Conception d'optimisation du phénomène de bosse d'une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique basée sur CFD et test orthogonal

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 12121 (2022) Citer cet article

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Visant à éliminer le phénomène de bosse dans une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique, ses paramètres structurels ont été optimisés à l'aide de la méthode de dynamique des fluides computationnelle. Sur la base du modèle de turbulence \(k - \varepsilon\), une analyse 3D stationnaire du champ d'écoulement interne a été réalisée. La table orthogonale \(L_{9} \left({3^{4} } \right)\) a été établie, et quatre paramètres structurels, y compris le diamètre de sortie de la roue, la largeur de sortie de la roue, le nombre de pales et l'angle de sortie des pales , ont été choisis comme facteurs d'influence. Neuf schémas de test orthogonaux ont été développés et les résultats ont été analysés par la méthode d'analyse de la matrice de poids, obtenant le poids des facteurs sélectionnés sur les résultats du test. Le schéma optimal a été sélectionné en fonction du poids et les résultats de l'analyse de la matrice de poids ont montré que la largeur de sortie de la roue avait l'influence dominante sur la tête, la puissance de l'arbre et l'efficacité. De plus, le nombre de pales était le principal facteur influençant la puissance et l'efficacité de l'arbre. Le banc d'essai de contrôle de débit de la pompe centrifuge a été construit pour réaliser la simulation numérique et tester tous les indices de pompe prototype et d'optimisation. Grâce au test de caractéristique externe, on peut voir que le \(\beta_{2} Z^{0,773}\) de la pompe optimisée est de 87,889, soit 24,89 % inférieur à celui de la pompe prototype, qui optimise efficacement la bosse phénomène de la pompe centrifuge. Les résultats expérimentaux ont montré que dans des conditions de travail sous-estimées, les performances de travail de la pompe optimisée étaient considérablement améliorées. La taille de la tête a été réduite de 1,424 % et l'efficacité a été augmentée de 7,896 %. En optimisant les paramètres structurels de la pompe, sa perte hydraulique de sillage de jet a été réduite et le phénomène de bosse de la courbe de tête a été efficacement éliminé. Tous les indices de performance de la pompe optimisée étaient supérieurs à ceux du prototype, vérifiant à la fois la précision et la fiabilité du test orthogonal et de la méthode d'analyse de la matrice de poids. Enfin, les résultats obtenus fournissent une référence pour la conception structurelle des pompes centrifuges à haute performance.

Une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique est un type de pompe centrifuge avec une vitesse spécifique comprise entre 20 et 80. Elle se caractérise par un faible débit, une tête élevée et un faible volume, et est largement utilisée dans la production et la vie1. En utilisant une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique, il est facile de produire un phénomène de bosse instable dans des conditions de faible débit. Ceci, à son tour, augmente les vibrations et le bruit, raccourcissant ainsi la durée de vie de la pompe et réduisant sa fiabilité de fonctionnement. Actuellement, le mécanisme du phénomène de bosse des pompes centrifuges à faible vitesse spécifique n'est pas clair, et le phénomène de bosse de la courbe de tête ne peut pas être éliminé de la conception. Par conséquent, en plus d'étudier le mécanisme de fonctionnement de la pompe centrifuge, il est également nécessaire d'optimiser les paramètres structurels critiques de la pompe pour améliorer ses performances de fonctionnement.

Pendant longtemps, la réduction et l'élimination du phénomène de bosse de la courbe de tête de pompe centrifuge à faible vitesse spécifique sont devenues un segment important de la recherche sur les pompes centrifuges. Zhang Desheng et al.2 ont établi dix schémas de conception et effectué une simulation numérique et une prédiction des performances sur des pompes centrifuges à faible vitesse spécifique. Les auteurs ont obtenu des distributions de pression statique, de lignes de courant, de vitesse et d'énergie cinétique turbulente dans la pompe et ont amélioré les caractéristiques d'écoulement interne. Zhang et al.3 ont utilisé le modèle de turbulence SAS pour effectuer la simulation numérique du canal complet de la pompe-turbine, en déterminant l'effet du mécanisme de la structure de l'écoulement de la pompe sur les caractéristiques de la bosse. Zhang Peifang et al.4 ont analysé les performances hydrauliques des pompes centrifuges à faible vitesse spécifique, en observant la cause du phénomène de bosse de la courbe de charge dans le but de proposer une solution. Li et al.5 ont utilisé l'équation de simulation à valeur constante tridimensionnelle pour concevoir les pales de la pompe. De plus, ils ont analysé les caractéristiques de débit de la roue et ont trouvé les caractéristiques de décharge d'énergie de la pompe en mode de zone de bosse. Chen et al.6 ont expérimenté en ajoutant deux cloisons dans la section d'aspiration de la pompe. Les résultats expérimentaux ont montré que la méthode proposée pouvait améliorer efficacement la courbe de performance de la pompe centrifuge IS et éliminer la bosse de la courbe de tête.

