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Oct 30, 2023

Der Beschleunigungseffekt der Pumpe als Turbinensystem während der Startphase

Scientific Reports Band 13, Artikelnummer: 4913 (2023) Diesen Artikel zitieren 747 Zugriff auf Metrikdetails Um den Einfluss der Startbeschleunigung auf den Startvorgang einer Pumpe aufzudecken

Wissenschaftliche Berichte Band 13, Artikelnummer: 4913 (2023) Diesen Artikel zitieren

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Um den Einfluss der Startbeschleunigung auf den Startvorgang eines Pumpen-Turbinensystems aufzudecken, führt dieser Artikel eine numerische Berechnung der dreidimensionalen viskosen instationären Strömung des Pumpen-Turbinen-Umwälzrohrsystems unter drei Startbeschleunigungsbedingungen durch und ermittelt die externe und interne Strömungseigenschaften jeder Überlaufkomponente während des Startvorgangs und analysiert außerdem den Energieverlust jeder Komponente im Rohrleitungssystem eingehend mit Hilfe der Entropieproduktionsmethode und der Q-Kriterium-Methode. Die Ergebnisse zeigen, dass während des Systemstarts die Durchflussraten- und Auslassdruckkurven der Pumpe als Turbine eine Hysterese relativ zur Drehzahl aufweisen, während die Förderhöhenkurve beim langsamen und mittleren Hochlauf einem linearen Anstieg ähnelt Es zeigt einen parabolischen Anstieg während des schnellen Anlaufs, wobei die Entropieproduktion und die Wirbelbildung im Laufradbereich der Pumpe als Turbine hauptsächlich zwischen den Schaufeln verteilt sind und die Verteilung während des Anlaufs abnimmt. Darüber hinaus gilt das Pumpenähnlichkeitsgesetz nicht für die Leistungsvorhersage während des vorübergehenden Starts der Pumpe als Turbine.

In den letzten Jahren widmen Länder auf der ganzen Welt angesichts des steigenden Energiebedarfs der Entwicklung und Nutzung von Sekundärenergie immer mehr Aufmerksamkeit. Die Kreiselpumpenumkehr für Turbinen (als Turbinenpumpe bezeichnet) wird in der petrochemischen Industrie aufgrund ihres einfachen Aufbaus, des niedrigen Preises, der einfachen Installation und Wartung usw. häufig zur Energierückgewinnung verschiedener Geräte mit Restdruck von Abfallflüssigkeiten eingesetzt. Im Normalbetrieb Bei Pumpen wie Turbinen treten häufig Probleme wie ein instabiler Betrieb und eine enge Effizienzzone auf. Während des Startvorgangs ändern sich aufgrund des stufenlosen Drehzahlbetriebs die Leistungsparameter wie Durchflussmenge, Druck und Leistung in kurzer Zeit drastisch und die interne Strömung befindet sich in einem äußerst instabilen Übergangsströmungszustand, der sich leicht ändern kann verursachen enorme Druckpulsationen und Stöße und führen dann zu Schäden an der Pumpe, der Turbinenausrüstung selbst und den angeschlossenen Lastgeräten1. Daher ist es notwendig, eine systematische und eingehende Untersuchung der transienten Eigenschaften der Pumpe als Turbine während des Startvorgangs durchzuführen.

Aus der veröffentlichten Literatur geht hervor, dass die meisten Studien für stationäre Bedingungen durchgeführt wurden, zu denen auch der optimale Zustand zählt. Rossi et al.2 haben mithilfe einer künstlichen neuronalen Netzwerkmethode erfolgreich die optimale Zustandspunktleistung der Pumpe als Turbine vorhergesagt. Liu et al.3 schlugen eine iterative strömungsbasierte Methode zur Vorhersage des optimalen Zustandspunkts (BEP) unter Turbinenbedingungen vor, und die Ergebnisse zeigten, dass das entwickelte theoretische Modell zur Vorhersage der Leistung von Pumpen- und Turbinenbedingungen zuverlässig und genau war. Štefan et al.4 fanden heraus, dass der Durchfluss und die Förderhöhe im optimalen Betriebspunkt (BEP) unter Turbinenbedingungen höher sind als die Leistung unter Pumpenbedingungen. Miao et al.5 schlugen eine Entwurfsmethode zur Optimierung der radialen Oberfläche des Pumpen-als-Turbinenlaufrads vor, und der Wirkungsgrad der optimierten Pumpe als Turbine wurde am optimalen Betriebspunkt um 2,28 % gesteigert. Wang et al.6 leiteten eine Vorhersagegleichung für die Leistung des Turbinenwirkungsgradpunkts basierend auf dem Pumpen- und Turbinenwirkungsgrad mit Turbineneinlassschlupf ab, indem sie das Einlass- und Auslassgeschwindigkeitsdreieck des Laufrads analysierten, und verglichen sechs Pumpen als Turbine mit Umdrehungen von 9,0–54,8 für Experimentelle und numerische Simulationen zeigten, dass der Schlupfkoeffizient des Pumpenzustands am Auslegungszustandspunkt größer ist als der des Turbinenzustands. Frosina et al.7 schlugen eine neue Methode zur Vorhersage der Leistung von Kreiselpumpen als hydraulische Turbinen vor, die im Vergleich zu anderen Methoden eine hohe Genauigkeit aufwies. Huang et al.8 schlugen eine neue theoretische Methode zur Vorhersage des Durchflusses und der Förderhöhe von Pumpe und Turbine am optimalen Betriebspunkt vor, basierend auf dem Prinzip der Anpassung der Eigenschaften zwischen Laufrad und Spirale. Im Vergleich zu anderen Vorhersagemethoden erwiesen sich die Vorhersageergebnisse der vorgeschlagenen neuen Methode als genauer.

Maleki et al.9 berechneten numerisch die Strömungseigenschaften von zwei Flüssigkeiten mit unterschiedlichen Viskositäten innerhalb einer einstufigen und zweistufigen PAT. Die Ergebnisse zeigten, dass eine Erhöhung der Viskosität in einem einstufigen PAT zu einer Verringerung der Effizienz und einer Erhöhung der Durchflussrate im optimalen Betriebspunkt führen würde; In ähnlicher Weise verringerte eine Erhöhung der Viskosität in einem zweistufigen PAT den Wirkungsgrad des optimalen Betriebspunkts (BEP) um 12,5 %. Abazariyan et al.10 untersuchten den Einfluss der Viskosität auf die Leistung der Pumpe als Turbine und stellten fest, dass die Verringerung der mechanischen Verluste zu einem höheren Wirkungsgrad führte, wenn der Strömungsschmiereffekt bei hohen Viskositäten dominierte, und schlugen dementsprechend einen Zusammenhang zwischen dem berechneten Wirkungsgrad und dem Durchflusskoeffizienten vor und Reynolds-Zahl. Li11 stellte fest, dass die auf der Reynolds-Zahl basierende Beziehungsgleichung zur Durchflussumwandlung genauer ist, um die Leistung des Hocheffizienzpunkts im Falle einer Viskositätsänderung vorherzusagen, die Genauigkeit der Fallhöhenvorhersage jedoch noch weiter verbessert werden muss. Zhang et al.12 untersuchten experimentell die transienten Eigenschaften einer Kreiselpumpe, die während eines atypischen Starts bei drei stationären Drehzahlen und drei stationären Strömungen als Turbine umkehrt. Es wurde festgestellt, dass es ein schockierendes Phänomen in der Anstiegskurve der Durchflussrate und des statischen Auslassdrucks gibt und das Phänomen des statischen Auslassdruckschocks einen verzögerten Trend mit der Erhöhung der stabilen Laufgeschwindigkeit nach dem Start zeigt. Li13,14 schlug zunächst eine Methode zur Ermittlung der hydraulischen, volumetrischen und mechanischen Effizienz von Wirbelpumpen vor. Die Ergebnisse zeigen, dass die Kavitationsleistung der Wirbelpumpe als Turbine schlecht ist und ihre Leistungsumwandlungskoeffizienten für Durchfluss und Förderhöhe viel höher sind als die von Kreiselpumpen mit der gleichen Drehzahl, und dass die Effizienz des Wirbels mit zunehmender Viskosität geringer wird oder die Reynolds-Zahl des Laufrads nimmt ab. Hu et al.15 untersuchten die hydraulischen Eigenschaften einer Pumpe als Turbine unter Momentanströmungsbedingungen. Die Ergebnisse zeigen, dass der Wirkungsgrad der Pumpe als Turbine stark von den momentanen Strömungsverhältnissen beeinflusst wird. Mit zunehmender Fördermenge nimmt die hydrodynamische Kraft auf das Laufrad sowie die Druckschwankung im Schneckengetriebe zunächst ab und steigt dann an, bis sie einen Minimalwert nahe der Auslegungsfördermenge erreicht.

Zusammenfassend lässt sich sagen, dass sich die aktuelle Forschung zu Pumpe als Turbine hauptsächlich auf die Leistungsumwandlung und Vorhersage unter stationären Bedingungen konzentriert, die transienten Eigenschaften des Startvorgangs Pumpe als Turbine wurden jedoch noch nicht untersucht. Auf dieser Grundlage erstellt dieser Artikel ein Umlaufrohrsystem, einschließlich Pumpe als Turbine, Druckerhöhungspumpe, Ventil und Tank usw., und führt numerische Berechnungen für das gesamte Umlaufrohrsystem durch, um die transienten Strömungseigenschaften der Pumpe als Turbine, Ventil zu ermitteln , Tank und andere Komponenten. Darüber hinaus werden die transienten Starteigenschaften jeder Überlaufkomponente, insbesondere der Pumpe als Turbine, mit Hilfe der dimensionslosen Analysemethode, der Wirbelidentifizierungsmethode und der Entropieproduktionstheorie weiter aufgedeckt.

In diesem Artikel ist das Modell der Druckerhöhungspumpe M129-50, dessen Nennparameter sind: QD = 50 m3/h, HD = 20,54 m und nD = 2900 U/min. Das Modell der Pumpe als Turbine ist MH90-25, dessen Nennparameter sind: Qd = 25 m3/h, Hd = 20,9 m und nd = 2900 U/min. Die Modelldiagramme der Druckerhöhungspumpe und der Pumpe als Turbine sind in Abb. 1a bzw. b dargestellt. Die Anzahl der Flügel beider Modellpumpen beträgt 6, die übrigen geometrischen Parameter sind in den Tabellen 1 bzw. 2 aufgeführt.

Dreidimensionales Modell. (a) Druckerhöhungspumpe, (b) Pumpe als Turbine.

Das in dieser Arbeit konstruierte Zirkulationsrohrsystem ist in Abb. 2a dargestellt. Das System besteht aus Druckerhöhungspumpe, Pumpe als Turbine, Ventil, Rohrkreislauf und Tank. Unter anderem dient das Ventil im zirkulierenden Rohrleitungssystem nur zur Einstellung des Durchflusswerts im Rohrleitungssystem, sodass die Zeichnung vereinfacht wird. Die Gesamtgeometrie des Umlaufrohrsystems ist in Abb. 2b dargestellt, der Durchmesser des Auslassrohrs des Tanks beträgt 76 mm; Der Einlassdurchmesser der Druckerhöhungspumpe beträgt 76 mm und der Auslassdurchmesser 65 mm. Der Einlassdurchmesser der Pumpe als Turbine beträgt 50 mm und der Auslassdurchmesser 65 mm, da die Ein- und Auslassrohrdurchmesser zwischen Pumpe und Turbine nicht übereinstimmen, sodass das Rohr 2 als Diffusionsrohr am Auslass des Boosters eingestellt ist Pumpe. Darüber hinaus beträgt die Größe des Wassertanks 300 × 150 × 300 mm, wobei sich in der Mitte des Tanks eine Schwallwand befindet, und seine Größe beträgt 25 × 150 × 200 mm. Um die Simulationsergebnisse näher an die reale Situation des Tanks heranzuführen, wird in der CFD-Simulation der Luftdruck auf der oberen Oberfläche des Flüssigkeitsbereichs des Wassertanks auf 1 atm angewendet. Bei konstanter Geschwindigkeit wird die Ventilöffnung angepasst, um den lokalen hydraulischen Verlust und damit die Überlaufkapazität zu ändern, dh die Ventilöffnung kann angepasst werden, um die entsprechende stabile Durchflussrate und den Systemwiderstand zu erhalten.

