雙吸泵作液力透平時(shí)葉輪內(nèi)部能量損失機(jī)理分析

苗森春，羅 文，王曉暉，楊軍虎

雙吸泵作液力透平時(shí)葉輪內(nèi)部能量損失機(jī)理分析

苗森春1,2，羅 文1，王曉暉1※，楊軍虎1

（1. 蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，蘭州 730050；2. 江蘇雙達(dá)泵閥集團(tuán)有限公司，靖江 214500）

葉輪；熵；能量損失；雙吸泵作液力透平；湍流損失；壁面損失

0 引 言

在全球能源問題日益突出的今天，節(jié)能減排已成為全世界關(guān)注的焦點(diǎn)。目前中國正在積極全面落實(shí)“能源安全新戰(zhàn)略”、“創(chuàng)新驅(qū)動(dòng)發(fā)展戰(zhàn)略”和“碳達(dá)峰、碳中和”目標(biāo)，因此積極開展節(jié)能技術(shù)和節(jié)能裝置的研究對(duì)保持經(jīng)濟(jì)社會(huì)平穩(wěn)健康發(fā)展和引領(lǐng)清潔低碳、安全高效的能源體系建設(shè)具有重要作用[1]。泵作液力透平（Pump As Turbine，PAT）由于具有結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、造價(jià)低等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)灌溉[2-3]、石油化工[4]和給排水工程[5-6]等系統(tǒng)中進(jìn)行富裕液體壓力能的回收。然而在液力透平的實(shí)際應(yīng)用中，除要求能量轉(zhuǎn)換效率高之外，安全、可靠性同樣尤為重要[7-8]，其中雙吸離心泵反轉(zhuǎn)作液力透平（簡稱雙吸透平）具有對(duì)稱葉輪結(jié)構(gòu)，在運(yùn)行穩(wěn)定性方面有明顯優(yōu)勢，因此，雙吸透平在大流量、高壓頭能量回收領(lǐng)域具有廣泛的應(yīng)用前景。

