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Jun 09, 2023

Untersuchung der hydrodynamischen Eigenschaften eines Axialpumpensystems unter besonderen Einsatzbedingungen

Scientific Reports Band 12, Artikelnummer: 5159 (2022) Diesen Artikel zitieren 1358 Zugriffe 5 Zitationen Metrikdetails Im tatsächlichen Betrieb werden Axialpumpstationen häufig für verschiedene Spezialzwecke eingesetzt

Wissenschaftliche Berichte Band 12, Artikelnummer: 5159 (2022) Diesen Artikel zitieren

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Details zu den Metriken

Im tatsächlichen Betrieb werden Axialpumpstationen häufig für verschiedene Sonderzwecke eingesetzt, um wechselnden Anforderungen gerecht zu werden. Da jedoch die hydrodynamischen Eigenschaften von Axialpumpensystemen beim Einsatz für Sonderzwecke noch unklar sind, bestehen beim Einsatz von Pumpensystemen für Sonderzwecke viele Risiken. Um die hydrodynamischen Eigenschaften eines Axialpumpensystems unter besonderen Einsatzbedingungen zu untersuchen, wird in diesem Artikel ein hochpräziser Prüfstand mit vollem Funktionsumfang für ein Axialpumpensystem eingerichtet. Zum ersten Mal werden ein Energiecharakteristikexperiment und eine Druckschwankungsmessung für eine Pumpe für ein großes Axialpumpensystemmodell unter Nulldruck-, Umkehrpumpen- und Umkehrstromerzeugungsbedingungen durchgeführt. Anschließend wird die ANSYS CFX-Software verwendet, um die kontinuierliche Gleichung und die Reynolds-Durchschnittsgleichung von Navier-Stokes zu lösen, kombiniert mit dem SST-k-ω-Turbulenzmodell, und die charakteristische Kurve und das interne Strömungsfeld des Pumpensystems unter besonderen Bedingungen werden erhalten. Abschließend werden die numerischen Simulationsergebnisse mit den experimentellen Ergebnissen verglichen. Die Ergebnisse zeigen, dass die Geschwindigkeitsgradientenverteilung in der Pumpe unter der Bedingung nahe Nulldruck (NZHC) gleichmäßig ist und es in der Pumpe keine offensichtliche Strömungskollision und kein Rückflussphänomen gibt. Verglichen mit dem Auslegungszustand (DC) verringerte sich der Spitze-zu-Spitze-Wert (PPV) der Druckpulsation am Einlass des Laufrads um 67,16 % und der PPV am Auslass des Laufrads verringerte sich um 8,14 % bei H = 0 M. Der Maximalwert der Hauptfrequenzamplitude (MFA) im Laufradbereich stellt sich am Laufradeintritt ein. Unter Umkehrpumpenbedingungen (RPC) ist das Phänomen der instabilen Strömung im Pumpensystem offensichtlich, und auf der nicht arbeitenden Seite der Schaufel tritt eine große Anzahl von Rezirkulationszonen auf. Im Vergleich zum Gleichstrom stieg der PPV des Laufradeinlasses am optimalen Punkt von RPC um 122,61 % und der PPV des Laufradauslasses stieg um 11,37 %. Der maximale MFA-Wert im Laufradbereich erscheint am Laufradeintritt. Unter der Bedingung der umgekehrten Stromerzeugung (RPGC) wurde keine offensichtliche Strömungsablösung auf der nicht arbeitenden Seite des Laufrads festgestellt. Im Vergleich zum Gleichstrom stieg der PPV des Laufradeinlasses am optimalen Punkt des RPGC um 65,34 % und der PPV des Laufradauslasses um 206,40 %.

In den letzten Jahren wurden weltweit, insbesondere in China, zahlreiche große Axialpumpstationen gebaut. Axialpumpstationen zeichnen sich durch niedrige Fallhöhen und große Fördermengen aus und werden häufig entlang von Flüssen und Küstengebieten platziert. Die Schwankungen des Wasserspiegels im Ober- und Unterlauf sind sehr groß, so dass Axialpumpensysteme den wechselnden Anforderungen im realen Betrieb gerecht werden müssen. Wenn beispielsweise der Wasserstandsunterschied stromaufwärts und stromabwärts sehr gering ist, muss ein Axialpumpensystem für eine Entwässerung nahezu bei Null verwendet werden1,2. Wenn der Wasserstand stromaufwärts höher ist als der Wasserspiegel stromabwärts, muss das Axialpumpensystem möglicherweise eine umgekehrte Wasserförderung3 durchführen, und das Axialpumpensystem kann auch zur Stromerzeugung aus dem stromaufwärts befindlichen Restwasser verwendet werden4,5.

Obwohl sich die Einsatzbedingungen von Axialpumpstationen ständig erweitern, konzentrieren sich die Forschungsergebnisse bisher hauptsächlich auf die hydrodynamischen Eigenschaften herkömmlicher Pumpbedingungen6,7,8. Es liegen nur wenige Untersuchungen zu den hydrodynamischen Eigenschaften von Axialpumpensystemen unter besonderen Einsatzbedingungen vor. Die hydrodynamischen Eigenschaften von Axialpumpensystemen unter besonderen Einsatzbedingungen sind noch unklar, und bei der besonderen Nutzung des Pumpensystems können viele Risiken bestehen, wie z. B. Vibrationen der Einheit und Schaufelbruch.

Nullhubentwässerung, Rückwärtspumpen und Rückstromerzeugung sind die häufigsten Spezialanwendungen großer Axialpumpensysteme. In den letzten Jahren haben Wissenschaftler Vorstudien zu den hydrodynamischen Eigenschaften von Axialpumpensystemen unter diesen besonderen Einsatzbedingungen durchgeführt. Wang et al.1 nahmen ein Pumpensystem mit geneigter Axialströmung als Forschungsobjekt und führten erstmals numerische Berechnungen und Feldversuche für ein Pumpensystem mit Axialströmung unter Druckbedingungen nahe Null durch. Es wurde festgestellt, dass das Strömungsmuster in der Pumpe nicht besonders chaotisch ist, wenn das Pumpensystem mit geneigter axialer Strömung nahe einer Förderhöhe von Null betrieben wird und der hydraulische Verlust der Leitschaufel den hydraulischen Hauptverlust des Systems darstellt. Li et al.2 führten experimentelle und numerische Studien zur Vibration eines horizontalen Axialpumpensystems unter Bedingungen nahe Nulldruck durch und verglichen und analysierten die Einflussfaktoren der Vibration des Pumpensystems unter Bedingungen mit ausgelegter Druckhöhe und Nulldruckhöhe. Ma et al.3 untersuchten die hydrodynamischen Eigenschaften einer Axialpumpstation unter Umkehrpumpenbedingungen. Es wurde festgestellt, dass sich der Durchfluss, der dem Punkt mit dem höchsten Wirkungsgrad entspricht, unter umgekehrten Pumpbedingungen verschob und der hydraulische Wirkungsgrad deutlich abnahm. Bozorg et al.9 nutzten Methoden der rechnergestützten Fluiddynamik und experimentelle Tests, um die Energiekennlinie einer kleinen Axialpumpe im umgekehrten Stromerzeugungsbetrieb zu erhalten, und stellten fest, dass die Axialpumpe als Turbine zur umgekehrten Stromerzeugung in einem niedrigen Betriebszustand verwendet werden kann -Hauptwasserkraftwerk Pico. Qian et al.10 untersuchten zwei Pumpen- und Turbinenmodi für eine kleine Axialpumpe und stellten fest, dass das Strömungsmuster in der Pumpe besser ist, wenn die kleine Axialpumpe eine umgekehrte Stromerzeugung durchführt, und dass die umgekehrte Stromerzeugungsbedingung einen breiteren, hohen Wirkungsgrad aufweist Zone im Vergleich zum Zustand der Vorwärtspumpe.