Gesamtflüssigkeitsbereich des Pumpen- und Turbinensystems. (a) Gesamtflüssigkeitsbereich, (b) Gesamtmaßzeichnung.

Die Forschung in dieser Arbeit befasst sich mit der Auswirkung der Pumpe als Turbinenstartbeschleunigung auf die Startleistung. Um den Einfluss von Durchflusswerten im Fluidbereich auf die Pumpe beim Turbinenstart auszuschließen, wird die Ventilöffnung auf einen konstanten Wert von 0,5 eingestellt. Der normale Betriebswert für den stationären Durchfluss im gesamten Flüssigkeitsbereich beträgt zu diesem Zeitpunkt etwa 23,58 m3/h. Die konkrete Ventilöffnungssituation ist in Abb. 3 dargestellt.

Diagramm der Ventilöffnung.

Für die Vernetzung des gesamten Fluidbereichs wird ICEM CFD 19.2 verwendet. Die Netze der Druckerhöhungspumpe, der Pumpe als Turbine und des Ventils sind in Abb. 4 dargestellt. Um den Einfluss der Anzahl der Gitter auf die Berechnung auszuschließen Aufgrund der Ergebnisse wurde die Berechnung der Netzunabhängigkeit separat durchgeführt. Die Auswirkung der Anzahl der Gitter auf die Berechnungsgenauigkeit ist in Abb. 5 dargestellt. Nach der Gitterkorrelationsprüfung wird festgestellt, dass bei einer Änderung der berechneten Fallhöhe von weniger als 2 % davon ausgegangen wird, dass die Anforderung an die Gitterirrelevanz erfüllt ist . Die endgültige Maschenzahl des gesamten Zirkulationsrohrsystems beträgt nach der Berechnung 7,84 Millionen, wobei die Druckerhöhungspumpe und die Pumpe als Turbine tetraedrische nichtstrukturelle Maschen verwenden, die Zahlen betragen 1,28 Millionen bzw. 1,35 Millionen, und das Ventil, der Tank und die Rohrleitungen Systemteile verwenden hexaedrische Strukturnetze, die Maschenzahlen betragen 290.000, 3,2 Millionen bzw. 1,72 Millionen. Für die Simulation der mikrofeinen Strömung innerhalb der Grenzschicht ist diese Gittergröße noch etwas unzureichend, reicht aber aus, um die äußeren Eigenschaften vorherzusagen und die Makroströmungsstruktur des inneren Strömungsfeldes zu erfassen. Durch die Netzqualitätsprüfung wurde festgestellt, dass die Qualität des Netzes den Anforderungen entspricht.

Teilrasterdiagramm. (a) Druckerhöhungspumpe, (b) Pumpe als Turbine, (c) Ventil.

Unabhängigkeit von der Gitternummer.

Für die rechnerische Strömungsdynamikberechnung einer Pumpe oder einer Pumpe als Turbine während der Start- oder Abschaltphase ist der Rechenbereich derzeit im Allgemeinen eine einzelne Pumpe oder eine Pumpe als Turbine, und dann wird die numerische Berechnung unter Verwendung von a durchgeführt gegebene Einlass- und Auslassrandbedingungen. Obwohl die numerische Berechnung einer einzelnen Pumpe oder einer Pumpe als Turbine einen geringen Rechenaufwand erfordert, muss bei der nicht konstanten Berechnung die Beziehung zwischen dem Durchflusswert und der Zeit ermittelt werden, da sich der Durchflusswert am Einlass mit der Zeit ändert durch Leistungsexperimente vorankommen. Zusätzlich zu der oben genannten Methode können Pumpen, Pumpen als Turbinen, Rohrleitungen, Ventile, Tanks und andere Fluidbereiche gemeinsam gelöst werden. Obwohl die Methode rechnerischer ist, sind keine vorherigen Experimente erforderlich, um die Übereinstimmung zwischen der tatsächlichen Durchflussrate zu erhalten und der Wandel der Zeit.

Der grundlegende Arbeitsprozess oder Berechnungsprozess des Zirkulationsrohrsystems in diesem Artikel ist wie folgt: Nach dem Starten der Druckerhöhungspumpe beginnen die Parameter wie Druck und Durchflussrate im Flüssigkeitsbereich zu steigen, und nachdem die Geschwindigkeit der Druckerhöhungspumpe erreicht ist Stabilität, die Pumpe wird als Turbine mit unterschiedlichen Startgeschwindigkeiten gestartet und der Öffnungsgrad des Ventils wird während des gesamten Startvorgangs immer konstant gehalten und beträgt 0,5. Um die numerische Berechnung unterschiedlicher Startgeschwindigkeiten der Pumpe als Turbine zu realisieren, schreibt dieser Artikel: Um die numerische Berechnung unterschiedlicher Startgeschwindigkeiten der Pumpe als Turbine zu realisieren, implementiert dieser Artikel die Belastung unterschiedlicher Startbeschleunigungen durch Schreiben des Benutzers -definierte Funktionen.

Das in dieser numerischen Simulation verwendete Turbulenzmodell ist das RNG-k-ε-Modell, das durch Verbesserung des Standard-k-ε-Modells7,16,17,18 erhalten wird. Im Vergleich zum Standard-k-ε-Modell führt das RNG-k-ε-Modell die gängige zeitgemittelte Dehnungsrate in das RNG-k-ε-Modell ein, um den Effekt der mittleren Dehnungsrate zu erhöhen. Das RNG-k-ε-Modell berücksichtigt die Rotations- und Zyklonströmungsbedingungen in der mittleren Strömung, wodurch die Strömung mit einer hohen Dehnungsrate und einem großen Grad an Strömungskrümmung besser bewältigt werden kann. Seine Form ist wie folgt:

wobei \(\overline{{S_{ij} }} = \frac{1}{2}\left( {\frac{{\partial \overline{u}_{i} }}{{\partial x_{j } }} + \frac{{\partial \overline{u}_{j} }}{{\partial x_{i} }}} \right)\), \(\mu_{eff} = \mu + \ mu_{t}\), \(\mu_{t} = C_{\mu } \frac{{k^{2} }}{\varepsilon },\) u ist die Geschwindigkeit (m·s−1), ρ ist die Dichte (kg·m−3), k ist die turbulente Energie (m2·s−2), μeff ist der effektive Viskositätskoeffizient (kg·m−1·s), \(\overline{{S_{ij } }}\) sind der Dehnungsratentensor und R ist der zusätzliche Quellterm in der ε-Gleichung, der den Effekt der durchschnittlichen Dehnungsrate ε darstellt. Die Ausdrücke sind:

Die Modellparameter in der obigen Gleichung sind Cμ = 0,0845, C1ε = 1,42, C2ε = 1,68, αk = 1,0, αε = 0,769, β = 0,012, η0 = 4,38.

In Anbetracht des bösartigen Grunds wird die Randbedingung des Nichtrutschens an der Wand verwendet und die Kopplung von Geschwindigkeit und Druck wird durch den SIMPLEC-Algorithmus realisiert. Der standardmäßige Unterrelaxationsfaktor wird für alle Variablen in der iterativen Berechnung verwendet, der Zeitschritt ist auf 0,001 s eingestellt und die gesamte Startzeit beträgt 1,5 s. Die maximale Anzahl von Iterationen wird in jedem Zeitschritt auf 200 festgelegt, um absolute Konvergenz in jedem Zeitschritt sicherzustellen, und das Konvergenzresiduum wird auf 0,001 festgelegt.

Um die Zuverlässigkeit der numerischen Berechnungsmethode in dieser Arbeit zu überprüfen, wurden zunächst die äußeren Eigenschaften der Pumpe als Turbinenmodell (MH90-25) unter Pumpenbedingungen numerisch vorhergesagt und mit den experimentellen Ergebnissen verglichen, wie in Abb. 6 dargestellt Um die Vorhersagegenauigkeit zu verbessern, werden die mechanischen und volumetrischen Verluste bei der numerischen Vorhersage der externen Eigenschaften unter den Betriebsbedingungen der Pumpe berücksichtigt.

Vergleich äußerer Merkmale. (a) Förderhöhe, (b) Wellenleistung, (c) Wirkungsgrad.

Tatsächlicher Pumpenkopf

wobei \(\overline{p}_{out} ,\;\overline{p}_{in}\) der durchschnittliche Gesamtdruck am Auslass der Pumpenspirale bzw. am Pumpeneinlass ist. Bei Berücksichtigung der Schwerkraft ist Δh der vertikale Abstand von der Pumpenauslassebene zur Mittelachse des Einlassrohrs und g die Erdbeschleunigung.

Hydraulischer Wirkungsgrad

Dabei ist Q die Durchflussmenge, M das Laufraddrehmoment und ω die Winkelgeschwindigkeit.

Volumetrischer Wirkungsgrad19

Spezifische Geschwindigkeit

Jeder Parameter in der Formel wird vom Nennwert der Betriebsbedingungen übernommen.

Totale Effizienz

wobei Pe die effektive Ausgangsleistung ist, \(P_{{\text{e}}} = \rho gQH\); ΔPd ist der Scheibenreibungsverlust, berechnet nach der folgenden Formel:

wobei \({\text{Re}} = 10^{6} \times \omega ({{D_{2} } \mathord{\left/ {\vphantom {{D_{2} } 2}} \right. \kern-0pt} 2})^{2}\)

Wellenleistung

Bei einem Nennvolumenstrom von 25 m3/h betragen die Prüfhöhe, der Wirkungsgrad und die Wellenleistung 21,71 m, 67,50 % bzw. 2,11 kW, und die numerisch vorhergesagte Förderhöhe, der Wirkungsgrad und die Wellenleistung betragen 20,95 m, 74,23 % und 1,99 kW, sodass die relativen Fehler 3,5 %, 9,1 % bzw. 5,7 % betragen und jeder relative Fehler weniger als 10 % beträgt und die Abweichungen alle im Rahmen des Angemessenen liegen. Im gesamten Volumenstrombereich ist die vorhergesagte Förderhöhe etwas höher als der Testwert, aber die Differenz nimmt mit zunehmendem Volumenstrom ab und erreicht den Minimalwert in der Nähe des Nennvolumenstroms, wonach die Differenz wieder leicht zunimmt. Im kleineren Volumenstrombereich ist die vorhergesagte Leistung höher als der Testwert, aber die Differenz nimmt mit zunehmendem Volumenstrom schnell ab und konvergiert bei 17 m3/h, danach verhält sich der Testwert etwas höher als der vorhergesagte Wert. Im gesamten Volumenstrombereich liegt der prognostizierte Wirkungsgrad geringfügig über dem Testwert, und obwohl die Differenz mit dem Volumenstromwert zunimmt, liegt der relative Fehlerwert immer noch in einem angemessenen Bereich. Unter Berücksichtigung der mechanischen und volumetrischen Verluste ist daher die Vorhersagegenauigkeit der externen Eigenschaften hoch, was die Zuverlässigkeit und Genauigkeit des mathematischen Modells und der numerischen Berechnungsmethode gewährleistet.