近年來，眾多專家學(xué)者致力于泵反轉(zhuǎn)作液力透平的研究，目前對(duì)于液力透平的研究主要集中在兩個(gè)方面：一是泵作液力透平的外特性研究，主要有透平的選型[9-10]、水力優(yōu)化設(shè)計(jì)[11-14]等，如Wang等[9]以計(jì)算流體力學(xué)為基礎(chǔ)，研究了葉片進(jìn)口角與設(shè)計(jì)流量的理論關(guān)系式。楊孫圣等[10]通過試驗(yàn)研究和數(shù)值模擬相比對(duì)的方法對(duì)前彎和后彎兩種形式的葉片進(jìn)行研究，發(fā)現(xiàn)前彎葉輪內(nèi)部的水力損失小于后彎葉輪。Tian等[11]基于某型號(hào)離心泵反轉(zhuǎn)作液力透平，通過正交試驗(yàn)的方式研究葉輪進(jìn)口直徑、葉輪進(jìn)口寬度和葉片數(shù)對(duì)透平性能的影響，優(yōu)化后的液力透平揚(yáng)程與效率明顯提高。Ghorani等[14]以液力透平葉輪葉片進(jìn)口角、出口角、葉片包角、葉輪進(jìn)口寬度和葉片數(shù)為設(shè)計(jì)變量，采用NSGA-II對(duì)液力透平進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化后液力透平效率有所提升。上述文獻(xiàn)對(duì)液力透平的選型和優(yōu)化設(shè)計(jì)等的研究仍然普遍存在效率不高的問題。外特性是內(nèi)流場的外在表現(xiàn)，因此在液力透平研究的另一個(gè)方面，國內(nèi)外學(xué)者開始關(guān)注泵作液力透平的內(nèi)部流動(dòng)機(jī)理，希望從液力透平內(nèi)部流動(dòng)機(jī)理中分析其效率低下的原因，如林通等[15]研究了不同流量下離心泵作液力透平的能量轉(zhuǎn)換特性，通過數(shù)值模擬和試驗(yàn)驗(yàn)證，得出葉輪是透平內(nèi)水力損失的主要部件。Miao等[16-17]對(duì)離心泵作液力透平蝸殼和葉輪內(nèi)能量轉(zhuǎn)換特性的非定常流動(dòng)特性進(jìn)行研究，揭示了蝸殼和葉輪功率損失的時(shí)域變化規(guī)律以及不同區(qū)域能量轉(zhuǎn)換的時(shí)域變化規(guī)律。通過上述研究發(fā)現(xiàn)，對(duì)于離心泵作液力透平內(nèi)部流動(dòng)機(jī)理的分析一般是基于傳統(tǒng)的速度場和壓力場，其研究結(jié)果在揭示不良流動(dòng)的動(dòng)力學(xué)根源上略顯不足。然而隨著熱力學(xué)第二定律中熵產(chǎn)理論在流體機(jī)械中初步應(yīng)用，為揭示不良流動(dòng)的動(dòng)力學(xué)根源開辟了新思路。Fu等[18]為了研究水泵水輪機(jī)內(nèi)能量轉(zhuǎn)換和能量耗散情況，在數(shù)值模擬的基礎(chǔ)上，采用熵產(chǎn)理論分析了水泵水輪機(jī)的能量轉(zhuǎn)換過程、損失分布和流動(dòng)機(jī)理。Zhou等[19]對(duì)水泵水輪機(jī)振動(dòng)的內(nèi)在機(jī)理進(jìn)行了深入研究，采用瞬態(tài)數(shù)值模擬研究了水泵水輪機(jī)的流動(dòng)特性。Wang等[20]提出了一種用于分析水力機(jī)械內(nèi)空化流動(dòng)的不可逆損失的熵產(chǎn)診斷模型。張永學(xué)等[21]對(duì)某型號(hào)離心泵進(jìn)行全流道定常數(shù)值模擬，結(jié)合熵產(chǎn)理論進(jìn)行能耗評(píng)估，發(fā)現(xiàn)對(duì)于離心泵，其損失的主要類型為壁面熵產(chǎn)與湍流熵產(chǎn)。任蕓等[22]為了揭示離心泵內(nèi)部流動(dòng)損失機(jī)理，以一臺(tái)帶誘導(dǎo)輪的離心泵作為研究對(duì)象，采用熵產(chǎn)理論和準(zhǔn)則對(duì)不同轉(zhuǎn)速和工況下的離心泵內(nèi)各個(gè)部件的流動(dòng)損失進(jìn)行了定量分析。馮建軍等[23]基于熵產(chǎn)理論對(duì)離心泵斷電飛逸特性開展研究，得到了流場內(nèi)部能量損失分布，并對(duì)能量損失進(jìn)行定量分析。上述研究突出了熵產(chǎn)分析方法對(duì)于流體機(jī)械中不可逆損失的分析優(yōu)勢，具有易于捕捉、可視化和準(zhǔn)確定位等特點(diǎn)，是揭示流體機(jī)械內(nèi)部能量損失機(jī)理非常有效的方法。然而目前基于熵產(chǎn)理論的能量損失可視化研究在液力透平中的應(yīng)用較少，在雙吸泵反轉(zhuǎn)作液力透平的研究更是鮮有報(bào)道。

因此，本文引入熵產(chǎn)理論對(duì)雙吸透平內(nèi)部不良流動(dòng)的動(dòng)力學(xué)根源進(jìn)行探究，在不同流量工況下對(duì)雙吸透平的工作狀態(tài)進(jìn)行數(shù)值模擬，通過搭建試驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)證所提數(shù)值模擬策略的正確性，同時(shí)結(jié)合熵產(chǎn)理論對(duì)葉輪內(nèi)的能量損失進(jìn)行數(shù)值評(píng)估和可視化處理，研究雙吸透平葉輪區(qū)域的能量損失機(jī)理，以期為液力透平的優(yōu)化和高效運(yùn)行提供理論指導(dǎo)。