In den letzten Jahren haben immer mehr Forscher festgestellt, dass die Druckpulsation innerhalb hydraulischer Maschinen einer der wichtigsten Faktoren für den sicheren und stabilen Betrieb hydraulischer Maschinensysteme ist11,12,13 und auch der Hauptbestandteil aller Systeme sein sollte Analyse der hydrodynamischen Eigenschaften hydraulischer Maschinen14. Die aktuelle Forschung zu den hydrodynamischen Eigenschaften von Axialpumpensystemen unter besonderen Nutzungsbedingungen ist jedoch noch verstreut und die Forschung konzentriert sich hauptsächlich auf die Energieeigenschaften von Pumpensystemen unter besonderen Nutzungsbedingungen15,16,17. Es mangelt an eingehenden Vergleichen und Diskussionen zu den hydrodynamischen Eigenschaften von Pumpensystemen, insbesondere zu den Druckschwankungen in Pumpen. Dies führt auch zu einer unwirksamen Beurteilung der Sicherheit und Stabilität des Pumpensystems unter besonderen Einsatzbedingungen.

Der Rest dieser Arbeit ist wie folgt aufgebaut: Das hydraulische Modell des im Experiment verwendeten Axialpumpensystems wird im Abschnitt „Forschungsobjekt“ vorgestellt. Im Abschnitt „Experimentsystem“ werden die spezifischen Parameter des Experimentalsystems und die experimentelle Testmethode vorgestellt. Im Abschnitt „Experimentergebnisse und Analyse“ analysiert dieser Artikel das Ausbreitungsgesetz der Druckpulsation in der Pumpe des Axialpumpensystems unter besonderen Betriebsbedingungen unter den beiden Aspekten Zeitbereich und Frequenzbereich sowie der Druckpulsation Eigenschaften des Pumpensystems unter herkömmlichen Pumpenbedingungen und speziellen Betriebsbedingungen werden detailliert verglichen. Im Abschnitt „Numerische Simulation“ werden die numerische Methode und das Lösungsschema für die Axialpumpe unter besonderen Einsatzbedingungen vorgestellt. In „Numerische Simulationsergebnisse und -analyse“ werden in diesem Artikel in Kombination mit dem durch numerische Simulation erhaltenen Strömungsfeld in der Pumpe die hydrodynamischen Eigenschaften des Pumpensystems unter besonderen Arbeitsbedingungen, insbesondere die Druckpulsationseigenschaften in der Pumpe, weiter analysiert und erläutert. Der Abschnitt „Schlussfolgerung“ fasst die gesamte Arbeit zusammen und nennt mögliche Forschungsthemen für zukünftige Forschungsschwerpunkte.

Das hydraulische Modell der für dieses Experiment ausgewählten Axialpumpe ist in Abb. 1 dargestellt. Ein schematisches Diagramm der dreidimensionalen Struktur des Modellpumpensystems ist in Abb. 2 dargestellt. Um den Konstruktionszustand klar und prägnant auszudrücken Das Pumpensystem ist als DC definiert, der Zustand nahe Null ist als NZHC definiert, der Zustand der Umkehrpumpe ist als RPC definiert und der Zustand der umgekehrten Stromerzeugung ist als RPGC definiert. Die Drehrichtung des Laufrads unter drei speziellen Einsatzbedingungen ist in Abb. 3 dargestellt. Darüber hinaus zeigt Tabelle 1 die wichtigsten geometrischen Parameter des Modellpumpensystems. Darüber hinaus zeigt Tabelle 1 die wichtigsten Parameter des Pumpensystems. Die „spezifische Drehzahl“ in Tabelle 1 bezieht sich auf die Drehzahl des Pumpenlaufrads bei einer Förderhöhe von 1 m, einer effektiven Leistung von 1 PS (0,7355 kW) und einer Durchflussrate von 0,075 m3/s. Die Berechnungsformel der spezifischen Geschwindigkeit in Tabelle 1 lautet wie folgt:

Dabei ist n die Nenndrehzahl der Pumpe, U/min. Q ist der Nenndurchfluss der Pumpe, m3/s. H ist die Förderhöhe der Pumpe, m.

Hydraulisches Modell der Axialpumpe.

Dreidimensionales schematisches Diagramm der Struktur des Modellpumpensystems.

Drehrichtung des Laufrads unter drei besonderen Einsatzbedingungen.

Das Experiment wurde auf einem hochpräzisen Prüfstand für hydraulische Maschinen im Jiangsu Provincial Key Laboratory of Hydraulic Power Engineering der Yangzhou University durchgeführt. Der Prüfstand ist ein vertikales geschlossenes Umlaufsystem. Ein schematisches Diagramm des experimentellen Systems ist in Abb. 4 dargestellt.

Schematische Darstellung des experimentellen Systems.

Zu den Hauptinstrumenten des Testmesssystems gehören ein Differenzdrucktransmitter, ein elektromagnetischer Durchflussmesser, ein Drehzahl-Drehmomentsensor und ein Absolutdrucktransmitter. Die Grundparameter des Instruments sind in Tabelle 2 aufgeführt. Der Gesamtfehler des Testsystems beträgt ± 0,39 %. Der Testablauf richtet sich strikt nach den Anforderungen des Abnahmetestverfahrens für das Pumpenmodell und Gerätemodell (SL 140-2006). In diesem Versuch wurden acht Druckpulsationsmessstellen im Einlassbereich (Überwachungspunkt P1), Laufradeintritt (Überwachungspunkt P2), Laufradmitte (Überwachungspunkt P3), Laufradaustritt (Überwachungspunkt P4), Leitschaufelaustritt (Überwachung) angeordnet P5, P6, P7) und Auslaufstrecke (Überwachungspunkt P8). Abbildung 5 zeigt das Messdiagramm der Druckschwankung im Experiment. Abbildung 6 zeigt die spezifischen Standorte der Überwachungspunkte im Experiment. Im Druckpulsationstest wurde ein dynamischer Hochfrequenz-Mikrosensor CY200 verwendet. Die Abtastfrequenz der Sensoren an den Überwachungspunkten P2, P3 und P4 im Laufradbereich betrug 3 kHz, die Abtastfrequenz der Sensoren an den anderen Überwachungspunkten betrug 1 kHz. Der Spannungsausgang betrug 0 ~ 5 V und die Genauigkeit betrug 0,1 %. Für das Erfassungsinstrument wurde ein auf den Sensor abgestimmter 485-20-Konzentrator verwendet. Die Unsicherheit des Testsystems hat einen wichtigen Einfluss auf die Testergebnisse. Die Systemunsicherheit des Pumpenleistungstests ist das Quadrat und die Wurzel jeder einzelnen Systemunsicherheit. Die Berechnungsformel lautet wie folgt19:

wobei EQ die Systemunsicherheit der Durchflussmessung ist und das Kalibrierungsergebnis ± 0,2 % beträgt. EH ist die Unsicherheit des statischen Druckmesssystems und die Kalibrierungsergebnisse liegen im gesamten Bereich von ± 0,10 %. EM ist die Systemunsicherheit der Drehmomentmessung und die Unsicherheit des Drehmoment-Drehzahlsensors beträgt ± 0,15 %. En ist die Systemunsicherheit der Geschwindigkeitsmessung. Wenn die Abtastperiode 2 s beträgt und die Drehzahl nicht weniger als 1000 U/min beträgt, beträgt die Unsicherheit ± 0,05 %.

Messung der Druckschwankung im Experiment.

Schematische Darstellung der spezifischen Standorte der im Experiment angeordneten Überwachungspunkte.

Der spezielle Betriebszustandstest des Axialpumpensystems umfasst den Zustand der positiven Rotation nahe der Nullförderhöhe, den Zustand der Rückwärtspumpe und den Zustand der Rückwärtsstromerzeugung. Die Drehzahl des Laufrads beträgt unter drei besonderen Einsatzbedingungen 1000 U/min. Um die spezifische Position des besonderen Arbeitszustands des Axialpumpensystems in der Kurve des vollständigen Betriebszustands des Axialpumpensystems zu zeigen, zeigt Abb. 7 die Vier-Quadranten-Leistungskurve, die durch das Experiment mit dem Axialpumpensystem erhalten wurde. Abbildung 8 zeigt eine teilweise vergrößerte Darstellung der Energiekennlinien des Axialpumpensystems unter drei speziellen Einsatzbedingungen. Der Durchfluss Q in Abb. 8 wird dimensionslos wie folgt verarbeitet19:

Dabei ist Qi die Durchflussrate des Pumpensystems unter i-Betriebsbedingungen und Qd die Durchflussrate des Pumpensystems unter Auslegungsbedingungen.