Um den Einfluss der Startbeschleunigung auf den Startvorgang der Pumpe als Turbine zu untersuchen, werden in dieser Arbeit unterschiedliche Startbedingungen der Pumpe als Turbine definiert, wobei Beschleunigungszeiten von 0,1 s, 0,6 s und 1,1 s definiert werden als schneller, mittlerer und langsamer Start, wobei die entsprechenden Beschleunigungen jeweils 241,67 r·s−2, 40,283 r·s−2 und 21,969 r·s−2 betragen. Um den Einfluss der Stabilisierungsgeschwindigkeit auszuschließen, wurde die Stabilisierungsgeschwindigkeit nach Abschluss des Startvorgangs für die drei Beschleunigungsbedingungen auf dem gleichen Wert gehalten. Die Beschleunigungsprozesse für den schnellen, mittleren und langsamen Startfall werden durch die folgenden Gleichungen dargestellt:

Dabei ist n die Drehzahl zu einem bestimmten Zeitpunkt, U/min. t ist der Rechenzeitprozess, s.

Im Folgenden wird der spezifische Startvorgang für die Pumpe als Turbinenzirkulationsleitungssystem beschrieben: Die Drehzahl der Druckerhöhungspumpe wird immer bei 2900 U/min gehalten. vor 0,30 s ist die Pumpe als Turbine noch nicht gestartet und steht still, d. h. vor 0,30 s befindet sich das gesamte Zirkulationssystem in einem konstanten Strömungszustand; Ab 0,30 s beginnt die Pumpe als Turbine zu arbeiten, das heißt die Drehzahl steigt weiter auf einen stabilen Wert an. Bei der Erhöhung der Pumpen-Turbinen-Drehzahl wird die Laufradgeschwindigkeit linear mit jeweils drei Beschleunigungen beschleunigt. Die Zeit, die benötigt wird, um die Geschwindigkeit auf einen stabilen Wert anzusteigen, beträgt 0,10 s, 0,60 s bzw. 1,10 s, d. h. der Anfahrvorgang ist nach 0,40 s, 0,90 s und 1,40 s abgeschlossen, die als schnell, mittel und langsam definiert sind Inbetriebnahme bzw.

Im gesamten Anlaufvorgang wird die Ventilöffnung auf 0,5 gehalten, allerdings aufgrund der unterschiedlichen Anlaufbeschleunigung von Pumpe als Turbine bei unterschiedlichen Anlaufbedingungen, was wiederum zu unterschiedlichen Strömungswiderständen und hydraulischen Verlusten im führt Dies führt zu geringfügigen Unterschieden in der Entwicklung der Aufwärtsströmungskurve während des gesamten Startvorgangs. Abbildung 7 zeigt die momentanen Strömungskurven der Pumpe als Turbine im zirkulierenden Rohrleitungssystem bei drei verschiedenen Anlaufbeschleunigungen. Nach Abschluss des Startvorgangs betragen die stabilen Durchflusswerte unter den drei verschiedenen Startbeschleunigungen 23,806 m3/h, 23,807 m3/h bzw. 23,665 m3/h. Die Startbeschleunigung hat nur einen sehr geringen Einfluss auf den endgültigen stabilen Fluss, und der kleine Unterschied ist auf den numerischen Berechnungsfehler zurückzuführen. Im Berechnungsprozess weisen die drei Flusskurven im Allgemeinen ähnliche Entwicklungsmerkmale auf, die alle durch einen schnellen Anstieg auf einen großen Wert, einen langsamen Rückgang und einen langsamen Anstieg auf einen stabilen Fluss gekennzeichnet sind, dh das Phänomen des Flusses Schock herrscht im Systemberechnungsprozess. Da im gesamten System nur die Druckerhöhungspumpe läuft, sind die Durchflussänderungen unter den drei Startbeschleunigungen schnell, mittel und langsam im Wesentlichen gleich, wobei alle den maximalen Durchfluss beim maximalen Durchflusswert von 23,798 m3 erreichen /h wurde bei 0,137 s erreicht, danach nahm die Durchflussrate langsam ab. Bei 0,3 s beginnt die Turbine zu rotieren und der momentane Durchfluss in der Turbine erreicht für die schnelle, mittlere und langsame Startbeschleunigung einen Minimalwert von 22,440 m3/h, danach steigen die drei Durchflusskurven aufgrund der unterschiedlich stark an unterschiedliche Startbeschleunigungen. Die drei Strömungskurven erreichten den stabilen Wert bei 0,655 s, 1,037 s bzw. 1,446 s, während die Turbinendrehzahl den stabilen Wert bei 0,4 s, 0,9 s bzw. 1,4 s erreichte.

Merkmale des momentanen Durchflussanstiegs.

Es ist ersichtlich, dass zwischen dem Zeitpunkt, zu dem die Durchflussrate den stabilen Wert erreicht, und dem Zeitpunkt, zu dem die Geschwindigkeit den stabilen Wert erreicht, eine gewisse Verzögerung besteht, d. h. die Durchflussrate steigt langsamer als die Geschwindigkeit.

Die momentanen Förderhöhenentwicklungskurven der Pumpe als Turbine bei unterschiedlichen Startbeschleunigungen sind in Abb. 8 dargestellt. Es ist offensichtlich, dass der Gesamttrend der Förderhöhenänderung bei unterschiedlichen Startbeschleunigungen während der Berechnung gleich bleibt und alle schnell ansteigen , dann langsam abnehmend und dann auf einen stabilen Wert ansteigend. Da die Pumpe als Turbine unter den drei Betriebsbedingungen nicht arbeitet, steigt ihre Förderhöhenkurve vor 0,3 s in gleicher Weise an, zunächst alle schnell ansteigend, und erreicht bei 0,136 s einen lokalen Maximalwert von 9,86 m. Nach Erreichen eines lokalen Maximums schwankt er und erreicht nach 0,3 s einen lokalen Minimalwert von 9,02 m. Nach der Berechnungszeit von 0,3 s beginnt die Pumpe als Turbine mit drei verschiedenen Startbeschleunigungen zu arbeiten. Nach der Berechnungszeit von 0,3 s beginnt die Pumpe als Turbine mit drei verschiedenen Startbeschleunigungen zu laufen, und es gibt einige Unterschiede in den Förderhöhenkurven bei verschiedenen Startbedingungen. Die Rotation der Pumpe als Turbinenlaufrad erzeugt einen gewissen Druckverlust, und der Verlust nimmt mit zunehmender Drehzahl der Pumpenturbine allmählich zu, sodass die Förderhöhe während des Anlaufvorgangs der Pumpenturbine erheblich ansteigt. Bei einem langsamen Start zeigt die Förderhöhenkurve der Turbine einen linearen Wachstumstrend und korreliert stark mit dem Geschwindigkeitswachstumsgesetz; Beim Start mit mittlerer Geschwindigkeit weist die Förderhöhenkurve auch eine hohe Ähnlichkeit mit dem Geschwindigkeitswachstumsgesetz auf und zeigt einen ähnlichen linearen Wachstumstrend. Anders als beim Langsam- und Mittelgeschwindigkeitsstart weist die Förderhöhenkurve beim Schnellstart einen parabolischen Anstieg auf; Zu Beginn des Starts nimmt die momentane Förderhöhe zunächst schnell ab, steigt dann schnell an und steigt schließlich langsam auf einen stabilen Wert an. Bei 0,309 s erreicht die momentane Förderhöhe der Pumpe als Turbine einen lokalen Minimalwert von 8,282 m, was 0,741 m niedriger ist als die Förderhöhe bei 0,3 s. Danach beginnt die Förderhöhenkurve schnell anzusteigen, und bei 0,417 s beträgt die momentane Förderhöhe der Pumpe als Turbine 11,782 m, und bei 0,6 s beträgt die momentane Förderhöhe der Pumpe als Turbine 12,044 m. Das merkt man am rasanten Start. Es ist ersichtlich, dass unter der Schnellstartbedingung die Entwicklung der momentanen Förderhöhenkurve der Pumpe für die Turbine und das Geschwindigkeitswachstumsgesetz unterschiedlich sind und kein lineares Wachstumsgesetz zeigen.

Eigenschaften des sofortigen Druckanstiegs.

Zusammenfassend lässt sich sagen, dass die Entwicklung der Förderhöhenkurve der Pumpe als Turbine in den drei Berechnungsfällen vor dem Start der Turbine sehr konsistent bleibt; Nachdem die Pumpe als Turbine gestartet ist, wachsen die Förderhöhenkurve und die Geschwindigkeitskurve beim langsamen und mittleren Geschwindigkeitsstartvorgang ähnlich und zeigen beide einen ähnlichen linearen Wachstumstrend; Beim Schnellstartvorgang zeigt die Förderhöhenkurve ein parabolisches Wachstum und zu Beginn des Turbinenstarts kommt es zu einem plötzlichen Abfall der Förderhöhe. Während des Schnellstarts zeigt die Förderhöhenkurve ein parabolisches Wachstum und zu Beginn des Turbinenstarts kommt es zu einem plötzlichen Abfall der Förderhöhe.

Die momentanen Wellenleistungskurven der Pumpe als Turbine unter verschiedenen Startbeschleunigungsbedingungen sind in Abb. 9 dargestellt. Die Durchschnittswerte der konstanten Wellenleistung am Ende der drei verschiedenen Startbeschleunigungen betragen 1,698 kW, 1,698 kW und 1,698 kW , jeweils. Es ist ersichtlich, dass trotz der unterschiedlichen Anlaufbeschleunigungen die konstanten Wellenleistungswerte gleich sind, da am Ende des Anlaufs die gleiche konstante Drehzahl erreicht wird. Während des Startvorgangs zeigt die Wellenleistungskurve im Allgemeinen einen linearen Anstieg und beginnt nach Erreichen des stabilen Wertes periodische Schwankungen zu zeigen. Bei 0,4 s des Berechnungsprozesses erreicht die schnell anlaufende Pumpe als Turbine einen stabilen Wert von 1,689 kW; Bei 0,9 s des Berechnungsprozesses erreicht die mitteltourige Startpumpe als Turbine einen stabilen Wert von 1,694 kW; Bei 1,4 s des Berechnungsprozesses erreicht die langsam anlaufende Pumpe als Turbine einen stabilen Wert von 1,697 kW. Es zeigt sich, dass die Drehzahl des Pumpen- bzw. Turbinenlaufrads bei schnellen, mittleren und langsamen Startbeschleunigungen bei 0,4 s, 0,9 s und 1,4 s den stabilen Wert erreicht, während die momentane Wellenleistung der Pumpe als Turbine den stabilen Wert bei erreicht zur gleichen Zeit wie oben.

Eigenschaften des momentanen Leistungsanstiegs der Welle.

In den schnellen, mittleren und langsamen Startbedingungen sind die momentanen statischen Druckverläufe an der Pumpe als Turbineneinlass und -auslass in Abb. 10 dargestellt. Abbildung 10a zeigt den momentanen statischen Druck am Turbineneinlass. Es lässt sich feststellen, dass sich die momentanen statischen Druckverläufe an der Pumpe als Turbineneintritt bei unterschiedlicher Startbeschleunigung grundsätzlich überschneiden, was daran liegt, dass der Druck am Turbineneintritt durch den Druck am Austritt der Druckerhöhungspumpe bestimmt wird, also die Wirkung des Die Drehung der Pumpe als Turbinenlaufrad auf ihrem Eingangsdruck ist nahezu nicht vorhanden. Zu Beginn des Berechnungsprozesses zeigte der Druck am Einlass der Pumpe als Turbine einen allgemeinen Trend, der zunächst auf und ab schwankte, dann schnell anstieg und schließlich langsam auf einen stabilen Wert abfiel. Der Druck an der Pumpe als Turbineneinlass schwankt bis 0,03 s stark, erreicht dann bei 0,209 s einen lokalen Extremwert von 237,861 kPa und erreicht schließlich bei 0,31 s einen stabilen Wert von 233,259 kPa. Es ist ersichtlich, dass der Einlassdruck der Pumpe als Turbine nicht mit der Drehzahl des Laufrads zusammenhängt und es während des Startvorgangs zu einem leichten Druckstoßphänomen kommt.

