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Jun 08, 2023

Energieverlustbewertung von Axialpumpensystemen bei umgekehrter Stromerzeugung auf der Grundlage der Entropieproduktionstheorie

Wissenschaftliche Berichte Band 12, Artikelnummer: 8667 (2022) Diesen Artikel zitieren 1000 Zugriffe 3 Zitate Metrikdetails Die Verwendung vorhandener großer Pumpstationsausrüstung für vorgelagertes Restwasser

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Details zu den Metriken

Die Nutzung bestehender großer Pumpstationsanlagen für die vorgelagerte Restwasser-Rückstromerzeugung ist ein nicht realisiertes, aber wertvolles Projekt im Bereich der erneuerbaren Energien. Derzeit haben einige große Axialpumpstationen damit begonnen, umgekehrte Stromerzeugungsvorgänge durchzuführen. Allerdings wurde mit der diesbezüglichen Forschung noch nicht begonnen. In dieser Arbeit wird die Entropieerzeugungstheorie auf ein großes Axialpumpenstationssystem mit umgekehrter Stromerzeugung angewendet und die Entropieerzeugungsmethode verwendet, um die genaue Größe und Verteilung der mechanischen Energiedissipation jeder Komponente bei verschiedenen Strömungen zu untersuchen Bedingungen. Zunächst werden die Energieeigenschaften und Druckschwankungen in der Pumpe des großen Axialpumpstationssystems experimentell unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung getestet. Die Zuverlässigkeit der numerischen Berechnung der Entropieerzeugung wird sowohl experimentell als auch theoretisch überprüft. Anschließend wird der Anteil jeder Komponente an der gesamten Entropieproduktion verglichen, um zu veranschaulichen, wie jede Komponente zur gesamten Entropieproduktion des Systems beiträgt und wie sich dieser Beitrag ändert, wenn sich die Betriebsbedingungen ändern. Anschließend wird die Art der Entropieproduktion jeder Komponente unter verschiedenen Strömungsbedingungen genau bestimmt, wodurch die Änderungen in den Anteilen der verschiedenen Arten der Entropieproduktion jeder Komponente sichtbar werden. Abschließend werden Komponenten mit großen mechanischen Energieverlusten ausgewählt und die Veränderungen und Ursachen der Energieverlustverteilung der Komponenten unter verschiedenen Strömungsbedingungen eingehend analysiert. Die Forschungsergebnisse können dazu beitragen, den Energiedissipationsmechanismus großer Axialpumpensysteme bei umgekehrter Stromerzeugung besser zu verstehen.

In den letzten Jahren hat sich die Pumpenumkehr zu einer immer beliebter werdenden Methode für den Ersatz von Turbinenvorgängen in der Technik entwickelt1,2,3,4,5,6 und viele Mikro- und Kleinwasserkraftwerke in abgelegenen Gebieten haben damit begonnen, als Ersatz die Axialpumpenumkehr zu verwenden Turbinenbetrieb7,8,9,10,11. Einige Systemverwalter großer Axialpumpstationen in China haben herausgefunden, dass die umgekehrte Stromerzeugung mithilfe von vorgelagertem Zuflusswasser eine große Menge sauberer Energie erzeugen und gleichzeitig erhebliche wirtschaftliche Vorteile bieten kann. Daher wurden im tatsächlichen Betrieb einige Versuche zur umgekehrten Stromerzeugung mithilfe von Axialpumpenstationen durchgeführt.

Der aktuelle Betrieb verschiedener großer Axialpumpstationen zur umgekehrten Stromerzeugung12 hat gezeigt, dass es technisch möglich ist, den umgekehrten Betrieb eines großen Axialpumpsystems zur Stromerzeugung zu nutzen. Für den weit verbreiteten Einsatz von Axialpumpstationen zur umgekehrten Stromerzeugung müssen jedoch zunächst der Nutzungsgrad der Wasserenergie bei geringer Druckhöhe und die Energievorteile untersucht werden, die die umgekehrte Stromerzeugung großer Axialpumpsysteme bietet. Dies erfordert eine eingehende Untersuchung der Druckverlust- und Energiedissipationsmechanismen großer Axialpumpensysteme bei umgekehrter Stromerzeugung.

Forscher in China und im Ausland haben die umgekehrten Stromerzeugungseigenschaften von Axialpumpen untersucht und sich dabei hauptsächlich auf die Optimierung des Laufrads kleiner Axialpumpen konzentriert, um die hydraulische Leistung von Axialpumpen zu verbessern, die als Turbinen im Wasserkraftwerk Pico arbeiten13,14. Bisher fehlen noch Untersuchungen zu den Energieeigenschaften und Energiedissipationsmechanismen großer Axialpumpensysteme bei der umgekehrten Stromerzeugung.

Die Druckabfallmethode war in den letzten Jahrzehnten die am weitesten verbreitete Methode zur Untersuchung hydraulischer Verluste und Energiedissipation in hydraulischen Maschinen. Die Druckabfallmethode kann jedoch nicht den spezifischen Ort der Energiedissipation bestimmen oder die Energiedissipation quantifizieren. In den letzten Jahren haben einige Wissenschaftler vorgeschlagen, die Entropieproduktionstheorie in rotierende Fluidmaschinen einzuführen, um Energiedissipationsmechanismen in Fluidmaschinen zu bewerten15,16,17,18,19,20,21. Gong et al.19 nutzten zunächst die Entropieproduktionstheorie, um den internen Strömungsverlust von Francis-Turbinen zu bewerten und bestimmten den spezifischen Ort und die Verlustintensität des internen Strömungsverlusts in den Turbinen. Chang et al.20 wandten die Entropieproduktionstheorie an, um den internen Strömungsverlust und die Energiedissipationsmechanismen einer selbstansaugenden Pumpe zu untersuchen, und optimierten das Schaufelprofil der selbstansaugenden Pumpe basierend auf den Ergebnissen der Entropieproduktionsanalyse. Pei et al.22 entwarfen sechs Gruppen mit unterschiedlichen Abständen zwischen Laufrad und Leitschaufel in einer Axialpumpe mit niedriger Förderhöhe. Mithilfe der Entropieproduktionstheorie wurde die Energiedissipation in der Axialpumpe unter verschiedenen Schemata untersucht. Es wurde festgestellt, dass die turbulente Dissipation den mechanischen Energieverbrauch der Axialpumpe dominierte. Mohammad et al.23 analysierten den Energiedissipationsmechanismus einer kleinen Kreiselpumpe, die von einer Umkehrturbine angetrieben wird, unter verschiedenen Strömungsbedingungen mithilfe der Entropieproduktionstheorie. Es wurde festgestellt, dass der Wirbel am Einlass des Laufrads und die Strömungsablösung am Auslass des Laufrads die Hauptursachen für die Entropieerzeugung in der kleinen Kreiselpumpe sind, die von der Umkehrturbine betrieben wird. Der Entropieproduktionsverlust des Saugrohrs zeigte sich am deutlichsten im Entropieproduktionsverlust der PAT-Komponenten.