Vier Quadranten-Leistungskurven, erhalten aus dem Experiment mit dem Axialpumpensystem.

Lokales Verstärkungsdiagramm der Energiekennlinie des Axialpumpensystems unter drei speziellen Nutzungsbedingungen.

Tabelle 3 zeigt die äußeren charakteristischen Parameter der wichtigsten Betriebspunkte unter besonderen Nutzungsbedingungen. Laut Tabelle 3 erhöhte sich im Vergleich zum DC die Durchflussrate am Nulldruckpunkt um 42,00 % und das Drehmoment betrug 22,97 N·m, was um 58,21 % abnahm. Die Durchflussrate am RPC-Optimumpunkt verringerte sich um 15,00 %, die Förderhöhe betrug 0,76 m und verringerte sich um 61,22 %, und das Drehmoment betrug 37,07 Nm, was einer Verringerung um 32,56 % entspricht. Die Durchflussrate am RPGC-Optimumpunkt stieg um 62,01 %, die Förderhöhe betrug 3,85 m, erhöhte sich um 96,00 % und das Drehmoment betrug 85,12 Nm, was einer Steigerung von 55,00 % entspricht.

Um Störungen wie den statischen Druck zu eliminieren, ist der im Test erfasste Momentandruck (4 Laufraddrehzyklen) dimensionslos und der Druckkoeffizient Cp wird zur Charakterisierung der Druckschwankungsamplitude verwendet. Die Formel lautet wie folgt20:

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

Um gleichzeitig die detaillierten Eigenschaften des Druckpulsationssignals zu erfassen, wird eine schnelle Fourier-Transformation (FFT) zur Transformation des Druckpulsationssignals verwendet. Im Druckpulsationsspektrum ist die X-Achse das Frequenzvielfache, die Y-Achse der Überwachungspunkt und die Z-Achse die dimensionslose Druckpulsamplitude. Die Formel für das Frequenzumwandlungsvielfache lautet wie folgt20:

wobei F die Frequenz nach der Fourier-Transformation und n die Laufradgeschwindigkeit ist.

In diesem Abschnitt werden die experimentellen Daten von H = 0,3 m, H = 0 m und H = − 0,3 m ausgewählt, um die Druckpulsationseigenschaften des NZHC zu analysieren. Abbildung 9 zeigt das Zeitbereichsdiagramm der Druckschwankung für jeden Überwachungspunkt. Abbildung 9 zeigt, dass die Regelmäßigkeit der Druckpulsation an jedem Überwachungspunkt immer noch gut ist, wenn das Pumpensystem nahe der Nullhöhe läuft. Durch Beobachtung der Druckpulsationswellenformen unter verschiedenen Arbeitsbedingungen wurde festgestellt, dass in einem Laufradrotationszyklus an jedem Überwachungspunkt im Laufradbereich drei Hauptspitzen und drei Haupttäler beobachtet werden können, was darauf hinweist, dass die Druckpulsation im Laufradbereich gering ist Wird immer noch von der Anzahl der Schaufeln dominiert, wenn das Pumpensystem nahe der Nullförderhöhe arbeitet. Dies steht auch im Einklang mit dem Phänomen, das Wang et al.1 bei Vor-Ort-Messungen von Druckschwankungen einer Axialpumpstation unter einem NZHC1 gefunden haben. Wenn die Förderhöhe des Pumpensystems allmählich vom Positiven zum Negativen tendiert, wird die Form der Spitze und des Tals allmählich scharf. In einer Rotationsperiode des Laufrads nimmt die Anzahl der Sekundärspitzen zu, die von der einzelnen Hauptwelle des Überwachungspunkts P4 am Auslass des Laufrads getragen werden, die Differenz zwischen der Hauptspitze und der Sekundärspitze nimmt allmählich ab und das Auftreten der Sekundärwelle nimmt zu Peak weist keine offensichtliche Regelmäßigkeit auf. Verglichen mit dem Laufradauslass-Messpunkt weist die Anzahl der sekundären Peaks, die von jedem Hauptpeak des Laufrad-Einlass-Messpunkts P2 und des mittleren Laufrad-Messpunkts P3 getragen werden, keinen offensichtlichen Anstieg auf.

Zeitbereichsdiagramm der Druckschwankung unter dem NZHC.

Abbildung 10 zeigt das Frequenzbereichsdiagramm der Druckschwankungen an jedem Überwachungspunkt unter dem NZHC. Die folgenden Schlussfolgerungen lassen sich aus Abb. 9 ziehen. Erstens ist die Hauptfrequenz der Druckschwankung am Überwachungspunkt P2 des Laufradeinlasses und am Überwachungspunkt P3 der Laufradmitte die Schaufelrotationsfrequenz (BPF) und die Hauptfrequenz der Druckschwankung am Laufradauslass Der Überwachungspunkt P4 beträgt das Doppelte der Blattfrequenz (2BPF). Zweitens wird durch Beobachtung der Druckschwankungswellenform von P6 am Auslass der Leitschaufel festgestellt, dass die Hauptfrequenz der Druckschwankung bei H = 0,3 m und H = 0 m die Rotationsfrequenz des Laufrads ist, was darauf hinweist, dass der Auslass von Die Leitschaufel wird stark durch die Laufradrotation unter dem NZHC beeinflusst. Drittens wird die Druckschwankung bei H = − 0,3 m von einem niederfrequenten Signal dominiert, und die Hauptfrequenz der Druckschwankung ist die axiale Rotationsfrequenz (SF). Dies zeigt, dass unter der Bedingung einer negativen Förderhöhe der Einfluss der Laufradrotation auf den Auslass der Leitschaufel schwach ist und die axiale Rotationsfrequenz die führende Rolle einnimmt.

Frequenzbereichsdiagramm der Druckschwankung unter dem NZHC.

Wenn sich das Pumpensystem im RPC befindet, wechselt das Pumpensystem in den Rückwärtsbetriebszustand und die Wasserflussrichtung im Pumpensystem ist entgegengesetzt zum Vorwärtspumpenzustand. Zu diesem Zeitpunkt wird der Laufradeinlass im Rückwärtsbetrieb in den Laufradauslass umgewandelt, und der Laufradauslass wird im Rückwärtsbetrieb in den Laufradeinlass umgewandelt. Die Leitschaufel wandelt sich vom Austrittswasseranteil nach dem Laufradaustritt in den Eintrittswasseranteil vor dem Laufradeintritt um. Durch das RPC-Experiment wurde festgestellt, dass die optimale RPC-Strömungsbedingung 0,82 Qd beträgt. Daher werden in diesem Abschnitt drei typische Strömungsbedingungen ausgewählt: das 0,8-fache (0,66 Qd), das 1,0-fache (0,82 Qd) und das 1,2-fache (0,98 Qd) des optimalen Punktflusses für die Analyse. Abbildung 11 zeigt das Zeitbereichsdiagramm der Druckschwankung jedes Überwachungspunkts. Abbildung 11 zeigt, dass es bei Betrieb des Pumpensystems unter dem RPC zu schwerwiegenden Rückströmungs-, Wirbel- und anderen instabilen Strömungsphänomenen in der Pumpe kommt, da das Laufrad für Zwangsbetrieb ausgelegt ist und das Druckpulsationssignal jedes Überwachungspunkts relativ komplex ist. In einem Laufradrotationszyklus können am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P4 unter verschiedenen Strömungsbedingungen drei offensichtliche Spitzen und drei Täler beobachtet werden. Der Unterschied zwischen der Hauptwellenspitze und der Nebenwellenspitze des Überwachungspunkts P2 am Laufradaustritt und des Überwachungspunkts P3 in der Mitte des Laufrads bei Rückwärtsbetrieb ist gering. Der Überwachungspunkt P6 weist in einem Laufraddrehzyklus mehrere Hauptspitzen und -täler auf. Beim Vergleich der Druckpulsation jedes Überwachungspunkts unter unterschiedlichen Strömungsbedingungen kann festgestellt werden, dass unter unterschiedlichen Strömungsbedingungen jeder Hauptwellenpeak der Überwachungspunkte P2 und P3 mehrere sekundäre Peaks aufweist und das Auftreten sekundärer Peaks keine offensichtliche Regelmäßigkeit aufweist. Im Vergleich zu den Überwachungspunkten P2 und P3 ist das periodische Gesetz der Druckschwankung bei P4 besser und die Druckschwankungssignalkomponente ist relativ einfach.