Eigenschaften des sofortigen Anstiegs des statischen Drucks. (a) statischer Einlassdruck, (b) statischer Auslassdruck.

Abbildung 10b zeigt die momentanen statischen Druckkurven am Auslass der Pumpe als Turbine. Im Gegensatz zum statischen Einlassdruck weist der statische Auslassdruck einen relativ komplexen Trend auf, und alle drei Kurven zeigen einen Trend, der zunächst abfällt und dann auf einen stabilen Wert ansteigt . Im Berechnungsprozess von 0,017 s, 0,092 s und 0,167 s gibt es offensichtliche Extremwertpunkte, die Werte von 146,646 kPa, 101,581 kPa bzw. 41,926 kPa. 0,3 s nach dem Berechnungsvorgang beginnt die Pumpturbine zu starten und die Laufraddrehzahl steigt kontinuierlich an. Aufgrund der unterschiedlichen Startbeschleunigungen der Pumpe als Turbinenlaufrad zeigen die drei Kurven des statischen Auslassdrucks unterschiedliche Anstiegseigenschaften. Im Schnellstartprozess erreichte der statische Druck am Pumpen- und Turbinenauslass nach 0,524 s einen stabilen Wert von 52,983 kPa. Zuvor zeigte der statische Druck am Pumpen- und Turbinenauslass einen schwankenden Anstiegstrend; Die Zeit, die der statische Auslassdruck benötigt, um auf den stabilen Wert anzusteigen, zeigte eine leichte Tendenz, sich im Vergleich zur steigenden Laufradgeschwindigkeit der Pumpe als Turbine zu verlängern. Während des Hochlaufs bei mittlerer Geschwindigkeit erreicht der statische Druck am Auslass der Pumpe und der Turbine nach 0,979 s einen stabilen Wert von 53,321 kPa. Während des langsamen Anlaufs erreicht der statische Druck am Auslass der Pumpe und der Turbine nach 1,444 s einen stabilen Wert von 55,391 kPa. Somit ist ersichtlich, dass die Zeit, die die Pumpe als Turbinenauslass benötigt, um einen stabilen Wert zu erreichen, eine leichte Hysterese in Bezug auf die Geschwindigkeitskurve aufweist; und mit der Erhöhung der Startbeschleunigung weist auch der statische Ausgangsdruck eine leichte Hysterese auf. Der auslassstabilisierte statische Druck nimmt mit zunehmender Startbeschleunigung ebenfalls leicht ab.

Turbulente kinetische Energie ist ein Maß für die Entwicklung oder Zerstreuung von Turbulenzen, und ihre Größe und die Inhomogenität der Verteilung spiegeln den Pulsationsdiffusionsbereich und die Größe der viskosen Dissipationsverluste wider. Je größer die turbulente kinetische Energie, desto aktiver ist die kleine Größe Strömungsstruktur in der turbulenten Strömung. Abbildung 11 zeigt die turbulente kinetische Energieverteilung des turbulenten Laufradquerschnitts bei verschiedenen Startmomenten der Pumpe für das Turbinenlaufrad während des Anlaufs bei mittlerer Drehzahl. Während des gesamten Berechnungsprozesses zeigt die turbulente kinetische Energie im Laufrad einen Trend, der zunächst zunimmt und dann abnimmt, bevor sie sich stabilisiert. Die turbulente kinetische Energie ist bei 0,3 s maximal und bei 0,9 s minimal. Dies liegt daran, dass im Berechnungsprozess die Pumpe als Turbinenlaufrad vor 0,3 s stationär ist, als die von der Druckerhöhungspumpe abgegebene Flüssigkeit direkt auf die stationäre Schaufel prallte, was zu großen Strömungsverlusten führte; nach 0,3 s begann sich die Pumpe als Turbinenlaufrad zu drehen, als der Aufprall auf die Schaufel allmählich nachließ, d. h. die turbulente kinetische Energie nahm ab; Nach 0,9 s behielt die Pumpe als Turbinenlaufrad eine gleichmäßige Rotation bei, als sich die turbulente kinetische Energie nicht wesentlich änderte. Es ist offensichtlich, dass bei der Berechnungszeit von 0,3 s der Bereich der turbulenten kinetischen Energieverteilung im Strömungskanal der Pumpe als Turbinenlaufrad sehr groß ist. Die größere turbulente kinetische Energieverteilung zwischen zwei beliebigen Schaufeln ist unter anderem offensichtlicher wobei die turbulente kinetische Energieverteilung in der Nähe des VII. Abschnitts des Wurmgehäuses am intensivsten ist und ihr Maximalwert 2,6 m2/s2 erreichen kann. Nach der Berechnungszeit von 0,9 s ist der Wert der turbulenten kinetischen Energie im Laufradlaufrad klein und die Verteilung ist ebenfalls sehr niedrig, und der Wert der turbulenten kinetischen Energie im gesamten Laufradlaufrad ist auf etwa 0,6 m2/s2 und die Turbulenz reduziert Die kinetische Energie konzentriert sich zu diesem Zeitpunkt hauptsächlich in der Nähe der Schaufelspitze und des Laufradauslasses. Zusammenfassend lässt sich sagen, dass die turbulente kinetische Energieverteilung im Laufrad der Pumpe als Turbine mit zunehmender Drehzahl des Pumpenrads als Turbine während des Startvorgangs der Pumpe als Turbine abnimmt und die turbulente kinetische Energieverteilung im Laufrad zunimmt gleichmäßig, nachdem die Beschleunigung abgeschlossen ist.

Turbulente kinetische Energieverteilung des Laufrad-Läuferabschnitts beim Anfahren bei mittlerer Geschwindigkeit (m2/s2).

Abbildung 12 zeigt die Druckverteilung und die räumliche und zeitliche Entwicklung der Strömungslinie des Endrohrs am Auslass der Pumpe als Turbine zu verschiedenen Zeitpunkten während des Anfahrens bei mittlerer Drehzahl. Wie aus der Abbildung ersichtlich ist, zeigt der gesamte Berechnungsprozess der Pumpe als Turbinenauslasskanal die Druckverteilung auf beiden Seiten hoch und in der Mitte niedrig, insbesondere ist der Endrohrdurchmesser größer, der maximale Druck und die minimale Druckdifferenz an dieser Stelle bis zu 120 kPa; Am hinteren Ende der Endrohrstelle wird der Druckunterschied zwischen den beiden Enden der Rohrleitung und der Mitte weiter verringert. Obwohl der Auslasskanal relativ einfach ist, gibt es bei der Strömungsverteilung mehrere Wirbel im Querschnitt des Auslasskanals. Im Berechnungsprozess von 0,15 s gibt es zwei Wirbelbereiche, die in der Mitte der Längsposition des Auslassströmungskanals verteilt sind, von denen der zentrale Druck des linken Wirbels etwa 30 kPa beträgt, während der zentrale Druck des rechten Wirbels relativ ist groß etwa 50 kPa. Mit zunehmender Laufraddrehzahl verschiebt sich die Wirbelposition kontinuierlich nach rechts; Mit zunehmender Laufraddrehzahl zeigt der Gesamtdruckwert der Wirbelmittenposition einen allmählich zunehmenden Trend, aber in 0,75 s ist der Druckwert der Wirbelmittenposition sehr klein, von links nach rechts zwei Wirbelmittendruckwerte beträgt etwa 25 kPa und 30 kPa; Zu jedem Zeitpunkt nimmt der Druckwert der Wirbelmitte von links nach rechts allmählich zu. Bei der Laufradrotationsstabilität reduziert sich die Anzahl der Wirbelbereiche nochmals auf zwei. Der Grund für die oben genannten Änderungen liegt darin, dass die Pumpe als Turbinenlaufrad beim Start beschleunigt, die Geschwindigkeit zunimmt und der Durchfluss durch die Pumpe als Turbine zunimmt. Wenn die Durchflussgeschwindigkeit gering ist, ist das Strömungsablösungsphänomen im Endrohr schwerwiegend, die Hemmfähigkeit des Hauptstroms zur Grenzschichtablösung ist unzureichend und der Wirbelbereich ist groß und weist viele Bereiche auf. Wenn die Durchflussrate zunimmt, wird das Strömungsablösungsphänomen im Endrohr unterdrückt, die Hemmungsfähigkeit des Hauptstroms zur Grenzschichtablösung wird offensichtlich erhöht und der Wirbelflächenbereich wird komprimiert.

Druck-Strömungs-Liniendiagramm der Pumpe als Turbinenendrohr beim Anfahren bei mittlerer Geschwindigkeit (kPa).

Aufgrund der dynamischen und statischen Interferenz zwischen dem rotierenden Laufrad und der stationären Spirale in der Pumpe als Turbine sowie der kombinierten Wirkung des rotierenden Strömungsabrisses und der Nachlaufstrahlstruktur wird das interne Strömungsfeld äußerst komplex und wird instabil Störströmungseigenschaften. Diese gestörte Strömung verursacht periodische Druckpulsationen im Strömungsfeld, und die Flüssigkeit überträgt die Druckpulsationen auf das Laufrad und die Spirale, was zu Vibrationen und Geräuschen der Pumpe als Turbine führt. Daher kann die Analyse der Druckpulsation die Turbulenzintensität der Flüssigkeit effektiv anzeigen. Darauf aufbauend werden im Spiralgehäuse der Pumpe als Turbine eine Reihe von Überwachungspunkten zur Überwachung der Innendruckpulsation eingerichtet, wie in Abb. 13 dargestellt. Darüber hinaus wird in dieser Arbeit der Druckkoeffizient zur Dimensionsberechnung verwendet Übergangsdruck, und die Berechnungsformel lautet:

wobei U2 die Umfangsgeschwindigkeit der Pumpe als Turbinenlaufradeintritt (Pumpenlaufradaustritt) ist, m/s; p ist der vorübergehende statische Druck Pa; \(\overline{p}\) ist der durchschnittliche statische Druck, Pa; ρ ist die Dichte des Mediums, also die Dichte des Wassers, kg/m3.

Druckpulsationsüberwachungspunkt (Pumpe als Turbine).

Die Zeitbereichsdiagramme verschiedener Überwachungspunkte im Schneckengehäuse am Ende des Startvorgangs unter verschiedenen Startbedingungen sind in Abb. 14 dargestellt. Wie aus der Abbildung ersichtlich ist, sind beim Schnellstart die durchschnittlichen Druckkoeffizienten bei jeder Überwachung Punkt sind 0,134, 0,035, 0,023, 0,053, 0,062, 0,012, 0,010 und 0,049; Beim Mediumstart betragen die durchschnittlichen Druckkoeffizienten 0,125, 0,021, 0,008, 0,039, 0,054, 0,0004, − 0,004 und 0,034; Beim langsamen Start betrugen die durchschnittlichen Druckkoeffizienten 0,131, 0,024, 0,002, 0,042, 0,061, − 0,001, − 0,007 und 0,029. Es ist offensichtlich, dass der Druckkoeffizient am Überwachungspunkt 1 in der Nähe der Spiralzunge am größten ist; die Druckkoeffizienten an den Überwachungspunkten P3, P6 und P7 sind relativ klein, dh die Druckkoeffizienten in der Nähe der Abschnitte III, VI und VII sind klein; Beim mittleren und langsamen Start ist der Druckkoeffizient am Überwachungspunkt P7 in der Nähe des VI-Abschnitts der Spirale negativ.

Frequenzbereichsdiagramme verschiedener Überwachungspositionen in der Spirale. (a) Schnell, (b) Mittel, (c) Langsam.