In dieser Arbeit wird die Entropieerzeugungstheorie verwendet, um den Energiedissipationsmechanismus eines großen Axialpumpensystems bei umgekehrten Stromerzeugungsvorgängen aufzudecken. Mit der Entropieerzeugungsmethode werden die genaue Größe und Verteilung der mechanischen Energiedissipation jeder Komponente (Einlasskanal, Kolbenkörper, Leitschaufel, Laufrad und Auslasskanal) unter verschiedenen Strömungsbedingungen untersucht. Zunächst wurde ein hochpräziser, voll ausgestatteter Prüfstand für hydraulische Maschinen gebaut, um die Energieeigenschaften und Druckschwankungen in der Pumpe eines großen Axialpumpstationssystems unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung zu untersuchen. Die Zuverlässigkeit der numerischen Berechnung der Entropieproduktion wurde durch die experimentellen und theoretischen Ergebnisse bestätigt. Anschließend wird der Anteil der Entropieproduktion jeder Komponente an der gesamten Entropieproduktion verglichen, um zu veranschaulichen, wie jede Komponente zur gesamten Entropieproduktion des Systems beiträgt und wie sich dieser Beitrag ändert, wenn sich die Betriebsbedingungen ändern. Anschließend werden die Entropieproduktionstypen jeder Komponente unter verschiedenen Strömungsbedingungen genau bestimmt und die Änderung des Anteils der verschiedenen Entropieproduktionstypen jeder Komponente an der gesamten Entropieproduktion ermittelt. Abschließend werden Komponenten mit großen mechanischen Energieverlusten ausgewählt und die Veränderungen und Ursachen der Energieverlustverteilung der Komponenten unter verschiedenen Strömungsbedingungen eingehend analysiert.

Nach dem zweiten Hauptsatz der Thermodynamik wird der Verlust mechanischer Energie irreversibel in innere Energie umgewandelt, und dieser thermodynamische Prozess führt schließlich zu einer Erhöhung der Entropieproduktion. In einem hydraulisch-mechanischen System kommt es bei turbulenter Bewegung zwangsläufig zu einer Energiedissipation. Daher ist es angebracht, die Entropieproduktionstheorie zu verwenden, um die internen hydraulischen Verlust- und Energiedissipationsmechanismen hydraulischer Maschinen zu untersuchen24.

Bei turbulenter Bewegung in einem hydraulisch-mechanischen System umfasst die Wasserströmungsgeschwindigkeit die Durchschnittsgeschwindigkeit und die schwankende Geschwindigkeit. Die Entropieerzeugung während turbulenter Bewegung kann auch in zwei Komponenten unterteilt werden: die Entropie, die durch die zeitlich gemittelte Strömungsbewegung erzeugt wird, und die Entropie, die durch die Dissipation turbulenter kinetischer Energie aufgrund der Geschwindigkeit erzeugt wird. Daher kann die lokale Entropieproduktionsrate während turbulenter Bewegung wie folgt berechnet werden:

Die durch die zeitlich gemittelte Bewegung des Wasserflusses verursachte Entropieproduktionsrate kann wie folgt berechnet werden:

Die Entropieproduktionsrate, die durch die Dissipation turbulenter kinetischer Energie aufgrund der turbulenten Fluktuationsgeschwindigkeit verursacht wird, kann wie folgt berechnet werden:

Dabei ist \(\mathop {S_{{\overline{D} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) die durchschnittliche Entropieproduktionsrate, die als direkter Dissipationsterm bekannt ist ; \(\mathop {S_{{D^{^{\prime}} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) ist die Entropieproduktionsrate der Geschwindigkeitsschwankung, d. h bekannt als turbulenter Dissipationsterm; \(\mu_{eff}\) ist die effektive dynamische Viskosität; \(\mu\) ist die turbulente Viskosität; und \(\mu_{t}\) ist die turbulente dynamische Viskosität.

\(\mathop {S_{{\overline{D} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) kann direkt durch numerische Berechnungen erhalten werden, aber die Entropieproduktionsrate \(\ mathop {S_{{D^{^{\prime}} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\), die durch die turbulente schwankende Geschwindigkeit verursacht werden, kann nicht direkt durch numerische Berechnungen ermittelt werden. Früheren Arbeiten zur Theorie der lokalen Entropieerzeugung zufolge steht die durch die turbulente schwankende Geschwindigkeit verursachte Entropieerzeugung jedoch in engem Zusammenhang mit dem Turbulenzmodell ε oder ω, das in der numerischen Berechnung verwendet wird. Daher kann im SST-k-ω-Turbulenzmodell die durch die turbulente Fluktuationsgeschwindigkeit verursachte Entropieproduktion wie folgt ausgedrückt werden:

wobei α eine Konstante mit einem Wert von 0,09 ist. ω ist die Frequenz des turbulenten Wirbels, s−1. k ist die Turbulenzintensität, m2/s2.

Bei der Berechnung der Entropieproduktionsrate kann die Entropieproduktionsrate in der Nähe der Wand nicht ignoriert werden, da die Entropieproduktionsrate einen starken Wandeffekt hat. Die Berechnungsformel für die Entropieproduktionsrate in Wandnähe lautet wie folgt:

Dabei ist \(\overrightarrow {\tau }\) die Wandschubspannung, Pa. \(\overrightarrow {v}\) ist die Geschwindigkeit in der Nähe der Wand, m/s.

Daher ist die Summe der Entropieproduktion im gesamten hydraulisch-mechanischen System die Integration der lokalen Entropieproduktionsrate und der Wandentropieproduktionsrate. Die Berechnungsformeln lauten wie folgt:

wobei \(S_{{pro,\overline{D} }}\) die durch die mittlere Geschwindigkeit verursachte Entropieproduktion ist, nämlich die direkte dissipative Entropieproduktion; \(S_{{pro,D^{^{\prime}} }}\) ist die Entropieproduktion, die durch die schwankende Geschwindigkeit verursacht wird, nämlich die turbulente Dissipationsentropieproduktion; \(S_{pro,W}\) ist die Entropieproduktion an der Wand, nämlich die Dissipationsentropieproduktion an der Wand; V ist das Volumen der Flüssigkeitsdomäne; und A ist die Wandfläche der Flüssigkeitsdomäne.

In dieser Arbeit wird ein horizontales Axialpumpenstationsmodell in China als Forschungsobjekt ausgewählt. Die Auslegungsförderhöhe des Modells der Axialpumpstation beträgt 203 l/s; Die Auslegungshöhe beträgt 2,01 m und der Wirkungsgrad im Auslegungsbetriebspunkt beträgt 68,39 %. Tabelle 1 zeigt die wichtigsten geometrischen Parameter des im Pumpstationssystem eingebauten Axialpumpen-Hydraulikmodells. Die dreidimensionale Modellierung des groß angelegten Axialpumpensystems wird von UG software25 durchgeführt. Der Berechnungsbereich umfasst die Einlass- und Auslassverlängerungsabschnitte, den Einlasskanal, den Auslasskanal, das Laufrad, die Leitschaufel und den Kolbenkörper. Wenn das große Axialpumpensystem stromaufwärts einströmendes Wasser zur umgekehrten Stromerzeugung nutzt, sind die Strömungsrichtung und die Drehrichtung des Laufrads im System entgegengesetzt zu denen bei herkömmlichen Pumpbedingungen. Abbildung 1 zeigt ein dreidimensionales Modell des großen Axialpumpensystems für den umgekehrten Stromerzeugungsbetrieb.

Dreidimensionales Modell eines großen Axialpumpensystems zur umgekehrten Stromerzeugung.

