L'effet d'accélération de la pompe en tant que système de turbine pendant la période de démarrage

Rapports scientifiques volume 13, Numéro d'article : 4913 (2023) Citer cet article

506 accès

Détails des métriques

Afin de révéler l'influence de l'accélération de démarrage sur le processus de démarrage d'une pompe en tant que système de turbine, cet article effectue un calcul numérique de l'écoulement instationnaire visqueux tridimensionnel de la pompe en tant que système de tuyauterie de circulation de turbine sous trois conditions d'accélération de démarrage, et obtient le caractéristiques d'écoulement externes et internes de chaque composant de débordement pendant le processus de démarrage, et analyse également la perte d'énergie de chaque composant dans le système de tuyauterie en profondeur à l'aide de la méthode de production d'entropie et de la méthode du critère Q. Les résultats montrent que lors du démarrage du système, les courbes de débit et de pression statique de sortie de la pompe comme de la turbine sont en hystérésis par rapport à la vitesse de rotation, la courbe de charge est similaire à une montée linéaire lors du démarrage à vitesse lente et moyenne, tandis que il montre une montée parabolique lors d'un démarrage rapide, la production d'entropie et le tourbillon dans le domaine de la roue de la pompe en tant que turbine sont principalement répartis entre les aubes, et la distribution diminue lors du démarrage. De plus, la loi de similarité de la pompe ne s'applique pas à la prédiction des performances lors du démarrage transitoire de la pompe en tant que turbine.

Ces dernières années, avec l'augmentation de la demande énergétique, les pays du monde entier accordent de plus en plus d'attention au développement et à l'utilisation de l'énergie secondaire. L'inversion de pompe centrifuge pour turbine (appelée pompe en tant que turbine) est largement utilisée dans l'industrie pétrochimique pour la récupération d'énergie de la pression résiduelle des déchets liquides de divers appareils en raison de sa structure simple, de son prix bas, de sa facilité d'installation et de maintenance, etc. En fonctionnement normal, les pompes en tant que turbines ont souvent des problèmes tels qu'un fonctionnement instable et une zone d'efficacité étroite. Pendant le processus de démarrage, en raison du fonctionnement à vitesse variable en continu, les paramètres de performance tels que le débit, la pression et la puissance changeront radicalement en peu de temps, et le flux interne est dans un état de flux transitoire extrêmement instable, qui sera facilement provoquer d'énormes pulsations de pression et des chocs, puis endommager la pompe en tant qu'équipement de turbine lui-même et son équipement de charge connecté1. Par conséquent, il est nécessaire de mener une étude systématique et approfondie des caractéristiques transitoires de la pompe en tant que turbine pendant le processus de démarrage.

D'après la littérature publiée, la plupart des études ont été réalisées pour des conditions de régime permanent, dont la condition optimale est l'une d'entre elles. Rossi et al.2 ont prédit avec succès la performance optimale du point de condition de la pompe en tant que turbine en utilisant une méthode de réseau neuronal artificiel. Liu et al.3 ont proposé une méthode itérative basée sur le flux pour prédire le point de condition optimale (BEP) dans des conditions de turbine, et les résultats ont montré que le modèle théorique développé pour prédire les performances des conditions de pompe et de turbine était fiable et précis. Štefan et al.4 ont constaté que le débit et la hauteur du point de fonctionnement optimal (BEP) dans des conditions de turbine sont supérieurs aux performances dans des conditions de pompe. Miao et al.5 ont proposé une méthode de conception d'optimisation de la surface radiale de la pompe en tant que turbine, et l'efficacité de la pompe optimisée en tant que turbine a été augmentée de 2,28 % au point de service optimal. Wang et al.6 ont dérivé une équation de prédiction pour la performance du point d'efficacité de la turbine basée sur l'efficacité de la pompe et de la turbine avec le glissement d'entrée de la turbine en analysant le triangle de vitesse d'entrée et de sortie de la roue et ont comparé six pompes en tant que turbine avec des révolutions de 9,0 à 54,8 pour simulations expérimentales et numériques, et les résultats ont montré que le coefficient de glissement de l'état de la pompe est supérieur à celui de l'état de la turbine au point de condition de conception. Frosina et al.7 ont proposé une nouvelle méthode pour prédire les performances des pompes centrifuges en tant que turbines hydrauliques, qui s'est avérée très précise par rapport à d'autres méthodes. Huang et al.8 ont proposé une nouvelle méthode théorique pour prédire le débit et la hauteur manométrique de la pompe et de la turbine au point de fonctionnement optimal basée sur le principe d'adaptation des caractéristiques entre la roue et la volute. Par rapport à d'autres méthodes de prédiction, les résultats de prédiction de la nouvelle méthode proposée se sont avérés plus précis.

Maleki et al.9 ont calculé numériquement les caractéristiques d'écoulement de deux fluides de viscosités différentes dans un PAT à un étage et à deux étages. Les résultats ont montré qu'une augmentation de la viscosité dans un PAT à un étage conduirait à une diminution de l'efficacité et à une augmentation du débit au point de fonctionnement optimal ; de même, une augmentation de la viscosité dans un PAT à deux étages a réduit l'efficacité du point de fonctionnement optimal (BEP) de 12,5 %. Abazariyan et al.10 ont étudié l'effet de la viscosité sur les performances de la pompe en tant que turbine et ont constaté que la réduction des pertes mécaniques entraînait une efficacité supérieure lorsque l'effet de lubrification par écoulement dominait à des viscosités élevées et ont donc proposé une relation entre l'efficacité calculée et le coefficient d'écoulement. et nombre de Reynolds. Li11 a constaté que l'équation relationnelle de conversion de débit basée sur le nombre de Reynolds est plus précise pour prédire les performances du point à haut rendement dans le cas d'un changement de viscosité, mais la précision de la prédiction de la tête doit encore être améliorée. Zhang et al.12 ont étudié expérimentalement les caractéristiques transitoires d'une pompe centrifuge s'inversant en turbine lors d'un démarrage atypique à trois vitesses de rotation en régime permanent et trois débits en régime permanent. On constate qu'il existe un phénomène de choc dans la courbe croissante du débit et de la pression statique de sortie, et le phénomène de choc de pression statique de sortie montre une tendance retardée avec l'augmentation de la vitesse de fonctionnement stable après le démarrage. Li13,14 a d'abord proposé une méthode pour extraire l'efficacité hydraulique, volumétrique et mécanique des pompes vortex. Les résultats montrent que les performances de cavitation de la pompe à vortex en tant que turbine sont médiocres, et que ses coefficients de conversion de performance de débit et de tête sont bien supérieurs à ceux des pompes centrifuges à même vitesse, et que l'efficacité du vortex devient faible à mesure que la viscosité augmente. soit le nombre de Reynolds de l'impulseur diminue. Hu et al.15 ont étudié les caractéristiques hydrauliques de la pompe en tant que turbine dans des conditions de débit instantané. Les résultats montrent que l'efficacité de la pompe en tant que turbine est fortement influencée par les conditions de débit instantané. Lorsque le débit augmente, la force hydrodynamique sur la roue ainsi que la fluctuation de pression dans l'engrenage à vis sans fin diminuent d'abord, puis augmentent, atteignant une valeur minimale proche du débit de conception.

En résumé, la recherche actuelle sur la pompe en tant que turbine est principalement axée sur la conversion et la prédiction des performances dans des conditions de régime permanent, mais les caractéristiques transitoires du processus de démarrage de la pompe en tant que turbine n'ont pas encore été étudiées. Sur cette base, cet article établit un système de tuyauterie de circulation comprenant une pompe comme turbine, une pompe de surpression, une vanne et un réservoir, etc., et effectue des calculs numériques sur l'ensemble du système de tuyauterie de circulation pour obtenir les caractéristiques d'écoulement transitoire de la pompe comme turbine, vanne , réservoir et autres composants. De plus, les caractéristiques transitoires de démarrage de chaque composant de débordement, en particulier la pompe en tant que turbine, sont en outre révélées à l'aide de la méthode d'analyse sans dimension, de la méthode d'identification des vortex et de la théorie de la production d'entropie.

Dans cet article, le modèle de la pompe de surpression est M129-50, dont les paramètres nominaux sont : QD = 50 m3/h, HD = 20,54 m et nD = 2900 r/min. Le modèle de la pompe en tant que turbine est MH90-25, dont les paramètres nominaux sont : Qd = 25 m3/h, Hd = 20,9 m et nd = 2900 tr/min. Les schémas modèles de la pompe de surpression et de la pompe en tant que turbine sont illustrés respectivement aux Fig. 1a, b. Le nombre d'aubes des deux pompes modèles est de 6, et les paramètres géométriques restants sont indiqués dans les tableaux 1 et 2, respectivement.

Modèle en trois dimensions. (a) Pompe de gavage, (b) Pompe en tant que turbine.

Le système de tuyauterie de circulation construit dans cet article est illustré à la Fig. 2a. Le système est composé d'une pompe de surpression, d'une pompe en tant que turbine, d'une vanne, d'un circuit de tuyauterie et d'un réservoir. Parmi eux, dans le système de tuyauterie de circulation, la vanne n'est utilisée que pour régler la valeur de débit dans le système de tuyauterie, il sera donc simplifié à dessiner. La géométrie globale du système de tuyauterie de circulation est représentée sur la Fig. 2b, le diamètre du tuyau de sortie du réservoir est de 76 mm ; le diamètre d'entrée de la pompe de gavage est de 76 mm et le diamètre de sortie est de 65 mm ; le diamètre d'entrée de la pompe en tant que turbine est de 50 mm et le diamètre de sortie est de 65 mm car les diamètres des tuyaux d'import et d'export entre la pompe et la turbine ne correspondent pas, donc le tuyau 2 est réglé comme un tuyau de diffusion à la sortie du surpresseur pompe. De plus, la taille du réservoir d'eau est de 300 × 150 × 300 mm, dans laquelle se trouve un déflecteur au milieu du réservoir, et sa taille est de 25 × 150 × 200 mm. Afin de rendre les résultats de simulation plus proches de la situation réelle du réservoir, la pression d'air sur la surface supérieure du domaine fluide du réservoir d'eau est appliquée à 1 atm en simulation CFD. À vitesse constante, l'ouverture de la vanne est ajustée pour modifier la perte hydraulique locale et donc la capacité de débordement, c'est-à-dire que l'ouverture de la vanne peut être ajustée pour obtenir le débit stable correspondant et la résistance du système.

Domaine fluide global du système de pompe et de turbine. (a) Domaine fluide global, (b) Dessin dimensionnel global.

La recherche dans cet article porte sur l'effet de la pompe en tant qu'accélération de démarrage de la turbine sur les performances de démarrage. Pour exclure l'influence des valeurs de débit dans le domaine fluide sur la pompe au démarrage de la turbine, l'ouverture de la vanne est réglée sur une constante de 0,5. La valeur normale de débit constant de fonctionnement dans l'ensemble du domaine des fluides à ce moment est d'environ 23,58 m3/h. La situation spécifique d'ouverture de la vanne est illustrée à la Fig. 3.

Schéma d'ouverture de vanne.