Gleichzeitig kann die Größe der momentanen Druckschwankung bis zu einem gewissen Grad den Grad der Störung des Flüssigkeitsflusses und des hydraulischen Verlusts am beobachteten Ort widerspiegeln, und die Größe der momentanen Druckschwankung wird verwendet, um den Flüssigkeitsfluss besser zu charakterisieren hydraulischer Verlust20. Die Schwankungsgröße ist definiert als:

Die Druckschwankungen an verschiedenen Überwachungspunkten in der Spirale am Ende des Startvorgangs sind in Tabelle 3 dargestellt. In verschiedenen Startsituationen ist der momentane Druck an den Drucküberwachungspunkten von P1 bis P8 aufgrund der Drehung des Laufrads unterschiedlich zeigt eine starke Schwankungsänderung. Für denselben Überwachungspunkt nimmt seine Druckschwankungsamplitude mit zunehmender Startbeschleunigung des Pumpenrads als Turbine ab, und die Druckschwankungsamplitude ist beim langsamen Start am größten; Für die gleiche Startbeschleunigungssituation ist die Druckschwankungsamplitude am Überwachungspunkt in der Nähe des VIII-Abschnitts am größten und am Überwachungspunkt in der Nähe des Spiralgehäuses am kleinsten.

Derzeit wird in der Frequenzbereichsanalyse hauptsächlich die schnelle Fourier-Transformation verwendet, um die globalen Frequenzeigenschaften zu erhalten. Der Zusammenhang zwischen der Drehzahl nmax und der Wellenfrequenz fz der Pumpe als Turbine während des Anlaufvorgangs ist in Gl. (15). Abbildung 15 zeigt den Frequenzbereich der Druckpulsation an verschiedenen Überwachungspunkten im Spiralkanal am Ende des Startvorgangs für verschiedene Startbeschleunigungsszenarien. Es ist ersichtlich, dass bei unterschiedlichen Startbeschleunigungsszenarien die größeren Werte des Druckpulsationsspektrums im Spiralkanal hauptsächlich im niedrigen bis mittleren Frequenzbereich innerhalb von 300 Hz konzentriert sind. Die tatsächliche Hauptfrequenz jedes Überwachungspunkts beträgt 145,32, 144,75 und 148,51 Hz für die Szenarien mit schneller, mittlerer und langsamer Startbeschleunigung, und die Laufradfrequenz beträgt 6fz, da die Anzahl der Laufräder der Pumpe als Turbine 6 beträgt. Der Unterschied zwischen Die theoretische Hauptfrequenz und die tatsächliche Hauptfrequenz spielen keine Rolle. Im Schnellstartfall betragen die Spitzenhauptfrequenzen der acht Überwachungspunkte 0,023, 0,041, 0,017, 0,052, 0,048, 0,042, 0,043, 0,071; im Fall des Starts mit mittlerer Geschwindigkeit betragen die Spitzenhauptfrequenzen 0,029, 0,051, 0,019, 0,061, 0,058, 0,051, 0,050, 0,086; Im Fall eines langsamen Starts betragen die Spitzenhauptfrequenzen 0,029, 0,051, 0,019, 0,061, 0,058, 0,051, 0,050, 0,086. 0,086; im Fall des langsamen Starts 0,029, 0,043, 0,016, 0,056, 0,053, 0,039, 0,041, 0,075. Es lässt sich feststellen, dass die Amplitude im Abschnitt II am kleinsten und im Abschnitt VIII am größten ist.

Dabei ist nmax die Pumpen- und Turbinenstartgeschwindigkeit nach Ende des stabilen Betriebs, U/min.

Frequenzbereichsdiagramm verschiedener Überwachungspositionen im Wurmgehäuse. (a) Schnell, (b) Mittel, (c) Langsam.

Der atypische Anlaufvorgang wird anhand des dimensionslosen Volumenstroms, der dimensionslosen Förderhöhe und der dimensionslosen Wellenleistung im Zeitverlauf beschrieben21. Die drei sind definiert als:

wobei u2(t) die momentane Umfangsgeschwindigkeit am Laufradauslass ist und ihr Ausdruck \(u_{2} (t) = \pi D_{2} n(t)/60\) ist.

Abbildung 16 zeigt, dass die Trends der dimensionslosen Strömungskoeffizienten während des Anlaufs der Pumpe als Turbine für verschiedene Anlaufbeschleunigungen im Allgemeinen ähnlich sind. Während des Startvorgangs waren die dimensionslosen Durchflusskoeffizienten alle mit 0,3 s extrem groß, und die Entwicklung der Durchflusskoeffizientenkurven war zunächst durch einen schnellen Abfall vom extrem großen Wert, gefolgt von einem langsamen Abfall bis zum endgültigen stabilen Wert, gekennzeichnet . Allerdings ist die Zeit bis zum Abfall vom sehr großen Wert auf den stabilen Wert bei unterschiedlichen Anlaufbeschleunigungen unterschiedlich. Während des schnellen, moderaten und langsamen Starts erreichen die dimensionslosen Strömungskoeffizienten stabile Werte bei 0,4 s, 0,9 s bzw. 1,4 s und ihre entsprechenden stabilen Werte betragen 0,1555, 0,1575 bzw. 0,1586. Somit ist ersichtlich, dass die Startbeschleunigung nur geringe Auswirkungen auf die dimensionslosen Strömungskoeffizienten hat und die Zeit bis zum Erreichen der stabilen Werte in hohem Maße mit dem Ende des Starts übereinstimmt.

Dimensionsloser Durchflusskoeffizient.

Abbildung 17 zeigt die Variation des dimensionslosen Druckkoeffizienten während des Pumpen- und Turbinenstarts. Im Vergleich zum dimensionslosen Durchflusskoeffizienten weisen beide den gleichen Trend einer schnellen Abnahme vom Extrempunkt aus und dann einer langsamen Abnahme auf den stabilen Wert auf. Aber was die Werte betrifft, ist das stabile Kopfsystem viel größer, mit einem Unterschied von fast dem 15-fachen zwischen den beiden stabilen Werten. Aus dem Gesamtdiagramm geht hervor, dass die Pumpe als Turbine 0,3 s nach dem Berechnungszeitpunkt zu arbeiten beginnt, und ihre dimensionslose Förderhöhe beginnt ebenfalls 0,3 s nach dem Berechnungszeitpunkt vom Maximalwert abzunehmen. Aus dem lokalen Diagramm geht hervor, dass der dimensionslose Druckkoeffizient seinen stabilen Wert bei 0,486 s, 0,900 s und 1,400 s erreicht und seine stabilen Werte bei 2,3834, 2,3496 bzw. 2,3824 liegen. Es ist ersichtlich, dass die Zeit bis zum Erreichen des stabilen Werts des dimensionslosen Druckkoeffizienten während des Startvorgangs auch mit der Beschleunigungszeit der Pumpe als Turbine zusammenhängt und es zu einer leichten Verzögerung beim schnellen Start kommt.

Dimensionsloser Druckkoeffizient. (a) Gesamtdiagramm, (b) Lokaldiagramm.

Abbildung 18 zeigt den Verlauf des dimensionslosen Leistungskoeffizienten beim Start der Pumpe als Turbine. Entsprechend dem Variationsmuster der dimensionslosen Durchfluss- und Förderhöhenkoeffizienten nimmt er vom Extrempunkt aus immer noch schnell ab und fällt dann langsam auf einen stabilen Wert ab. Die Pumpe als Turbine beginnt zum Berechnungszeitpunkt ab 0,3 s mit dem Betrieb, und der dimensionslose Druckkoeffizient erreicht zum Berechnungszeitpunkt den stabilen Wert bei 0,4 s, 0,9 s und 1,4 s, und seine stabilen Werte betragen 0,0963, 0,0962 bzw. 0,0971. Es ist ersichtlich, dass die Zeit, die der dimensionslose Leistungskoeffizient benötigt, um während des Startvorgangs den stabilen Wert zu erreichen, auch mit der Startgeschwindigkeit der Pumpe als Turbine zusammenhängt.

Dimensionsloser Leistungskoeffizient. (a) Gesamtdiagramm, (b) Teildiagramm.

Mit Hilfe der Wirbelidentifikationsmethode wird der Ablösebereich innerhalb der Pumpe als Turbine eingehend analysiert. Aus der Tensorcharakteristik zweiter Ordnung kann die charakteristische Gleichung des lokalen Geschwindigkeitsgradiententensors \(\nabla V\) der inkompressiblen Strömung der Kreiselpumpe wie folgt geschrieben werden:

Wenn λ1, λ2, λ3 seine drei Wurzeln sind, gibt es drei unabhängige Invarianten zwischen ihnen:

wobei \(E_{ij} = \frac{1}{2}\left( {\nabla_{i} V_{j} + \nabla_{j} V_{i} } \right)\) der Dehnungsratentensor ist und \(\Omega_{ij} = \frac{1}{2}\left( {\nabla_{i} V_{j} - \nabla_{j} V_{i} } \right)\) der Wirbeltensor \ (\left\| E \right\|^{2} = \sum\nolimits_{i,j = 1}^{3} {E_{ij}^{2} } ;\quad \left\| \Omega \ rechts\|^{2} = \sum\nolimits_{i,j = 1}^{3} {\Omega_{ij}^{2} }\).

In dieser Arbeit wird die Wirbelregion anhand des Q-Kriteriums analysiert. Hunt et al.22,23 schlugen vor, die Region mit Q* > 0 als Wirbel zu definieren, was \(\left\| \Omega \right\|^{2} > \left\| E \right\|^ bedeutet {2}\), dh die Rotation des Fluids (Wirbelgröße) spielt im Bereich des Kreiselpumpenwirbels eine dominante Rolle, während die Dehnungsgeschwindigkeitsgröße des Fluids zweitrangig ist, und dieser Ansatz wird als Q-Kriterium bezeichnet.

Abbildung 19 zeigt die Wirbelverteilung im Mittelteil der Pumpe als Turbine anhand des Q-Kriteriums. Vor 0,3 s des Berechnungsprozesses zeigt der Wirbel im Laufradbereich der Pumpe als Turbine eine fleckenartige Verteilung und die Wirbelwerte sind mit Werten bis zu 10.000 s−2 sehr groß. Im Spiralbereich ist die Wirbelverteilung klumpig, mit deutlichen Übergängen, und die Wirbelwerte in der Trennwandzunge sind größer. Darüber hinaus sind die Wirbelwerte in der Nähe der Spiralabschnitte II, IV, VI und VIII größer als in den anderen Teilen. Nach 0,3 s des Berechnungsprozesses beginnt die Wirbelverteilungsfläche im Laufradbereich zuzunehmen, wenn die Turbine beginnt, das Laufrad zu drehen, insbesondere in der Laufradauslassposition. Im Spiralbereich ist die Flüssigkeitsbewegung in der Nähe der Zunge sehr heftig, was zeigt, dass der Wirbelwert in der Nähe der Zunge im Vergleich zu seiner umgebenden Position größer ist und sein lokaler maximaler Wirbelwert 10.000 s−2 erreicht. Darüber hinaus wird die Flüssigkeitsbewegung in der Nähe des Abschnitts VI mit zunehmender Geschwindigkeit des Pumpen- und Turbinenlaufrads immer heftiger, und die Fläche mit dem größeren Wirbelwert in der Nähe des Abschnitts VI nimmt kontinuierlich zu, und ihr Flächenbereich wird nur in der Nähe des Abschnitts erweitert VI zu Beginn des Laufradstarts über das gesamte Laufrad. Der Bereich der Region wird vom anfänglichen Laufradstart nur in der Nähe von Abschnitt VI bis zwischen Abschnitt V und Abschnitt VII erweitert. Obwohl die Beschleunigung der Pumpe als Turbinenrad nach 0,9 s des Berechnungsvorgangs beendet ist, bleibt die Wirbelverteilung dieselbe wie während der Beschleunigungsperiode und zeigt das gleiche Verteilungsmuster. Zusammenfassend lässt sich sagen, dass sich während des Startvorgangs der Pumpe als Turbine die größere Wirbelverteilung innerhalb der Pumpe als Turbine hauptsächlich in der Nähe des Laufradauslasses und des Spiralgehäuseabschnitts V konzentriert. Es gibt auch lokale Wirbelwerte in der Nähe der Distanzzunge und zwischen den Schaufeln. Beim Laufradbeschleunigungsprozess wird der Wirbelwert des Spiralgehäuseabschnitts V größer.