Das Berechnungsmodell wird auf Basis der ICEM-Software vernetzt. Der Rechenbereich verwendet ein Hybridgitter zur Gitterteilung26, bei dem der Einlasskanal, der Auslasskanal, das Laufrad und die Leitschaufeln strukturierte Gitter sind und der Kolbenkörper ein unstrukturiertes Gitter ist. Während des Vernetzungsprozesses wird das Seitenverhältnis des Gitters gesteuert, um den Einfluss der Gittertopologie und der Gitternummer auf die numerischen Berechnungsergebnisse zu steuern, um sicherzustellen, dass die Größen benachbarter Gitterknoten ähnlich sind. Bei CFD-Berechnungen sollte das Seitenverhältnis des Gitters weniger als 10 bis 100 betragen, und das Gitter in diesem Artikel erfüllt diese Anforderung. Nachdem der Vernetzungsprozess abgeschlossen ist, werden die Randwände des Laufrads und andere Schlüsselpositionen verschlüsselt, um sicherzustellen, dass die y+-Werte des Laufradgitters innerhalb von 10 liegen. Wenn die optimale Rückstromerzeugungsbedingung als repräsentative Bedingung im Gitter verwendet wird Beim Unabhängigkeitstest beträgt die experimentelle Fallhöhe der optimalen Rückstromerzeugungsbedingung 3,85 m und der experimentelle Wirkungsgrad 71,69 %. Die Ergebnisse des Netzunabhängigkeitstests sind in Tabelle 2 dargestellt. Tabelle 2 zeigt, dass die Förderhöhenschwankungen des großen Axialpumpensystemmodells für die umgekehrte Stromerzeugung tendenziell stabil sind, wenn die Netzzahl größer als 5,09 × 106 ist. Unter Berücksichtigung der Berechnungsgenauigkeit und des Berechnungsaufwands wurde für die numerische Berechnung eine Rasterzahl von 6,26 × 106 gewählt. Das Berechnungsraster ist in Abb. 2 dargestellt.

Berechnungsgitter.

Das SST-k-ω-Turbulenzmodell ist ein Wirbelviskositätsmodell mit zwei Gleichungen, das die turbulente Scherkraft in der turbulenten Viskosität berücksichtigt und instationäre Strömungseigenschaften wie Wirbel besser vorhersagen kann. Darüber hinaus kann die Wandfunktion des SST-k-ω-Turbulenzmodells die Viskositätseigenschaften einer niedrigen Reynolds-Zahl in der Nähe des Wandbereichs der Laufradmaschinerie genau erfassen, und die Berechnungsergebnisse sind bei Strömungen mit Druckgradienten genauer. Daher wurde für die numerischen Berechnungen in dieser Arbeit das SST-k-ω-Turbulenzmodell ausgewählt. Die Gleichungen des SST-k-ω-Turbulenzmodells lauten wie folgt:

wobei \(k\) die turbulente kinetische Energie ist. \({\upomega }\) ist die Turbulenzfrequenz. \(P_{k}\) ist die Turbulenzproduktionsrate. \(\rho_{m}\) ist die Gemischdichte, kg/m3. \(u_{j}\) ist die Geschwindigkeitskomponente in j-Richtung. \(\mu_{t}\) ist die Turbulenzviskosität und \(\mu\) ist die dynamische Viskosität Pa s. \(F_{1}\) und \(F_{2}\) sind gemischte Funktionen. \(\beta^{*}\), \({\upbeta }\), \({\upalpha }\), \(\alpha_{1}\), \(\alpha_{k}\), \ (\sigma_{\omega }\) und \(\sigma_{\omega 2}\) sind alle empirische Koeffizienten. \(S\) ist die Invariante der Dehnungsrate. \(D_{\omega }\) ist der Dissipationsterm in der \({\upomega }\)-Gleichung. \(Cd_{\omega }\) ist der Kreuzdiffusionsterm im SST-Modell.

Die numerische Berechnung erfolgt in der Fluidberechnungssoftware ANSYS CFX17.0. Im instationären Berechnungsprozess werden die stationären Berechnungsergebnisse als Ausgangsdatei verwendet, Rotor und Stator werden durch die Methode des eingefrorenen Rotors gekoppelt und die transiente Schlupfschnittstelle des eingefrorenen Rotors wird für die Informationsübertragung zwischen dem rotierenden und dem statischen Bereich verwendet. Die Einlassrandbedingung des Berechnungsbereichs ist als Massenstromeinlass und die Auslassrandbedingung als Öffnungsauslass mit einem relativen Druck von 0 Pa festgelegt. Alle Wände im Berechnungsbereich sind auf Bedingungen ohne Schlupf eingestellt. Die maximale Anzahl von Iterationen für jeden Zeitschritt der instationären Berechnung ist auf 20 und die Restkonvergenzgrenze auf 1 × 10−5 festgelegt. Der Zeitschritt der instationären Berechnung ist auf 5 × 10–4 s eingestellt und jeder Laufradrotationszyklus wird 120 Mal abgetastet. Somit beträgt die Gesamtberechnungszeit 0,96 s für 16 Laufraddrehzyklen. Die ersten acht Laufradrotationsperioden gewährleisten die Stabilität der Berechnung. Die verbleibenden acht Laufradrotationsperioden werden für die Variablenanalyse ausgewählt. Die in dieser Arbeit verwendeten Variablen sind die Durchschnittsvariablen der letzten acht Zyklen.

In diesem Artikel wird ein hochpräziser Prüfstand für hydraulische Maschinen mit allen Funktionen gebaut. Die Energieeigenschaften und Druckschwankungen in der Pumpe des großen Axialpumpstation-Systemmodells können unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung auf dem Prüfstand gemessen werden. Das schematische Diagramm des Versuchssystems ist in Abb. 3 dargestellt. Die spezifischen Parameter des Versuchssystems sind in Tabelle 3 aufgeführt. Das Versuchsmodell eines großen Axialpumpenstationssystems ist in Abb. 4 dargestellt. Dieses Experiment weist eine gute Wiederholbarkeit auf. und der maximale Förderhöhenfehler im Energiecharakteristiktest beträgt weniger als 0,5 %. Im eigentlichen Testprozess wurden 16 verschiedene Strömungsbedingungen für das Axialpumpensystem für den Rückstromerzeugungsbetrieb gemäß den Anforderungen der „Abnahmetestspezifikation für Pumpenmodell und Gerätemodell (SL 140–2006)“ getestet. Während des Experiments wurden gleichzeitig die Druckpulsationserfassung und Energiecharakteristiktests durchgeführt. Der Druckpulsationsüberwachungspunkt befand sich an der Außenwand der Wasserpumpe und die axiale Position befand sich in der Mitte des Laufrads.

Physikalische Schemata des Prüfstands. 1. Ansaugtank, 2. Geprüfte Pumpeneinheit und Antriebsmotor, 3. Druckauslasstank, 4. Bifurkationstank, 5. Zustandsregulierender Absperrschieber, 6. Spannungsregulierender Gleichrichter, 7. Elektromagnetischer Durchflussmesser, 8. Systemvorlauf und Steuerschieber für Rückwärtsbetrieb, 9. Hilfspumpeneinheit.

Experimentelles Modell des großen Axialpumpstationssystems. (a) Laufrad, (b) Leitschaufel, (c) Installationsdiagramm des Pumpstationsmodells.

Um die Zuverlässigkeit der numerischen Berechnung zu überprüfen, wurde das Modell eines großen Axialpumpensystems unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung bei einer experimentellen Drehzahl von 1000 U/min getestet. Die Energieeigenschaften und internen Druckpulsationseigenschaften des Axialpumpensystems unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung sind in Abb. 5 dargestellt. Der Druckpulsationskoeffizient Cp in Abb. 5b ist wie folgt definiert:

Dabei ist p der transiente Druckwert, \(\overline{p}\) der durchschnittliche Druckwert und u2 die Umfangsgeschwindigkeit des Laufradauslasses.

Vergleich zwischen numerischen Ergebnissen und experimentellen Ergebnissen.