1 數(shù)值計(jì)算方法

1.1 控制方程與湍流模型

控制方程為連續(xù)性方程和動(dòng)量方程分別如式（1）和（2）。

其中

1.2 熵產(chǎn)理論

其中是壁面剪切力，Pa；u是近壁面第一層網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)的速度，m/s。

對(duì)單位流體體積和單位面積的熵產(chǎn)率進(jìn)行積分，可以得到不同類型熵產(chǎn)，分別為直接耗散熵產(chǎn)、湍流耗散熵產(chǎn)和壁面熵產(chǎn)，如式（12）～（14）所示。

2 數(shù)值計(jì)算模型

2.1 幾何模型

本文選取的雙吸離心泵反轉(zhuǎn)作液力透平主要參數(shù)如表1。

表1 雙吸透平參數(shù)

在Pro/Engineer中進(jìn)行雙吸透平三維建模，模型由進(jìn)口延伸段（4倍蝸殼進(jìn)口管徑長度）、蝸殼、葉輪、尾水室和出口延伸段（4倍尾水室出口管徑長度）5部分組成，具體如圖1a所示。

2.2 數(shù)值計(jì)算及網(wǎng)格

利用ANSYS-ICEM軟件劃分雙吸透平各過流部件非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格，如圖1b所示。

圖1 雙吸透平計(jì)算域和網(wǎng)格劃分

模型的網(wǎng)格疏密程度會(huì)對(duì)數(shù)值模擬產(chǎn)生一定的影響，因此需要進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證。根據(jù)不同的網(wǎng)格尺度，生成6套網(wǎng)格方案，詳細(xì)網(wǎng)格數(shù)如表2。根據(jù)網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證結(jié)果，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)在2 634 088時(shí)，水力效率的變化幅度在0.05%以內(nèi)，綜合考慮計(jì)算資源、時(shí)間成本和準(zhǔn)確度后，取第4套網(wǎng)格方案。

表2 模型網(wǎng)格方案

圖2 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

表3 主要部件的平均值

3 模型驗(yàn)證試驗(yàn)

3.1 試驗(yàn)平臺(tái)

雙吸透平試驗(yàn)平臺(tái)（圖3a）主要由增壓泵、電機(jī)、液力透平和消能泵等組成，具體工作原理（圖3b）為電機(jī)驅(qū)動(dòng)增壓水泵提供高壓液體，高壓液體流經(jīng)電磁流量計(jì)進(jìn)入雙吸透平，并驅(qū)動(dòng)雙吸透平帶動(dòng)消能泵工作，最后低壓流體返回到水池。其中雙吸透平進(jìn)出口壓力采用壓力傳感器測量；透平轉(zhuǎn)速和扭矩采用數(shù)字扭矩轉(zhuǎn)速傳感器測量；流量采用電磁流量計(jì)測量，具體試驗(yàn)儀器參數(shù)如表4。

表4 試驗(yàn)儀器參數(shù)

圖3 雙吸透平試驗(yàn)

3.2 數(shù)值預(yù)測結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖4為雙吸透平數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果。對(duì)比雙吸透平在試驗(yàn)與數(shù)值模擬計(jì)算得到的水頭、效率和功率發(fā)現(xiàn)，在流量發(fā)生變化時(shí)，試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果變化趨勢吻合，在設(shè)計(jì)工況附近試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果吻合程度最高，試驗(yàn)水頭、試驗(yàn)效率和試驗(yàn)功率與模擬數(shù)值的相對(duì)誤差分別為4.04%、3.64%、5.93%，在誤差允許范圍內(nèi)。數(shù)值模擬的效率值高于試驗(yàn)效率值，這主要因?yàn)樵跀?shù)值模擬的過程中忽略了軸承、密封等機(jī)械損失和容積損失等。因此，雙吸透平的數(shù)值模擬策略是合理、可行的，可用于后續(xù)數(shù)值計(jì)算。