Wirbelverteilung im Mittelteil der Pumpe als Turbine beim mittelschnellen Anlauf (s−2).

Darüber hinaus wurde basierend auf dem Q-Kriterium das Wirbelentwicklungsgesetz der Pumpe als Turbine während des Anlaufs bei mittlerer Geschwindigkeit identifiziert, indem Q = 211.883 s−2 festgelegt wurde, und die Farbe der äquivalenten Wirbeloberfläche wurde als Geschwindigkeit ausgedrückt. Die Ergebnisse sind in Abb. 20 dargestellt. Es ist offensichtlich, dass die Anzahl der Wirbel im Laufradbereich höher ist, insbesondere an der Laufradaustrittsstelle, wo sowohl die Geschwindigkeit als auch die Anzahl der Wirbel deutlich höher sind als an anderen Orten. und der maximale lokale Geschwindigkeitswert an diesem Standort beträgt 14,567 m/s. Im Spiralbereich konzentrieren sich die Wirbel hauptsächlich in der Nähe der Distanzzunge und des V-Abschnitts, und die Anzahl der Wirbel im Rest der Spirale ist sehr gering, und der Geschwindigkeitswert dieser Wirbel ist ebenfalls kleiner, nämlich nur 3 m/s . Gleichzeitig nimmt die Anzahl der Wirbel in der Domäne während des Pump- und Turbinenstarts stark ab, und die Anzahl der Wirbel ist bei 0,3 s am höchsten im gesamten Startvorgang, und dann nimmt die Anzahl der Wirbel in der Domäne ab Der Drehmomentbereich sowohl des Laufrads als auch des Schneckengetriebes beginnt abzunehmen, wenn das Laufrad der Pumpe und die Turbine sich beschleunigen und drehen. Es ist offensichtlich, dass der Wirbel in der Nähe der Zunge allmählich verschwand und die Anzahl der Wirbel zwischen den Schaufeln ebenfalls abnahm. Der Grund für das obige Phänomen könnte darin liegen, dass mit der Drehung der Pumpe das Turbinenlaufrad die Pumpe als Turbinendomäne fungiert Dadurch wird der Flüssigkeitsaufprall auf die Schaufeln verringert, was dann zu einer Verringerung der Wirbelzahl führt. Zusammenfassend lässt sich sagen, dass sich der Wirbel im Pumpen-Turbinen-Bereich während des Systembetriebs hauptsächlich im Laufradbereich, in der Nähe der Distanzzunge und des V-Abschnitts des Spiralgehäuses, verteilt. Mit dem beschleunigten Betrieb der Pumpe als Turbinenlaufrad nimmt die Anzahl der Wirbel im gesamten Bereich stark ab, insbesondere die Wirbel zwischen den Schaufeln nehmen extrem stark ab.

Entwicklung der Morphologie des Wirbels innerhalb der Pumpe als Turbine beim Anfahren bei mittlerer Geschwindigkeit (m/s).

Die Entropieproduktionstheorie ist ein irreversibler Prozess, bei dem der Verlust mechanischer Energie in innere Energie umgewandelt wird, die irreversibel ist und schließlich zu einer Steigerung der Entropieproduktion führt. Nach dem zweiten thermodynamischen Theorem kommt es auch im eigentlichen Fluidsystem zu einer Entropieproduktion. Um das Phänomen des Strömungsverlusts innerhalb der Pumpe als Turbine effektiver zu erklären, verwendet dieser Artikel daher die Entropieproduktionstheorie, um den Energieverlust innerhalb der Pumpe als Turbine zu erklären.

Normalerweise ist die Strömung innerhalb einer Kreiselpumpe als Turbine ein turbulenter Zustand, bei dem die Entropieproduktion24 aus zwei Teilen besteht: Ein Teil wird durch die zeitlich gemittelte Bewegung verursacht; Der andere Teil wird durch die Geschwindigkeitsschwankungen im Übergangszustand verursacht. Daher kann die Entropieproduktionsrate \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }\) (EPR) mithilfe der folgenden Gleichung ausgedrückt werden.

Die Entropieproduktion aufgrund der zeitlichen Mittelung und der Pulsation ist wie in den Gleichungen. (20) und (21):

wobei \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D}\) die durchschnittliche Entropieausbeute der Geschwindigkeit ist; \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D^{\prime}}\) ist die Geschwindigkeitspulsationsentropieausbeute; μ ist die kinematische Viskosität; \(\overline{u}\), \(\overline{v}\), \(\overline{w}\) sind die zeitlich gemittelten Geschwindigkeiten; \(u^{\prime}\), \(v^{\prime}\), \(w^{\prime}\) sind die Pulsationsgeschwindigkeiten; T ist die Temperatur, und die Temperatur wird in der Berechnung als Konstante von 293 K eingestellt; \(\mu_{eff}\) ist die effektive kinematische Viskosität, wie in Gl. (22):

wobei \(\mu_{t}\) die turbulente Bewegungsviskosität ist.

\(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D}\) kann direkt durch numerische Berechnungen gelöst werden, während \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D ^{\prime}}\) kann nicht direkt durch numerische Berechnungen gelöst werden. Gemäß der lokalen Entropieproduktionstheorie von Kock24 hängt die Entropieproduktion aufgrund von Geschwindigkeitsschwankungen mit ε oder ω des Turbulenzmodells zusammen. Daher ist im SST-k-ω-Turbulenzmodell25 die lokale Entropieproduktion aufgrund von Geschwindigkeitsschwankungen in Gleichung angegeben. (23):

wobei \(\alpha\) = 0,09, \(\omega\) die turbulente Wirbelfrequenz ist, s−1; k ist die Turbulenzintensität, m2/s2

Aufgrund des starken Wandeffekts der Entropieausbeute und des ausgeprägteren zeitlich gemittelten Termes wird die Entropieausbeute in der Nähe der Wand jedoch wie folgt berechnet:

wobei \(\tau\) die Wandschubspannung Pa ist; S ist die Fläche, m2; \(v\) ist die wandnahe Geschwindigkeit, m/s.

Daher wird die gesamte Entropieausbeute im Rechenbereich des Gesamtsystems wie folgt berechnet:

Abbildung 21 zeigt die Verteilung der Entropieproduktion im Laufradbereich der Pumpe als Turbine. Wie aus der Abbildung ersichtlich ist, konzentrieren sich die Verluste innerhalb des Laufradbereichs hauptsächlich zwischen den Schaufeln und der Verlust am Laufradauslass ist geringer. Mit dem Betrieb der Pumpe als Turbinenlaufrad sinkt auch der Entropieproduktionswert innerhalb des Laufradbereichs, d. h. der Verlust innerhalb des Laufradbereichs nimmt ab. Im Berechnungszeitpunkt 0,3 s kann der maximale Entropieproduktionsverteilungsbereich im Laufrad, d. h. der maximale Energieverlust, der maximale Entropieproduktionswert in seinem Bereich 15.000 W/(m3·K) erreichen. Bei der Beschleunigung des Pumpen- als Turbinenlaufrads ist der Bereich des Laufrads innerhalb der Entropieproduktionsverteilung stark reduziert, im Berechnungszeitpunkt 0,9 s, zusätzlich zu der Schaufelspitze und der Schaufeldruckfläche existiert noch Entropieproduktion, der Rest ist nicht vorhanden Entropieproduktionsverteilung, und ihr Wert ist ebenfalls sehr gering. Nach der gleichmäßigen Drehung des Laufrads ist die Verteilung der Entropieproduktion im Laufrad sehr gering. Dies zeigt, dass der Energieverlust im Turbinenradbereich während der Beschleunigung der Pumpe als Turbinenrad stark reduziert wird.

Entropieproduktionsverteilung im Bereich der Pumpe als Turbinenlaufrad beim Anfahren bei mittlerer Geschwindigkeit (W/(m3·K)).

Die Eingangs- und Ausgangsdruckentwicklungskurven des Ventils für drei verschiedene Startbeschleunigungsszenarien sind in Abb. 22 dargestellt. Abbildung 22a zeigt die statische Druckentwicklung am Ventileinlass. Da der Druck am Ventileingang hauptsächlich vom Auslassdruck der Pumpe als Turbine abhängt und die Pumpe als Turbinenrad erst nach 0,3 s des Berechnungsvorgangs zu rotieren beginnt und sich in einem völlig stationären Zustand befindet, verläuft der statische Druck wie folgt Die drei anfänglichen Beschleunigungen sind gleich und zeigen alle einen schnellen Rückgang, dann einen schnellen Anstieg und schließlich einen schwankenden Abwärtstrend. Unter diesen beträgt der momentane Wert des statischen Drucks 101,756 kPa, wenn der Einlassdruck schnell von 134,081 kPa bei 0,001 s des Berechnungsprozesses auf 0,011 s abfällt; Danach steigt der Einlassdruck schnell an und erreicht nach 0,017 s des Berechnungsprozesses einen lokalen Maximalwert von 111,083 kPa. Danach beginnt der Einlassdruck wieder abzunehmen und erreicht den Wert. Danach beginnt der Einlassdruck wieder abzunehmen und erreicht den Wert 78,953 kPa bei 0,3 s des Berechnungsprozesses. Nach 0,3 s des Berechnungsprozesses begannen die drei Kurven in ihrer jeweiligen Form anzusteigen, da die Pumpe als Turbinenlaufrad begann, sich mit unterschiedlichen Beschleunigungen zu drehen. Es lässt sich feststellen, dass sie trotz der Unterschiede in den Anstiegskurven immer noch den gleichen Trend des langsamen Wachstums zu ihren jeweiligen stabilen Werten aufweisen und das Wachstum alle einen schwankenden Anstieg zeigt. Beim Schnellstartvorgang erreicht der Ventileingangsdruck zum berechneten Zeitpunkt von etwa 0,43 s einen stabilen Wert von 88,262 kPa. Nach Erreichen des stabilen Werts beginnt der Ventileinlassdruck innerhalb einer bestimmten Amplitude auf und ab zu schwingen. Während des Anlaufs bei mittlerer Geschwindigkeit erreicht der Ventileinlassdruck nach etwa 0,97 s einen stabilen Wert von 86,766 kPa. Während des langsamen Anlaufs erreicht der Ventileingangsdruck nach etwa 1,446 s einen stabilen Wert von 89,309 kPa.

Statischer Druck am Ventileinlass und -auslass. (a) Statischer Einlassdruck; (b) Statischer Auslassdruck.

Abbildung 22b zeigt das Momentandruckdiagramm des Ventilausgangs für verschiedene Anlaufszenarien. Im Gegensatz zum Eingangsdruck sind die Kurven des Ventilausgangsdrucks in den drei verschiedenen Ausgangsbedingungen sehr ähnlich, die alle einen schwankenden Abfall aufweisen und zum Zeitpunkt der Berechnung periodisch um etwa 0,5 s auf und ab zu schwanken beginnen.

Zusammenfassend lässt sich sagen, dass während des Startvorgangs die momentanen Einlassdruckkurven unter verschiedenen Startbeschleunigungsszenarien den gleichen steigenden Trend aufweisen und die Zeit, die erforderlich ist, bis der statische Einlassdruck einen stabilen Wert erreicht, eine gewisse Verzögerung gegenüber der Pumpe aufweist als Anstiegszeit der Turbinendrehzahl; Die Startbeschleunigung der Pumpe als Turbine hat einen äußerst schwachen Einfluss auf den Ventilausgangsdruck.