Abbildung 5a zeigt, dass mit zunehmender Durchflussrate die Förderhöhe des Pumpensystems für die umgekehrte Stromerzeugung allmählich zunimmt. Der Wirkungsgrad nimmt zunächst zu und dann ab; Allerdings bleibt die hohe hydraulische Umwandlungseffizienz auch unter großen Durchflussbedingungen erhalten. Die durch numerische Berechnung ermittelte optimale Förderhöhe beträgt 3,68 m und der entsprechende Wirkungsgrad beträgt 74,01 %. Ein Vergleich der numerischen und experimentellen Ergebnisse zeigt, dass der Änderungstrend der numerisch berechneten Energiekennlinie im Wesentlichen mit der experimentellen Energiekennlinie übereinstimmt, mit einem maximalen Fehler von ca. 5 %. Abbildung 5b zeigt, dass die durch die numerische Berechnung erhaltene Wellenform der Druckpulsation in der Pumpe im Wesentlichen mit der im Experiment erhaltenen übereinstimmt. Die Frequenzkomponente der Druckpulsation stimmt weitgehend mit den experimentellen Ergebnissen überein; Es gibt jedoch einen gewissen Fehler in der Amplitude der Druckpulsation. Im Allgemeinen stimmen die numerischen Berechnungsergebnisse gut mit den experimentellen Ergebnissen überein; Somit sind hochpräzise Vorhersagen für die Energieeigenschaften des Systems und den transienten Fluss im System möglich, die die Genauigkeit der nachfolgenden Berechnungen und Analysen überprüfen.

Abbildung 6 zeigt die Verteilung des Energieverlusts im System bei verschiedenen Strömungsbedingungen. Abbildung 6a zeigt die hydraulische Verlustverteilung jeder Region, die mit der Druckabfallmethode erhalten wurde, während Abb. 6b die gesamte Entropieproduktionsverteilung jeder Region zeigt, die mit der Entropieproduktionsmethode erhalten wurde. In Abb. 6a kann \(\Delta h\) wie folgt berechnet werden:

wobei \(\Delta h\) der hydraulische Verlust m ist. P2 und P1 sind der gesamte Exportdruck und der gesamte Importdruck der Strömungskomponenten, Pa. \(\rho\) ist die Dichte von Wasser, kg/m3.

Verteilung des Energieverlustes im System bei unterschiedlichen Strömungsbedingungen. (a) Verteilung des hydraulischen Verlusts in jeder Region (Druckabfallmethode), (b) Verteilung der gesamten Entropieproduktion in jeder Region (Entropieproduktionsmethode).

Abbildung 6 zeigt, dass mit zunehmender Durchflussrate der hydraulische Verlust und die gesamte Entropieproduktion in jeder Region allmählich zunehmen. Allerdings ist die Empfindlichkeit des Energieverlusts in jeder Region gegenüber der Erhöhung der Durchflussrate unterschiedlich. Die Energieverluste von Einlass, Kugel und Leitschaufel reagieren weniger empfindlich auf die Erhöhung der Durchflussmenge, während der Auslass empfindlicher auf die Erhöhung der Durchflussmenge reagiert. Der Energieverlust des Auslasses nimmt mit steigender Durchflussrate deutlich zu. Bei einer Durchflussrate von 0,8 Qbep beträgt der hydraulische Verlust des Auslasses 0,076 m und der Gesamtwert der Entropieproduktion beträgt 0,404 W/K. Bei einer Durchflussrate von 1,0 Qbep beträgt der hydraulische Verlust des Auslasses 0,199 m und der Gesamtwert der Entropieproduktion beträgt 1,252 W/K. Bei einer Durchflussrate von 1,2 Qbep beträgt der hydraulische Verlust des Auslasses 0,706 m und der Gesamtwert der Entropieproduktion beträgt 5,911 W/K. Abbildung 6a und b zeigen, dass die Gesamtverteilung der Entropieproduktion in jeder Region im Wesentlichen mit dem Variationstrend der hydraulischen Verlustverteilung in jeder Region übereinstimmt, was zeigt, dass die in diesem Artikel verwendete Entropieproduktionsmethode auch zur Bewertung des Energieverlusts von verwendet werden kann große Axialpumpensysteme unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung.

Abbildung 7 zeigt die Verteilung des Entropieproduktionsverhältnisses jeder Region im System unter verschiedenen Strömungsbedingungen. Abbildung 7 zeigt, dass das Entropieproduktionsverhältnis des Einlasses unter verschiedenen Strömungsbedingungen klein ist und dass die Empfindlichkeit gegenüber der Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit sehr schwach ist. Das Entropieproduktionsverhältnis unter der Strömungsbedingung von 0,8 Qbep beträgt 1,72 %, das Entropieproduktionsverhältnis unter der Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt 1,54 % und das Entropieproduktionsverhältnis unter der Strömungsbedingung von 1,2 Qbep beträgt 1,14 %. Die Ergebnisse zeigen, dass der hydraulische Verlust des Einlasses bei den umgekehrten Stromerzeugungsvorgängen des Systems keine wichtige Rolle spielt. Daher wird in der detaillierten Analyse der lokalen Entropieproduktionsrate im nächsten Abschnitt auf eine Analyse der Komponenten verzichtet. Der Kolben und die Leitschaufel werden bei Rückstromerzeugungsvorgängen zu den Wassereinlasskomponenten. Die Summe der Entropieproduktionsverhältnisse der beiden Komponenten unter verschiedenen Strömungsbedingungen schwankt um etwa 10 bis 15 %. Die Entropieproduktionsverhältnisse betragen 8,61 % und 8,27 % für die Strömungsbedingung von 0,8 Qbep, 8,43 % und 8,16 % für die Strömungsbedingung von 1,0 Qbep und 5,64 % und 5,14 % für die Strömungsbedingung von 1,2 Qbep. Wenn ein großes Axialpumpensystem zur umgekehrten Stromerzeugung auf niedrige Durchflussbedingungen ausgerichtet ist, spielt die Entropieproduktion des Laufrads eine wichtige Rolle bei der gesamten Entropieproduktion des Systems. Die Entropieproduktion des Laufrads beträgt 61,56 % unter Strömungsbedingungen von 0,8 Qbp, 55,29 % unter Strömungsbedingungen von 0,9 Qbp und 48,53 % unter Strömungsbedingungen von 1,0 Qbp, was darauf hinweist, dass das Laufrad die Hauptquelle für Energieverluste im System zur umgekehrten Stromerzeugung ist sowohl unter kleinen Durchflussbedingungen als auch unter optimalen Bedingungen. Wenn das System auf Bedingungen mit hoher Durchflussrate ausgerichtet ist, nimmt das Entropieerzeugungsverhältnis des Laufrads allmählich ab und die Entropieerzeugung des Auslasskanals beginnt eine wichtige Rolle bei der gesamten Entropieerzeugung des Systems zu spielen. Das Entropieerzeugungsverhältnis des Auslasskanals beträgt 49,47 % unter Strömungsbedingungen von 1,1 Qbep und 59,38 % unter Strömungsbedingungen von 1,2 Qbep. Die obigen Ergebnisse zeigen, dass, wenn die hydraulische Leistung eines großen Axialpumpensystems zur umgekehrten Stromerzeugung verbessert werden muss, der Einlasskanal, der Kolbenkörper und die Leitschaufel keine wesentlichen Designaktualisierungen erfordern. Die Energieumwandlungsfähigkeit des Axialpumpenlaufrads ist bei Bedingungen mit hoher Durchflussrate besser als bei Bedingungen mit niedriger Durchflussrate. Die Axialpumpenschaufel kann basierend auf dem Turbinenmodus neu gestaltet werden, um die Energieumwandlungsfähigkeit des Laufrads bei geringer Durchflussrate zu verbessern. Die Entropieproduktion des Auslasskanals spielt eine wichtige Rolle für die gesamte Entropieproduktion des Systems. Bei großen Strömungsgeschwindigkeiten nehmen die Stoß- und Diffusionsverluste der Strömung im Austrittskanal deutlich zu. Um den Auslasskanal zu optimieren, kann daher die geometrische Form des Auslasskanals neu gestaltet oder eine Umleitungsvorrichtung installiert werden, um die Entropieproduktion und den gesamten hydraulischen Verlust des Systems deutlich zu reduzieren.