Avec le développement continu de la dynamique des fluides computationnelle (CFD), les simulations numériques sont devenues l'une des méthodes les plus importantes pour étudier le champ d'écoulement interne des pompes centrifuges7,8,9,10,11,12,13,14. Dans cet article, un sous-type de pompe centrifuge a été utilisé comme objet de recherche et la méthode CFD a été utilisée pour calculer le champ d'écoulement interne de la pompe centrifuge. Compte tenu de l'influence de divers paramètres structuraux sur les performances de la pompe, les paramètres structuraux ont été optimisés via des essais orthogonaux. La tête de pompe centrifuge, la puissance de l'arbre et l'efficacité ont été calculées à l'aide d'une analyse de plage. La combinaison de paramètres optimale a été obtenue par analyse de matrice de poids. Un banc d'essai de contrôle de débit de pompe centrifuge a été construit pour vérifier la méthode de conception. Enfin, les résultats expérimentaux ont confirmé que les indicateurs de performance de la pompe centrifuge se sont améliorés après avoir effectué l'optimisation de surface ; les bosses de la courbe de tête ont été éliminées et l'effet souhaité a été obtenu.

Les paramètres structurels d'une pompe centrifuge sont les suivants : débit \(Q = 102{\text{m}}^{3} /h\), tête \(H = 100{\text{m}}\), rotation vitesse \(n = 2900{\text{r}} /min\), et vitesse spécifique \(n_{s} = 56,343\). La structure de la roue semi-ouverte a été adoptée et les principaux paramètres structurels inclus : nombre de pales \(Z = 7\), angle de sortie de pale \(\beta_{2} { =}26^\circ\), angle d'enroulement de pale \( \varphi { = }110^\circ\), entrée de la roue \(D_{j} = 100{\text{mm}}\) et sortie \(D_{2} = 290{\text{mm}}\ ) diamètres, largeur de sortie de la roue \(b_{2} = 13{\text{mm}}\) et diamètre du cercle de base de la volute \(D_{3} = 302{\text{mm}}\).

Le domaine de calcul de la pompe centrifuge est illustré à la Fig. 1. Le fluide s'écoule dans la pompe centrifuge le long de l'axe \(z\), tandis que la circonférence de la volute est située dans le plan \(xoy\). Le domaine de calcul global comprend à la fois la masse d'eau de la roue et de la volute.

Domaine de calcul.

Pendant le fonctionnement, la pompe centrifuge est affectée par la perte d'impact. Il existe une différence entre les courbes de performance théoriques \(H_{t} - Q_{t}\) et réelles \(H - Q\) de la pompe centrifuge. Selon l'analyse théorique, la tête de pompe centrifuge théorique \(H_{t}\) et le débit \(Q_{t}\) satisfont l'équation suivante :

où \(u_{2}\) est la vitesse circonférentielle de sortie de pale calculée comme suit :

De plus, dans l'éq. (1), \(\sigma\) représente le coefficient de glissement de Stoddard obtenu comme :

En triant les équations données ci-dessus, la tête de pompe centrifuge théorique \(H_{t}\) et le débit \(Q_{t}\) peuvent être obtenus via :

Selon l'éq. (4), la tête de pompe centrifuge théorique \(H_{t}\) et le débit \(Q_{t}\) ont une relation linéaire. La courbe théorique \(H_{t} - Q_{t}\) montre une tendance douce, tandis que la courbe réelle \(H - Q\) est sujette au phénomène de bosse15. Lorsque l'on vise à trouver la courbe sans phénomène de bosse, sa pente doit être augmentée. En utilisant l'éq. (4), le diamètre de sortie de la roue, la largeur de sortie de la roue, le nombre de pales et l'angle de sortie des pales ont été sélectionnés comme facteurs critiques affectant le phénomène de bosse dans la courbe \(H - Q\) réelle.

Dans les conditions de faible débit, une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique génère facilement un vortex à l'intérieur du passage d'écoulement qui bloque le débit, entraînant une perte hydraulique importante et une réduction de la tête. Cela facilite la production du phénomène de bosse dans la courbe \(H - Q\).