Die turbulente kinetische Energieverteilung und die Geschwindigkeitsströmungslinie des Ventilquerschnitts während des Anfahrens bei mittlerer Geschwindigkeit sind in Abb. 23 dargestellt. Insgesamt konzentriert sich die turbulente kinetische Energie im Ventilquerschnitt hauptsächlich in der Mitte und Auslassabschnitt des Ventils, und die turbulente kinetische Energieverteilung im Einlassabschnitt des Ventils ist sehr gering; Die Geschwindigkeitsströmungslinie im Einlassabschnitt des Ventils ist gleichmäßiger, und die Geschwindigkeitsströmungslinienverteilung im Auslassabschnitt ist sehr chaotisch, und in der unteren linken Position des mittleren Abschnitts des Ventils befindet sich ein Wirbel. Darüber hinaus zeigte die turbulente kinetische Energie im Ventilbereich mit dem Start der Pumpe als Turbine einen Trend, der zunächst zunahm und dann abnahm. Im Berechnungszeitpunkt 0,3 s ist die turbulente kinetische Energieverteilung des Ventilauslassabschnitts größer und sein maximaler turbulenter kinetischer Energiewert beträgt 8 m2/s2, während die turbulente kinetische Energieverteilung des Ventileinlassabschnitts und des Mittelabschnitts geringer ist und auch der Energieverlust ist geringer. Die Verteilung der turbulenten kinetischen Energie im Ventilbereich ist bei 0,6 s am größten und die maximale turbulente kinetische Energie erreicht 8 m2/s2. Gleichzeitig ist aufgrund der großen turbulenten kinetischen Energieverteilung auch die Strömungslinienverteilung bei 0,6 s sehr verwirrend, und an der Verbindungsstelle zwischen Mittelabschnitt und Austrittsabschnitt gibt es einen großen Wirbel, der einen deutlicheren Energieverlust verursacht . Im Berechnungszeitpunkt 0,9 s endete die beschleunigte Rotation der Pumpe als Turbinenlaufrad und begann, eine gleichmäßige Rotation aufrechtzuerhalten, die Verteilung der turbulenten kinetischen Energie im Auslassabschnitt nahm ab und der maximale Wert der turbulenten kinetischen Energie sank auf etwa 5 m2/s2.

Turbulente kinetische Energieverteilung des Ventilquerschnitts beim Anfahren mit mittlerer Geschwindigkeit (m2/s2).

Zusammenfassend lässt sich sagen, dass die Verteilung der turbulenten kinetischen Energie im Ventilströmungsfeld beim Startvorgang der Pumpe als Turbine einen Trend zeigte, der zuerst zunahm und dann abnahm, die Strömungslinienverteilung im Ventileinlassabschnitt war gleichmäßiger und die Strömung Die Leitungsverteilung im Mittelteil und Auslaufteil war sehr chaotisch. Die Verteilung der Strömungslinien im Einlassabschnitt des Ventils ist gleichmäßiger und die Verteilung der Strömungslinien im Mittelabschnitt und Auslassabschnitt ist sehr chaotisch, was zu einem gewissen Energieverlust führt.

Im Pumpe-Turbine-System ist das Ventil als wichtiger Bestandteil des Systems wichtiger für die Untersuchung seines Druckverlusts unter verschiedenen Startbeschleunigungsszenarien der Pumpe-Turbine. Darauf aufbauend wird ein dimensionsloser Koeffizient, der Ventilströmungswiderstandskoeffizient, eingeführt, um den Druckverlust des Ventils26 besser darzustellen. Sein spezifischer Ausdruck ist in Gleichung (1) dargestellt. (26):

wobei Δp der Ventildruckverlust in kPa ist; v stellt die Ventileinlassgeschwindigkeit m/s dar.

Die momentanen Strömungswiderstandskoeffizienten bei verschiedenen Startbeschleunigungsfällen sind in Abb. 24a,b dargestellt. Es ist ersichtlich, dass die Kurven der Ventilströmungswiderstandskoeffizienten bei verschiedenen Startbeschleunigungsfällen sehr ähnliche Trends aufweisen, die alle von einem großen Wert aus schnell abnehmen und nach Erreichen eines relativ stabilen Werts eine konstante zyklische Auf- und Abschwankung zeigen . Während des schnellen, mittleren und langsamen Anlaufs nimmt der momentane Strömungswiderstandskoeffizient schnell von 11,858, 11,858 bzw. 11,737 ab und erreicht die Minimalwerte von 0,165, 0,162 bzw. 0,162 bei 0,049, 0,053 bzw. 0,056 s Zeitpunkt der Berechnung. schwankt nach oben und unten, insbesondere schwankt der Druck an der Ventilauslassposition sehr stark nach oben und unten, wodurch der momentane Strömungswiderstandskoeffizient nach Erreichen eines relativ stabilen Werts in einem bestimmten Bereich auf und ab schwankt. Unter drei verschiedenen Beschleunigungsbedingungen betragen die durchschnittlichen Strömungswiderstandskoeffizienten nach der Laufradbeschleunigung der Pumpe als Turbine 0,186, 0,188 bzw. 0,184. Es ist ersichtlich, dass die Anlaufgeschwindigkeit der Pumpe als Turbine nur einen sehr geringen Einfluss auf den Strömungswiderstandskoeffizienten des Ventils hat.

Transiente Strömungswiderstandskoeffizienten für verschiedene Startbedingungen. (a) Gesamtdiagramm, (b) Teildiagramm.

Abbildung 25 zeigt die Entropieproduktionsverteilung innerhalb der Ventildomäne während des Startvorgangs bei mittlerer Geschwindigkeit. Wie aus der Abbildung ersichtlich ist, konzentriert sich die Entropieproduktion im Ventilbereich hauptsächlich auf den Auslassabschnitt des Ventils, der eine hohe Übereinstimmung mit der turbulenten kinetischen Energieverteilung aufweist. Bei der Berechnungszeit von 0,3 s zeigt die Entropieproduktionsverteilung des Ventilauslassabschnitts einen langen Streifen und sein Entropieproduktionswert ist groß, wobei der Maximalwert 20.000 W/(m3·K) erreicht. Beim Starten der Pumpe als Turbinenlaufrad zeigt die Entropieproduktionsverteilung im Ventilbereich einen Trend, der zunächst geringer und dann zunehmender wird, und die Entropieproduktionsverteilung im Ventilauslassabschnitt ist zum Berechnungszeitpunkt 0,6 s am geringsten am meisten bei der Berechnungszeit 0,9 s. Beim Starten der Pumpe als Turbinenlaufrad zeigt die Verteilung der Entropieproduktion im Ventilbereich einen Trend, der zunächst abnimmt und dann zunimmt. Nachdem die Pumpe als Turbinenlaufrad gestartet wurde, nimmt die Entropieproduktionsverteilung des Ventils allmählich ab, dh der Energieverlust nimmt ab. Zusammenfassend lässt sich sagen, dass sich die Entropieproduktion im Ventilbereich beim Anfahren des Pumpen-Turbinen-Systems hauptsächlich auf den Ventilauslassbereich verteilt und der Energieverlust einen Trend zeigt, der zunächst abnimmt und dann zunimmt.

Verteilung der Entropieproduktion im Ventilbereich beim Anfahren bei mittlerer Geschwindigkeit (W/(m3·K)).

Der Tank ist ein wichtiger Teil des Pumpen- und Turbinensystems, da die Trennwand im mittleren Teil des Tanks angebracht ist, wodurch ein Teil des internen Strömungsfelds des Tanks komplexere hydraulische Eigenschaften aufweist, während ein Teil des Das interne Strömungsfeld des Tanks sorgt für einen stabileren Strömungszustand. Darauf aufbauend wurde eine Reihe hydraulischer Analysen des inneren Strömungsfeldes des Tanks durchgeführt.

Unter verschiedenen Startbeschleunigungsbedingungen sind die statischen Druckanstiegseigenschaften am Tankeinlass und -auslass in Abb. 26 dargestellt. Abbildung 26a und b zeigen die momentanen statischen Druckanstiegskurven am Einlass bzw. Auslass des Tanks. Da der Tank weit von der Pumpe als der Turbine entfernt ist, weisen die Tankeinlass- und -auslassdruckkurven bei unterschiedlichen Startbeschleunigungen sehr ähnliche Tendenzen auf: zunächst ein schneller Abfall, dann ein kleiner Anstieg, dann ein schneller Abfall bis zum niedrigsten Punkt und schließlich langsam auf einen stabilen Trendwert ansteigen. Beim Tankeinlass begann sich das Turbinenlaufrad unter den drei Betriebsbedingungen erst nach 0,3 s zum Zeitpunkt der Berechnung zu drehen, sodass sich die drei Kurven vollständig überlappten, wobei alle beim höchsten Wert von 77,121 kPa zu Beginn des Starts begannen und abfielen schnell, erreicht einen sehr kleinen Wert von 47,336 kPa bei 0,08 s zum Zeitpunkt der Berechnung und steigt dann auf einen lokalen Extremwert von 53,279 kPa bei 0,02 s zum Zeitpunkt der Berechnung an. 53,279 kPa, fällt dann wieder schnell ab und erreicht bei 0,17 s einen Minimalwert von − 0,655 kPa. Danach beginnt die Kurve zu schwanken und steigt an, bis sie bei 0,3 s endet. Nach 0,3 s des Berechnungszeitpunkts weisen die drei ansteigenden Kurven eine gewisse Abweichung auf, da die Pumpe als Turbinenrad mit unterschiedlichen Beschleunigungen zu laufen beginnt, aber ihr Gesamttrend bleibt gleich, und der durchschnittliche Druck des Tankeinlasses nach der Pumpe als Turbinenrad beschleunigt, beträgt 2,487 kPa, 2,137 kPa bzw. 1,956 kPa. Für den Tankauslass ist ersichtlich, dass der Druckänderungstrend des Wassertanks am Auslass in hohem Maße mit dem am Tankeinlass übereinstimmt. Beides ist der Trend eines schnellen Abfalls, dann eines kleinen Anstiegs und dann eines schnellen Abfalls auf den niedrigsten Wert Punkt und schließlich langsamer Anstieg auf den stabilen Wert. Daher beträgt der Tankdruckverlust etwa 1,832 kPa, 1,565 kPa und 1,373 kPa für drei Beschleunigungsbedingungen: schnell, mittel und langsam.

Momentane statische Druckanstiegseigenschaften bei verschiedenen Betriebsbedingungen. (a) statischer Einlassdruck, (b) statischer Auslassdruck.

Zusammenfassend lässt sich sagen, dass in unterschiedlichen Beschleunigungssituationen der Druckverlust des Wassertanks im Zirkulationssystem umso geringer ist, je geringer die Beschleunigung der Pumpe als Turbinenrad ist.