Zeitbereichsdiagramm der Druckschwankung unter RPC.

Abbildung 12 zeigt das Frequenzbereichsdiagramm der Druckschwankung jedes Überwachungspunkts unter dem RPC. Abbildung 12 zeigt, dass die Hauptfrequenz der Druckpulsation jedes Überwachungspunkts im Laufradbereich unter verschiedenen Strömungsbedingungen immer noch von den Harmonischen höherer Ordnung der Schaufelfrequenz und der Schaufelfrequenz dominiert wird. Die Hauptfrequenz der Druckschwankung des Überwachungspunktes P2 am Laufradaustritt ist die Schaufelfrequenz. Die Hauptfrequenz der Druckschwankung am Laufradeintrittsüberwachungspunkt P4 beträgt das Doppelte der Schaufelfrequenz. Im Druckpulsationsspektrum des Überwachungspunkts P6 ist die Signalkomponente relativ einfach, aber die offensichtliche Schaufelfrequenzkomponente ist unter verschiedenen Strömungsbedingungen immer noch zu sehen, was darauf hindeutet, dass das Laufrad als Pulsationsanregungsquelle einen großen Einfluss auf das stromaufwärtige Strömungsfeld hat unter dem RPC.

Frequenzbereichsdiagramm der Druckschwankung unter dem RPC.

Wenn sich das Pumpensystem unter dem RPC befindet, ist das Frequenzband jedes Überwachungspunkts breit und es kommt zu einer starken Pulsation im Hochfrequenzbereich. An den Überwachungspunkten im Laufradbereich von 3 bis 7 BPF ist noch eine gewisse Pulsation zu beobachten. Der Grund kann darin liegen, dass sich das Pumpensystem im Umkehrpumpenzustand befindet und sich der Rückfluss am Laufradeinlass und andere nachteilige Strömungen verstärken, was zu einem Wasserfluss an der Schaufel und der Kanalwand führt, der durch unterschiedlich starke Stöße und die Bildung unterschiedlicher Druckfrequenzen verursacht wird Wellen. Unter verschiedenen Strömungsbedingungen ist die Druckpulsamplitude des Überwachungspunkts P6 klein. Mit zunehmender Durchflussrate wird die Druckpulsationssignalkomponente des Überwachungspunkts P6 einfacher und die Pulsationen im Niederfrequenzbereich und Hochfrequenzbereich verschwinden, was darauf hinweist, dass sich das Einlassströmungsmuster des Laufrads unter RPC mit zunehmender Durchflussrate allmählich verbessert .

Wenn sich das Pumpensystem im RPGC-Modus befindet, wechselt das Pumpensystem in den Rückwärtsbetriebszustand und die Strömungsrichtung im Pumpensystem ist dieselbe wie im Rückwärtspumpenzustand. Durch das RPGC-Experiment wurde festgestellt, dass der optimale Punkt der Umkehrstromerzeugungsbedingung die 1,62 Qd-Strömungsbedingung ist. Daher werden in diesem Abschnitt drei typische Strömungsbedingungen ausgewählt: das 0,8-fache (1,30 Qd), das 1,0-fache (1,62 Qd) und das 1,2-fache (1,94 Qd) des optimalen Punktflusses für die Analyse. Abbildung 13 zeigt das Zeitbereichsdiagramm der Druckschwankung an jedem Überwachungspunkt unter dem RPGC. Im Vergleich zum RPC erhöht sich der Druckschwankungskoeffizient jedes Überwachungspunkts, aber die Zusammensetzung des Druckschwankungssignals ist offensichtlich einfach. Das Phänomen, dass jede Hauptwellenspitze des Überwachungspunkts im Laufradbereich mehrere Nebenwellenspitzen hat, verschwindet. Unter der Bedingung der umgekehrten Stromerzeugung beginnt das Auftreten der sekundären Wellenspitze des Überwachungspunkts eine offensichtliche Regelmäßigkeit und Periodizität zu zeigen, und jede Hauptwellenspitze hat eine feste sekundäre Spitze.

Zeitbereichsdiagramm der Druckschwankung unter dem RPGC.

Abbildung 14 zeigt das Frequenzbereichsdiagramm der Druckschwankung jedes Überwachungspunkts unter dem RPGC. Abbildung 14 zeigt, dass die Hauptfrequenz der Druckpulsation an den Überwachungspunkten im Laufradbereich bei unterschiedlichen Durchflussraten die Rotationsfrequenz des Laufrads ist und die sekundäre Hauptfrequenz im Wesentlichen das Doppelte der Rotationsfrequenz des Laufrads ist. Dies zeigt, dass die Druckpulsation im Laufradbereich immer noch von der Anzahl der Schaufeln unter dem RPGC dominiert wird. Der Überwachungspunkt P6 ist weit vom Laufrad entfernt und die Druckpulsamplitude ist aufgrund des relativ geringen Einflusses der Pumpenrotation deutlich kleiner. Unter den beiden Strömungsbedingungen 1,62 Qd und 1,94 Qd kann die Schaufelfrequenzkomponente jedoch immer noch beobachtet werden.

Frequenzbereichsdiagramm der Druckschwankung unter RPGC.

Durch Vergleich des Druckpulsationsfrequenzbereichsdiagramms jedes Überwachungspunkts unter drei Strömungsbedingungen wird festgestellt, dass die Druckpulsation des Überwachungspunkts im Laufradbereich im Hochfrequenzbereich unter den Strömungsbedingungen 1,30 Qd und 1,94 relativ groß ist Qd, und die Pulsation im Hochfrequenzbereich ist unter der Strömungsbedingung von 1,62 Qd relativ gering. Die Zusammensetzung des Druckpulsationssignals ist ebenfalls einfach und konzentriert sich hauptsächlich auf die harmonische Frequenz höherer Ordnung der Blattfrequenz. Dies kann daran liegen, dass die Strömungsbedingung von 1,62 Qd der optimale Punkt des Pumpensystems unter dem RPGC ist, die nachteilige Strömung in der Pumpe reduziert wird und die Energieumwandlung der Pumpe unter der Turbinenbedingung relativ stabil ist. Durch den Vergleich der Druckschwankungen verschiedener Überwachungspunkte wird festgestellt, dass das Auftreten von Harmonischen höherer Ordnung der Schaufelfrequenz eine gewisse Regelmäßigkeit aufweist. Beispielsweise tritt unter denselben Strömungsbedingungen, insbesondere bei der Strömungsbedingung 1,62 Qd, die harmonische Komponente in der Nähe des Laufradeinlasses auf, und die harmonische Komponente tritt auch in der Mitte und am Auslass des Laufrads auf.

In diesem Abschnitt wird die Hauptfrequenzamplitude der Druckschwankungssignale an jedem Überwachungspunkt unter besonderen Arbeitsbedingungen gemessen, wie in Abb. 15 dargestellt. Zur Vereinfachung des Ausdrucks wird die Amplitude der Hauptfrequenz als MFA bezeichnet. Es ist zu beachten, dass die durch Experimente im Rahmen des DC gemessenen MFAs der Überwachungspunkte P2, P3 und P4 0,136, 0,099 bzw. 0,049 betragen.

Hauptfrequenzamplituden von Überwachungsstellen unter besonderen Nutzungsbedingungen.