注：為流量相對(duì)值，為設(shè)計(jì)工況時(shí)的流量，=875 m3h-1。

4 液力透平整機(jī)熵產(chǎn)損失分析

按照介質(zhì)的流動(dòng)區(qū)域可將液力透平運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生的損失分為近壁區(qū)損失和主流區(qū)的損失。其中近壁區(qū)的損失主要來源為流體內(nèi)部各流體微團(tuán)之間產(chǎn)生黏性力（內(nèi)摩擦力），產(chǎn)生了較大的速度梯度（圖5）使近壁面的剪切力和黏性力增大，導(dǎo)致壁面損失增大，如速度在方向上的最大速度梯度高達(dá)209 082 s-1；主流區(qū)的損失主要來源為雙吸液力透平內(nèi)的不穩(wěn)定流動(dòng)（如漩渦、回流和流動(dòng)分離等），造成流場內(nèi)部速度的不均勻分布。

圖5 速度梯度變化圖

根據(jù)整機(jī)壓降計(jì)算水力損失的公式如式（17）所示。圖6為熵產(chǎn)法和壓降法計(jì)算的水力損失對(duì)比，由圖6可見，2種計(jì)算方法的結(jié)果相似，水力損失均隨流量的增加而增大。然而，由于葉輪是旋轉(zhuǎn)部件，在動(dòng)靜交界處的壓力變化較大，采用壓降方法計(jì)算旋轉(zhuǎn)部件的水力損失存在誤差，且壓降方法對(duì)于多入口或者多出口區(qū)域的能量損失計(jì)算是不準(zhǔn)確的[31]，因此采用熵產(chǎn)方法和壓降方法計(jì)算雙吸透平在不同流量工況下的水力損失會(huì)存在差異。

式中為損失，W；為輸入功率，W；為輸出功率，W。

4.1 液力透平不同類型熵產(chǎn)損失變化規(guī)律

圖7 不同流量下的熵產(chǎn)損失變化

4.2 液力透平各過流部件熵產(chǎn)損失分析

圖8 不同流量下各過流部件的熵產(chǎn)損失

5 葉輪區(qū)域熵產(chǎn)率分析

5.1 葉輪區(qū)域局部熵產(chǎn)率分析

雙吸透平在運(yùn)行時(shí)，各過流部件熵產(chǎn)占比存在明顯差異，其中葉輪的熵產(chǎn)最高，占據(jù)整機(jī)總熵產(chǎn)的50%以上，因此對(duì)于葉輪區(qū)域損失機(jī)理的研究變得尤為重要。為詳細(xì)研究局部熵產(chǎn)產(chǎn)生的內(nèi)部機(jī)理，同時(shí)獲得葉輪區(qū)域的局部熵產(chǎn)位置和損失大小，選取3個(gè)代表性的切面（圖9）進(jìn)行分析。

注：Span為前蓋板至后蓋板的無量綱距離，Span 0.1位于葉輪對(duì)稱面附近；Span 0.5位于單側(cè)葉輪的中間截面；Span 0.9位于前蓋板附近。

圖10a是葉輪局部熵產(chǎn)率分布圖，局部熵產(chǎn)率包括時(shí)均速度分布不均勻引起的直接熵產(chǎn)率和脈動(dòng)速度分布不均勻引起的湍流熵產(chǎn)率。從不同流量下葉輪直接熵產(chǎn)率分布圖（圖10b）可以發(fā)現(xiàn)，直接熵產(chǎn)率分布區(qū)域極少，只在葉片前緣處有略微分布，說明時(shí)均速度不均勻引起的速度梯度變化較小，產(chǎn)生的直接熵產(chǎn)率極低，與局部熵產(chǎn)率不存在明顯的對(duì)應(yīng)關(guān)系，再次印證了直接熵產(chǎn)率并不是影響局部熵產(chǎn)率增大的主要因素。