Verteilung des Entropieproduktionsverhältnisses in jeder Region des Systems unter verschiedenen Strömungsbedingungen.

Gemäß der Entropieproduktionstheorie umfassen die Komponenten der gesamten Entropieproduktion die lokale Entropieproduktion und die Wandentropieproduktion. Die lokale Entropieproduktion wird in die direkte Entropieproduktion und die turbulente Dissipationsentropieproduktion unterteilt. Unter diesen hängt die Erzeugung turbulenter Dissipationsentropie hauptsächlich mit nachteiligen Strömungen im System zusammen, wie z. B. Strömungsablösung und Rückfluss. Die Produktion der Wanddissipationsentropie wird durch Reibungsverluste im wandnahen Bereich verursacht. Abbildung 8 zeigt die Verteilungseigenschaften der drei Arten der Entropieproduktion unter verschiedenen Strömungsbedingungen. Abbildung 8a zeigt, dass unter verschiedenen Strömungsbedingungen der Anteil der direkten Dissipationsentropieproduktion an der gesamten Entropieproduktion in jeder Region gering ist und die gesamte Entropieproduktion von der turbulenten Dissipationsentropieproduktion und der Wanddissipationsentropieproduktion dominiert wird. Die gesamte Entropieerzeugung im Einlasskanal wird durch die Erzeugung turbulenter Dissipationsentropie unter verschiedenen Strömungsbedingungen dominiert. Der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieerzeugung nimmt mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit zunächst zu und dann ab. Unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion etwa 70 %, während der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion etwa 20 % beträgt. Die gesamte Entropieproduktion des Kolbens wird von der Wandentropieproduktion unter verschiedenen Strömungsbedingungen dominiert, und der Anteil der Wandentropieproduktion ist relativ stabil, während die lokale Entropieproduktion relativ gering ist. Dieses Ergebnis entsteht, weil der Kolbenkörper mit mehreren großen Stützblättern ausgestattet ist und der Reibungsverlust zwischen der Wasserströmung und den großen Blättern zu einer stärkeren Entropieproduktion im Wandbereich als im Hauptstrombereich führt. Unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion etwa 74 %, während der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion etwa 22 % beträgt. Die turbulente Dissipationsentropieproduktion und die Wandentropieproduktion im Leitschaufelbereich sind unter verschiedenen Strömungsbedingungen relativ ähnlich. Unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion etwa 38 %, während der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion etwa 49 % beträgt. Die gesamte Entropieerzeugung im Laufradbereich wird bei kleinen Strömungsgeschwindigkeiten von der Wanddissipationsentropie dominiert. Mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit nimmt der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieerzeugung allmählich zu, und die gesamte Entropieerzeugung im Laufradbereich beginnt, von der turbulenten Dissipationsentropieerzeugung dominiert zu werden. Unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion etwa 42 %, während der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion etwa 49 % beträgt. Die gesamte Entropieproduktion im Auslasskanal wird eindeutig von der turbulenten Entropieproduktion dominiert. Dieses Ergebnis entsteht dadurch, dass bei umgekehrten Vorgängen die Strömung durch das Laufrad ohne Leitschaufelgleichrichtung abgeführt wird, was die Diffusionsintensität der Strömung im Auslasskanal erheblich beeinträchtigt. Unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion etwa 8 %, während der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion etwa 92 % beträgt. Abbildung 8b zeigt, dass der Anteil der direkten dissipativen Entropieproduktion an der gesamten Entropieproduktion des Systems weniger als 10 % beträgt und dass der Anteil mit zunehmender Durchflussrate abnimmt. Die Entropieproduktion durch turbulente Dissipation dominiert die gesamte Entropieproduktion des Systems. Mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit führen die Strömungsablösung, der Rückfluss im Laufrad und die Diffusion der Strömung im Auslasskanal dazu, dass die Turbulenzstruktur des Systems zunimmt und der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit allmählich zunimmt. Unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion im System 61 %. Der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion an der gesamten Entropieproduktion des Systems nimmt mit zunehmender Durchflussrate allmählich ab, und der Anteil der Wanddissipationsentropieproduktion des Systems beträgt 33 % unter der optimalen Strömungsbedingung von 1,0 Qbep.

Verteilungseigenschaften von drei Arten der Entropieerzeugung unter verschiedenen Strömungsbedingungen.

Gemäß der Analyse im vorherigen Abschnitt spielt die lokale Entropieproduktion eine dominierende Rolle bei der gesamten Entropieproduktion des Systems. Mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit führen Strömungsablösung, Rückfluss und Diffusion der Strömung im Auslasskanal dazu, dass die Turbulenzstruktur des Systems zunimmt und der Anteil der lokalen Entropieproduktion mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit allmählich zunimmt. In diesem Kapitel und den Abschnitten „Detaillierte Verteilung der lokalen Entropieproduktionsrate des Laufrads“ und „Detaillierte Verteilung der lokalen Entropieproduktionsrate im Auslasskanal“ wird die Methode der lokalen Entropieproduktionsrate verwendet, um jeweils den genauen Ort des Energieverlusts zu bestimmen Region, und der Energiedissipationsmechanismus in jeder Region wird analysiert.

Der Kolbenkörper und die Leitschaufel werden zu Einlasskomponenten, wenn sich das System im umgekehrten Stromerzeugungsmodus befindet, und die Summe der Entropieproduktionsverhältnisse der beiden Komponenten unter unterschiedlichen Strömungsbedingungen beträgt etwa 10 bis 15 %. Um den Erzeugungsmechanismus der lokalen Entropieproduktion im Kolbenkörper und in der Leitschaufel zu untersuchen, wurden der mittlere Längsabschnitt und sechs Querschnitte des Kolbenkörpers und der Leitschaufel als typische Abschnitte ausgewählt, um die Verteilung der lokalen Entropieproduktion im Kolbenkörper und in der Leitschaufel zu analysieren Flügel entlang der Strömungsrichtung. Abbildung 9 zeigt eine schematische Darstellung der typischen Abschnitte im Kolbenkörper und der Leitschaufel.

Typische Abschnitte des Lampenkörpers und der Leitschaufel.

Abbildung 10 zeigt die Verteilung der lokalen Entropieproduktionsrate in den mittleren Längsabschnitten von Kolben und Leitschaufel. Abbildung 11 zeigt, dass das in den Kolben einströmende Wasser am vorderen Ende des Kolbens gleichmäßig diffundiert und der Energieverlust gering ist. Anschließend kollidiert das Wasser mit dem Kopf des Zwiebelkegels und am Kopf des Zwiebelkegels entsteht ein kleiner Bereich mit hoher Entropieproduktion. Wenn sich die Strömung in Richtung der Mitte der Kugel bewegt, wird die Strömung durch die Stützklinge der Kugel gequetscht und geteilt, und in der Mitte der Kugel erscheinen mehrere Bereiche mit hoher Entropieproduktion. Dann strömt Wasser aus dem Kolbenkörper und es kommt zur Diffusion in der Leitschaufel. In ähnlicher Weise kommt es infolge des Schneideffekts der Leitschaufelblätter zu einer gewissen Entropieproduktion in der Leitschaufel.

Lokale Verteilung der Entropieproduktionsrate im mittleren Längsabschnitt des Kolbens und der Leitschaufel.

Verteilung der lokalen Entropieproduktionsrate typischer Querschnitte des Kolbens und der Leitschaufel.