ICEM CFD 19.2 est utilisé pour le maillage du domaine fluide global, et les maillages de la pompe de surpression, de la pompe en tant que turbine et de la vanne sont illustrés à la Fig. 4. Afin d'exclure l'influence du nombre de grilles sur le calcul résultats, le calcul de l'indépendance du réseau a été effectué séparément. L'effet du nombre de grilles sur la précision du calcul est illustré à la Fig. 5. Après la vérification de la corrélation de la grille, on constate que lorsque le changement de hauteur calculée est inférieur à 2 %, on considère que l'exigence de non-pertinence de la grille est atteinte. . Le nombre de mailles final de l'ensemble du système de tuyauterie de circulation est de 7,84 millions après calcul, parmi lesquels la pompe de surpression et la pompe en tant que turbine utilisent des mailles tétraédriques non structurelles, les nombres sont respectivement de 1,28 million et 1,35 million, et la vanne, le réservoir et la tuyauterie les parties du système utilisent un maillage structurel hexaédrique, les nombres de maillage sont respectivement de 290 000, 3,2 millions et 1,72 million. Cette quantité de grille est encore légèrement insuffisante pour simuler l'écoulement micro-fin au sein de la couche limite, mais elle est suffisante pour prédire les caractéristiques externes et capturer la structure macro-écoulement du champ d'écoulement interne. Grâce à l'inspection de la qualité du réseau, la qualité du réseau a été jugée conforme aux exigences.

Diagramme de grille partielle. (a) Pompe de gavage, (b) Pompe en tant que turbine, (c) Vanne.

Indépendance du numéro de grille.

A l'heure actuelle, pour le calcul numérique de dynamique des fluides d'une pompe ou d'une pompe comme turbine pendant la phase de démarrage ou d'arrêt, le domaine de calcul est généralement une pompe simple ou une pompe comme turbine, puis le calcul numérique est effectué à l'aide d'un conditions aux limites d'entrée et de sortie données. Bien que le calcul numérique d'une pompe unique ou d'une pompe en tant que turbine nécessite une petite quantité de calcul, dans le calcul non constant, car la valeur du débit à l'entrée change avec le temps, et la relation entre la valeur du débit et le temps doit être obtenue dans avancer à travers des expériences de performance. En plus de la méthode ci-dessus, la pompe, la pompe en tant que turbine, la tuyauterie, les vannes, les réservoirs et d'autres domaines fluides peuvent être résolus ensemble, bien que la méthode soit plus computationnelle, mais ne nécessite pas d'expériences préalables pour obtenir la correspondance entre le débit réel et le changement de temps.

Le processus de travail de base ou le processus de calcul du système de tuyauterie de circulation dans cet article est le suivant : après le démarrage de la pompe de surpression, les paramètres tels que la pression et le débit dans le domaine des fluides commencent à augmenter, et après que la vitesse de la pompe de surpression atteint stabilité, la pompe est démarrée comme une turbine avec différentes vitesses de démarrage, et le degré d'ouverture de la vanne est toujours maintenu constant tout au long du processus de démarrage, qui est de 0,5. Afin de réaliser le calcul numérique des différentes vitesses de démarrage de la pompe en tant que turbine, cet article écrit Afin de réaliser le calcul numérique des différentes vitesses de démarrage de la pompe en tant que turbine, cet article implémente le chargement de différentes accélérations de démarrage en écrivant utilisateur -fonctions définies.

Le modèle de turbulence utilisé dans cette simulation numérique est le modèle RNG k-ε, qui est obtenu en améliorant le modèle Standard k-ε7,16,17,18. Par rapport au modèle k-ε standard, le modèle RNG k-ε introduit le taux de déformation moyenné dans le temps principal dans le modèle RNG k-ε pour augmenter l'effet du taux de déformation moyen. le modèle RNG k-ε prend en compte les conditions d'écoulement rotationnel et cyclonique dans l'écoulement moyen, qui peut mieux gérer l'écoulement avec un taux de déformation élevé et un degré de courbure d'écoulement important. Sa forme est la suivante :

où \(\overline{{S_{ij} }} = \frac{1}{2}\left( {\frac{{\partial \overline{u}_{i} }}{{\partial x_{j } }} + \frac{{\partial \overline{u}_{j} }}{{\partial x_{i} }}} \right)\), \(\mu_{eff} = \mu + \ mu_{t}\), \(\mu_{t} = C_{\mu } \frac{{k^{2} }}{\varepsilon },\) u est la vitesse (m·s−1), ρ est la masse volumique (kg·m−3), k est l'énergie turbulente (m2·s−2), μeff est le coefficient de viscosité effectif (kg·m−1·s), \(\overline{{S_{ij } }}\) sont le tenseur de vitesse de déformation et R est le terme source supplémentaire dans l'équation ε, représentant l'effet de la vitesse de déformation moyenne ε. Les expressions sont :

Les paramètres du modèle dans l'équation ci-dessus sont Cμ = 0,0845, C1ε = 1,42, C2ε = 1,68, αk = 1,0, αε = 0,769, β = 0,012, η0 = 4,38.

Compte tenu de la raison vicieuse, la condition aux limites de non-glissement est utilisée au mur, et le couplage de la vitesse et de la pression est réalisé par l'algorithme SIMPLEC. Le facteur de sous-relaxation par défaut est utilisé pour toutes les variables du calcul itératif, le pas de temps est défini sur 0,001 s et le temps de démarrage total est de 1,5 s. Le nombre maximum d'itérations est fixé à 200 à chaque pas de temps pour assurer une convergence absolue à chaque pas de temps, et le résidu de convergence est fixé à 0,001.

Afin de vérifier la fiabilité de la méthode de calcul numérique dans cet article, les caractéristiques externes de la pompe en tant que modèle de turbine (MH90-25) dans des conditions de pompe ont d'abord été prédites numériquement et comparées aux résultats expérimentaux, comme le montre la Fig. 6 Afin d'améliorer la précision de la prédiction, les pertes mécaniques et volumétriques sont prises en compte dans la prédiction numérique des caractéristiques externes dans les conditions de fonctionnement de la pompe.

Comparaison des caractéristiques externes. (a) Tête, (b) Puissance à l'arbre, (c) Rendement.

Tête de pompe réelle

où \(\overline{p}_{out} ,\;\overline{p}_{in}\) sont la pression totale moyenne à la sortie de la volute de la pompe et à l'entrée de la pompe respectivement. Lorsque l'on considère la gravité, Δh est la distance verticale entre le plan de sortie de la pompe et l'axe central du tuyau d'admission, et g est l'accélération de la gravité.

Efficacité hydraulique

où Q est le débit, M est le couple de la roue et ω est la vitesse angulaire.

Efficacité volumétrique19

Vitesse spécifique

Chaque paramètre de la formule est tiré de la valeur nominale des conditions de travail.

Efficacité totale

où Pe est la puissance de sortie effective, \(P_{{\text{e}}} = \rho gQH\) ; ΔPd est la perte par frottement du disque, calculée selon la formule suivante :

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

Puissance de l'arbre

Au débit volumique nominal de 25 m3/h, la tête d'essai, le rendement et la puissance à l'arbre sont respectivement de 21,71 m, 67,50 % et 2,11 kW, et la hauteur, le rendement et la puissance à l'arbre prédits numériquement sont de 20,95 m, 74,23 % et 1,99 kW, respectivement, de sorte que les erreurs relatives sont respectivement de 3,5 %, 9,1 % et 5,7 %, et chaque erreur relative est inférieure à 10 %, et les écarts sont tous dans la limite du raisonnable. Dans toute la plage de débit volumique, la tête prédite est légèrement supérieure à la valeur de test, mais la différence diminue à mesure que le débit volumique augmente et atteint la valeur minimale près du débit volumique nominal, après quoi la différence augmente légèrement à nouveau. Dans la plus petite plage de débit volumique, la puissance prédite est supérieure à la valeur d'essai, mais la différence diminue rapidement avec l'augmentation du débit volumique et converge à 17 m3/h, après quoi la valeur d'essai se comporte légèrement plus élevée que la valeur prédite. Dans toute la plage de débit volumique, l'efficacité prévue est légèrement supérieure à la valeur de test, et bien que la différence augmente avec la valeur de débit volumique, la valeur d'erreur relative se situe toujours dans une plage raisonnable. Par conséquent, compte tenu des pertes mécaniques et volumétriques, la précision de prédiction des caractéristiques externes est élevée, ce qui garantit la fiabilité et la précision du modèle mathématique et de la méthode de calcul numérique.

Afin d'étudier l'influence de l'accélération de démarrage sur le processus de démarrage de la pompe en tant que turbine, différentes conditions de démarrage de la pompe en tant que turbine sont définies dans cet article, avec des temps d'accélération de 0,1 s, 0,6 s et 1,1 s, qui sont définis comme démarrage rapide, moyen et lent, respectivement, auxquels les accélérations correspondantes sont respectivement de 241,67 r·s-2, 40,283 r·s-2 et 21,969 r·s-2. Afin d'exclure l'effet de la vitesse de stabilisation, la vitesse de stabilisation a été maintenue à la même valeur après la fin du démarrage pour les trois conditions d'accélération. Les processus d'accélération pour les cas de démarrage rapide, moyen et lent sont représentés respectivement par les équations suivantes :

où n est la vitesse de rotation à un instant donné, r/min. t est le processus de temps de calcul, s.

Le processus de démarrage spécifique du système de tuyauterie de circulation de la pompe en tant que turbine est décrit ci-dessous : la vitesse de la pompe de surpression est toujours maintenue à un fonctionnement de 2 900 tr/min ; avant 0,30 s, la pompe en tant que turbine n'a pas encore démarré et reste à l'arrêt, c'est-à-dire qu'avant 0,30 s, l'ensemble du système de circulation est dans un état de débit constant ; à partir de 0,30 s, la pompe comme turbine se met en marche, c'est-à-dire que la vitesse continue de monter jusqu'à une valeur stable. Dans le processus d'augmentation de la vitesse de la pompe en tant que turbine, la vitesse de la roue est accélérée linéairement avec trois accélérations respectivement. Le temps nécessaire pour que la vitesse atteigne une valeur stable est de 0,10 s, 0,60 s et 1,10 s respectivement, c'est-à-dire que le processus de démarrage est terminé à 0,40 s, 0,90 s et 1,40 s, qui sont définis comme rapide, moyen et lent démarrage respectivement.

Dans tout le processus de démarrage, l'ouverture de la vanne est maintenue à 0,5, mais en raison de l'accélération de démarrage différente de la pompe en tant que turbine dans différentes conditions de démarrage, ce qui entraîne à son tour une résistance à l'écoulement et des pertes hydrauliques différentes dans le processus de démarrage, ce qui entraîne de petites différences dans l'évolution de la courbe de débit pendant tout le processus de démarrage. La figure 7 montre les courbes de débit instantané de la pompe en tant que turbine dans le système de tuyauterie de circulation sous trois accélérations de démarrage différentes. Une fois le démarrage terminé, les valeurs de débit stables sous les trois accélérations de démarrage différentes sont respectivement de 23,806 m3/h, 23,807 m3/h et 23,665 m3/h. L'accélération de démarrage a un très petit effet sur le débit stable final, et la petite différence est due à l'erreur de calcul numérique. Dans le processus de calcul, les trois courbes de débit présentent généralement des caractéristiques évolutives similaires, qui sont toutes caractérisées par une montée rapide jusqu'à une grande valeur, puis une décroissance lente, puis une montée lente jusqu'à un débit stable, c'est-à-dire le phénomène d'écoulement. choc prévaut dans le processus de calcul du système. avant 0,3 s, étant donné que seule la pompe de surpression fonctionne dans l'ensemble du système, les changements de débit sous les trois accélérations de démarrage rapide, moyenne et lente sont fondamentalement les mêmes, qui atteignent tous le débit maximal à la valeur de débit maximale de 23,798 m3 /h a été atteint à 0,137 s, après quoi le débit a lentement diminué. A 0,3 s, la turbine commence à tourner, et le débit instantané dans la turbine atteint une valeur minimale de 22,440 m3/h pour les accélérations de démarrage rapides, moyennes et lentes, après quoi les trois courbes de débit montent à des rythmes différents en raison de la différentes accélérations de démarrage. Les trois courbes de débit ont atteint la valeur stable à 0,655 s, 1,037 s et 1,446 s respectivement, tandis que la vitesse de la turbine a atteint la valeur stable à 0,4 s, 0,9 s et 1,4 s respectivement.