Un test orthogonal est une méthode d'analyse permettant d'étudier l'influence de plusieurs facteurs et niveaux sur les résultats d'un test à l'aide d'un tableau orthogonal16. En utilisant l'orthogonalité, des combinaisons représentatives peuvent être sélectionnées pour expérimenter, et l'influence de chaque paramètre est analysée pour obtenir la combinaison optimale. Ainsi, le test orthogonal est une méthode efficace, rapide et économique pour concevoir des expériences.

Sur la base de l'analyse de l'équation de la courbe \(H_{t} - Q_{t}\) et en tenant compte de l'influence de divers paramètres structurels, le diamètre de sortie de la roue, sa largeur, le nombre de pales et l'angle de sortie des pales ont été sélectionnés comme facteurs expérimentaux pour le test orthogonal. La table de test orthogonale a été utilisée pour combiner tous les facteurs et effectuer le calcul numérique, parmi lesquels trois valeurs horizontales ont été fixées pour chaque facteur, comme indiqué dans le tableau 1.

Selon \(L_{9} (3^{4} )\) le tableau de test orthogonal, neuf groupes de schémas de test ont été créés (voir tableau 2).

Le logiciel professionnel de génération de grille GAMBIT a été utilisé pour diviser le domaine de calcul et obtenir des grilles hexaédriques de haute qualité. De plus, il a été utilisé pour affiner les grilles locales pour les structures complexes. Quatre groupes de grilles avec des numéros de grille assez différents ont été sélectionnés en fonction de la charge pour effectuer l'analyse de l'indépendance de la grille et pour assurer la fiabilité et l'exactitude des résultats de calcul. Les résultats sont présentés dans le tableau 3. Lorsque le nombre de grilles a dépassé 2,14 millions, la charge calculée a légèrement changé, prouvant que les grilles ne sont pas pertinentes. Ainsi, le nombre final de grilles était de 2,14 millions.

Les figures 2 et 3 montrent des diagrammes schématiques de grilles de domaine de calcul.

Grilles de turbine.

Grilles à volutes.

Le champ d'écoulement interne a été calculé à l'aide du logiciel Fluent. La solution numérique a été calculée sur la base de la méthode des volumes finis du maillage complètement non structuré. Le modèle standard \(k - \varepsilon\) a été sélectionné comme modèle de turbulence pour résoudre le champ d'écoulement interne. De plus, l'algorithme SIMPLE a été utilisé comme méthode de couplage pour la pression interne et la vitesse. La vitesse d'entrée a été prise comme condition d'entrée, tandis que la condition aux limites de sortie était l'écoulement libre. La paroi antidérapante a été prise comme condition aux limites de la paroi fixe, et sa contrepartie rotative a été prise comme paroi de la roue. La précision de convergence était de 0,0001.

Le logiciel CFD a été utilisé pour simuler le champ d'écoulement interne de neuf groupes de combinaisons de tests. Un modèle mathématique utilisant la tête, la puissance de l'arbre et l'efficacité comme fonctions objectives a été établi. Leurs valeurs respectives ont été calculées respectivement à l'aide de l'Eq. (5)17. Les résultats des calculs sont présentés dans le tableau 4.

L'analyse de la plage a été effectuée à l'aide des résultats des tests orthogonaux ; les résultats d'analyse sont présentés dans le tableau 5.

Comme le montre le tableau 5, lors de l'examen de la tête, la séquence principale des indices d'influence était \(BACD\), avec la combinaison optimale comme suit : \(D_{2} { = }300{\text{mm}}\), \(b_{2} { = }13{\text{mm}}\), \(z{ = }7\) et \(\beta_{2} = 26^\circ\). Pour la puissance de l'arbre, la séquence principale des indices d'influence était \(BCAD\) et la combinaison optimale était \(D_{2} { = }290{\text{mm}}\), \(b_{2} { = } 9{\text{mm}}\), \(z{ = }5\) et \(\beta_{2} = 24^\circ\). Enfin, pour l'efficacité, les indices d'influence de divers facteurs ont été organisés en \(BCDA\), avec une combinaison \(D_{2} { = }300{\text{mm}}\), \(b_{2} { = }9{\text{mm}}\), \(z{ = }6\) et \(\beta_{2} = 24^\circ\) étant optimales. Dans le but de trouver rapidement la combinaison optimale et la séquence principale des indices d'influence pour chaque facteur, une analyse matricielle des poids a été réalisée. La matrice de poids a été obtenue pour trois fonctions objectives et les paramètres structurels ont été sélectionnés en fonction du poids.