Abbildung 11 zeigt die Verteilung der lokalen Entropieproduktionsrate in den sechs Querschnitten von Kolben und Leitschaufel. Aus Abb. 11 lassen sich folgende Schlussfolgerungen ziehen: Erstens unterteilen sechs kolbentragende Schaufeln den Strömungskanal in sechs separate Passagen. Unter den Strömungsbedingungen von 0,8 Qbep und 1,2 Qbep weist die Entropieproduktionsratenverteilung der Abschnitte II ~ VI im Allgemeinen sechs fächerförmige Bereiche mit ungefähren Verteilungsgesetzen und gleichmäßig verteilten Verteilungen zwischen dem Produktionsbereich mit hoher Entropie und dem Produktionsbereich mit niedriger Entropie auf. Dies liegt daran, dass es zu einer Scherströmung kommt, wenn zwei Wasserstränge in einem einzigen Kanal aufeinandertreffen. Aufgrund der Kanalkompression und der Scherströmung erzeugen die beiden Wasserstränge am Zusammenfluss einen Bereich mit hoher Entropieproduktion, und nachdem sich die Strömung im Kanal trifft, ist das Strömungsmuster gut und die Entropieproduktion gering. Zweitens nimmt die Entropieproduktionsrate von den Seitenwänden der Innen- und Außenhülle zur Mitte des Wasserdurchgangs hin ab. Dies liegt daran, dass es in der Nähe der Innenschale einen erheblichen Geschwindigkeitsgradienten und eine Kollision und Extrusion zwischen der Seitenwand und der Schaufel gibt, was zu einer höheren Entropieproduktionsrate führt. Nahe der Mitte des Wasserdurchgangs sind die Kollision und Extrusion zwischen der Kantenwand und der Schaufel gering, das Strömungsmuster ist gut und die Entropieproduktionsrate ist niedrig. Drittens nimmt unter unterschiedlichen Strömungsbedingungen die lokale Entropieproduktionsrate in der Nähe der Seitenwand des Kolbens und der Leitschaufel zu, und mit zunehmender Strömungsrate nimmt die lokale Entropieproduktionsrate in der Nähe der Seitenwand deutlich zu. Dieses Phänomen kann durch einen Anstieg der viskosen Spannung in der Grenzschicht und der Scherspannung in der Nähe der Wand erklärt werden, worüber in früheren Studien an der Spirale der Francis-Turbine berichtet wurde19.

Um den Erzeugungsmechanismus der lokalen Entropieproduktion im Kolben und in der Leitschaufel weiter zu analysieren, zeigt Abb. 12 die Verteilung der Entropieproduktionsrate in verschiedenen Spannweiten des Kolbens und der Leitschaufel unter verschiedenen Strömungsbedingungen. Die folgenden Schlussfolgerungen lassen sich aus Abb. 12 ziehen. Erstens ist unter verschiedenen Strömungsbedingungen der Bereich des Bereichs zur Erzeugung hoher Entropie im Bereich mit einer Spannweite von 0,5 deutlich klein, insbesondere in der Leitschaufel. Dies zeigt, dass das Strömungsmuster im mittleren Abschnitt des Kanals gut ist und dass der Energieverlust gering ist, was mit den Schlussfolgerungen aus der Analyse von Abb. 11 übereinstimmt. Zweitens nehmen mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit die Auswirkungen hoher Die Geschwindigkeit des Wasserflusses am Kopf des Lampenträgerblatts erhöht sich allmählich, und in verschiedenen Spannweitenabschnitten erscheinen am Kopf des Lampenträgerblatts gebänderte Produktionsbereiche mit hoher Entropie. Drittens weisen der Wassereinströmwinkel und der Leitschaufelwinkel unter der Bedingung einer Durchflussrate von 1,0 Qbep einen hohen Konvergenzgrad auf, die Scher- und Extrusionseffekte der Leitschaufel sind schwach und der Bereich der Produktion hoher Entropie in verschiedenen Spannweitenabschnitten der Leitschaufel ist deutlich klein. Viertens nimmt unter der Bedingung einer Strömungsgeschwindigkeit von 1,2 Qbep die Strömungsgeschwindigkeit im Kanal zu und die Strömung kollidiert heftig mit der Stützschaufel und der Führungsschaufel im Lampenkörper. Der Entropieproduktionsverlust nimmt zu und die Reichweite des Bereichs mit hoher Entropieproduktion ist deutlich größer als unter anderen Bedingungen. Darüber hinaus werden unter der Bedingung einer großen Strömung die Kollisions- und Scherströmungen des Wassers in der Nähe der Schale im Kanal immer intensiver, und die Reichweite des Bereichs zur Erzeugung hoher Entropie im 0,9-Spannungsabschnitt des Kolbens nimmt deutlich zu.

Verteilung der lokalen Entropieproduktionsrate des Blattausbreitungsabschnitts des Zwiebelkörpers und der Leitschaufel.

Das Laufrad ist eine der wichtigsten Komponenten großer Axialpumpensysteme zur umgekehrten Stromerzeugung. Wenn ein großes Axialpumpensystem auf eine kleine Durchflussrate ausgerichtet ist, spielt die Entropieproduktionsrate des Laufrads eine wichtige Rolle für die gesamte Entropieproduktionsrate des Systems. Die Entropieproduktionsrate des Laufrads beträgt 61,56 % bei einer Durchflussrate von 0,8 Qbep, 55,29 % bei einer Durchflussrate von 0,9 Qbep und 48,53 % bei einer Durchflussrate von 1,0 Qbep. Um den Erzeugungsmechanismus der lokalen Entropieproduktion im Laufrad zu untersuchen, wurden verschiedene Spannweitenabschnitte des Laufrads ausgewählt, um Änderungen in der lokalen Entropieproduktionsverteilung im Laufrad zu analysieren. Abbildung 13 zeigt die Verteilung der Entropieproduktionsrate und die lokale Geschwindigkeitsvektorverstärkung in verschiedenen Spannweiten des Laufrads unter verschiedenen Strömungsbedingungen. Abbildung 13 zeigt, dass unter verschiedenen Strömungsbedingungen die Produktionsbereiche für hohe Entropie des Abschnitts mit 0,5 Spannweiten klein sind, während die Produktionsbereiche für hohe Entropie des Abschnitts mit 0,1 Spannweite groß sind. Unter den Strömungsbedingungen von 0,8 Qbep und 1,0 Qbep konzentrieren sich die Produktionsbereiche mit hoher Entropie hauptsächlich auf die Hinterkante der Schaufelsaugfläche und die Hinterkante der Schaufel. Dieser Bereich der Erzeugung hoher Entropie steht in engem Zusammenhang mit der Strömungsablösung und dem Schaufelnachlauf. Unter der Bedingung einer Strömungsrate von 1,0 Qbep hängt die Entstehung dieses Bereichs mit hoher Entropieproduktion hauptsächlich mit dem Nachlauf der Schaufel zusammen, da die Nachlaufgeschwindigkeit an der Hinterkante der Schaufel höher ist als die Hauptströmungsgeschwindigkeit. Daher gibt es im Schaufelkanal in der Nähe des Laufradaustritts eine Übergangszone zwischen der Hauptströmungsgeschwindigkeit und der Nachlaufgeschwindigkeit der Schaufel, was zu einem gewissen Grad an Entropieproduktion führt. Unter der Bedingung einer Durchflussrate von 0,8 Qbep wird die Strömungsablösung zur Hauptursache für diesen Bereich mit hoher Entropieproduktion. Das lokale Geschwindigkeitsvektorverstärkungsdiagramm A zeigt, dass es an der Hinterkante der Saugfläche der Schaufel einen bestimmten Bereich der Strömungsablösung gibt. Diese Strömungsablösung verursacht eine Zone niedriger Geschwindigkeit und einen entsprechenden Ablösungswirbel an der Hinterkante der Schaufel. Die Zone niedriger Geschwindigkeit und der Trennwirbel führen zu Energieverlust und Entropieproduktion.