Caractéristiques de montée instantanée du débit.

On voit qu'il existe un certain décalage entre le moment où le débit atteint la valeur stable et le moment où la vitesse atteint la valeur stable, c'est-à-dire que la montée du débit est en retard sur la vitesse.

Les courbes d'évolution instantanée de la charge de la pompe en tant que turbine sous différentes accélérations de démarrage sont illustrées à la Fig. 8. Il est évident de constater que la tendance globale du changement de charge sous différentes accélérations de démarrage reste la même pendant le calcul, qui sont toutes à croissance rapide. , puis décroissant lentement, puis remontant jusqu'à une valeur stable. Avant 0,3 s, du fait que la pompe en tant que turbine ne fonctionne pas dans les trois conditions de fonctionnement, sa courbe de charge monte de la même manière, toutes montant rapidement d'abord, atteignant une valeur maximale locale de 9,86 m à 0,136 s. Après avoir atteint un point maximal local, il fluctue et atteint une valeur minimale locale de 9,02 m à 0,3 s. Après le temps de calcul de 0,3 s, la pompe en tant que turbine commence à fonctionner à trois accélérations de démarrage différentes. Après le temps de calcul de 0,3 s, la pompe en tant que turbine commence à fonctionner avec trois accélérations de démarrage différentes, et il existe quelques différences dans les courbes d'élévation de la tête dans différentes conditions de démarrage. La rotation de la pompe en tant que roue de turbine génère une certaine perte de pression, et la perte augmente progressivement à mesure que la vitesse de la turbine de la pompe augmente, de sorte que la tête augmente considérablement pendant le processus de démarrage de la turbine de la pompe. Dans le processus de démarrage lent, la courbe de charge de la turbine présente une tendance à la croissance linéaire et est fortement corrélée à la loi de croissance en vitesse ; dans le processus de démarrage à vitesse moyenne, la courbe de tête présente également une grande similitude avec la loi de croissance de la vitesse, montrant une tendance de croissance linéaire similaire. Contrairement au démarrage à vitesse lente et moyenne, la courbe de tête lors du démarrage rapide montre une montée parabolique ; au début du démarrage, la hauteur de chute instantanée décroît d'abord rapidement, puis augmente rapidement, et enfin augmente lentement jusqu'à une valeur stable. A 0,309 s, la hauteur de chute instantanée de la pompe en tant que turbine atteint une valeur minimale locale de 8,282 m, soit 0,741 m de moins par rapport à la hauteur de chute à 0,3 s. Après cela, la courbe de charge commence à monter rapidement, et à 0,417 s, la charge instantanée de la pompe en tant que turbine est de 11,782 m, et à 0,6 s, la charge instantanée de la pompe en tant que turbine est de 12,044 m. On peut voir que dans le démarrage rapide. On peut voir que dans la condition de démarrage rapide, l'évolution de la courbe de charge instantanée de la pompe pour turbine et la loi de croissance de la vitesse sont différentes et ne montrent pas une loi de croissance linéaire.

Caractéristiques de montée de tête instantanée.

En résumé, l'évolution de la courbe de charge de la pompe en tant que turbine reste très cohérente dans les trois cas de calcul avant le démarrage de la turbine ; après le démarrage de la pompe au démarrage de la turbine, la courbe de charge et la courbe de vitesse augmentent de manière similaire dans le processus de démarrage à vitesse lente et moyenne, toutes deux montrant une tendance de croissance linéaire similaire ; dans le processus de démarrage rapide, la courbe de tête montre une croissance parabolique, et il y a une chute soudaine de la tête au début du démarrage de la turbine. Lors du démarrage rapide, la courbe de charge présente une croissance parabolique, et il y a une chute brutale de la charge au début du démarrage de la turbine.

Les courbes de puissance instantanée à l'arbre de la pompe en tant que turbine dans différentes conditions d'accélération de démarrage sont illustrées à la Fig. 9. Les valeurs moyennes de la puissance à l'arbre stable à la fin des trois accélérations de démarrage différentes sont de 1,698 kW, 1,698 kW et 1,698 kW. , respectivement. on constate que malgré les différentes accélérations de démarrage, les valeurs de puissance à l'arbre stabilisé sont les mêmes puisque la même vitesse stabilisée est atteinte en fin de démarrage. Pendant le processus de démarrage, la courbe de puissance de l'arbre montre généralement une augmentation linéaire et commence à montrer des fluctuations périodiques après avoir atteint la valeur stable. A 0,4 s du processus de calcul, la pompe à démarrage rapide en tant que turbine atteint une valeur stable de 1,689 kW ; à 0,9 s du processus de calcul, la pompe de démarrage à vitesse moyenne en tant que turbine atteint une valeur stable de 1,694 kW ; à 1,4 s du processus de calcul, la pompe à démarrage lent comme turbine atteint une valeur stable de 1,697 kW. On peut constater que la pompe en tant que vitesse de turbine atteint la valeur stable à 0,4 s, 0,9 s et 1,4 s pour des accélérations de démarrage rapides, moyennes et lentes, respectivement, tandis que la puissance instantanée à l'arbre de la pompe en tant que turbine atteint la valeur stable à en même temps que ci-dessus.

Caractéristiques de montée en puissance instantanée de l'arbre.

Dans les conditions de démarrage rapide, moyen et lent, les courbes de pression statique instantanée à la pompe à l'entrée et à la sortie de la turbine sont illustrées à la Fig. 10. La figure 10a montre la pression statique instantanée à l'entrée de la turbine. On peut constater que les courbes de pression statique instantanée à la pompe à l'entrée de la turbine sous différentes accélérations de démarrage se chevauchent essentiellement, car la pression à l'entrée de la turbine est déterminée par la pression à la sortie de la pompe de surpression, donc l'effet de la la rotation de la pompe comme roue de turbine sur sa pression d'entrée est quasiment inexistante. Au début du processus de calcul, la pression à l'entrée de la pompe en tant que turbine a montré une tendance générale à fluctuer d'abord vers le haut et vers le bas, puis à augmenter rapidement et enfin à baisser lentement jusqu'à une valeur stable. La pression à la pompe à l'entrée de la turbine fluctue fortement jusqu'à 0,03 s, puis atteint une valeur extrême locale de 237,861 kPa à 0,209 s, et atteint enfin une valeur stable de 233,259 kPa à 0,31 s. On peut voir que la pression d'entrée de la pompe en tant que turbine n'est pas liée à sa vitesse de rotation de la roue, et il y a un léger phénomène de choc de pression pendant le processus de démarrage.

Caractéristiques de montée en pression statique instantanée. (a) Pression statique d'entrée, (b) Pression statique de sortie.

La figure 10b montre les courbes de pression statique instantanée à la sortie de la pompe en tant que turbine, contrairement à la pression statique d'entrée, la pression statique de sortie montre une tendance relativement complexe, et les trois courbes montrent une tendance d'abord à la baisse puis à la hausse jusqu'à une valeur stable . Dans le processus de calcul de 0,017 s, 0,092 s et 0,167 s, il existe des points de valeur extrêmes évidents, la valeur de 146,646 kPa, 101,581 kPa et 41,926 kPa respectivement. 0,3 s après le processus de calcul, la turbine de la pompe commence à démarrer et la vitesse de la roue augmente en continu. En raison des différentes accélérations de démarrage de la pompe en tant que roue de turbine, les trois courbes de pression statique de sortie présentent des caractéristiques de montée différentes. Dans le processus de démarrage rapide, la pompe en tant que pression statique de sortie de la turbine a atteint une valeur stable de 52,983 kPa à 0,524 s. Avant cela, la pompe en tant que pression statique de sortie de turbine montrait une tendance à la hausse fluctuante ; le temps nécessaire pour que la pression statique de sortie atteigne la valeur stable a montré une légère tendance à s'allonger par rapport à la vitesse croissante de la roue de la pompe en tant que turbine. Lors du démarrage à vitesse moyenne, la pompe en tant que pression statique en sortie de turbine atteint une valeur stable de 53,321 kPa à 0,979 s. Lors du démarrage à vitesse lente, la pompe en tant que pression statique en sortie de turbine atteint une valeur stable de 55,391 kPa à 1,444 s. Ainsi, on voit que le temps nécessaire à la pression statique de sortie de pompe comme turbine pour atteindre une valeur stable présente une légère hystérésis concernant la courbe de vitesse ; et avec l'augmentation de l'accélération de démarrage, la pression statique de sortie présente également une légère hystérésis. La pression statique stabilisée de sortie diminue également légèrement avec l'augmentation de l'accélération de démarrage.

L'énergie cinétique turbulente est une mesure du développement ou de la dissipation de la turbulence, et sa taille et l'inhomogénéité de la distribution reflètent la plage de diffusion des pulsations et la taille des pertes de dissipation visqueuse, plus l'énergie cinétique turbulente est grande, plus la petite taille est active. structure d'écoulement dans l'écoulement turbulent. La figure 11 montre la distribution de l'énergie cinétique turbulente de la section transversale de la roue turbulente à différents moments de démarrage de la pompe pour la roue de turbine pendant le démarrage à vitesse moyenne. Pendant tout le processus de calcul, l'énergie cinétique turbulente dans la roue à aubes montre une tendance d'abord à augmenter puis à diminuer avant de se stabiliser. L'énergie cinétique turbulente est maximale à 0,3 s et minimale à 0,9 s. En effet, dans le processus de calcul, la pompe en tant que roue de turbine est à l'arrêt avant 0,3 s, lorsque la sortie de fluide de la pompe de surpression a directement impacté l'aube fixe, ce qui a entraîné une grande perte de débit ; après 0,3 s, la pompe en tant que roue de turbine a commencé à tourner, lorsque l'impact sur l'aube a commencé à diminuer progressivement, c'est-à-dire que l'énergie cinétique turbulente a diminué ; après 0,9 s, la pompe en tant que roue de turbine a maintenu une rotation uniforme, lorsque l'énergie cinétique turbulente n'a pas changé de manière significative. Il est évident de constater qu'au temps de calcul de 0,3 s, la zone de distribution d'énergie cinétique turbulente dans le canal d'écoulement de la pompe en tant que roue de turbine est très grande, La plus grande distribution d'énergie cinétique turbulente entre deux pales est plus évidente, parmi laquelle la distribution d'énergie cinétique turbulente près de l'emplacement de la section VII de la coquille du ver est la plus intense, et sa valeur maximale peut atteindre 2,6 m2/s2. Après le temps de calcul de 0,9 s, la valeur d'énergie cinétique turbulente dans la roue à aubes est faible et la distribution est également très faible, et la valeur d'énergie cinétique turbulente dans l'ensemble de la roue à aubes est réduite à environ 0,6 m2/s2, et la turbulente l'énergie cinétique est principalement concentrée près de l'extrémité de la pale et de la sortie de la turbine à ce moment. En résumé, la distribution d'énergie cinétique turbulente dans le rotor de la pompe en tant que turbine diminue avec l'augmentation de la pompe en tant que vitesse de turbine pendant le processus de démarrage de la pompe en tant que turbine, et la distribution d'énergie cinétique turbulente dans le rotor devient plus importante. uniforme une fois l'accélération terminée.