根據(jù)公式（10）可知，影響湍流熵產(chǎn)率的主要因素為湍流動(dòng)能和湍流渦動(dòng)頻率。分析湍流動(dòng)能（圖11a）和湍流渦動(dòng)頻率（圖11b）可知，圖11a中的A1、A2、A3、A4和A5區(qū)域與湍流動(dòng)能大的區(qū)域明顯存在對(duì)應(yīng)關(guān)系，說明這5個(gè)區(qū)域局部熵產(chǎn)率高的原因是湍流導(dǎo)致脈動(dòng)速度的不均分分布。除此之外，雖然A6和A7區(qū)域?qū)?yīng)的湍流動(dòng)能圖也有顯示，但相比而言，湍流渦動(dòng)頻率圖中的變化更為明顯，同時(shí)可以明顯地觀察出A6和A7區(qū)域都位于動(dòng)靜交界面，其中A6處于葉輪與尾水室的交界區(qū)域，A7處于葉輪與蝸殼的交界區(qū)域，因此在雙吸透平無葉區(qū)形成的壓力脈動(dòng)會(huì)向順流動(dòng)方向（去往尾水室方向）傳播和逆流動(dòng)方向（去往蝸殼方向）傳播，從而導(dǎo)致脈動(dòng)速度的異常變化，伴隨著流量的增大，使得動(dòng)靜交界面的湍流熵產(chǎn)率顯著增加。因此印證了湍流熵產(chǎn)率占據(jù)局部熵產(chǎn)率中的絕大部分，同時(shí)表明湍流動(dòng)能對(duì)湍流熵產(chǎn)率的影響較大。

為繼續(xù)深入研究葉輪內(nèi)由于湍流動(dòng)能增大而出現(xiàn)高局部熵產(chǎn)率區(qū)域（A1、A2、A3、A4和A5）的能量損失機(jī)理，下面將結(jié)合對(duì)應(yīng)流量工況下的速度-流線圖（圖12）闡述具體原因。

在位于葉片的B1區(qū)域中，小流量工況時(shí)由于葉片前緣沖角小，在葉片壓力側(cè)的前緣附近發(fā)生了流動(dòng)分離，干擾了脈動(dòng)速度的均勻分布，從而導(dǎo)致了葉片壓力側(cè)湍流熵產(chǎn)率（A1）增大；從葉片前緣開始發(fā)生流動(dòng)分離，隨著流動(dòng)的前移，在葉片中間區(qū)域流動(dòng)再附著，使得葉片靠近流道中間處的湍流減少，流動(dòng)回歸穩(wěn)定的狀態(tài)，即葉片壓力側(cè)的湍流熵產(chǎn)率顯著降低。葉片吸力側(cè)同樣會(huì)出現(xiàn)較弱的流動(dòng)分離，并且沿著葉片吸力側(cè)向前推進(jìn)，但是產(chǎn)生的湍流熵產(chǎn)率相對(duì)較低。隨著流量達(dá)到設(shè)計(jì)工況，流線的規(guī)律更加均勻，流動(dòng)混亂程度降低；大流量工況下，由于流速增加，導(dǎo)致沖角增大，使得葉片進(jìn)口處流體與葉片之間的相互作用現(xiàn)象加重，導(dǎo)致在葉片前緣吸力側(cè)附近流動(dòng)分離加劇，在流道中產(chǎn)生強(qiáng)曲率流動(dòng)，吸力側(cè)高湍流熵產(chǎn)率區(qū)域面積開始變大，進(jìn)而增加了葉片吸力側(cè)的局部熵產(chǎn)率。

B2區(qū)域位于蝸殼隔舌對(duì)應(yīng)的葉輪流道中，靠近葉片壓力側(cè)的區(qū)域，一方面由于葉片壓力側(cè)出現(xiàn)流動(dòng)分離（B2區(qū)域），導(dǎo)致葉片尾緣壓力側(cè)的湍流熵產(chǎn)率增加；另一方面，該區(qū)域位于蝸殼隔舌附近，存在更為明顯的動(dòng)靜干涉現(xiàn)象，導(dǎo)致湍流熵產(chǎn)率的增加。因此基于兩種原因的疊加，使得A2區(qū)域在不同展向面、不同流量工況下均存在高局部熵產(chǎn)率區(qū)域。