Verteilung der Entropieproduktionsrate verschiedener Laufradspannweiten und lokale Geschwindigkeitsvektorverstärkungsdiagramme.

Unter der Bedingung einer Durchflussrate von 1,2 Qbep steigt die Durchflussrate in der Pumpe weiter an, und auch der Einlassstoß und die Auslassabweichung der Schaufel nehmen zu. Die Verstärkung des lokalen Geschwindigkeitsvektors in Abb. 13C zeigt, dass sich unter der Bedingung einer Strömungsgeschwindigkeit von 1,2 Qbep ein klarer Wirbelbereich an der Vorderkante des Sogs am Schaufeleinlass bildet und dieser Wirbelbereich die umgebende Flüssigkeit stört. Darüber hinaus zeigt das lokale Geschwindigkeitsvektorverstärkungsdiagramm B, dass an der Hinterkante der Saugfläche eines Rotorblatts mit einem Spannweitenquerschnitt von 0,1 Wasserströme mit hoher Geschwindigkeit an der Hinterkante des Rotorblatts zusammenlaufen, was zu einer deutlichen Strömungsablösung führt. Die Störung des Wirbels am Laufradeintritt und die Strömungsablösung am Laufradaustritt erschweren die Energiedissipation der Strömung bei großen Strömungsbedingungen. Der Einfluss der Hochgeschwindigkeitsströmung auf ungünstige Strömungen erweitert den Bereich des Produktionsbereichs für hohe Entropie im Laufrad unter der Strömungsbedingungen von 1,2 Qbep stärker als unter den Strömungsbedingungen von 0,8 Qbep und 1,0 Qbep.

Gemäß den in Abb. 8 gezeigten numerischen Ergebnissen reagiert der Entropieproduktionswert des Auslasskanals sehr empfindlich auf Erhöhungen der Durchflussrate. Wenn das System auf eine höhere Durchflussrate ausgerichtet ist, dominiert der Entropieproduktionswert des Auslasses die gesamte Entropieproduktion des Systems. Bei einer Durchflussrate von 1,1 Qbep beträgt der gesamte Entropieproduktionswert des Auslasses 2,827 W/K, was 49,47 % der gesamten Entropieproduktion des Systems ausmacht. Bei einer Durchflussrate von 1,2 Qbep beträgt der gesamte Entropieproduktionswert des Auslasses 5,911 W/K, was 59,38 % der gesamten Entropieproduktion des Systems entspricht. Um den Energiedissipationsmechanismus im Auslasskanal im Detail zu untersuchen, wurden sechs Abschnitte des Auslasskanals als typische Abschnitte ausgewählt, wie in Abb. 14 dargestellt.

Schematische Darstellung eines typischen Querschnitts für den Auslasskanal.

Abbildung 15 zeigt dreidimensionale Geschwindigkeitsvektordiagramme des Auslasses bei verschiedenen Strömungsbedingungen. Abbildung 16 zeigt die lokalen Verteilungen der Entropieproduktionsraten und Stromliniendiagramme typischer Abschnitte des Auslasskanals. Aus den Abbildungen lassen sich folgende Schlussfolgerungen ziehen: 15 und 16. Erstens ist im Vergleich zu den Strömungsbedingungen von 1,0 Qbep und 1,2 Qbep die lokale Entropieproduktionsrate im Auslasskanal unter der Strömungsbedingung von 0,8 Qbep und im Bereich des Bereichs der Produktion hoher Entropie in jedem typischen Abschnitt kleiner ist auch kleiner. Den dreidimensionalen Geschwindigkeitsvektordiagrammen und den Stromliniendiagrammen typischer Abschnitte zufolge gibt es im Auslasskanal einige unerwünschte Strömungen, wie Wirbel und Querströmungen; Allerdings gibt es am Auslass des Laufrads keine offensichtlichen Wirbel und die Rotationsstärke der Strömung im Kanal ist gering. Daher sind ungünstige Strömungen wie Wirbel und Querströmungen die Hauptquelle der Entropieproduktion im Auslasskanal bei kleinen Strömungsbedingungen. Zweitens ist es erwähnenswert, dass es unter der hocheffizienten Strömungsbedingung von 1,0 Qbep keine klaren Wirbel, Querströmungen oder andere nachteilige Strömungen im Auslasskanal gibt; Im Vergleich zum Zustand kleiner Strömung ist jedoch die Entropieproduktion im Auslasskanal erhöht. Der Hauptgrund für dieses Phänomen liegt darin, dass mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit am Laufradauslass ein gewisser Grad an Wirbel entsteht und die Verstärkung der Strömungsrotation im Auslasskanal und die Zunahme der Turbulenzstruktur den Bereich mit hoher Entropieproduktion im Auslass bewirken Kanal zur Erweiterung unter hocheffizienten Punktbedingungen. Drittens steigt die Entropieerzeugungsrate im Auslasskanal aufgrund des Wirbelstroms nahe der Mitte des Auslasskanals stark an, wenn die Strömungsgeschwindigkeit im System die effiziente Punktgeschwindigkeit überschreitet. Unter der Bedingung einer großen Strömung von 1,2 Qbep vergrößert sich der Bereich des Produktionsbereichs mit hoher Entropie in einem typischen Abschnitt des Auslasskanals deutlich, und der Produktionsbereich mit hoher Entropie ist hauptsächlich in der Nähe der Mitte des Auslasskanals verteilt, nämlich in der Nähe von Abschnitten II , III, IV und V. Den dreidimensionalen Geschwindigkeitsvektordiagrammen und den Stromliniendiagrammen der typischen Abschnitte zufolge nimmt die Wirbelgeschwindigkeit am Auslass des Laufrads bei großen Strömungsbedingungen und der dadurch verursachten Hochgeschwindigkeitswirbelströmung erheblich zu Die Drehung des Laufrads erfolgt spiralförmig vorwärts im Auslasskanal. Der durch die Rotation des PAT-Läufers erzeugte hochfrequente Wirbelstrom trifft in der Nähe der Mitte des Ausströmkanals auf und löst sich dort auf, was zu einer deutlichen Erhöhung der Turbulenzstruktur in der Mitte des Ausströmkanals führt, was direkt zu einem führt Anstieg der gesamten Entropieerzeugungsrate des Ausflusskanals unter großen Strömungsbedingungen. Dieses Ergebnis steht im Einklang mit der Strömungsanalyse im Saugrohr einer Axialströmungsturbine mit sehr geringer Förderhöhe in Ref.27.

Dreidimensionale Geschwindigkeitsvektordiagramme des Auslasskanals bei verschiedenen Strömungsbedingungen.

Lokale Verteilung der Entropieproduktionsrate und Stromliniendiagramme typischer Querschnitte des Auslasskanals.

Um den Energieverlustmechanismus eines großen Axialpumpensystems bei umgekehrten Stromerzeugungsvorgängen aufzudecken und theoretische Leitlinien für die Anwendung und Förderung solcher Projekte für erneuerbare Energien bereitzustellen, wird in diesem Artikel die Entropieerzeugungsmethode verwendet, um die genaue Größe und Größe zu untersuchen Verteilung der mechanischen Energiedissipation der Komponenten eines großen Axialpumpensystems (Einlasskanal, Kolbenkörper, Leitschaufel, Laufrad und Auslasskanal) zur umgekehrten Stromerzeugung sowie die Änderungen und Ursachen der Energiedissipationsverteilung jeder Komponente unter verschiedenen Strömungsbedingungen eingehend analysiert. Die wichtigsten Schlussfolgerungen lauten wie folgt:

Der Anteil der direkten dissipativen Entropieerzeugung an der gesamten Entropieerzeugung des Systems beträgt weniger als 10 % und dieser Anteil nimmt mit zunehmender Durchflussrate ab. Die turbulente Dissipationsentropieerzeugung dominiert immer die gesamte Entropieerzeugung des Systems, und mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit führen die Strömungsablösung, die Rückströmung im Laufrad und die Diffusion der Wasserströmung im Ausströmkanal zu einer Zunahme der Turbulenzstruktur des Systems System sowie eine Erhöhung des Anteils der turbulenten Dissipationsentropieerzeugung. Bei der optimalen Durchflussrate von 1,0 Qbep beträgt der Anteil der turbulenten Dissipationsentropieproduktion im System 61 % und der Anteil der dissipativen Entropieproduktion an der Systemwand 33 %.