Répartition de l'énergie cinétique turbulente de la section de roue de roue lors du démarrage à vitesse moyenne (m2/s2).

La figure 12 montre la répartition de la pression et l'évolution spatiale et temporelle de la ligne d'écoulement du tuyau d'échappement en sortie de la pompe comme turbine à différents instants lors du démarrage à vitesse moyenne. Comme on peut le voir sur la figure, l'ensemble du processus de calcul de la pompe en tant que canal d'écoulement de sortie de turbine, la répartition de la pression montre les caractéristiques de haut des deux côtés et de bas au milieu, en particulier dans le diamètre du tuyau d'échappement est plus grand, la pression maximale et la différence de pression minimale à cet endroit jusqu'à 120 kPa ; à l'extrémité arrière de l'emplacement du tuyau d'échappement, la différence de pression entre les deux extrémités du tuyau et le milieu est encore réduite. Dans la distribution d'écoulement, bien que le canal d'écoulement de sortie soit relativement simple, il existe de multiples tourbillons dans la section transversale du canal d'écoulement de sortie ; dans le processus de calcul de 0,15 s, il y a deux zones de vortex réparties au milieu de la position longitudinale du canal d'écoulement de sortie, dont la pression centrale du vortex gauche est d'environ 30 kPa, tandis que la pression centrale du vortex droit est relativement grande environ 50 kPa. Avec l'augmentation de la vitesse de rotation de la turbine, la position du vortex est continuellement décalée vers la droite ; avec l'augmentation de la vitesse de rotation de la roue, la valeur de pression globale de la position centrale du vortex montre une tendance à augmenter progressivement, mais en 0,75 s, la valeur de pression de la position centrale du vortex est très faible, de gauche à droite deux valeur de pression centrale du vortex est d'environ 25 kPa et 30 kPa ; à tout moment, la valeur de pression de la position centrale du vortex de gauche à droite augmente progressivement. Dans la stabilité de rotation de la roue, le nombre de zones de vortex a de nouveau été réduit à deux. La raison des changements ci-dessus est que la pompe en tant que roue de turbine en train d'accélérer le démarrage, la vitesse augmente et le débit à travers la pompe en tant que turbine augmente. Lorsque le débit de passage est faible, le phénomène de séparation du flux dans le tuyau d'échappement est grave, la capacité d'inhibition du courant principal à la séparation de la couche limite est insuffisante et la zone de vortex est large et de nombreuses zones ; lorsque le débit de passage augmente, le phénomène de séparation de flux dans le tuyau d'échappement est supprimé, la capacité d'inhibition du courant principal à la séparation de la couche limite est évidemment améliorée et la plage de zone de vortex est comprimée.

Diagramme pression-débit de la pompe en tant que tuyau d'échappement de la turbine lors du démarrage à vitesse moyenne (kPa).

En raison de l'interférence dynamique et statique entre la roue rotative et la volute stationnaire dans la pompe en tant que turbine, ainsi que de l'effet combiné de la structure de décrochage rotatif et de jet de sillage, le champ d'écoulement interne devient extrêmement complexe et montrera non constant caractéristiques d'écoulement perturbateur. Cet écoulement perturbé provoquera une pulsation de pression périodique dans le champ d'écoulement, et le fluide transférera la pulsation de pression à la roue et à la volute, ce qui provoquera la vibration et le bruit de la pompe en tant que turbine. Par conséquent, l'analyse de la pulsation de pression peut montrer efficacement l'intensité de la turbulence du fluide. Sur cette base, une série de points de surveillance sont mis en place dans le corps de volute de la pompe en tant que turbine pour surveiller la pulsation de pression interne, comme illustré à la Fig. 13. De plus, dans cet article, le coefficient de pression est utilisé pour adimensionnel le pression transitoire, et la formule de calcul est :

où U2 est la pompe en tant que vitesse circonférentielle d'entrée de roue de turbine (sortie de roue de pompe), m/s ; p est la pression statique transitoire, Pa; \(\overline{p}\) est la pression statique moyenne, Pa ; ρ est à travers le milieu, c'est-à-dire la densité de l'eau, kg/m3.

Point de contrôle des pulsations de pression (pompe comme turbine).

Les diagrammes de domaine temporel de différents points de surveillance dans la coquille de la vis sans fin à la fin du processus de démarrage dans différentes conditions de démarrage sont illustrés à la Fig. 14. Comme on peut le voir sur la figure, au démarrage rapide, les coefficients de pression moyens à chaque surveillance point sont 0,134, 0,035, 0,023, 0,053, 0,062, 0,012, 0,010 et 0,049 ; au démarrage moyen, les coefficients de pression moyens sont 0,125, 0,021, 0,008, 0,039, 0,054, 0,0004, - 0,004 et 0,034 ; au démarrage lent, les coefficients de pression moyens étaient de 0,131, 0,024, 0,002, 0,042, 0,061, − 0,001, − 0,007 et 0,029, Il est évident que le coefficient de pression au point de contrôle 1 près de la languette de la volute est le plus grand ; les coefficients de pression aux points de surveillance P3, P6 et P7 sont relativement faibles, c'est-à-dire que les coefficients de pression à proximité des tronçons III, VI et VII sont faibles ; au démarrage moyen et lent, le coefficient de pression au point de contrôle P7 à proximité de la section VI de la volute est négatif.

Diagrammes dans le domaine fréquentiel des différentes positions de surveillance dans la volute. (a) Rapide, (b) Moyen, (c) Lent.

En même temps, pour la pulsation de pression instantanée, l'amplitude de sa pulsation peut refléter le degré de désordre d'écoulement de fluide et de perte hydraulique à l'emplacement observé dans une certaine mesure, et l'amplitude de fluctuation de pression instantanée est utilisée pour mieux caractériser l'écoulement de fluide et perte hydraulique20. L'amplitude de la fluctuation est définie comme suit :

Les fluctuations de pression aux différents points de contrôle de la volute à la fin du processus de démarrage sont indiquées dans le tableau 3. Dans différentes situations de démarrage, en raison de la rotation de la roue, la pression instantanée aux points de contrôle de pression de P1 à P8 montre un changement brusque de fluctuation. Pour le même point de surveillance, son amplitude de fluctuation de pression diminue avec l'augmentation de la pompe au fur et à mesure de l'accélération de démarrage de la turbine, et l'amplitude de fluctuation de pression est la plus grande au démarrage lent ; pour la même situation d'accélération de démarrage, l'amplitude de fluctuation de pression est la plus grande au point de surveillance près de la section VIII, et l'amplitude de fluctuation est la plus petite au point de surveillance près de la volute.

À l'heure actuelle, dans l'analyse du domaine fréquentiel, la transformée de Fourier rapide est principalement utilisée pour obtenir les caractéristiques de fréquence globales. L'expression entre la vitesse nmax et la fréquence de l'arbre fz de la pompe en tant que turbine pendant le processus de démarrage est illustrée dans l'équation. (15). La figure 15 montre le domaine fréquentiel de la pulsation de pression à différents points de surveillance dans le canal de volute à la fin du processus de démarrage pour différents scénarios d'accélération de démarrage. On peut voir que dans différents scénarios d'accélération de démarrage, les valeurs les plus élevées du spectre de pulsation de pression dans le canal de la volute sont principalement concentrées dans la région des fréquences basses à moyennes dans les 300 Hz. La fréquence principale réelle de chaque point de surveillance est de 145,32, 144,75 et 148,51 Hz pour les scénarios d'accélération de démarrage rapide, moyen et lent, et la fréquence de la turbine est de 6fz car le nombre de turbines de la pompe est de 6. La différence entre la fréquence principale théorique et la fréquence principale réelle ne sont pas significatives. Dans le cas du démarrage rapide, les fréquences principales de crête des huit points de surveillance sont 0,023, 0,041, 0,017, 0,052, 0,048, 0,042, 0,043, 0,071 ; dans le cas du démarrage à vitesse moyenne, les fréquences principales crêtes sont 0,029, 0,051, 0,019, 0,061, 0,058, 0,051, 0,050, 0,086 ; dans le cas du démarrage lent, les fréquences principales maximales sont 0,029, 0,051, 0,019, 0,061, 0,058, 0,051, 0,050, 0,086. 0,086 ; dans le cas du démarrage lent, 0,029, 0,043, 0,016, 0,056, 0,053, 0,039, 0,041, 0,075. On constate que l'amplitude est la plus petite sur la section II et la plus grande sur la section VIII.

où nmax est la pompe lorsque la turbine démarre après la fin de la vitesse de fonctionnement stable, r/min.

Diagramme du domaine fréquentiel des différentes positions de surveillance dans la coquille de la vis sans fin. (a) Rapide, (b) Moyen, (c) Lent.

Le processus de démarrage atypique est décrit en termes de débit volumétrique sans dimension, de charge sans dimension et de puissance à l'arbre sans dimension dans le temps21. Les trois sont définis comme :

où u2(t) est la vitesse circonférentielle instantanée à la sortie de la roue et son expression est \(u_{2} (t) = \pi D_{2} n(t)/60\).

La figure 16 montre que les tendances des coefficients de débit sans dimension lors du démarrage de la pompe comme de la turbine sont généralement similaires pour différentes accélérations de démarrage. Pendant le processus de démarrage, les coefficients de débit sans dimension étaient tous extrêmement grands à 0,3 s, et l'évolution des courbes de coefficient de débit a été caractérisée par une diminution rapide de la valeur extrêmement grande d'abord, suivie d'une diminution lente jusqu'à la valeur stable finale. . Cependant, le temps nécessaire pour passer de la très grande valeur à la valeur stable est différent pour différentes accélérations de démarrage. Pendant le démarrage rapide, modéré et lent, les coefficients de débit sans dimension atteignent des valeurs stables à 0,4 s, 0,9 s et 1,4 s, respectivement, et leurs valeurs stables correspondantes sont respectivement de 0,1555, 0,1575 et 0,1586. Ainsi, on peut voir que l'accélération de démarrage a peu d'effet sur les coefficients d'écoulement sans dimension, et le temps pour atteindre les valeurs stables est très cohérent avec la fin du démarrage.

Coefficient de débit sans dimension.

La figure 17 montre la variation du coefficient de charge adimensionnel pendant le démarrage de la pompe lors du démarrage de la turbine. Par rapport au coefficient de débit sans dimension, les deux ont la même tendance de diminution rapide à partir du point extrême, puis diminuent lentement jusqu'à la valeur stable. Mais en termes de valeurs, le système de tête stable est beaucoup plus grand, avec une différence de près de 15 fois entre les deux valeurs stables. D'après le diagramme global, la pompe en tant que turbine commence à fonctionner à 0,3 s du moment de calcul, et sa hauteur de charge sans dimension commence également à diminuer à partir de la valeur maximale à 0,3 s du moment de calcul. D'après le graphique local, le coefficient de tête sans dimension atteint sa valeur stable à 0,486 s, 0,900 s et 1,400 s, et ses valeurs stables sont respectivement de 2,3834, 2,3496 et 2,3824. on peut voir que le temps pour atteindre la valeur stable du coefficient de charge sans dimension pendant le processus de démarrage est également lié au temps d'accélération de la pompe en tant que turbine, et il y a un léger retard dans le démarrage rapide.