B3區(qū)域位于兩葉片中間的流道進(jìn)口位置，在小流量與設(shè)計(jì)工況下，該區(qū)域流動(dòng)穩(wěn)定，流線分布規(guī)律，然而在大流量工況下，該區(qū)域3個(gè)不同展向面均出現(xiàn)了高局部熵產(chǎn)率區(qū)域（A3）。這是因?yàn)殡S著流量的增大，蝸殼來流中的部分流體與該流道左側(cè)葉片相互作用加劇，同時(shí)來流與該流道左側(cè)葉片的接觸角度增大，導(dǎo)致流體發(fā)生強(qiáng)曲率的變向運(yùn)動(dòng)，從而大幅度改變流動(dòng)方向。因此對(duì)應(yīng)的區(qū)域表現(xiàn)出明顯的強(qiáng)曲率流動(dòng)，導(dǎo)致湍動(dòng)能急劇增大，從而使得該區(qū)域的局部熵產(chǎn)率增大。

注：A1～A7為分布在不同位置的高熵產(chǎn)率區(qū)域.

圖11 不同流量下葉輪不同切面的湍流動(dòng)能和湍流渦動(dòng)頻率分布

在被葉片從中間分割為左右兩塊的B4和B5區(qū)域中，從對(duì)應(yīng)的速度流線圖可以發(fā)現(xiàn)B5區(qū)域中的流線從流道入口到出口出現(xiàn)了異常的變化，在流道入口位置有明顯的流動(dòng)分離現(xiàn)象（B5）；葉片右側(cè)出現(xiàn)了一塊明顯的湍流區(qū)域，在該區(qū)域速度較低，顯示出一種無明顯流動(dòng)規(guī)律的長條狀區(qū)域，產(chǎn)生這類高局部熵產(chǎn)率區(qū)域（A4和A5）的原因可能與尾水室內(nèi)部異常流動(dòng)對(duì)葉輪內(nèi)部流動(dòng)的反作用有關(guān)。為了揭示尾水室對(duì)葉輪反作用影響的可能性，將尾水室沿軸向和法向剖切處理（圖13）得到2個(gè)不同位置的切面視圖，分析其內(nèi)部流動(dòng)特征。

在尾水室的C1和C2區(qū)域，從流線-速度圖（圖14）中可以看出流動(dòng)狀態(tài)非常紊亂。其中，C1區(qū)域根據(jù)所形成的流線形狀可以細(xì)分為d區(qū)域和e區(qū)域，d區(qū)域位于尾水室鼻端的上方流道，由于鼻端兩側(cè)存在一個(gè)接近90°的拐角區(qū)域，在小流量工況時(shí)該區(qū)域出現(xiàn)了較大尺度的漩渦（類似于突然擴(kuò)大圓管中的局部損失中拐角區(qū)域出現(xiàn)漩渦），同時(shí)在漩渦附近出現(xiàn)死水區(qū)，進(jìn)而誘發(fā)了明顯的流動(dòng)分離現(xiàn)象。隨著流動(dòng)的前移，近壁區(qū)的流體在e區(qū)域開始向主流區(qū)再附著，但由于d區(qū)域前方死水區(qū)域的影響，出現(xiàn)強(qiáng)曲率流動(dòng)，并在e區(qū)域前方形成了大尺度的漩渦（C2區(qū)域），使得流動(dòng)分離現(xiàn)象在主流區(qū)再次發(fā)生；隨著流量的增大，葉輪出流與尾水室入口形成的入口角逐漸增大，使得該區(qū)域流動(dòng)狀態(tài)有了明顯改善，但是在d區(qū)域由于類似直角結(jié)構(gòu)的鼻端導(dǎo)致的漩渦和e區(qū)域由于死水區(qū)的流動(dòng)分離現(xiàn)象依舊存在。與此同時(shí)沿著流動(dòng)的反方向來看葉輪區(qū)域的流動(dòng)，尾水室C1區(qū)域產(chǎn)生的漩渦和死水區(qū)對(duì)葉輪對(duì)應(yīng)位置的過流面積產(chǎn)生影響，破壞了流體在葉輪A4和A5區(qū)域連續(xù)且穩(wěn)定的流動(dòng)狀態(tài)，導(dǎo)致葉輪A4和A5區(qū)域的脈動(dòng)速度的均勻分布受到干擾，使得葉輪A4和A5區(qū)域的湍流熵產(chǎn)率增加，印證了尾水室內(nèi)部不穩(wěn)定的流動(dòng)會(huì)對(duì)葉輪內(nèi)部的流動(dòng)狀態(tài)產(chǎn)生反作用影響。由此看來尾水室的異常流動(dòng)對(duì)上游過流部件的確存在影響，且區(qū)域性較強(qiáng)，存在明顯的對(duì)應(yīng)關(guān)系。