Abbildung 15a zeigt, dass, wenn das Pumpensystem nahe einer Nulldruckhöhe läuft, die Flüssigkeit vom Laufradeinlass fließt, durch den Laufradauslass strömt und schließlich aus dem Leitschaufelauslass ausströmt. Der MFA jedes Überwachungspunkts nimmt entlang des Pfads allmählich ab, und der maximale Wert des MFA im Laufradbereich erscheint immer am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P2. Bei H = 0,30 m, H = 0 m und H = − 0,30 m betragen die maximalen MFAs 0,056, 0,050 bzw. 0,055. Der Minimalwert des MFA im Laufradbereich erscheint immer an P4 des Laufradaustritts-Überwachungspunkts. Die minimalen MFAs von H = 0,30 m, H = 0 m und H = − 0,30 m betragen 0,018, 0,016 bzw. 0,025. Im Vergleich zum DC verringerte sich die MFA der Überwachungspunkte P2, P3 und P4 um 62,99 %, 63,00 % bzw. 66,86 %, wenn H = 0 m.

Abbildung 15b zeigt, dass, wenn sich das Pumpensystem unter dem RPC befindet, mit Ausnahme des Überwachungspunkts P2, der MFA des Überwachungspunkts mit zunehmender Durchflussrate abnimmt. Der Maximalwert des MFA im Laufradbereich erscheint immer am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P4, was mit der Schlussfolgerung übereinstimmt, die Ma et al.3 nach der Untersuchung der Druckschwankung einer bidirektionalen Pumpe während des Rückwärtsbetriebs gezogen haben. Bei einer Durchflussrate von 0,66 Qd erscheint der Minimalwert des MFA im Laufradbereich an P2 des Laufradauslass-Überwachungspunkts und der MFA beträgt 0,023. Bei Durchflussraten von 0,82 Qd und 0,98 Qd erscheint der Mindestwert des MFA bei P3 in der Mitte des Laufrads und der MFA beträgt 0,031 bzw. 0,0704. Im Vergleich zum DC verringerte sich am optimalen Punkt des RPC der MFA der Überwachungspunkte P2 und P3 um 76,58 % bzw. 68,33 %, und der MFA des Überwachungspunkts P4 stieg um 43,84 %.

Abbildung 15c zeigt, dass, wenn sich das Pumpensystem unter dem RPGC befindet, mit Ausnahme des Überwachungspunkts P2, der MFA des Überwachungspunkts mit zunehmender Durchflussrate zunimmt. Der Ort des Maximalwerts des MFA an jedem Überwachungspunkt weist jedoch eine gewisse Zufälligkeit auf. Unter der Strömungsbedingung von 1,30 Qd erscheint der Maximalwert des MFA am Laufradauslass-Überwachungspunkt P2 im Rückwärtsbetrieb, und der MFA beträgt 0,092. Unter den Strömungsbedingungen von 1,62 Qd und 1,94 Qd erscheint der maximale MFA am Überwachungspunkt P3 in der Mitte des Laufrads und der MFA beträgt 0,176 bzw. 0,38. Der minimale MFA-Wert erscheint immer am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P4 im Rückwärtsbetrieb, und die minimalen MFA-Werte betragen 0,252, 0,118 und 0,019 bei Durchflussraten von 1,30 Qd, 1,62 Qd bzw. 1,94 Qd. Im Vergleich zum DC stieg der MFA der Überwachungspunkte P2, P3 und P4 am optimalen Punkt des RPGC um 24,16 %, 77,71 % bzw. 139,92 %.

Abbildung 16 zeigt die Amplitude des SF und der höheren harmonischen Komponenten des BPF an jedem Überwachungspunkt unter besonderen Nutzungsbedingungen. Abbildung 16 zeigt, dass die Druckpulsation jedes Überwachungspunkts im Laufradbereich mit Ausnahme der Hauptfrequenz hauptsächlich aus 2BPF- und 3BPF-Frequenzkomponenten besteht und es eine gewisse Pulsation bei der SF-Frequenzkomponente gibt. Das Auftreten der SF-Frequenzkomponente hängt hauptsächlich mit mechanischen Defekten zusammen, beispielsweise einer axialen Unwucht des Pumpensystems.

Druckschwankung von Frequenzkomponenten an Laufradüberwachungspunkten unter besonderen Einsatzbedingungen.

Abbildung 16a zeigt, dass bei H = 0 m die Cp-Amplituden der SF-Frequenz, der 2BPF-Frequenz und der 3BPF-Frequenz am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P2 0,0038, 0,0028 bzw. 0,018 betragen, was 7,60 %, 5,60 % und 36,00 % des Wertes entspricht MFA bzw. Die Cp-Amplituden der SF-Frequenz, der 2BPF-Frequenz und der 3BPF-Frequenz am Laufradauslassüberwachungspunkt P4 betragen 0,004, 0,016 bzw. 0,012, was 25,00 %, 100,00 % bzw. 75,00 % des MFA entspricht.

Abbildung 16b zeigt, dass am optimalen Punkt des RPC die Cp-Amplituden der SF-Frequenz, der 2BPF-Frequenz und der 3BPF-Frequenz am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P4 0,005, 0,070 bzw. 0,043 betragen, was 7,14 %, 100 % und 61,43 % entspricht. des MFA. Die Cp-Amplituden der SF-Frequenz, der 2BPF-Frequenz und der 3BPF-Frequenz am Laufradauslassüberwachungspunkt P2 betragen 0,006, 0,021 bzw. 0,005, was 18,84 %, 65,93 % bzw. 15,70 % des MFA entspricht.

Abbildung 16c zeigt, dass am optimalen Punkt des RPGC die Cp-Amplituden der SF-Frequenz, der 2BPF-Frequenz und der 3BPF-Frequenz am Laufradeinlass-Überwachungspunkt P4 0,012, 0,090 bzw. 0,071 betragen, was 10,21 %, 76,56 % und 60,39 % entspricht. des MFA. Die Cp-Amplituden der SF-Frequenz, der 2BPF-Frequenz und der 3BPF-Frequenz am Laufradauslassüberwachungspunkt P2 betragen 0,009, 0,056 bzw. 0,056, was 5,33 %, 33,16 % bzw. 33,16 % des MFA entspricht.

Um die Betriebsstabilität des Pumpensystems intuitiver zu überwachen, wird das Konzept des Spitzenwerts der Druckschwankung eingeführt. Der Spitze-zu-Spitze-Wert der Druckpulsation stellt den Variationsbereich des Pulsationssignals in einer Periode dar, nämlich die Differenz zwischen dem Maximalwert und dem Minimalwert des Signals in einer Periode. Basierend auf der Intervallschätzung des Druckpulsationssignals mit einem Konfidenzintervall von 97 % wird in diesem Artikel der Spitze-zu-Spitze-Wert der Druckpulsation an jedem Überwachungspunkt unter besonderen Arbeitsbedingungen ermittelt. Abbildung 14 zeigt den Spitzenwert der Druckschwankung an jedem Überwachungspunkt unter besonderen Nutzungsbedingungen. Um den Ausdruck zu vereinfachen, wird der Spitze-zu-Spitze-Wert der Druckpulsation als PPV bezeichnet.

Abbildung 17a zeigt, dass beim NZHC mit der Änderung der Förderhöhe der Variationstrend des PPV an jedem Überwachungspunkt keine offensichtliche Regelmäßigkeit aufweist und der PPV an jedem Überwachungspunkt im Laufradbereich relativ nahe beieinander liegt. Verglichen mit der H = 0 m-Bedingung erhöhte sich der PPV am Laufradeinlass um 5,93 %, und der PPV am Laufradauslass verringerte sich um 16,66 % bei der H = 0,30 m-Bedingung. Der PPV am Laufradeinlass verringerte sich um 18,12 % und am Laufradauslass stieg um 1,34 % bei der Bedingung H = − 0,30 m.

Spitze-zu-Spitze-Wert der Druckpulsation unter besonderen Einsatzbedingungen.

Abbildung 17b zeigt, dass, wenn sich das Pumpensystem unter dem RPC befindet, der Änderungstrend des PPV mit der Durchflussrate an jedem Überwachungspunkt grundsätzlich derselbe ist. Verglichen mit dem optimalen Strömungszustand von 0,82 Qd erhöhte sich der PPV am Laufradeinlass um 19,48 % und der PPV am Laufradauslass um 42,86 % bei einem Strömungszustand von 0,66 Qd. Der PPV am Laufradeinlass verringerte sich um 32,68 % und am Laufradauslass stieg um 7,14 % bei einer Durchflussrate von 0,98 Qd.