Coefficient de charge sans dimension. (a) Schéma global, (b) Schéma local.

La figure 18 montre la variation du coefficient de puissance sans dimension lors du démarrage de la pompe comme turbine. Conformément au modèle de variation des coefficients de débit et de hauteur sans dimension, il diminue toujours rapidement à partir du point extrême, puis diminue lentement jusqu'à une valeur stable. La pompe en tant que turbine commence à fonctionner à partir de 0,3 s au moment du calcul, et le coefficient de charge sans dimension atteint la valeur stable à 0,4 s, 0,9 s et 1,4 s au moment du calcul, et ses valeurs stables sont 0,0963, 0,0962 et 0,0971, respectivement. on peut voir que le temps pour que le coefficient de puissance sans dimension atteigne la valeur stable pendant le processus de démarrage est également lié à la pompe en tant que vitesse de démarrage de la turbine.

Coefficient de puissance sans dimension. (a) Schéma global, (b) Schéma partiel.

La zone de séparation au sein de la pompe en tant que turbine est analysée en profondeur à l'aide de la méthode d'identification des vortex. A partir de la caractéristique du tenseur du second ordre, l'équation caractéristique du tenseur du gradient de vitesse local \(\nabla V\) de l'écoulement incompressible de la pompe centrifuge peut s'écrire :

Si λ1, λ2, λ3 sont ses 3 racines, il existe entre elles 3 invariants indépendants :

où \(E_{ij} = \frac{1}{2}\left( {\nabla_{i} V_{j} + \nabla_{j} V_{i} } \right)\) est le tenseur du taux de déformation et \(\Omega_{ij} = \frac{1}{2}\left( {\nabla_{i} V_{j} - \nabla_{j} V_{i} } \right)\) le tenseur de vortex \ (\left\| E \right\|^{2} = \sum\nolimits_{i,j = 1}^{3} {E_{ij}^{2} } ;\quad \left\| \Omega \ droite\|^{2} = \sum\nolimits_{i,j = 1}^{3} {\Omega_{ij}^{2} }\).

Dans cet article, la région du vortex est analysée à l'aide du critère Q. Hunt et al.22,23 ont proposé de définir la région avec Q* > 0 comme un vortex, ce qui signifie \(\left\| \Omega \right\|^{2} > \left\| E \right\|^ {2}\), c'est-à-dire que la rotation du fluide (amplitude du vortex) joue un rôle dominant dans la région du vortex de la pompe centrifuge, tandis que l'amplitude de la vitesse de déformation du fluide est secondaire, et cette approche est appelée le critère Q.

La figure 19 montre la distribution des tourbillons dans la section médiane de la pompe en tant que turbine basée sur le critère Q. Avant 0,3 s du processus de calcul, le vortex dans le domaine de la roue de la pompe en tant que turbine montre une distribution de type speckle, et les valeurs de vortex sont très grandes, avec des valeurs allant jusqu'à 10 000 s-2. Dans le domaine de la volute, la distribution des vortex est grumeleuse, avec des transitions évidentes, et les valeurs de vortex dans la languette de partition sont plus grandes. De plus, les valeurs de vortex près des volutes II, IV, VI et VIII sont plus grandes que celles des autres parties. Après 0,3 s du processus de calcul, la zone de distribution du vortex dans le domaine de la roue commence à augmenter lorsque la turbine commence à faire tourner la roue, en particulier dans la position de sortie de la roue. Dans le domaine de la volute, le mouvement du fluide près de la langue est très violent, ce qui montre que la valeur de vortex près de la langue est plus grande par rapport à sa position environnante, et sa valeur de vortex maximale locale atteint 10 000 s−2. De plus, avec l'augmentation de la pompe en tant que vitesse de la turbine, le mouvement du fluide près de la section VI devient de plus en plus violent, et la zone avec la plus grande valeur de vortex près de la section VI augmente continuellement, et sa plage de zone est élargie à partir de la seule section proche. VI au début du démarrage de la roue à aubes partout dans la roue. La plage de la région est élargie depuis le démarrage initial de la turbine uniquement au voisinage de la section VI jusqu'à entre la section V et la section VII. Après 0,9 s du processus de calcul, bien que l'accélération de la pompe en tant que roue de turbine soit terminée, la distribution des tourbillons reste la même que pendant la période d'accélération, montrant le même schéma de distribution. En résumé, pendant le processus de démarrage de la pompe en tant que turbine, la plus grande distribution de vortex à l'intérieur de la pompe en tant que turbine est principalement concentrée près de la sortie de la roue et de la section de volute V. Il existe également des valeurs de vortex locales près de la languette d'espacement et entre les pales. Dans le processus d'accélération de la roue, la valeur de tourbillon de la section de volute V augmente.

Répartition des vortex dans la section médiane de la pompe en tant que turbine lors du démarrage à vitesse moyenne (s−2).

De plus, sur la base du critère Q, la loi d'évolution du vortex de la pompe en tant que turbine lors du démarrage à vitesse moyenne a été identifiée en fixant Q = 211 883 s−2 et la couleur de la surface équivalente vortex a été exprimée en termes de vitesse, dont les résultats sont illustrés à la Fig. 20. Il est évident que le nombre de tourbillons dans la zone de la roue est plus élevé, en particulier à l'emplacement de sortie de la roue, où la vitesse et le nombre de tourbillons sont nettement plus élevés qu'à d'autres endroits, et la valeur maximale de la vitesse locale à cet endroit est de 14,567 m/s. Dans la zone de la volute, les tourbillons sont principalement concentrés près de la languette d'espacement et de la section en V, et le nombre de tourbillons dans le reste de la volute est très faible, et la valeur de vitesse de ces tourbillons est également plus petite, seulement 3 m/s . Dans le même temps, le nombre de tourbillons dans le domaine diminue fortement pendant la pompe au démarrage de la turbine, et le nombre de tourbillons à 0,3 s est le plus élevé de tout le processus de démarrage, puis le nombre de tourbillons dans le le domaine de la roue et de l'engrenage à vis sans fin commence à diminuer à mesure que la roue de la pompe accélère la rotation de la turbine. Il est évident de voir que le vortex près de la langue a progressivement disparu et que le nombre de vortex entre les pales a également diminué, la raison du phénomène ci-dessus peut être qu'avec la rotation de la pompe en tant que roue de turbine, la pompe en tant que domaine de turbine de l'impact du fluide sur les aubes à réduire, puis conduire à la réduction de son nombre de vortex. En résumé, dans le processus de fonctionnement du système, le vortex dans le domaine de la pompe comme de la turbine est principalement distribué dans le domaine de la roue, près de la languette d'espacement et de la section en V de la volute ; avec le fonctionnement accéléré de la pompe en tant que roue de turbine, le nombre de tourbillons dans tout le domaine diminue fortement, en particulier le tourbillon entre les aubes diminue de manière extrêmement importante.

Evolution de la morphologie du vortex à l'intérieur de la pompe en turbine lors d'un démarrage à vitesse moyenne (m/s).

La théorie de la production d'entropie est un processus irréversible dans lequel la perte d'énergie mécanique est convertie en énergie interne, qui est irréversible et provoque finalement une augmentation de la production d'entropie. Selon le deuxième théorème thermodynamique, il existe également une production d'entropie dans le système fluide réel. Par conséquent, afin d'expliquer plus efficacement le phénomène de perte de débit dans la pompe en tant que turbine, cet article adopte la théorie de la production d'entropie pour expliquer la perte d'énergie dans la pompe en tant que turbine.

Habituellement, l'écoulement à l'intérieur d'une pompe centrifuge en tant que turbine est un état turbulent, pour lequel la production d'entropie24 comporte deux parties : une partie est causée par le mouvement moyenné dans le temps ; l'autre partie est causée par les fluctuations de vitesse à l'état transitoire. Par conséquent, le taux de production d'entropie \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }\) (EPR) peut être exprimé à l'aide de l'équation suivante.

La production d'entropie due à la moyenne temporelle et à la pulsation est comme dans les équations. (20) et (21):

où \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D}\) est le rendement d'entropie moyen de vitesse ; \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D^{\prime}}\) est le rendement d'entropie de pulsation de vitesse ; μ est la viscosité cinématique ; \(\overline{u}\), \(\overline{v}\), \(\overline{w}\) sont les vitesses moyennes dans le temps ; \(u^{\prime}\), \(v^{\prime}\), \(w^{\prime}\) sont les vitesses de pulsation ; T est la température et la température est définie comme une constante de 293 K dans le calcul ; \(\mu_{eff}\) est la viscosité cinématique effective, comme le montre l'équation. (22):

où \(\mu_{t}\) est la viscosité du mouvement turbulent.

\(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D}\) peut être résolu directement par des calculs numériques, tandis que \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D ^{\prime}}\) ne peut pas être résolu directement par des calculs numériques. Selon la théorie de la production d'entropie locale de Kock24, la production d'entropie due aux fluctuations de vitesse est liée à ε ou ω du modèle de turbulence. Par conséquent, dans le modèle de turbulence SST k-ω25, la production d'entropie locale due aux fluctuations de vitesse est donnée dans l'Eq. (23):

où \(\alpha\) = 0,09, \(\omega\) est la fréquence du tourbillon turbulent, s−1 ; k est l'intensité de la turbulence, m2/s2

Cependant, en raison du fort effet de mur du rendement d'entropie et du terme moyen temporel plus prononcé, le rendement d'entropie près du mur est calculé comme suit :

où \(\tau\) est la contrainte de cisaillement de la paroi, Pa ; S est la surface, m2 ; \(v\) est la vitesse près du mur, m/s.

Par conséquent, le rendement total d'entropie dans le domaine de calcul de l'ensemble du système est calculé comme suit :

La figure 21 montre la distribution de la production d'entropie dans le domaine de la roue de la pompe en tant que turbine. Comme on peut le voir sur la figure, la perte dans le domaine de la roue est principalement concentrée entre les aubes, et la perte à la sortie de la roue est plus petite. Avec le fonctionnement de la pompe comme roue de turbine, la valeur de production d'entropie dans le domaine de la roue diminue également, c'est-à-dire que la perte dans le domaine de la roue diminue. Au moment de calcul 0,3 s, la zone de distribution de production d'entropie maximale dans la roue, c'est-à-dire la perte d'énergie maximale, la valeur de production d'entropie maximale dans son domaine peut atteindre 15 000 W/(m3·K). Dans le processus d'accélération de la pompe en tant que roue de turbine, le domaine de la roue dans la distribution de production d'entropie fortement réduit, dans le moment de calcul 0,9 s, en plus de la pointe de la pale et de la surface de pression de la pale existe toujours la production d'entropie, le reste de la position non distribution de la production d'entropie, et sa valeur est également très faible. Après la rotation uniforme de la roue, la distribution de la production d'entropie dans la roue est très faible. Cela montre que la perte d'énergie dans le domaine de l'impulseur de turbine est fortement réduite lors de l'accélération de la pompe en tant qu'impulseur de turbine.