L'optimisation multi-objectifs de la matrice de poids a été réalisée pour établir un modèle de structure à trois couches basé sur le schéma de test orthogonal18, comme indiqué dans le tableau 6.

La première couche représente la couche de fonction d'objectif de test et est définie ; en supposant qu'il y ait \(l\) facteurs d'influence dans le test orthogonal, chaque facteur d'influence a \(m\) niveaux. De plus, la valeur de la fonction objectif du facteur \(A_{i}\) au niveau \(j\) est \(k_{ij}\). La plus grande valeur de la fonction objective d'expérience orthogonale représente un meilleur spécimen ; donc \(K_{ij} = k_{ij}\). Si la valeur de la fonction objectif est plus petite, mieux c'est, alors \(K_{ij} = 1/k_{ij}\). La matrice a été établie, comme indiqué dans l'Eq. (6).

La deuxième couche représente toutes les couches de facteurs et est définie comme \(T_{i} = 1/\sum\nolimits_{j = 1}^{m} {K_{ij} }\). La matrice montrée dans l'Eq. (7) a été établi ensuite :

La troisième couche est horizontale ; les différences extrêmes dans les valeurs des facteurs de test orthogonaux ont été notées \(s_{i}\), qui est défini comme \(S_{ij} = s_{i} /\sum\nolimits_{i = 1}^{l } {s_{i} }\). Enfin, la matrice montrée dans l'Eq. (8) peut s'écrire :

La matrice de pondération affecte la fonction objectif et est définie comme : \(\omega = MTS\) et a été établie comme suit :

Dans l'éq. (9), \(\omega_{1} = K_{11} T_{1} S_{1}\), où \(K_{11} T_{1}\) est le rapport entre le facteur \(A_{ 1}\) valeur cible du premier niveau à la valeur cible de tous les niveaux. De plus, \(S_{1}\) est le rapport entre la différence polaire du facteur \(A_{1}\) et la différence polaire totale. Le résultat du produit reflète l'influence des facteurs \(A_{1}\) sur la fonction objectif au premier niveau, ainsi que l'ampleur des différences extrêmes des facteurs \(A_{1}\). Grâce à l'analyse de la matrice de pondération, l'influence de chaque niveau de facteur sur la fonction objectif peut être obtenue. L'ordre primaire et secondaire et la combinaison optimale des influences des facteurs sur la fonction objectif peuvent être rapidement obtenus par pondération.

En utilisant les expressions présentées ci-dessus, des matrices de poids de trois fonctions objectives ont été calculées. Pour la tête et l'efficacité, les valeurs de fonction objectif les plus élevées représentent la meilleure solution, ce qui signifie que les valeurs correspondantes sont \(K_{ij} = k_{ij}\), \(T_{i} = 1/\sum\nolimits_{ j = 1}^{m} {K_{ij} }\), \(S_{ij} = s_{i} /\sum\nolimits_{i = 1}^{l} {s_{i} }\) . Pour la puissance à l'arbre, une valeur de fonction objectif inférieure est préférable. Les valeurs correspondantes sont \(K_{ij} = 1/k_{ij}\), \(T_{i} = 1/\sum\nolimits_{j = 1}^{m} {K_{ij} }\) , \(S_{ij} = s_{i} /\sum\nolimits_{i = 1}^{l} {s_{i} }\).

La première matrice de pondération de la fonction objectif (tête) est la suivante :

La deuxième matrice de pondération de la fonction objectif (puissance à l'arbre) est la suivante :

La troisième matrice de pondération de la fonction objectif (efficacité) est :

Enfin, la matrice de poids totale de la fonction objectif de test orthogonale est la moyenne des matrices de poids de trois fonctions objectif :

Selon les résultats du calcul de la matrice de pondération, les influences des facteurs sur la fonction d'objectif de test orthogonale sont classées par \(BCAD\) ; les poids des valeurs horizontales pour chaque facteur sont \(A_{3}\), \(B_{3}\), \(C_{2}\) et \(D_{3}\). Le schéma de combinaison de test orthogonal optimal est \(A_{3} B_{3} C_{2} D_{3}\), à savoir : \(D_{2} { = }300\,{\text{mm}}\ ), \(b_{2} { = }9\,{\text{mm}}\), \(Z{ = }6\) et \(\beta_{2} = 22^\circ\).