注：B1～B5為高局部熵產(chǎn)率A1～A5對(duì)應(yīng)的區(qū)域。

圖13 尾水室不同位置切面

注：C1和C2為對(duì)高局部熵產(chǎn)率A4和A5產(chǎn)生影響的對(duì)應(yīng)區(qū)域，C1區(qū)域包含d和e兩部分。

整體來看，在相同流量下不同切面的熵產(chǎn)率大小呈現(xiàn)出特殊的規(guī)律，從Span 0.1到Span 0.5再到Span 0.9，局部熵產(chǎn)率逐步增加，且變化趨勢明顯，出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因是流體從葉輪中間對(duì)稱面開始逐步向前蓋板靠近，流體與前蓋板之間的相互作用開始顯現(xiàn)，前蓋板附近的近壁區(qū)域的流動(dòng)狀態(tài)受到葉輪主流區(qū)的影響增大，使得靠近壁區(qū)一側(cè)的主流區(qū)流動(dòng)狀態(tài)受到干擾，流動(dòng)變得混亂，最終導(dǎo)致局部熵產(chǎn)率逐步增加，呈現(xiàn)出特殊的規(guī)律。

5.2 壁面熵產(chǎn)率分析

圖15 葉輪壁面熵產(chǎn)率分布

6 結(jié) 論

本文以熵產(chǎn)理論為基礎(chǔ)，對(duì)雙吸泵反轉(zhuǎn)作液力透平在不同流量工況下各過流部件能量損失規(guī)律進(jìn)行了分析，重點(diǎn)研究液力透平葉輪內(nèi)的能量損失機(jī)理。通過對(duì)計(jì)算結(jié)果的分析，主要研究結(jié)論如下：

1）在雙吸透平整機(jī)運(yùn)行過程中，湍流熵產(chǎn)損失和壁面熵產(chǎn)損失占據(jù)主導(dǎo)地位，平均占比分別為41%、55%，直接熵產(chǎn)損失占比較低；各過流部件總熵產(chǎn)損失從大到小依次為葉輪、尾水室、蝸殼，在整機(jī)熵產(chǎn)損失中的平均占比分別為55%、30%和15%。

2）在葉輪區(qū)域的局部熵產(chǎn)率中，由于葉片吸力側(cè)與壓力側(cè)產(chǎn)生的流動(dòng)分離和漩渦、蝸殼隔舌與葉輪間的動(dòng)靜干涉、部分葉輪流道間的強(qiáng)曲率流動(dòng)以及尾水室內(nèi)部的死水區(qū)對(duì)葉輪內(nèi)部流動(dòng)狀態(tài)產(chǎn)生的反作用等引起的不穩(wěn)定流動(dòng)，是導(dǎo)致湍流損失增大的主要原因。

3）葉輪區(qū)域的壁面熵產(chǎn)率主要由葉片和前后蓋板與流體之間的相互作用、蝸殼隔舌與葉片間的動(dòng)靜干涉作用引起，導(dǎo)致近壁面的速度梯度急劇增加，剪切力和黏性力增大，從而使得壁面損失隨著流量的增大呈現(xiàn)出持續(xù)增加的趨勢。

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Impeller internal energy loss mechanism for a double-suction pump as the turbine

