外特性曲線.

圖4 試驗(yàn)裝置簡圖

Fig.4 Schematicof test-rig for mixed-flow pump as turbine

表1 試驗(yàn)用儀器及其參數(shù)

Tab.1 Instruments used in experiment and their specifications

儀表名稱型號量程精度壓力傳感器1WT2000GP7S0～1.0 MPa0.1%壓力傳感器2WT2000GP6S-300～300 kPa0.1%電磁流量計(jì)LDBE-1500～220 m3/h0.5%電渦流測功機(jī)CWF25D0～25 kW0.2%

通過試驗(yàn)臺測得液力透平外特性曲線，并將其與數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比，如圖5所示.表2為試驗(yàn)和數(shù)值計(jì)算結(jié)果的最高效率點(diǎn)時性能對比.

圖5 數(shù)值計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果比較

Fig.5 Comparison between numerical prediction and tested result

表2 最高效率點(diǎn)試驗(yàn)與數(shù)值計(jì)算結(jié)果對比

Tab.2 Comparison of performance at best efficiency point between prediction and test

參數(shù)Q/(m3·h-1)H/mP/kWη/%計(jì)算120.005.091.1971.44試驗(yàn)120.185.311.1566.43差值-0.15%4.14%3.36%5.01%

由圖5及表2可以看出：數(shù)值計(jì)算的外特性曲線與試驗(yàn)結(jié)果趨勢相符，除極端小流量工況外，其他流量工況下水頭和效率的數(shù)值計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果相差不大；在設(shè)計(jì)流量工況120.00 m3/h下，數(shù)值計(jì)算的總水頭為5.09 m，效率為71.44%，試驗(yàn)結(jié)果總水頭為5.31 m，效率為66.43%.試驗(yàn)結(jié)果的水頭與效率值與模擬結(jié)果略有偏差，這是因?yàn)樵谠囼?yàn)過程中存在軸承和機(jī)械密封引起的機(jī)械摩擦損失及泄漏損失等實(shí)際因素.

綜上所述，數(shù)值計(jì)算可以作為預(yù)測混流泵作透平性能預(yù)測的有效的工具，為混流泵作透平水力優(yōu)化及性能優(yōu)化提供了一種可靠快捷的方法.

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 外特性對比

根據(jù)數(shù)值計(jì)算結(jié)果，繪制了蝸殼出口傾斜角度分別為0°和26°的混流泵作透平在不同工況下的外特性曲線，如圖6所示.表3列出了2種不同蝸殼出口形式的混流泵作透平高效點(diǎn)數(shù)據(jù).

圖6 2種蝸殼出口形式下外特性對比

Fig.6 Performance curves comparison in terms of volutes with two outlet orientations

表3 2種出口形式蝸殼最高效率點(diǎn)比較

Tab.3 Best efficiency contrast between volutes with two outlet orientations

出口形式Q/(m3·h-1)H/mP/kWη/%徑向120.005.091.1971.44傾斜120.005.621.4076.64差值010.41%17.64%5.20%

由圖6及表3可以看出：蝸殼出口傾斜后混流泵作透平模型的效率、水頭、軸功率均有上升，2種模型的最高效率點(diǎn)均出現(xiàn)在設(shè)計(jì)流量工況120.00 m3/h；蝸殼由徑向出口改后傾斜出口后，水頭從5.09 m上升至5.62 m，增幅為10.41%；效率從71.44%上升至76.64%，增幅為5.20%；軸功率從1.19 kW上升至1.40 kW，增幅為17.64%.這表明，對于混流泵作透平而言，蝸殼出口傾斜后有利于改善葉輪蝸殼的匹配關(guān)系，對液力透平運(yùn)行性能有較為明顯的提升.

3.2 葉輪內(nèi)部流動分析

圖7為不同蝸殼出口形式時混流泵作透平的葉輪流道內(nèi)部壓力分布圖，可以看出：葉輪內(nèi)部靜壓力從葉輪進(jìn)口處沿流道逐漸降低；徑向出口蝸殼的混流泵作透平葉輪后蓋板輪緣處出現(xiàn)明顯低壓區(qū)，蝸殼傾斜出口的混流泵作透平葉輪流道壓力分布較為均勻.這是因?yàn)楫?dāng)蝸殼出口傾斜之后，蝸殼出口邊與葉輪進(jìn)口邊平行，葉輪后蓋板輪緣處至蝸殼的間隙距離減小，有效地減小了后泵腔的泄漏面積，降低了后泵腔高壓水向葉輪進(jìn)口的沖擊，減小了葉輪進(jìn)口處動量傳遞，縮小了后蓋板輪緣處低壓區(qū)域面積.葉輪流道內(nèi)部靜壓呈層狀規(guī)律分布，低壓區(qū)均出現(xiàn)在葉片吸力面附近區(qū)域.對比發(fā)現(xiàn)，蝸殼出口傾斜后，葉輪進(jìn)口處壓力分布區(qū)別不大，但葉流道內(nèi)部壓力分布及低壓區(qū)域位置分布更加均勻，葉輪出口處低壓區(qū)范圍有所擴(kuò)大，說明蝸殼出口傾斜形式后，優(yōu)化了與混流泵作透平葉輪的匹配關(guān)系，對液體余壓的回收更加充分.