Répartition de la production d'entropie dans le domaine de la pompe en roue de turbine lors d'un démarrage à vitesse moyenne (W/(m3·K)).

Les courbes d'évolution de la pression d'entrée et de sortie de la vanne pour trois scénarios d'accélération de démarrage différents sont illustrées à la Fig. 22. La Figure 22a montre l'évolution de la pression statique à l'entrée de la vanne. Étant donné que la pression à l'entrée de la vanne dépend principalement de la pression de sortie de la pompe en tant que turbine et que la pompe en tant que roue de turbine ne commence pas à tourner avant 0,3 s du processus de calcul et est dans un état complètement stationnaire, les courbes de pression statique sous trois accélérations de départ sont les mêmes, montrant toutes un déclin rapide, puis une augmentation rapide, puis une tendance évolutive fluctuante à la baisse. Parmi eux, la valeur de pression statique instantanée est de 101,756 kPa lorsque la pression d'entrée chute rapidement de 134,081 kPa à 0,001 s du processus de calcul à 0,011 s ; après cela, la pression d'entrée augmente rapidement et atteint une valeur maximale locale de 111,083 kPa à 0,017 s du processus de calcul, après quoi la pression d'entrée recommence à diminuer et atteint Après cela, la pression d'entrée recommence à diminuer et atteint 78,953 kPa à 0,3 s du processus de calcul. Après 0,3 s du processus de calcul, les trois courbes ont commencé à monter dans leurs formes respectives lorsque la pompe en tant que roue de turbine a commencé à tourner avec des accélérations différentes. On peut constater que malgré les différences dans les courbes ascendantes, elles ont toujours la même tendance de croissance lente vers leurs valeurs stables respectives, et la croissance montre toutes une hausse fluctuante. Dans le processus de démarrage rapide, la pression d'entrée de la vanne atteint une valeur stable de 88,262 kPa au temps calculé d'environ 0,43 s. Après avoir atteint la valeur stable, la pression d'entrée de la vanne commence à osciller de haut en bas dans une certaine amplitude. Lors du démarrage à vitesse moyenne, la pression d'entrée de la vanne atteint une valeur stable de 86,766 kPa à environ 0,97 s. Lors du démarrage lent, la pression d'entrée de la vanne atteint une valeur stable de 89,309 kPa à environ 1,446 s.

Pression statique d'entrée et de sortie de vanne. (a) Pression statique d'entrée ; (b) Pression statique de sortie.

La figure 22b montre le diagramme de pression instantanée de la sortie de la vanne pour différents scénarios de démarrage. Contrairement à la pression d'entrée, les courbes de pression de sortie de la vanne sont très similaires dans les trois conditions de démarrage différentes, qui montrent toutes une baisse fluctuante et commencent à fluctuer de haut en bas périodiquement autour de 0,5 s au moment du calcul.

En résumé, pendant le processus de démarrage, les courbes de pression d'entrée instantanées sous différents scénarios d'accélération de démarrage ont la même tendance à la hausse, et le temps nécessaire pour que la pression statique d'entrée atteigne une valeur stable montre un certain décalage par rapport à la pompe comme temps de montée de la vitesse de la turbine ; l'accélération de la pompe au démarrage de la turbine a un effet extrêmement faible sur la pression de sortie de la vanne.

La distribution d'énergie cinétique turbulente et la ligne d'écoulement de vitesse de la section transversale de la vanne pendant le démarrage à vitesse moyenne sont illustrées à la Fig. 23. Dans l'ensemble, l'énergie cinétique turbulente dans la section transversale de la vanne est principalement concentrée au milieu et la section de sortie de la vanne, et la distribution d'énergie cinétique turbulente dans la section d'entrée de la vanne est très faible ; la ligne d'écoulement de vitesse dans la section d'entrée de la vanne est plus uniforme, et la distribution de la ligne d'écoulement de vitesse dans la section de sortie est très chaotique, et il y a un vortex dans la position inférieure gauche de la section médiane de la vanne. De plus, avec le démarrage de la pompe en tant que turbine, l'énergie cinétique turbulente dans le domaine de la vanne a montré une tendance d'abord à augmenter puis à diminuer. Au moment de calcul de 0,3 s, la distribution d'énergie cinétique turbulente de la section de sortie de vanne est plus grande et sa valeur d'énergie cinétique turbulente maximale est de 8 m2/s2, tandis que la distribution d'énergie cinétique turbulente de la section d'entrée de vanne et de la section médiane est inférieure , et la perte d'énergie est également moindre. La distribution d'énergie cinétique turbulente dans le domaine de la valve à 0,6 s est la plus grande et l'énergie cinétique turbulente maximale atteint 8 m2/s2. Dans le même temps, en raison de la grande distribution d'énergie cinétique turbulente, la distribution de la ligne d'écoulement à 0,6 s est également très déroutante, et il y a un grand vortex à la jonction de la section médiane et de la section de sortie, ce qui provoque une perte d'énergie plus évidente. . Au moment de calcul de 0,9 s, la rotation accélérée de la pompe en tant que roue de turbine s'est terminée et a commencé à maintenir une rotation uniforme, la distribution de l'énergie cinétique turbulente dans la section de sortie a diminué et la valeur maximale de l'énergie cinétique turbulente a diminué à environ 5 m2/s2.

Répartition de l'énergie cinétique turbulente de la section de la vanne lors d'un démarrage à vitesse moyenne (m2/s2).

En résumé, dans le processus de démarrage de la pompe en tant que système de turbine, la distribution d'énergie cinétique turbulente dans le champ d'écoulement de la vanne a montré une tendance d'abord à augmenter puis à diminuer, la distribution de la ligne d'écoulement dans la section d'entrée de la vanne était plus uniforme et le débit la distribution des lignes dans la section médiane et la section de sortie était très chaotique. La distribution de la conduite d'écoulement dans la section d'entrée de la vanne est plus uniforme, et la distribution de la conduite d'écoulement dans la section médiane et la section de sortie est très chaotique, provoquant une certaine perte d'énergie.

Dans le système pompe-turbine, la vanne, en tant que composant important du système, est plus importante pour l'étude de sa perte de charge sous différents scénarios d'accélération de démarrage de la pompe-turbine. Sur cette base, un coefficient sans dimension, le coefficient de résistance à l'écoulement de la vanne, est introduit pour mieux représenter la perte de pression de la vanne26, et son expression spécifique est indiquée dans l'Eq. (26):

où Δp est la perte de charge de la vanne, kPa ; v représente la vitesse d'entrée de la vanne, m/s.

Les coefficients instantanés de résistance à l'écoulement dans différents cas d'accélération de démarrage sont illustrés sur les Fig. 24a,b. On peut voir que les courbes des coefficients de résistance à l'écoulement de la vanne dans différents cas d'accélération de démarrage ont des tendances très similaires, qui diminuent toutes rapidement à partir d'une grande valeur et montrent une fluctuation cyclique constante de haut en bas après avoir atteint une valeur relativement stable. . Pendant le démarrage rapide, moyen et lent, le coefficient de résistance à l'écoulement instantané décroît rapidement de 11,858, 11,858 et 11,737, respectivement, et atteint les valeurs minimales de 0,165, 0,162 et 0,162 à 0,049, 0,053 et 0,056 s, respectivement, à la moment du calcul. fluctue de haut en bas, en particulier la pression à la position de sortie de la vanne fluctue de haut en bas de manière très significative, ce qui fait que le coefficient de résistance à l'écoulement instantané fluctue de haut en bas dans une certaine plage après avoir atteint une valeur relativement stable. Dans trois conditions d'accélération différentes, les coefficients moyens de résistance à l'écoulement après l'accélération de la roue de la pompe en tant que turbine sont respectivement de 0,186, 0,188 et 0,184. on peut voir que la vitesse de démarrage de la pompe comme de la turbine a très peu d'effet sur le coefficient de résistance à l'écoulement de la vanne.

Coefficients de résistance à l'écoulement transitoire pour différentes conditions de démarrage. (a) Schéma global, (b) Schéma partiel.

La figure 25 montre la distribution de la production d'entropie dans le domaine de la vanne pendant le processus de démarrage à vitesse moyenne. Comme on peut le voir sur la figure, la production d'entropie dans le domaine de la vanne est principalement concentrée dans la section de sortie de la vanne, qui a une grande cohérence avec la distribution d'énergie cinétique turbulente. Au temps de calcul de 0,3 s, la distribution de la production d'entropie de la section de sortie de la vanne montre une longue bande et sa valeur de production d'entropie est grande, la valeur maximale atteignant 20 000 W/(m3·K). Dans le processus de démarrage de la pompe en tant que roue de turbine, la distribution de la production d'entropie dans le domaine de la vanne montre une tendance d'abord inférieure puis croissante, et la distribution de la production d'entropie dans la section de sortie de la vanne est la plus faible au temps de calcul 0,6 s et le plus au temps de calcul 0,9 s. Dans le processus de démarrage de la pompe en tant que roue de turbine, la distribution de la production d'entropie dans le domaine de la vanne montre une tendance d'abord à la baisse puis à l'augmentation. Après le démarrage de la pompe en tant que roue de turbine, la distribution de production d'entropie de la vanne diminue progressivement, c'est-à-dire que la perte d'énergie diminue. En résumé, lors du démarrage de la pompe en tant que système de turbine, la production d'entropie dans le domaine de la vanne est principalement répartie dans la section de sortie de la vanne, et sa perte d'énergie montre une tendance d'abord à diminuer puis à augmenter.

Répartition de la production d'entropie dans le domaine de la vanne lors d'un démarrage à vitesse moyenne (W/(m3·K)).

Le réservoir est une partie importante de la pompe comme le système de turbine, en raison de l'introduction de la cloison dans la partie médiane du réservoir, faisant ainsi qu'une partie du champ d'écoulement interne du réservoir présente des caractéristiques hydrauliques plus complexes, tandis qu'une partie du le champ d'écoulement interne du réservoir présente un état d'écoulement plus stable. Sur cette base, une série d'analyses hydrauliques du champ d'écoulement interne du réservoir a été réalisée.

Dans différentes conditions d'accélération de démarrage, les caractéristiques d'augmentation de la pression statique de l'entrée et de la sortie du réservoir sont illustrées à la Fig. 26. La Figure 26a,b montre les courbes d'augmentation de la pression statique instantanée à l'entrée et à la sortie du réservoir, respectivement. Comme le réservoir est loin de la pompe en tant que turbine, les courbes de pression d'entrée et de sortie du réservoir à différentes accélérations de démarrage ont donc des tendances très similaires, sont d'abord une baisse rapide, puis une petite augmentation, puis une baisse rapide jusqu'au point le plus bas, et enfin augmenter lentement à une valeur stable de la tendance. Pour l'entrée du réservoir, la roue de la turbine n'a commencé à tourner dans les trois conditions de fonctionnement qu'à 0,3 s au moment du calcul, de sorte que les trois courbes se chevauchaient complètement, toutes partant de la valeur la plus élevée de 77,121 kPa au début du démarrage et chutant rapidement, atteignant une très petite valeur de 47,336 kPa à 0,08 s au moment du calcul, puis remontant jusqu'à une valeur extrême locale de 53,279 kPa à 0,02 s au moment du calcul. 53,279 kPa, puis redescend rapidement pour atteindre une valeur minimale de − 0,655 kPa à 0,17 s, après quoi la courbe commence à fluctuer et remonte jusqu'à se terminer à 0,3 s. Après 0,3 s du moment de calcul, les trois courbes ascendantes montrent une certaine déviation parce que la pompe en tant que roue de turbine commence à fonctionner à des accélérations différentes, mais leur tendance globale reste la même, et la pression moyenne de l'entrée du réservoir après la pompe en tant que roue de turbine accélère est respectivement de 2,487 kPa, 2,137 kPa et 1,956 kPa. Pour la sortie du réservoir, on peut voir que le réservoir d'eau La tendance de changement de pression de la sortie est très cohérente avec celle de l'entrée du réservoir, qui sont toutes deux la tendance d'une diminution rapide, puis d'une petite augmentation, puis d'une diminution rapide au plus bas point, et enfin augmentation lente à la valeur stable. Par conséquent, la perte de pression du réservoir est d'environ 1,832 kPa, 1,565 kPa et 1,373 kPa pour trois conditions d'accélération : rapide, moyenne et lente, respectivement.