Miao Senchun1,2, Luo Wen1, Wang Xiaohui1※, Yang Junhu1

(1.,,730050,;2..,.,214500,)

An energy recovery device, the double-suction centrifugal pump as the turbine has a wide application prospect in the field of large flow and high-pressure head. The impeller is one of the most important rotating flow components. Its working efficiency can pose a great influence on the energy conversion of the double-suction pump as the turbine. Meanwhile, the internal friction and unstable flow in the impeller can cause the hydraulic loss of the double-suction pump as the turbine, leading to the low efficiency and safety of the pump as the turbine operates. However, the local and wall entropy production rate can be classified as the dissipation caused by irreversible factors, according to the entropy production theory. The local entropy production rate includes the direct entropy production rate caused by non-uniform time average velocity distribution and the turbulent entropy production rate caused by non-uniform fluctuation velocity distribution. Furthermore, the location and size of the irreversible loss in the flow process can be diagnosed by the entropy production theory. In this study, a Shear Stress Transport(SST)-turbulence model was adopted to clarify the energy loss mechanism in the pump as the turbine impeller. A numerical simulation was then carried out using reasonable mesh division and an accurate boundary layer under Computational Fluid Dynamics(CFD). An external characteristic test was conducted to verify the numerical simulation strategy. Finally, a systematic analysis was made on the energy loss of each flow-through component in the pump under different flow rates, in order to determine the area of high entropy production rate in the pump as the turbine impeller. The energy loss mechanism of the impeller area was clarified to combine with the entropy production theory. The results show that the main reasons for the hydraulic loss in the whole machine were the entropy production rate of turbulent caused by the unstable flow in the impeller channel, and the wall entropy production rate caused by the internal friction in the near-wall area. The average proportions were 41% and 55%, respectively, indicating the extremely low proportion of direct entropy production rate. The total entropy production rate of each flow-through component was ranked in the descending order of the impeller, draft chamber, and volute, where the average proportions were 55%, 30%, and 15%, respectively. In the local entropy production rate of the impeller region, the uneven velocity distribution in the flow field is caused by the flow separation and vortex generated at the suction side and pressure side of the blade, the dynamic and static interference between the volute tongue and the impeller, the bending flow with strong curvature between some impeller flow channels, and the reaction of the backwater zone of the draft chamber on the internal flow state of the impeller, which is the main reason for the increase of the turbulent entropy production rate and energy loss. In addition, the entropy production rate continuously increased on the wall with the increase of flow, due to the dynamic and static interference between the volute tongue and the blade, the interaction between blade, shroud, and fluid, the sharp increase of velocity gradient near the wall, and the increase of shear force and viscous force. At the same time, the flow in the channel posed a great influence on the entropy production of the front cover wall. But, there was no influence on the rear cover wall, which was closely related to the special back-to-back impeller structure of the double suction pump. This finding can provide a strong reference for the hydraulic optimization design of the double-suction pump as the turbine.

impeller; entropy; energy loss; the double-suction pump as turbine; turbulent loss; wall loss

10.11975/j.issn.1002-6819.2022.22.002

TH311

A

1002-6819(2022)-22-0012-11

苗森春，羅文，王曉暉，等. 雙吸泵作液力透平時(shí)葉輪內(nèi)部能量損失機(jī)理分析[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2022，38(22)：12-22.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2022.22.002 http://www.tcsae.org

Miao Senchun, Luo Wen, Wang Xiaohui, et al. Impeller internal energy loss mechanism for a double-suction pump as the turbine[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2022, 38(22): 12-22. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2022.22.002 http://www.tcsae.org

2022-08-08

2022-11-07

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（52169019）；甘肅省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（20JR10RA203）；流體及動(dòng)力機(jī)械教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室（西華大學(xué)）開放基金項(xiàng)目（LTDL2020-007）

苗森春，博士，副教授，研究方向?yàn)橐后w余壓能量回收液力透平。Email：miaosc88@126.com

王曉暉，博士，副教授，研究方向?yàn)橐毫ν钙嚼碚撆c設(shè)計(jì)。Email：13919306787@163.com