Pour vérifier la faisabilité du modèle d'optimisation, la simulation numérique CFD à flux complet du modèle d'optimisation a été réalisée. Les sorties ont été comparées aux résultats de la pompe prototype.

Une numérotation dans le sens inverse des aiguilles d'une montre a été utilisée près du passage d'écoulement de la langue (passage d'écoulement n° 1). La vitesse de surface de pression interne de chaque passage d'écoulement était supérieure à la vitesse de surface d'aspiration. De plus, la vitesse de sortie a atteint la valeur maximale dans le dernier passage d'écoulement. En raison de l'impact hydraulique entre le passage d'écoulement et la languette, le sens d'écoulement du liquide a changé. La distribution de vitesse relative à l'interface de la pompe centrifuge intermédiaire est illustrée à la Fig. 4.

La distribution de vitesse relative à l'interface intermédiaire de la pompe centrifuge.

Lorsque la condition de petit débit est active, la zone de petite vitesse se trouve principalement sur l'intrados de l'aube. Simultanément, le sens d'écoulement du liquide est désordonné entre l'entrée et la sortie des pales. Une fois que le débit chute sous \(0.8Q_{t}\), le degré de turbulence augmente continuellement. Les tourbillons apparaissent dans plusieurs canaux d'écoulement et le nombre de tourbillons augmente avec la diminution du débit. Les tourbillons dans les passages d'écoulement se dilatent continuellement dans le sens des aiguilles d'une montre, bloqués par le liquide à basse vitesse. Cela entraîne des pertes hydrauliques plus importantes, amenant la pompe prototype à produire une bosse de courbe de tête de pompe centrifuge dans des conditions de faible débit.

Pour la pompe d'optimisation, le degré de désordre de direction d'écoulement de liquide peut être optimisé au-dessus de la condition d'écoulement \(0,4Q_{t}\). Dans ce cas, la direction d'écoulement de liquide dans chaque passage de turbine est plus stable. De plus, sous la condition d'écoulement \(0.4Q_{t}\), un petit nombre de tourbillons apparaissent dans le passage d'écoulement, similaire à la pompe prototype sous la condition de petit débit. Ainsi, la hauteur manométrique située au point mort fermé de la pompe d'optimisation est diminuée.

Un banc d'essai de contrôle de débit a été construit sur la base du dispositif d'essai de pompe centrifuge NGL002 pour vérifier l'exactitude des résultats d'optimisation, comme illustré à la Fig. 5. La pompe prototype et la pompe d'optimisation ont été testées et vérifiées pour les caractéristiques externes multi-conditions.

Banc d'essai de contrôle de débit.

Le prototype et les roues de pompe d'optimisation sont illustrés à la Fig. 6.

Turbine.

Les résultats expérimentaux contenant le prototype et les caractéristiques externes de la pompe d'optimisation sont présentés dans les Fig. 7 et 8.

Courbe de tête.

Courbe d'efficacité.

Comme le montrent les résultats des essais, la loi de variation de la courbe caractéristique externe reste pratiquement la même malgré des conditions de travail variables. Les résultats de la simulation numérique sont en bon accord avec les valeurs expérimentales, reflétant la tendance changeante de tous les indices sous différents débits. La hauteur et le rendement obtenus par simulation numérique sont supérieurs aux valeurs expérimentales, principalement parce que la perte d'énergie de chaque pièce et les erreurs de fabrication de la roue n'ont pas été prises en compte dans la simulation numérique. En utilisant les résultats de vérification obtenus pour les caractéristiques externes, on peut voir que l'indice de performance de la pompe d'optimisation est supérieur à celui du prototype. La pompe prototype \(\beta_{2} Z^{0,773}\) et la pompe d'optimisation sont respectivement de 117,013 et 87,889. Comme l'angle de sortie des pales optimisé et le nombre de pales sont réduits, le phénomène de bosse a été efficacement optimisé19.

Les résultats des tests de caractéristiques externes ont été extraits pour divers indices, comme indiqué dans le tableau 7.

Sur la base du tableau 7, il est évident que dans les conditions nominales, la tête de la pompe centrifuge optimisée a été réduite de 1,424 %, tandis que l'efficacité a augmenté de 7,896 %. Comme la pompe prototype produisait une bosse dans des conditions de travail \(0,8Q_{t}\), la hauteur manométrique dans des conditions de fonctionnement \(0,6Q_{t} - 1,0Q_{t}\) était supérieure à la hauteur manométrique de la pompe d'optimisation. La courbe de pompe d'optimisation réelle \(H - Q\) ne présente pas de phénomène de bosse, ce qui signifie que l'objectif d'optimisation est atteint : les valeurs d'indice sont effectivement améliorées. En résumé, le test orthogonal et la méthode d'analyse de la matrice de poids sont réalisables, la précision du schéma de conception optimisé étant vérifiée.