Caractéristiques de montée en pression statique instantanée dans différentes conditions de fonctionnement. (a) Pression statique d'entrée, (b) Pression statique de sortie.

En résumé, dans différentes situations d'accélération, plus l'accélération de la pompe en tant que roue de turbine est faible, plus la perte de pression du réservoir d'eau dans le système de circulation est faible.

La figure 27 montre la distribution de l'énergie cinétique turbulente et la distribution de la conduite d'écoulement de la vitesse dans la section médiane du réservoir pendant le démarrage à vitesse moyenne. On constate que la répartition des lignes de débit de vitesse côté entrée du réservoir est relativement régulière, tandis que la répartition des lignes de débit de vitesse côté sortie du réservoir est très compliquée, d'autant plus que la répartition des lignes de débit près de la sortie du réservoir est très désordonné. De plus, la distribution simplifiée change considérablement avec la rotation de la pompe en tant que roue de turbine. Au temps de calcul de 0,15 s, comme la pompe en tant que roue de turbine ne se met pas à tourner, la répartition simplifiée à l'intérieur de l'ensemble du réservoir est plus régulière à ce moment, et l'énergie cinétique turbulente à l'entrée du réservoir a une valeur extrême locale dont la valeur maximale atteint 0,65 m2/s2, tandis que la valeur de l'énergie cinétique turbulente à la sortie du réservoir est relativement faible, et sa valeur est d'environ 0,1 m2/s2. 0,1 m2/s2. A 0,3 s, la pompe s'est mise à tourner comme le rotor de la turbine, et la répartition du débit sur le côté gauche du déflecteur du réservoir a commencé à être perturbée, en particulier le débit de fluide de la sortie du réservoir vers la zone du déflecteur était très violent, et un vortex apparu près de la position du déflecteur. Par rapport au moment de calcul de 0,15 s, la distribution de vitesse à l'intérieur du réservoir devient relativement chaotique, et dans le domaine gauche du réservoir, plus on se rapproche du déflecteur, plus sa valeur de vitesse est grande. Au moment de calcul de 0,45 s, lorsque la roue de la pompe en tant que turbine tourne plus vite, l'écoulement du fluide à l'intérieur du réservoir devient plus violent et la distribution des lignes d'écoulement sur le côté gauche du déflecteur du réservoir est plus turbulente par rapport au calcul moment 0,15 s et 0,3 s. De plus, les lignes d'écoulement sur le côté supérieur du déflecteur deviennent turbulentes après 0,45 s. Pour la vitesse, il est évident que la valeur de l'énergie cinétique turbulente à proximité de la chicane et de la sortie du réservoir est plus importante, et sa valeur maximale est d'environ 0,55 m2/s2. A l'instant de calcul 0,6–0,9 s, la pompe en tant que turbine est en train de tourner en accéléré, alors que l'écoulement dans le domaine du réservoir est également très violent. On peut le voir sur la répartition des lignes de courant, sauf pour le côté entrée du réservoir, la répartition des lignes de courant dans d'autres parties est très turbulente, en particulier dans la zone à gauche de la chicane, avec la rotation accélérée de la pompe comme roue de turbine, le nombre de ses tourbillons augmente, ce qui peut être dû à l'écoulement du fluide dans la canalisation après la pompe car la turbine devient progressivement complexe.

Énergie cinétique turbulente et rationalisation de la répartition de la section du réservoir lors du démarrage à vitesse moyenne (m2/s2).

Pour la distribution d'énergie cinétique turbulente, on constate qu'une zone locale d'énergie cinétique turbulente élevée apparaît au fond du réservoir sur le côté gauche, et sa valeur maximale peut atteindre 0,8 m2/s2. Après le moment de calcul de 0,9 s, la répartition de l'énergie cinétique turbulente dans le réservoir est cohérente avec la précédente, et la valeur de l'énergie cinétique turbulente du côté gauche du déflecteur est évidemment supérieure à celle du côté droit. En résumé, on peut voir que le domaine du réservoir dans la pompe en tant que processus de démarrage accéléré de la turbine, le flux interne du réservoir est très complexe et le flux du côté sortie du réservoir est plus complexe que le côté entrée ; la distribution d'énergie cinétique turbulente est principalement concentrée du côté de l'entrée du réservoir, en particulier dans la position de la chicane et du fond du réservoir, et il existe la valeur extrême locale de l'énergie turbulente.

La loi de similarité est une loi très importante dans la théorie et le processus de conception des pompes à palettes. Sur cette base, cet article analyse plus en détail les caractéristiques externes de la pompe au démarrage de la turbine en traçant la courbe de débit de tête théorique et la courbe de débit de tête instantanée dans différentes conditions d'accélération de démarrage, comme illustré à la Fig. 28. Dans cette simulation, le des valeurs de charge et de débit stables après la stabilisation du processus de démarrage sont connues. Selon la loi de similarité pour les pompes centrifuges proposée par Li et Zhang27, la tête théorique de la pompe en tant que turbine peut être calculée à l'aide de l'équation. (27):

où, Q0, H0 sont les valeurs de débit et de hauteur après l'arrêt de la pompe au démarrage de la turbine respectivement, Q est le débit réel à un moment de démarrage, et H est la valeur de la pompe à la hauteur de la turbine calculée par le loi de similarité.

Courbe de charge instantanée.

Les courbes de débit instantané sont identiques jusqu'à 22,38 m3/h à trois accélérations de démarrage différentes et suivent une règle parabolique. Après 22,38 m3/h, la courbe de débit instantané est très confuse en raison de la fluctuation constante du débit dans le système. En comparant avec la courbe théorique, un écart important a été constaté entre les deux. En effet, la valeur théorique provient de la loi de similarité de la pompe, qui est essentiellement utilisée pour prédire les performances de stabilité. Le processus d'amorçage étudié dans cet article est un processus typique non stationnaire. Par conséquent, la différence apparente entre les deux reflète la différence entre les conditions de fonctionnement stables et instables. Cette découverte suggère que la loi de similarité pour les pompes ne s'applique pas à la prédiction des performances de la turbine lors du démarrage. Bien sûr, un comportement d'écoulement plus instable à l'intérieur des pompes doit être étudié en profondeur dans les travaux futurs28,29,30.

Cet article se concentre sur les caractéristiques de débit hydraulique et interne transitoires de la pompe en tant que systèmes de turbine dans trois scénarios d'accélération de démarrage différents, en se concentrant sur les caractéristiques transitoires et les pertes d'énergie de la pompe en tant que composants de débordement de turbine, de soupape et de réservoir pendant le démarrage, et les principales conclusions obtenues sont les suivantes :

Dans le processus de démarrage à vitesse lente et moyenne, la courbe de tête et la courbe de vitesse se développent de manière similaire, toutes deux montrant une tendance linéaire à la hausse similaire ; dans le démarrage rapide, la courbe de charge montre une montée parabolique, et il y a une chute brutale de la charge au début du démarrage de la turbine.

La plus grande distribution de vortex à l'intérieur de la pompe en tant que turbine est principalement concentrée à la sortie de la roue et près de la section VI de la volute, et il existe également des valeurs de vortex plus importantes localisées près de la languette et entre les pales. Au cours du processus d'accélération de la roue, la valeur du tourbillon dans la section VI de la volute augmente davantage.

La production d'entropie dans le domaine de la pompe comme roue de turbine est principalement répartie entre les aubes, et la distribution est plus faible en sortie de roue ; lors de l'accélération de la pompe en rouet de turbine, la distribution de production d'entropie dans le domaine de la rouet diminue fortement.

La pompe en tant que turbine à travers la courbe de débit et de pression statique de sortie pour atteindre une valeur de temps stable, par rapport à la vitesse, présente une hystérésis.

La courbe de tête-débit instantanée de la pompe comme de la turbine est significativement différente de la courbe théorique, ce qui montre que la loi de similarité des pompes ne s'applique pas à la prédiction des performances lors du démarrage instantané de la pompe comme de la turbine.

Dans le domaine de la pompe en tant que volute de turbine, pour le même point de surveillance, son amplitude de fluctuation de pression avec la pompe en tant qu'accélération de démarrage de roue de turbine augmente et diminue, et l'amplitude de fluctuation de pression est la plus grande au démarrage lent ; pour la même situation d'accélération de démarrage, l'amplitude de fluctuation de pression du point de surveillance près de la section VIII est la plus grande, et l'amplitude de fluctuation du point de surveillance près de la volute est la plus petite.

La pompe en tant que courbe de pression statique d'entrée de turbine présente un faible phénomène de choc de pression, tandis que la courbe de débit présente un phénomène de choc de débit.

L'énergie cinétique turbulente dans le domaine du réservoir est principalement concentrée du côté entrée du réservoir ; le déflecteur central du réservoir a un impact important sur l'intérieur du réservoir.

La production d'entropie dans le domaine de la vanne est principalement distribuée dans la section de sortie de la vanne, la perte d'énergie est d'abord réduite puis augmentée, et l'accélération de démarrage de la pompe en tant que turbine sur le coefficient de résistance à l'écoulement de la vanne est très faible.

La distribution d'énergie cinétique turbulente dans le canal d'écoulement de la pompe en tant que roue de turbine diminue progressivement ; la distribution d'énergie cinétique turbulente dans le domaine d'écoulement de la vanne augmente d'abord puis diminue, et la distribution de la ligne d'écoulement dans la section médiane et de sortie est perturbée.

Les données utilisées pour étayer les conclusions de cette étude sont disponibles sur demande auprès de l'auteur correspondant.

Binama, M. et al. Enquête sur les aspects techniques de la pompe en tant que turbine (PAT) pour les systèmes de micro-hydroélectricité : une revue de l'état de l'art. Renouveler. Soutenir. Energ Rev. 79, 148–179. https://doi.org/10.1016/j.rser.2017.04.071 (2017).

Article Google Scholar

Rossi, M. & Renzi, M. Une méthodologie générale pour la prédiction des performances des pompes en tant que turbines à l'aide de réseaux de neurones artificiels. Renouveler. Énergie 128, 265–274. https://doi.org/10.1016/j.renene.2018.05.060 (2018).

Article Google Scholar

Liu, M., Tan, L. & Cao, S. Modèle théorique de prédiction de la performance énergétique et détermination du BEP pour une pompe centrifuge comme turbine. Énergie 172, 712–732. https://doi.org/10.1016/j.energy.2019.01.162 (2019).