Abbildung 27 zeigt die turbulente kinetische Energieverteilung und die Geschwindigkeitsströmungslinienverteilung im Tankmittelteil während des Anfahrens bei mittlerer Geschwindigkeit. Es lässt sich feststellen, dass die Geschwindigkeitslinienverteilung auf der Einlassseite des Tanks relativ regelmäßig ist, während die Geschwindigkeitslinienverteilung auf der Auslassseite des Tanks sehr kompliziert ist, insbesondere da die Strömungslinienverteilung in der Nähe des Tankauslasses liegt ist sehr ungeordnet. Darüber hinaus ändert sich die stromlinienförmige Verteilung dramatisch mit der Rotation der Pumpe als Turbinenlaufrad. Da bei der Berechnungszeit von 0,15 s die Pumpe als Turbinenlaufrad nicht zu rotieren beginnt, ist die stromlinienförmige Verteilung innerhalb des gesamten Tanks zu diesem Zeitpunkt regelmäßiger und die turbulente kinetische Energie am Einlass des Tanks weist einen lokalen Extremwert auf Fläche, deren Maximalwert 0,65 m2/s2 erreicht, während der Wert der turbulenten kinetischen Energie am Auslass des Tanks relativ klein ist und etwa 0,1 m2/s2 beträgt. 0,1 m2/s2. Bei 0,3 s begann die Pumpe, sich wie das Turbinenlaufrad zu drehen, und die Strömungsverteilung auf der linken Seite des Tankleitblechs begann gestört zu werden, insbesondere war der Flüssigkeitsstrom vom Tankauslass zum Leitblechbereich sehr heftig und bildete einen Wirbel erschien in der Nähe der Schallwandposition. Verglichen mit dem Berechnungsmoment von 0,15 s wird die Geschwindigkeitsverteilung im Inneren des Tanks relativ chaotisch, und im linken Bereich des Tanks ist der Geschwindigkeitswert umso größer, je näher an der Schallwand. Beim Berechnungszeitpunkt von 0,45 s wird die Flüssigkeitsströmung im Inneren des Tanks heftiger, da sich das Laufrad der Pumpe als Turbine schneller dreht, und die Verteilung der Strömungslinien auf der linken Seite des Tankleitblechs ist im Vergleich zur Berechnung turbulenter Moment 0,15 s und 0,3 s. Darüber hinaus werden die Strömungslinien auf der Oberseite der Schallwand nach 0,45 s turbulent. Was die Geschwindigkeit betrifft, ist es offensichtlich, dass der Wert der turbulenten kinetischen Energie in der Nähe der Prallplatte und des Tankauslasses größer ist und ihr Maximalwert bei etwa 0,55 m2/s2 liegt. Zum Berechnungszeitpunkt 0,6–0,9 s befindet sich die Pumpe als Turbine im Prozess der beschleunigten Rotation, wobei die Strömung im Bereich des Tanks ebenfalls sehr heftig ist. Aus der Stromlinienverteilung ist ersichtlich, dass die Stromlinienverteilung in anderen Teilen, mit Ausnahme der Einlassseite des Tanks, sehr turbulent ist, insbesondere im Bereich links vom Leitblech, mit der beschleunigten Rotation der Pumpe als Turbinenlaufrad. Die Anzahl seiner Wirbel nimmt zu, was möglicherweise darauf zurückzuführen ist, dass die Flüssigkeitsströmung in der Rohrleitung nach der Pumpe als Turbine allmählich komplexer wird.

Turbulente kinetische Energie und Optimierung der Verteilung des Tankquerschnitts beim Anfahren bei mittlerer Geschwindigkeit (m2/s2).

Für die Verteilung der turbulenten kinetischen Energie lässt sich feststellen, dass am Boden des Tanks auf der linken Seite ein lokaler Bereich mit hoher turbulenter kinetischer Energie auftritt, dessen Maximalwert 0,8 m2/s2 erreichen kann. Nach dem Berechnungszeitpunkt von 0,9 s stimmt die Verteilung der turbulenten kinetischen Energie im Tank mit der vorherigen überein, und der Wert der turbulenten kinetischen Energie auf der linken Seite der Schallwand ist offensichtlich größer als der auf der rechten Seite. Zusammenfassend ist ersichtlich, dass der Tankbereich in der Pumpe als Turbine den Startvorgang beschleunigt, die interne Strömung des Tanks sehr komplex ist und die Strömung auf der Auslassseite des Tanks komplexer ist als auf der Einlassseite; Die Verteilung der turbulenten kinetischen Energie konzentriert sich hauptsächlich auf die Einlassseite des Tanks, insbesondere an der Position der Prallplatte und am Boden des Tanks, und dort gibt es den lokalen Extremwert der turbulenten Energie.

Das Ähnlichkeitsgesetz ist ein sehr wichtiges Gesetz in der Theorie und im Konstruktionsprozess von Flügelzellenpumpen. Auf dieser Grundlage analysiert dieser Artikel die äußeren Eigenschaften der Pumpe beim Turbinenstart weiter, indem die theoretische Förderhöhenkurve und die momentane Förderhöhenkurve unter verschiedenen Startbeschleunigungsbedingungen aufgezeichnet werden, wie in Abb. 28 dargestellt. In dieser Simulation wird die Es sind stabile Förderhöhen- und Durchflusswerte bekannt, nachdem sich der Startvorgang stabilisiert hat. Gemäß dem von Li und Zhang27 vorgeschlagenen Ähnlichkeitsgesetz für Kreiselpumpen kann die theoretische Förderhöhe der Pumpe als Turbine mithilfe von Gl. berechnet werden. (27):

Dabei sind Q0, H0 die Durchfluss- und Förderhöhenwerte nach dem Ende der Pumpe beim Turbinenstart, Q ist die tatsächliche Durchflussrate zum Zeitpunkt des Starts und H ist der Wert der Pumpe als Turbinenförderhöhe, der von der Turbine berechnet wird Gesetz der Ähnlichkeit.

Momentane Förderhöhenkurve.

Die momentanen Durchflusskurven sind bis zu 22,38 m3/h bei drei unterschiedlichen Startbeschleunigungen identisch und folgen einem Parabelgesetz. Ab 22,38 m3/h ist die momentane Durchflusskurve aufgrund der ständigen Schwankung der Durchflussmenge im System sehr unübersichtlich. Beim Vergleich mit der theoretischen Kurve wurde eine große Abweichung zwischen beiden festgestellt. Dies liegt daran, dass der theoretische Wert aus dem Ähnlichkeitsgesetz der Pumpe stammt, das im Wesentlichen zur Vorhersage der Stabilitätsleistung verwendet wird. Der in dieser Arbeit untersuchte Initiationsprozess ist ein typischer instationärer Prozess. Daher spiegelt der scheinbare Unterschied zwischen den beiden den Unterschied zwischen stabilen und instabilen Betriebsbedingungen wider. Dieser Befund legt nahe, dass das Ähnlichkeitsgesetz für Pumpen nicht für die Vorhersage der Turbinenleistung während des Anlaufs gilt. Natürlich muss das instabilere Strömungsverhalten innerhalb von Pumpen in zukünftigen Arbeiten eingehend untersucht werden28,29,30.

Dieses Papier konzentriert sich auf die transienten hydraulischen und internen Strömungseigenschaften der Pumpe als Turbinensysteme unter drei verschiedenen Startbeschleunigungsszenarien, wobei der Schwerpunkt auf den transienten Eigenschaften und Energieverlusten der Pumpe als Turbinen-, Ventil- und Tanküberlaufkomponenten während des Starts liegt. Die wichtigsten Schlussfolgerungen lauten wie folgt:

Beim langsamen und mittleren Geschwindigkeitsstart wachsen die Förderhöhenkurve und die Geschwindigkeitskurve ähnlich und zeigen beide einen ähnlichen linearen Aufwärtstrend; Beim Schnellstart zeigt die Förderhöhenkurve einen parabolischen Anstieg und zu Beginn des Turbinenstarts kommt es zu einem plötzlichen Abfall der Förderhöhe.

Die größere Wirbelverteilung innerhalb der Pumpe als Turbine konzentriert sich hauptsächlich am Laufradauslass und in der Nähe des VI-Abschnitts der Spirale, und es gibt auch lokal größere Wirbelwerte in der Nähe der Zunge und zwischen den Schaufeln. Bei der Laufradbeschleunigung nimmt der Wirbelwert im VI-Abschnitt der Spirale stärker zu.

Die Entropieproduktion im Bereich der Pumpe als Turbinenlaufrad verteilt sich hauptsächlich auf die Schaufeln, am Laufradaustritt ist die Verteilung geringer; Während der Beschleunigung der Pumpe als Turbinenlaufrad nimmt die Entropieproduktionsverteilung im Bereich des Laufrads stark ab.

Die Pumpe und die Turbine erreichen durch die Strömungsgeschwindigkeit und die Auslassdruckkurve einen stabilen Zeitwert, der relativ zur Geschwindigkeit eine Hysterese aufweist.

Die momentane Förderhöhenkurve der Pumpe als Turbine weicht erheblich von der theoretischen Kurve ab, was zeigt, dass das Pumpenähnlichkeitsgesetz nicht für die Leistungsvorhersage beim sofortigen Start der Pumpe als Turbine gilt.

Im Bereich der Pumpe als Turbinenspirale nimmt die Druckschwankungsamplitude für denselben Überwachungspunkt zu und ab, wenn die Pumpe als Turbinenlaufrad die Startbeschleunigung übernimmt, und die Druckschwankungsamplitude ist beim langsamen Start am größten. Für die gleiche Startbeschleunigungssituation ist die Druckschwankungsamplitude des Überwachungspunkts in der Nähe des VIII-Abschnitts am größten und die Schwankungsamplitude des Überwachungspunkts in der Nähe der Spirale am kleinsten.

Die Kurve des statischen Drucks am Eingang der Pumpe als Turbine weist ein schwaches Druckschockphänomen auf, während die Strömungskurve ein Strömungsschockphänomen aufweist.

Die turbulente kinetische Energie im Tankbereich konzentriert sich hauptsächlich auf die Einlassseite des Tanks; Die mittlere Schwallwand des Tanks hat einen erheblichen Einfluss auf das Innere des Tanks.

Die Entropieproduktion in der Ventildomäne verteilt sich hauptsächlich auf den Ventilauslassabschnitt, der Energieverlust wird zunächst verringert und dann erhöht, und die Startbeschleunigung der Pumpe als Turbine auf den Ventilströmungswiderstandskoeffizienten ist sehr schwach.

Die turbulente kinetische Energieverteilung im Strömungskanal der Pumpe als Turbinenrad nimmt allmählich ab; Die turbulente kinetische Energieverteilung im Ventilströmungsbereich nimmt zunächst zu und dann ab, und die Strömungslinienverteilung im Mittel- und Auslassbereich wird gestört.

Die zur Untermauerung der Ergebnisse dieser Studie verwendeten Daten sind auf Anfrage beim entsprechenden Autor erhältlich.

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Die Forschung wurde finanziell durch das „Pioneer“- und „Leading Goose“-F&E-Programm von Zhejiang (Zuschuss Nr. 2022C03170) und das Wissenschafts- und Technologieprojekt von Quzhou (Zuschuss Nr. 2022K98) unterstützt.

Hochschule für Maschinenbau und Schlüssellabor für luftbetriebene Gerätetechnologie der Provinz Zhejiang, Universität Quzhou, Quzhou, 324000, China

Yu-Liang Zhang

Hochschule für Maschinenbau, Technische Universität Zhejiang, Hangzhou, 310023, China

Jin-Fu Li

Das Schlüssellabor der Provinz Zhejiang für Fluidübertragungstechnologie, Zhejiang Sci-Tech University, Hangzhou, 310018, China

Zu-Chao Zhu

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Y.-LZ führte die numerische Simulation durch und verfasste das Manuskript; J.-FL analysierte die Strömungseigenschaften; Z.-CZ hat das Manuskript geprüft und überarbeitet. Alle Autoren haben die veröffentlichte Version des Manuskripts gelesen und ihr zugestimmt.

Korrespondenz mit Yu-Liang Zhang.

Die Autoren geben an, dass keine Interessenkonflikte bestehen.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Zhang, YL., Li, JF. & Zhu, ZC. Der Beschleunigungseffekt der Pumpe als Turbinensystem während der Startphase. Sci Rep 13, 4913 (2023). https://doi.org/10.1038/s41598-023-31899-9

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Eingegangen: 5. Januar 2023

Angenommen: 20. März 2023

Veröffentlicht: 25. März 2023

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-023-31899-9

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