La conception hydraulique d'une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique a été réalisée. Des modèles tridimensionnels de roue et de volute ont été créés.

Neuf groupes de schémas de test ont été conçus à l'aide du test orthogonal, et l'ordre d'influence de chaque facteur sur chacun des indices a été obtenu par analyse de plage. De plus, en utilisant l'analyse de la matrice de pondération et la relation de pondération entre les niveaux de facteur, un ensemble de modèles d'optimisation a été obtenu : \(D_{2} { = }300{\text{mm}}\), \(b_{2 } { = }9{\text{mm}}\), \(Z{ = }6\) et \(\beta_{2} = 22^\circ\). Le champ d'écoulement interne du prototype et la pompe d'optimisation ont été simulés numériquement. Les résultats de la simulation ont montré que le phénomène de bosse était significativement amélioré dans la pompe d'optimisation. Par conséquent, la faisabilité du schéma d'optimisation a été vérifiée.

Le banc d'essai de contrôle du débit de la pompe centrifuge a été construit et les valeurs de simulation et d'essai de chaque prototype et l'indice de pompe d'optimisation ont été obtenus dans différentes conditions de travail. Les résultats des tests ont montré que les indices de performance étaient plus élevés dans la pompe d'optimisation, éliminant le phénomène de bosse et améliorant ses performances hydrauliques. La précision du processus de conception et de la méthode d'optimisation a ensuite été vérifiée.

Dans cet article, un type de pompe centrifuge a été pris comme objet de recherche et la conception hydraulique a été réalisée sur la base du CFD. Les principaux paramètres structuraux ont été optimisés via un test orthogonal. Une plate-forme d'essai a été construite pour permettre la réalisation d'essais de vérification, qui ont vérifié la précision du schéma d'essai orthogonal et amélioré les performances de fonctionnement de la pompe centrifuge. Par rapport à la pompe prototype, le diamètre de la roue de sortie de la pompe optimisée a été augmenté, tandis que la largeur de sortie de la roue, le nombre de pales et l'angle de sortie des pales étaient plus petits. Avec l'augmentation du diamètre de sortie de la roue et la diminution de sa largeur, la surface de passage de l'écoulement a augmenté, réduisant les pertes hydrauliques. Dans ce cas, la surcharge serait évitée, et le phénomène de "jet-sillage" et de bosse serait éliminé. Dans le même temps, avec la diminution du nombre d'aubes et de l'angle de sortie des aubes, la surface de chaque canal d'écoulement a augmenté. Ainsi, la pression statique à la sortie de l'aube a diminué, principalement pour éviter le reflux local et la séparation du flux. On peut voir qu'en optimisant les paramètres structurels de la pompe centrifuge, la tête de pompe a été réduite et la stabilité du débit interne et l'efficacité de travail ont été améliorées. Ainsi, une série de problèmes négatifs tels que les vibrations, le bruit et la consommation d'énergie élevée des systèmes de pompage et de canalisation causés par le phénomène de bosse pourraient être efficacement atténués. Dans la prochaine étape, une conception d'optimisation multi-objectifs sera réalisée autour des caractéristiques externes de la tête de pompe centrifuge, de la puissance de l'arbre et de l'efficacité, en se concentrant sur une recherche approfondie sur le bruit de vibration induit par le débit de la pompe centrifuge, afin d'améliorer complètement le fonctionnement performances de la pompe centrifuge.

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École de génie mécanique de l'Université de Chaohu, Anhui Chaohu, 238000, Chine

Wang Yu-qin et Ding Ze-wen

Université technologique des Philippines, 1106, Manille, Philippines

Wang Yu-qin

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ZD est responsable de la simulation numérique de la pompe centrifuge et du calcul de la matrice de poids. YW propose les idées de conception globales et les schémas de test orthogonaux, et est responsable de la vérification des tests et d'autres travaux.

Correspondance à Wang Yu-qin.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

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Yu-qin, W., Ze-wen, D. Conception d'optimisation du phénomène de bosse d'une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique basée sur CFD et test orthogonal. Sci Rep 12, 12121 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-16430-w

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Reçu : 27 juillet 2021

Accepté : 11 juillet 2022

Publié: 15 juillet 2022

DOI : https://doi.org/10.1038/s41598-022-16430-w

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