Abbildung 17c zeigt, dass der PPV jedes Überwachungspunkts mit zunehmender Durchflussrate deutlich ansteigt, wenn sich das Pumpensystem unter dem RPGC befindet. Verglichen mit dem optimalen Punkt der Strömungsbedingung von 1,62 Qd verringerte sich der PPV am Laufradeinlass um 70,97 % und der PPV am Laufradauslass um 34,34 % unter der Strömungsbedingung von 1,30 Qd. Bei einer Durchflussrate von 1,94 Qd stieg der PPV am Laufradeinlass um 125,81 % und der PPV am Laufradauslass um 105,87 %.

Abbildung 18 zeigt den Vergleich des Spitzenwerts der Druckpulsation zwischen Gleichstrom und besonderen Nutzungsbedingungen. Abbildung 18 zeigt, dass im Vergleich zum DC der PPV unter NZHC und RPC relativ klein und der PPV unter RPGC relativ groß ist. Im Vergleich zum Gleichstrom verringerte sich der PPV des Laufradeinlasses um 67,16 % und der PPV des Laufradauslasses um 8,14 % unter der Bedingung H = 0 m. Am optimalen RPC-Punkt stieg der PPV am Laufradeinlass um 122,61 % und der PPV am Laufradauslass um 11,37 %. Am optimalen Punkt des RPGC stieg der PPV am Laufradeinlass um 65,34 % und der PPV am Laufradauslass um 206,40 %.

Vergleich des Spitze-zu-Spitze-Wertes der Druckpulsation zwischen Gleichstrom und besonderen Nutzungsbedingungen.

Bei der numerischen Simulation haben Qualität und Quantität des Netzes einen großen Einfluss auf die Genauigkeit der numerischen Simulationsergebnisse8,21. In Anbetracht der guten Anpassungsfähigkeit und der hohen Netzqualität des dreidimensionalen hexaedrischen Strukturnetzes verwendet der Rechenbereich mit Ausnahme des Lampenkörpers die ANSYS-ICEM-Vernetzungssoftware für die Zerlegung des strukturierten Netzes. Ein O-Gitter dient zur Aufteilung der Einlass- und Auslasskanäle, um die Maschendichte der Grenzschicht zu erhöhen. Darüber hinaus ist das Netz in der Nähe der Wand verschlüsselt, um die Daten in der Nähe der Wand genau zu erfassen. Da die in dieser Arbeit verwendete Gleichung des SST-k-ω-Turbulenzmodells analytische Ausdrücke enthält, kann die ω-Gleichung selbst direkt zur Integration über die viskose Bodenschicht verwendet werden, indem die Gleichung der viskosen Bodenschicht mit der logarithmischen Schichtgleichung gemischt wird, um ay + -unempfindlich zu erzeugen Behandlungsmodell22. Mit diesem Verarbeitungsmodus kann ein automatischer Wechsel von der Wandfunktion zum Modell mit niedriger Reynoldszahl realisiert werden. Das heißt, wenn das Netz des wandnahen Bereichs relativ fein ist, wird automatisch auf das Modell mit niedriger Reynolds-Zahl umgeschaltet, und wenn das Netz des wandnahen Bereichs relativ grob ist, wird automatisch die Wandfunktion aufgerufen. In CFX wird dies als automatisches Wandbehandlungsmodell bezeichnet. Im Vergleich zur Wandfunktionsmethode reduziert das automatische Wandbehandlungsmodell des SST-k-ω-Turbulenzmodells in CFX die Empfindlichkeit gegenüber dem Netz an den Seitenwänden erheblich, und die Dicke der Laufradwandgrenzschicht y + wird innerhalb von 10 gesteuert, um eine gute Berechnung sicherzustellen Genauigkeit. Die überwiegende Mehrheit der Gitter im Rechenbereich dieser Arbeit hat y+-Werte innerhalb von 10, was die Rechenanforderungen des Turbulenzmodells erfüllen kann. Vor der numerischen Berechnung wurden fünf Gitterzahlen zur Bewertung der Gitterunabhängigkeit ausgewählt. Die Ergebnisse des Netzunabhängigkeitstests sind in Tabelle 4 aufgeführt. Wenn die Netzzahl größer als 5,09 × 106 ist, sind die Schwankungen von Durchfluss, Förderhöhe und Drehmoment des Pumpensystems bei Gleichstrom tendenziell stabil. Nach Integration der Rechenressourcen und der Gittergenauigkeit wurde für diese numerische Berechnung die endgültige Gitterzahl von 6,26 × 106 Millionen ausgewählt. Tabelle 5 zeigt die detaillierten Netzparameter des endgültigen Netzschemas. Das Gitterdiagramm des endgültigen Gitterschemas ist in Abb. 19 dargestellt.

Gitterdiagramm des endgültigen Gitterschemas.

Die numerischen Simulationen wurden auf Basis der kommerziellen Fluidberechnungssoftware ANSYS CFX 17.0 durchgeführt. Die numerische Simulation verwendet die Kontinuitätsgleichung und die Navier-Stokes-Gleichung als maßgebliche Gleichungen der Strömung. Die maßgebliche Strömungsgleichung lautet wie folgt23:

wobei \(i\) = 1, 2, 3 der dumme Index ist, nämlich der wiederholte Index. \(u_{i}\) ist die Fluidgeschwindigkeitskomponente in der Koordinatenrichtung. \(\rho\) ist die Flüssigkeitsdichte. \(t\) ist die Zeit.

wobei \(p\) die statische Druckstärke ist. \(S_{mi}\) ist der verallgemeinerte Quellterm der Impulsgleichung, einschließlich Schwerkraft und Mehrphasenströmungs-Interphasenkraft.

wobei \({\varvec{u}}\) der Flüssigkeitsgeschwindigkeitsvektor ist. \(\nabla {\varvec{u}}\) ist der Gradient des Geschwindigkeitsvektors \({\varvec{u}}\). \({\varvec{uu}}\) ist der Tensor zweiter Ordnung, der durch die Integration zweier Vektoren gebildet wird und den Impulsfluss darstellt. \(\nabla \cdot \, (\rho {\varvec{uu}})\) ist der Tensor erster Ordnung, der die Divergenz des Impulsflusses angibt. \(S_{m}\) ist der verallgemeinerte Quellterm des Körperkraftvektors.

Um die zugrunde liegenden Gleichungen zu schließen, wird das Turbulenzmodell benötigt. Diese numerische Simulation wählt das k-ω-Turbulenzmodell des Scherspannungstransports (SST) aus, und die Gleichungen des SST-k-ω-Turbulenzmodells lauten wie folgt23:

wobei \(k\) die turbulente kinetische Energie ist. \({\upomega }\) ist die Turbulenzfrequenz. \(P_{k}\) ist die Produktionsrate von Turbulenzen. \(\rho_{m}\) 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 }\), \(\sigma_{\omega 2}\) 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-k-ω-Modell.

Am Ein- und Auslass des Axialpumpensystems werden Verlängerungen angebracht. Für jede Durchflusskomponente wird die Annahme angenommen, dass es keinen Schlupf gibt. Die Randbedingung des Einlasses wählt den Massenstrom aus, die Randbedingung des Auslasses wählt die Öffnung und der relative Druck wird auf 0 Pa eingestellt. Die nichtkonstante numerische Simulation verwendet die Ergebnisse der konstanten numerischen Simulation als Anfangsbedingung. Die Freezing-Rotor-Methode wird verwendet, um das rotierende Laufrad und die stationären Teile in der instationären numerischen Simulation zu berücksichtigen. Der Konvektionsterm wird durch ein hochauflösendes Verfahren gelöst, und der transiente Term wird durch einen Rückwärts-Euler zweiter Ordnung gelöst. Der Zeitschritt ist auf 0,0005 s eingestellt und die Gesamtberechnungszeit beträgt 0,48 s (8 Laufraddrehzyklen).