圖7 葉輪流道內(nèi)部壓力分布

圖8為不同蝸殼出口形式時混流泵作透平的葉輪流道內(nèi)部速度分布，可以看出：采用徑向出口蝸殼的混流泵作透平在前后蓋板輪緣處存在二次流旋渦，后蓋板輪緣更為明顯；隨著蝸殼出口傾斜，葉輪進(jìn)口處旋渦明顯減小，這是因?yàn)榛炝鞅米魍钙饺~輪進(jìn)口邊存在一定的傾斜角度，葉輪前蓋板首先接觸到高壓來流，提前開始對葉輪做功，與后進(jìn)入葉輪流道的液體相比，壓力降低，這樣就產(chǎn)生了垂直于來流的橫向壓差，形成了指向前蓋板的二次回流旋渦.

圖8 葉輪流道內(nèi)部速度分布

此外，徑向出口蝸殼的混流泵作透平的葉輪前蓋板與流體存在一定的來流沖擊角，流體繞過前蓋板輪緣后開始有剝離趨勢并產(chǎn)生靜壓差Δp，形成局部低壓區(qū)，低壓區(qū)的面積與流量大小有關(guān).低壓力區(qū)與周圍流體的壓力差法向作用在該側(cè)主流上，形成法向加速度，使得流體流經(jīng)前蓋板輪緣后形成角區(qū)分離渦.與此同時，因葉輪后蓋板輪緣處與蝸殼出口距離相對較大，其后泵腔的泄漏面積較大，在后蓋板輪緣處形成局部低壓區(qū)，同樣也造成了疊加于主流之上的二次流.

蝸殼出口傾斜之后，蝸殼出口邊與葉輪進(jìn)口邊平行，前后蓋板同時接觸到高壓來流，同一過流斷面速度分布相對均勻，避免了過大的壓力差，減小了局部低壓區(qū)的面積.來流方向與前后蓋板基本平行，減小了來流沖擊角.蝸殼出口傾斜有效地減小了后間隙的泄漏面積，降低了后間隙高壓流體對流道的沖擊，避免了后蓋板部位渦旋的產(chǎn)生.

3.3 水力損失分析

數(shù)值計(jì)算結(jié)果表明，蝸殼出口傾斜后混流泵作透平效率更高，為進(jìn)一步探究蝸殼傾斜對各過流部件的影響，對混流泵作透平內(nèi)部水力損失分布進(jìn)行分析.圖9為2種不同蝸殼出口形式時混流泵作透平的各過流部件水力損失對比及總水力損失對比.

圖9 不同蝸殼出口形式的混流泵作透平各過流部件水力損失及總水力損失對比.

Fig.9 Comparison of hydraulic losses in various flow-components and total hydraulic loss

由圖9可以看出：隨著流量的增大，混流泵作透平的總水力損失呈先減小后增大的趨勢；葉輪內(nèi)部水力損失占比最大，其次為尾水管，蝸殼內(nèi)部水力損失相對較??；隨著流量的增大，葉輪流道水力損失占比逐漸增大；蝸殼出口傾斜后，相比于蝸殼徑向出口的混流泵作透平，其總水力損失在各流量工況下都有一定程度的減?。桓鬟^流部件中，葉輪和尾水管內(nèi)部水力損失降低，原因在于蝸殼出口傾斜后改變了流體進(jìn)入葉輪流道的角度，并有效地減小了后泵腔間隙對主流流場的影響；隨著蝸殼結(jié)構(gòu)的傾斜，蝸殼各斷面從對稱形式變?yōu)榉菍ΨQ，流動狀態(tài)受到影響，水力損失略有增大.

4 結(jié) 論

1) 傾斜蝸殼出口的混流泵作透平效率、水頭、軸功率較徑向蝸殼出口的混流泵作透平均有明顯提升.在設(shè)計(jì)流量工況(120 m3/h)下，混流泵作透平蝸殼出口傾斜后效率、水頭、軸功率分別提升了6.32%，7.03%，16.53%.

2) 混流泵作透平主要的水力損失發(fā)生葉輪內(nèi)部.蝸殼出口傾斜后，蝸殼內(nèi)部水力損失略有增大，葉輪與尾水管內(nèi)部水力損失均有所減小，總水力損失減小.

3) 2種蝸殼出口形式的混流泵作透平葉輪內(nèi)部速度分布表明，蝸殼出口傾斜情況下葉輪流道內(nèi)部流線分布更加均勻，二次流渦旋現(xiàn)象較水平出口蝸殼混流泵作透平有明顯減弱.

4) 傾斜蝸殼出口具有效率高、輸出功率大、內(nèi)部環(huán)流損失小等特點(diǎn)，因此，具有傾斜蝸殼出口更適合混流泵作透平的實(shí)際應(yīng)用.