Article Google Scholar

Stefan, D. et al. Etude du champ d'écoulement interne dans une pompe-turbine (PaT) : investigation numérique, modèle de prédiction de performance globale et analyse vectorielle vitesse. Renouveler. Énergie 156, 158–172. https://doi.org/10.1016/j.renene.2020.03.185 (2020).

Article Google Scholar

Miao, SC, Shi, ZX, Wang, XH, Shi, FX & Shi, GT Optimisation du plan méridien de la pompe comme turbine. Sci. Programme. 103, 1–17. https://doi.org/10.1177/0036850419876542 (2020).

Article Google Scholar

Wang, XH, Yang, JH, Xia, ZT, Hao, YC & Cheng, XR Effet du glissement de vitesse sur la prédiction de la tête pour les pompes centrifuges comme turbines. Mathématiques. Prob. Ing. 2019, 1–10. https://doi.org/10.1155/2019/5431047%20 (2019).

Article CAS Google Scholar

Frosina, E., Buono, D. & Senatore, A. Une méthode de prédiction des performances pour les pompes en tant que turbines (PAT) utilisant une approche de modélisation de la dynamique des fluides computationnelle (CFD). Énergies 10, 1–19. https://doi.org/10.3390/en10010103 (2017).

Article Google Scholar

Huang, S., Qiu, GQ, Su, XH, Chen, JR & Zou, WL Prédiction des performances d'une pompe centrifuge en tant que turbine utilisant le principe d'appariement rotor-volute. Renouveler. Énergie 108, 64–71. https://doi.org/10.1016/j.renene.2017.02.045 (2017).

Article Google Scholar

Maleki, A., Ghorani, MM, Haghighi, MHS & Riasi, A. Étude numérique sur l'effet de la viscosité sur une pompe à plusieurs étages fonctionnant en mode inverse. Renouveler. Énergie 150, 234–254. https://doi.org/10.1016/j.renene.2019.12.113 (2020).

Article Google Scholar

Abazariyan, S., Rafee, R. & Derakhshan, S. Étude expérimentale des effets de la viscosité sur une pompe en tant que performance de la turbine. Renouveler. Énergie 127, 539–547. https://doi.org/10.1016/j.renene.2018.04.084 (2018).

Article CAS Google Scholar

Li, WG Optimisation du modèle de prédiction d'une pompe centrifuge comme turbine avec effets de viscosité. Appl. Mathématiques. Modèle. 41, 375–398. https://doi.org/10.1016/j.apm.2016.09.002 (2016).

Article MathSciNet MATH Google Scholar

Zhang, YL & Zhao, YJ Expériences de démarrage atypiques sur la pompe comme turbine. Adv. Méca. Ing. 13, 1–13. https://doi.org/10.1177/16878140211062716 (2021).

Article Google Scholar

Li, WG Pompe Vortex en tant que turbine de type turbine pour la production ou la récupération d'énergie basée sur la prédiction numérique de la dynamique des fluides. J. Fluides Eng. Trans. ASME 141, 1–15. https://doi.org/10.1115/1.4042754 (2019).

Article CAS Google Scholar

Li, WG Pompe Vortex comme turbine pour la récupération d'énergie dans les écoulements de fluides visqueux avec effet du nombre de Reynolds. J. Fluides Eng. Trans. ASME 144, 1–23. https://doi.org/10.1115/1.4051313 (2022).

Article CAS Google Scholar

Hu, JX et al. Comportement hydrodynamique d'une pompe en tant que turbine dans des conditions d'écoulement transitoires. Processus 10, 408–425. https://doi.org/10.3390/pr10020408 (2022).

Article CAS Google Scholar

Yakhot, V. & Orszag, SA Analyse du groupe de renormalisation de la turbulence. I. Théorie de base. J. Sci. Calcul. 1, 3–51. https://doi.org/10.1007/BF01061452 (1986).

Article MathSciNet MATH Google Scholar

Argyropoulos, CD & Markatos, NC Avancées récentes sur la modélisation numérique des écoulements turbulents. Appl. Mathématiques. Modèle. 2, 693–732. https://doi.org/10.1016/j.apm.2014.07.001 (2015).

Article MathSciNet MATH Google Scholar

Chai, BD, Yang, JH, Wang, XH & Jiang, BX Analyse des caractéristiques de fluctuation de pression d'une pompe centrifuge en tant que turbine dans son processus de démarrage. Actionneurs 11, 132–148. https://doi.org/10.3390/act11050132 (2022).

Article Google Scholar

Liu, HL, Wang, Y. & Yuan, SQ Effets du nombre de pales sur les caractéristiques des pompes centrifuges. Menton. J. Mech. Ing. 23, 742–747. https://doi.org/10.3901/JME.2016.10.207 (2011).

Article Google Scholar

Zhang, YL et al. Répartition de la pression sur la paroi interne de la volute d'une pompe centrifuge. Sci. Technol. Nucl. Installer. 2022, 1–14. https://doi.org/10.1155/2022/3563459 (2022).

Article Google Scholar

Zhang, YL, Zhu, ZC & Li, WG Effets de la viscosité sur le comportement transitoire d'une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique lors des périodes de démarrage et d'arrêt. Int. J. Fluid Mech. Rés. (États-Unis) 45, 1–20. https://doi.org/10.1615/InterJFluidMechRes.2017018920 (2018).

Article Google Scholar

Hunt, JCR, Wray, AA & Moin, P. Eddies, ruisseaux et zones de convergence dans les écoulements turbulents. Centre de rapport de recherche sur la turbulence CTR-S88, 193–208 (1988).

Jeong, J. & Hussain, F. Sur l'identification d'un vortex. J. Fluid Mech. 285, 69–94. https://doi.org/10.1017/s0022112095000462 (1995).

Article ADS MathSciNet MATH Google Scholar

Kock, F. & Herwig, H. Production locale d'entropie dans les écoulements de cisaillement turbulents : modèle à nombre de Reynolds élevé avec fonctions de paroi. Int. J. Chaleur Masse Transf. 47, 2205–2215. https://doi.org/10.1016/j.ijheatmasstransfer.2003.11.025 (2004).

Article MATH Google Scholar

Menter, FR Modèles de turbulence de viscosité de Foucault à deux équations pour des applications d'ingénierie. AIAA J. 32, 1598-1605. https://doi.org/10.2514/3.12149 (1994).

Annonces d'article Google Scholar

Cui, BL, Lin, Z., Zhu, ZC, Wang, HJ & Ma, GF Influence du processus d'ouverture et de fermeture du robinet à tournant sphérique sur les performances externes et les caractéristiques de débit internes. Exp. Thermie. Fluid Sci. 80, 193–202. https://doi.org/10.1016/j.expthermflusci.2016.08.022 (2017).

Article CAS Google Scholar

Zhang, YL, Zhu, ZC & Li, WG Expériences sur les performances transitoires d'une pompe centrifuge à faible vitesse spécifique avec roue ouverte. Proc. Inst. Méca. Ing. Partie A J. Power Energy 230, 648–659. https://doi.org/10.1177/0957650916666452 (2016).

Article CAS Google Scholar

Jia, XQ, Lv, H. & Zhu, ZC Caractéristiques d'écoulement instable d'une pompe à écoulement axial basées sur la perte d'énergie et l'identification des vortex dans des conditions de décrochage rotatif. Proc. Inst. Ing mécan. Partie E J. Process Mech. Ing. 2022, 35–43. https://doi.org/10.1177/09544089221136685 (2022).

Article Google Scholar

Jia, XQ, Lv, H. & Zhu, ZC Recherche sur l'influence du jeu de l'extrémité de la roue sur la perte de débit interne de la pompe de circulation axiale dans des conditions d'entraînement non alimenté. J. Fluides Eng. Trans. ASME 145, 1–12. https://doi.org/10.1115/1.4055990 (2022).

Article CAS Google Scholar

Jia, XQ, Zhang, Y., Lv, H. & Zhu, ZC Étude sur les performances externes et les caractéristiques de débit interne dans une pompe centrifuge sous différents degrés de cavitation. Phys. Fluides 35, 1–15. https://doi.org/10.1063/5.0133377 (2022).

Article CAS Google Scholar

Télécharger les références

La recherche a été soutenue financièrement par le programme de R&D "Pioneer" et "Leading Goose" du Zhejiang (Grant No. 2022C03170), Science and Technology Project of Quzhou (Grant No.2022K98).

Collège de génie mécanique et laboratoire clé de technologie des équipements pneumatiques de la province du Zhejiang, Université de Quzhou, Quzhou, 324000, Chine

Yu Liang Zhang

Collège de génie mécanique, Université de technologie du Zhejiang, Hangzhou, 310023, Chine

Jin Fu Li

Laboratoire clé provincial du Zhejiang sur la technologie de transmission des fluides, Université Sci-Tech du Zhejiang, Hangzhou, 310018, Chine

Zu-Chao Zhu

Vous pouvez également rechercher cet auteur dans PubMed Google Scholar

Vous pouvez également rechercher cet auteur dans PubMed Google Scholar

Vous pouvez également rechercher cet auteur dans PubMed Google Scholar

Y.-LZ a réalisé la simulation numérique et rédigé le manuscrit ; J.-FL a analysé les caractéristiques d'écoulement ; Z.-CZ a vérifié le manuscrit et l'a révisé. Tous les auteurs ont lu et accepté la version publiée du manuscrit.

Correspondance avec Yu-Liang Zhang.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

Springer Nature reste neutre en ce qui concerne les revendications juridictionnelles dans les cartes publiées et les affiliations institutionnelles.

Libre accès Cet article est sous licence Creative Commons Attribution 4.0 International, qui permet l'utilisation, le partage, l'adaptation, la distribution et la reproduction sur n'importe quel support ou format, à condition que vous accordiez le crédit approprié à l'auteur ou aux auteurs originaux et à la source, fournir un lien vers la licence Creative Commons et indiquer si des modifications ont été apportées. Les images ou tout autre matériel de tiers dans cet article sont inclus dans la licence Creative Commons de l'article, sauf indication contraire dans une ligne de crédit au matériel. Si le matériel n'est pas inclus dans la licence Creative Commons de l'article et que votre utilisation prévue n'est pas autorisée par la réglementation légale ou dépasse l'utilisation autorisée, vous devrez obtenir l'autorisation directement du détenteur des droits d'auteur. Pour voir une copie de cette licence, visitez http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/.

Réimpressions et autorisations

Zhang, YL., Li, JF. & Zhu, ZC. L'effet d'accélération de la pompe en tant que système de turbine pendant la période de démarrage. Sci Rep 13, 4913 (2023). https://doi.org/10.1038/s41598-023-31899-9

Télécharger la citation

Reçu : 05 janvier 2023

Accepté : 20 mars 2023

Publié: 25 mars 2023

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

Toute personne avec qui vous partagez le lien suivant pourra lire ce contenu :

Désolé, aucun lien partageable n'est actuellement disponible pour cet article.

Fourni par l'initiative de partage de contenu Springer Nature SharedIt

En soumettant un commentaire, vous acceptez de respecter nos conditions d'utilisation et nos directives communautaires. Si vous trouvez quelque chose d'abusif ou qui ne respecte pas nos conditions ou directives, veuillez le signaler comme inapproprié.