In dieser Arbeit werden die Axialpumpensysteme unter drei speziellen Einsatzbedingungen numerisch berechnet. Um die numerischen Ergebnisse für verschiedene spezielle Betriebsbedingungen unabhängiger mit den experimentellen Ergebnissen vergleichen zu können, werden die Durchflussraten des Axialpumpensystems unter drei speziellen Betriebsbedingungen unabhängig voneinander behandelt und sind dimensionslos. Die Abbildungen 20, 21 und 22 zeigen den Vergleich zwischen den numerischen Simulationsergebnissen und experimentellen Ergebnissen unter drei speziellen Nutzungsbedingungen. Qbep1 in Abb. 21 ist die Durchflussrate, die dem optimalen Punkt des RPC entspricht, und Qbep2 in Abb. 22 ist die Durchflussrate, die dem optimalen Punkt des RPGC entspricht. Die externen charakteristischen Kurven der numerischen Simulation und des Experiments sind im Trend unter NZHC und RPGC sehr konsistent. Die Trends der externen Kennlinien der numerischen Simulation und der Experimente unter dem RPC stimmen in etwa überein, die Übereinstimmung im Detail ist jedoch gering. Aus der Fehleranalyse der numerischen Simulationsergebnisse und der experimentellen Ergebnisse lässt sich feststellen, dass der Fehler der numerischen Simulation in den meisten Fällen um etwa 5 % schwankt und der maximale Fehler innerhalb von 13 % liegt.

Vergleich numerischer Simulationsergebnisse und experimenteller Ergebnisse des NZHC.

Vergleich numerischer Simulationsergebnisse und experimenteller Ergebnisse des RPC.

Vergleich der numerischen Simulationsergebnisse und experimentellen Ergebnisse des RPGC.

Um die Druckpulsation in der Pumpe unter besonderen Einsatzbedingungen in Kombination mit dem Strömungsfeld in der Pumpe weiter zu erklären und zu analysieren, wird in dieser Arbeit die instationäre numerische Simulation des Pumpensystems unter drei besonderen Einsatzbedingungen durchgeführt. Abbildung 23 zeigt den Vergleich zwischen der durch instationäre numerische Simulation erhaltenen Druckschwankung in der Pumpe und der experimentell gemessenen Druckschwankung in der Pumpe. Abbildung 23 zeigt, dass bei NZHC und RPGC die Frequenzkomponenten des durch numerische Simulation und Experiment erhaltenen Druckpulsationssignals grundsätzlich gleich sind und der Amplitudenunterschied gering ist. Unter RPC weist die Frequenzkomponente des durch numerische Simulation und Experiment erhaltenen Druckschwankungssignals einen bestimmten Fehler auf, und auch die Amplitude weist einen bestimmten Unterschied auf. Der Grund dafür ist, dass es im Umkehrpumpenzustand zu einer ernsthaften instabilen Strömung in der Pumpe kommt, was zu einer Verringerung der Zuverlässigkeit der numerischen Simulation führt. Im Allgemeinen kann die durch die instationäre numerische Berechnung erhaltene Druckpulsation das Gesetz der durch das Experiment gemessenen Druckpulsation widerspiegeln, und das durch die instationäre numerische Berechnung erhaltene interne Strömungsfeld kann zur weiteren Erklärung und Analyse der Druckpulsation in der Pumpe verwendet werden .

Vergleich des numerischen Simulationswerts und des experimentellen Werts der Druckpulsation.

Abbildung 24 zeigt die interne Stromlinie des Pumpensystems unter besonderen Nutzungsbedingungen24,25,26,27. Abbildung 24 zeigt, dass unter dem RPC das Strömungsmuster im Pumpensystem gestört ist und ein schwerwiegendes Strömungsablösungsphänomen auftritt, nachdem die Strömung das Laufrad passiert. Unter der Strömungsbedingung 0,66 Qd und der Strömungsbedingung 0,82 Qd ist die Spiralströmung voller Kanäle. Dies steht auch im Einklang mit der Tatsache, dass im Druckpulsationstest in den niederfrequenten und hochfrequenten Bereichen des Druckpulsationsspektrums des RPC eine große Pulsation auftritt. Unter NZHC und RPGC ist das Strömungsmuster innerhalb des Pumpensystems relativ gut, die Strömungslinienverteilung hinter dem Laufrad ist relativ gleichmäßig und regelmäßig und die Strömung im Strömungskanal weist eine gewisse Symmetrie auf. Dies steht auch im Einklang mit der regelmäßigen Druckpulsationswellenform und den relativ einfachen Druckpulsationssignalkomponenten jedes Überwachungspunkts unter NZHC und RPGC im Druckpulsationstest.

Interne Strömungsleitung des Pumpensystems unter besonderen Einsatzbedingungen.

Abbildung 25 ist das 0,99-fache der Schaufelhöhe (nahe der Wand des Pumpensystems) der Pumpendruckverteilung und des Geschwindigkeitsvektors. Abbildung 25 zeigt, dass unter dem NZHC die Durchflussrate des Pumpensystems groß ist, der Winkel zwischen der relativen Geschwindigkeit des Flüssigkeitsstroms und der Umfangsrichtung vergrößert wird und der Schaufelwinkel nicht geändert wird, was zu einer Verringerung der Schaufel führt Tragflächenwinkel. Es gibt keine offensichtliche Wirbel- oder Rückströmungszone in der nicht arbeitenden Seite der Schaufel. Die Geschwindigkeits- und Druckverteilung ist gleichmäßig und die Kollision und Diffusion der Strömung in der Pumpe sind nicht allzu schwerwiegend. Dieses Ergebnis kommt dem internen Strömungsfeld nahe, das durch Wangs numerische Simulation eines Axialströmungspumpensystems unter einem NZHC1 erhalten wurde. Dies steht auch im Einklang mit dem kleineren PPV jedes Überwachungspunkts im Laufradbereich unter dem NZHC im Druckpulsationstest. Unter dem RPC herrscht an der Vorderkante der Schaufel ein großer Druckgradient, und auf der nicht arbeitenden Seite der Schaufel entsteht ein großer Bereich von Rückflussbereichen. Die Flüssigkeit in der Pumpe zeigt den entgegengesetzten Bewegungstrend zum Einlass-Zufluss. Die Gegenströmung, wie Rückfluss und Sekundärströmung in der Pumpe, führt zu dem komplexen Druckpulsationssignal in der Pumpe. Beim Druckpulsationstest wird dies auch durch die komplexen Druckpulsationssignalkomponenten jeder Überwachungsstelle unter dem RPC bestätigt. Mit der Erhöhung der Durchflussrate unter RPC nimmt die Reichweite der Rezirkulationszone allmählich ab und das Strömungsmuster am Laufradeinlass verbessert sich allmählich. Dies steht auch im Einklang mit der Situation, dass die Komponente des Druckpulsationssignals tendenziell einfach ist und die Pulsationen im Niederfrequenzbereich und Hochfrequenzbereich am Überwachungspunkt P6 im Druckpulsationstest unter einer großen Durchflussrate RPC verschwinden . Wenn das Pumpensystem unter RPGC mit Strömungsbedingungen von 1,30 Qd und 1,62 Qd läuft, ist der Strömungszustand in der Pumpe gut und es wird keine Strömungsablösung auf der nicht arbeitenden Seite des Laufrads festgestellt. Wenn die Durchflussrate auf 1,94 Qd ansteigt, entsteht an der Vorderkante des Laufrads ein großer Druckgradient und an der nicht arbeitenden Seite des Laufrads kommt es zu einer lokalen Strömungsablösung. Im Allgemeinen ist das interne Strömungsmuster des Axialpumpensystems besser, wenn die Stromerzeugung umgekehrt wird, was mit der Schlussfolgerung von Qians Forschung zur Umkehr der Stromerzeugung einer kleinen Axialpumpe übereinstimmt11.

Druckverteilung und Geschwindigkeitsvektordiagramm des 0,99-fachen der Schaufelhöhe im Pumpenabschnitt (Spanne = 0,99).