Der Kolben und die Leitschaufel werden zu Einlasskomponenten, wenn sich das System im umgekehrten Stromerzeugungsmodus befindet. Unter verschiedenen Strömungsbedingungen beträgt die Summe des Entropieproduktionsverhältnisses der beiden Komponenten etwa 10–15 %. Die Entropieproduktionsraten des Kolbens und der Leitschaufel nehmen von der Seitenwand der Innenschale und der Außenschale bis zur Mitte des Wasserdurchgangs allmählich ab. Die lokale Entropieerzeugungsrate ist an der Seitenwand des Kolbens und der Leitschaufel höher, und mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit nimmt die lokale Entropieerzeugungsrate an der Seitenwand deutlich zu.

Wenn das große Axialpumpensystem mit einer kleinen Durchflussrate arbeitet, dominiert die Entropieproduktionsrate des Laufrads die gesamte Entropieproduktionsrate des Systems. Die Entropieproduktionsrate des Laufrads beträgt 61,56 % bei einer Durchflussrate von 0,8 Qbep, 55,29 % bei einer Durchflussrate von 0,9 Qbep und 48,53 % bei einer Durchflussrate von 1,0 Qbep. Unter den Bedingungen einer niedrigen Strömungsgeschwindigkeit und einer hocheffizienten Punktströmungsrate konzentriert sich der Bereich der Erzeugung hoher Entropie hauptsächlich an der Hinterkante der Schaufelsaugfläche und der Hinterkante der Schaufel und hängt hauptsächlich mit der Strömungsablösung zusammen der Hinterkante der Blattsaugfläche und des Blattnachlaufs. Unter der Bedingung einer hohen Durchflussrate verstärkt sich die Energiedissipation des Wasserstroms aufgrund der Störung des Wirbels am Einlass und der Strömungsablösung am Auslass des Laufrads sowie der Reichweite des Bereichs zur Erzeugung hoher Entropie im Laufrad erhöht sich.

Der Entropieproduktionswert des Auslasskanals reagiert empfindlicher auf Erhöhungen der Durchflussrate als andere Komponenten des Systems. Wenn das System auf eine höhere Durchflussrate ausgerichtet ist, dominiert der Entropieproduktionswert des Auslasskanals die gesamte Entropieproduktion des Systems und macht 49,47 % der gesamten Entropieproduktion des Systems unter der Bedingung einer Durchflussrate von 1,1 Qbep aus 59,38 % der gesamten Entropieproduktion des Systems unter der Bedingung einer Durchflussrate von 1,2 Qbep. Unter der Bedingung einer niedrigen Strömungsgeschwindigkeit ist die lokale Entropieproduktionsrate im Auslasskanal gering und der Bereich des Bereichs mit hoher Entropieproduktion in jedem typischen Abschnitt ist klein. Ungünstige Strömungen wie Wirbel und Querströmungen sind die Hauptquelle der Entropieproduktion im Auslasskanal bei niedriger Strömungsgeschwindigkeit. Wenn die Strömungsgeschwindigkeit im System die Strömungsgeschwindigkeit am höchsten Effizienzpunkt überschreitet, steigt die Entropieerzeugungsrate im Auslasskanal aufgrund des mit hoher Geschwindigkeit rotierenden Wirbels nahe der Mitte des Auslasskanals stark an.

Wenn ein großes Pumpstationssystem mit axialer Strömung umgekehrte Stromerzeugungsvorgänge durchführt, müssen der Einlasskanal, der Kolbenkörper und die Leitschaufel nicht wesentlich neu gestaltet werden. Die Energieumwandlungsfähigkeit des Axialpumpenlaufrads ist bei kleinen Durchflussbedingungen schlecht. Der Axialpumpenflügel kann je nach Turbinenmodus modifiziert werden, um die Energieumwandlungsfähigkeit des Laufrads bei kleinen Strömungsbedingungen zu verbessern. Die Entropieproduktion des Auslasskanals spielt eine wichtige Rolle für die gesamte Entropieproduktion des Systems. Daher kann eine Neugestaltung der geometrischen Form des Auslasskanals oder die Installation einer Umleitungsvorrichtung im Auslasskanal zur Optimierung des Auslasskanals die Entropieproduktion und den gesamten hydraulischen Verlust des Systems erheblich reduzieren.

Die während der aktuellen Studie verwendeten und/oder analysierten Datensätze sind auf begründete Anfrage beim entsprechenden Autor erhältlich.

Druckpulsationskoeffizient

Frequenz (s−1)

Frequenz nach der Fourier-Transformation (s−1)

Lokale Erdbeschleunigung (m/s2)

Versuchskopf (m)

Turbulente kinetische Energie

Laufraddrehmoment (N·m)

Vielfaches der Drehfrequenz

Übergangsdruck (Pa)

Fördermenge des Modellpumpensystems (m3/s)

Auslegungsfördermenge der Pumpe unter Pumpbedingungen

Durchfluss, der dem höchsten Wirkungsgrad unter Bedingungen der umgekehrten Stromerzeugung entspricht

Die Invariante der Dehnungsrate

Zeit(en)

Temperatur (K)

Klingenplatzierungswinkel

Die Dichte der Strömung (kg/m3)

Turbulenzfrequenz

Effizienz (%)

Experimentelle Effizienz (%)

Die Mischdichte (kg/m3)

Geschwindigkeitskomponente in j-Richtung (m/s)

Die turbulente Viskosität (Pa·s)

Gemischte Funktionen

Dissipationsterm in der \({\upomega }\)-Gleichung

Wandschubspannung (Pa)

Geschwindigkeit in Wandnähe (m/s)

Geschwindigkeit durchschnittliche Entropieproduktionsrate (W m−3 K−3)

Die Entropieproduktionsrate der Geschwindigkeitsschwankungen (W m−3 K−3)

Entropieproduktionsrate in Wandnähe (W m−3 K−3)

Computergestützte Fluiddynamik

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Ein vom Priority Academic Program Development (PAPD) der Jiangsu Higher Education Institutions finanziertes Projekt. Die Unterstützung für den Bau und die Montage der Anlage wurde vom Hydrodynamic Engineering Laboratory der Provinz Jiangsu unterstützt.

Diese Forschungsarbeit wurde von der National Natural Science Foundation of China (Grant No. 51376155) unterstützt.

College of Hydraulic Science and Engineering, Yangzhou University, Yangzhou, 225009, China

Xiaowen Zhang & Fangping Tang

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XZ trug zur Datenkuratierung, formalen Analyse und Vorbereitung des ursprünglichen Entwurfs bei; FT trug zur Visualisierung bei und schrieb, überprüfte und redigierte das Papier.

Korrespondenz mit Fangping Tang.

Die Autoren geben an, dass keine Interessenkonflikte bestehen.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Zhang, X., Tang, F. Energieverlustbewertung von Axialpumpensystemen bei umgekehrten Stromerzeugungsvorgängen basierend auf der Entropieproduktionstheorie. Sci Rep 12, 8667 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-12667-7

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Eingegangen: 21. Januar 2022

Angenommen: 10. Mai 2022

Veröffentlicht: 23. Mai 2022

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-12667-7

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