Um die hydrodynamischen Eigenschaften eines Axialpumpensystems unter besonderen Einsatzbedingungen zu untersuchen, wird in diesem Artikel ein hochpräziser Prüfstand mit vollem Funktionsumfang für das Axialpumpensystem eingerichtet. Zum ersten Mal werden ein Energiecharakteristikexperiment und eine Druckschwankungsmessung in der Pumpe für ein großes Axialpumpensystemmodell unter NZHC, RPC und RPGC durchgeführt. Anschließend wird die ANSYS CFX-Software verwendet, um die kontinuierliche Gleichung und die Reynolds-Durchschnittsgleichung von Navier-Stokes zu lösen, kombiniert mit dem SST-k-ω-Turbulenzmodell, und die charakteristische Kurve und das interne Strömungsfeld des Pumpensystems unter besonderen Bedingungen werden erhalten. Abschließend werden die numerischen Simulationsergebnisse mit den experimentellen Ergebnissen verglichen. Die wichtigsten Schlussfolgerungen lauten wie folgt:

Die Druckpulsamplitude des NZHC ist klein und der Maximalwert des MFA im Laufradbereich erscheint immer am Laufradeinlass. Im Vergleich zum DC verringerte sich der MFA der Überwachungspunkte P2, P3 und P4 bei H = 0 m um 62,99 %, 63,00 % bzw. 66,86 %. Der PPV am Laufradeinlass verringerte sich um 67,16 % und der PPV am Laufradauslass verringerte sich um 8,14 %. Die Geschwindigkeits- und Druckverteilung in der Pumpe ist gleichmäßig und Strömungskollision, Rückfluss und Diffusion in der Pumpe sind nicht allzu schwerwiegend.

Die Zusammensetzung des Druckschwankungssignals des RP ist komplex und die harmonischen Komponenten höherer Ordnung der Schaufelfrequenz sind offensichtlicher. Der maximale MFA im Laufradbereich tritt immer am Eintritt des Laufrads auf. Im Vergleich zum DC verringerte sich unter dem optimalen Punkt des RPC der MFA der Überwachungspunkte P2 und P3 um 76,58 % bzw. 68,33 %, der MFA des Überwachungspunkts P4 stieg um 43,84 %, der PPV des Laufradeinlasses stieg um 122,61 %. und der PPV des Laufradauslasses stieg um 11,37 %. Das Phänomen der instabilen Strömung in der Pumpe ist offensichtlich. An der Vorderkante der Schaufel herrscht ein großer Druckgradient, und auf der nicht arbeitenden Seite der Schaufel treten zahlreiche Rückströmungszonen auf.

Die Wellenform der Druckpulsation des RPGC weist eine gute Regelmäßigkeit und Periodizität auf, und der Mindestwert des MFA erscheint immer am Einlass des Laufrads. Im Vergleich zum DC stieg der MFA der Überwachungspunkte P2, P3 und P4 um 24,16 %, 77,71 % und 139,92 % unter dem optimalen Punkt des RPGC, der PPV am Laufradeinlass stieg um 65,34 % und der PPV am Laufrad Der Absatz stieg um 206,40 %. Der Strömungszustand in der Pumpe ist gut und an der nicht arbeitenden Seite des Laufrads ist kein offensichtliches Phänomen der Strömungsablösung zu erkennen.

Die Druckpulsation des Pumpensystems, das in der Nähe der Nullhöhe läuft, hat keinen Einfluss auf den sicheren und stabilen Betrieb des Pumpensystems. Dieses Ergebnis steht auch im Einklang mit den Erkenntnissen aus Feldtests, die von Wang et al.1 an einem Pumpensystem mit geneigtem Axialfluss unter einem NZHC durchgeführt wurden. Wenn das Pumpensystem den Pumpvorgang umkehrt, kommt es in den Nieder- und Hochfrequenzbereichen des Druckpulsationssignals zu starken Pulsationen, die höchstwahrscheinlich den sicheren und stabilen Betrieb des Geräts beeinträchtigen. Dies unterscheidet sich von der Schlussfolgerung von Ma et al.3 nach der Untersuchung der hydrodynamischen Eigenschaften einer bidirektionalen Pumpe unter dem RPC. Dies liegt daran, dass das Ziel von Ma eine Axialpumpe ist, die für den bidirektionalen Betrieb ausgelegt ist, und das Ziel dieser Arbeit eine Axialpumpe ist, die für den unidirektionalen Betrieb ausgelegt ist. Die Zusammensetzung des Druckschwankungssignals des Axialpumpensystems bei der Rückstromerzeugung ist einfach und hat wenig Einfluss auf den sicheren Betrieb des Pumpensystems. Dies steht auch im Einklang mit der Schlussfolgerung einer hervorragenden hydraulischen Effizienz und eines besseren internen Strömungsregimes für Axialpumpen, die zur umgekehrten Stromerzeugung arbeiten, wie von Qian et al.11 angegeben.

Die aktuelle Arbeit nutzt hauptsächlich experimentelle Methoden, um die hydrodynamischen Eigenschaften des Pumpensystems, insbesondere die Druckpulsationseigenschaften unter besonderen Nutzungsbedingungen, aufzudecken. Gleichzeitig werden die Möglichkeit einer multifunktionalen Nutzung und die Sicherheitsstabilität des Axialpumpensystems durch den Vergleich der besonderen Betriebsbedingungen mit den Auslegungsbedingungen bewertet. Die Forschungsergebnisse können eine wichtige Referenz für den sicheren und stabilen Betrieb eines Low-Lift-Axialpumpstationssystems unter besonderen Einsatzbedingungen liefern. Es ist jedoch noch nicht gut gelöst, wie die Druckpulsation in der Pumpe unter besonderen Bedingungen beseitigt oder verbessert werden kann. In weiteren Untersuchungen sollte eine stärkere physikalische Analyse des Pumpensystems unter besonderen Bedingungen auf der Grundlage der CFD-Methode in Betracht gezogen werden, um den Schadensmechanismus der Druckpulsation am Pumpensystem unter besonderen Bedingungen aufzudecken.

Druckpulsationskoeffizient

Frequenz (s−1)

Frequenz nach Fourier-Transformation (s−1)

Lokale Erdbeschleunigung (m/s2)

Versuchskopf (m)

Das Laufraddrehmoment (N·m)

Nenngeschwindigkeit (U/min)

Vielfaches der Rotationsfrequenz

Übergangsdruck (Pa)

Durchschnittlicher Druck (Pa)

Fördermenge des Modellpumpensystems (m3/s)

Gestalteter Ablauf

Zeit(en)

Umfangsgeschwindigkeit des Laufradaustritts (m/s)

Die Strömungsdichte (kg/m3)

Winkelgeschwindigkeit des Laufrads (rad/s)

Effizienz (%)

Experimentelle Effizienz (%)

Fehler

Computergestützte Fluiddynamik

Wellenfrequenz

Schubspannungstransport

Rotationsfrequenz des Laufrads

Auslegungszustand des Pumpensystems

Funktionierender Zustand nahe null Förderhöhe

Zustand der Rückwärtspumpe

Zustand der umgekehrten Stromerzeugung

Hauptfrequenzamplitude

Spitze-zu-Spitze-Wert der Druckpulsation

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

Diese Forschungsarbeit wurde von der National Natural Science Foundation of China (Grant No. 51376155), der Natural Science Foundation of Jiangsu Province (Grant No. BK20190914), der China Postdoctoral Science Foundation (Grant No. 2019M661946) und der University Science unterstützt Forschungsprojekt der Provinz Jiangsu (Grant Nr. 19KJB570002).

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 Erstellung des Originalentwurfs bei; FT trug zur Visualisierung und zum Schreiben, Überprüfen und Bearbeiten des Papiers bei. Alle Autoren haben die veröffentlichte Version des Manuskripts gelesen und ihr zugestimmt.

Korrespondenz mit Fangping Tang.

Die Autoren geben an, dass keine Interessenkonflikte bestehen.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Zhang, X., Tang, F. Untersuchung der hydrodynamischen Eigenschaften eines Axialpumpensystems unter besonderen Einsatzbedingungen. Sci Rep 12, 5159 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-09157-1

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Eingegangen: 29. Oktober 2021

Angenommen: 18. März 2022

Veröffentlicht: 25. März 2022

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-09157-1

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Zeitschrift der Brasilianischen Gesellschaft für Maschinenbauwissenschaften und Ingenieurwesen (2023)

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