特殊な使用条件における軸流ポンプシステムの流体力学的特性の調査

Scientific Reports volume 12、記事番号: 5159 (2022) この記事を引用

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メトリクスの詳細

実際の運用では、軸流ポンプステーションは、変化するニーズを満たすためにさまざまな特殊な目的に使用されることがよくあります。しかし、軸流ポンプシステムの特殊用途における流体力学的特性はまだ不明であるため、ポンプシステムを特殊用途に使用する場合には多くのリスクが伴います。特殊な使用条件下での軸流ポンプシステムの流体力学的特性を調査するために、本論文では軸流ポンプシステム用の高精度フル機能テストベンチを確立しました。大型軸流ポンプシステムモデルを対象に、ゼロ揚程、逆ポンプ、逆発電条件でのエネルギー特性実験とポンプの圧力変動測定を初めて実施した。次に、ANSYS CFX ソフトウェアを使用して連続方程式とレイノルズ平均ナビエ・ストークス方程式を解き、SST k-ω 乱流モデルと組み合わせて、特殊な条件下でのポンプシステムの特性曲線と内部流れ場を取得します。最後に、数値シミュレーション結果を実験結果と比較します。結果は,ポンプ内の速度勾配分布がほぼゼロ揚程条件(NZHC)の下で均一であり,ポンプ内に明らかな流れの衝突や逆流現象がないことを示した。設計条件（DC）と比較して、H = 0 で羽根車入口の圧力脈動のピークツーピーク値（PPV）は 67.16% 減少し、羽根車出口の PPV は 8.14% 減少しました。メートル。インペラ領域の主周波数振幅 (MFA) の最大値は、インペラ入口に現れます。逆ポンプ条件 (RPC) では、ポンプシステム内の流れが不安定になる現象が明らかであり、ブレードの非作動面に広範囲の再循環ゾーンが現れます。 DCと比較して、RPC最適点におけるインペラ入口のPPVは122.61%増加し、インペラ出口PPVは11.37%増加した。インペラ領域の MFA の最大値はインペラ入口に現れます。逆発電条件 (RPGC) では、インペラの非作動面では明らかな流れの剥離は見られませんでした。 DCと比較して、RPGCの最適点におけるインペラ入口のPPVは65.34%増加し、インペラ出口のPPVは206.40%増加した。

近年、中国を中心に世界中で大型の軸流ポンプ場が多数建設されています。軸流ポンプ場は、低落差と大流量が特徴で、多くの場合、川や海岸沿いに設置されます。上流域と下流域の水位変動は非常に大きく、軸流ポンプシステムは実際の運用において変化する需要に対応する必要があります。たとえば、上流と下流の水位差が非常に小さい場合、ほぼゼロヘッドの排水を実現するには軸流ポンプシステムを使用する必要があります1,2。上流の水位が下流の水位よりも高い場合、軸流ポンプシステムによる逆揚水の実行が必要になる場合があります 3。また、軸流ポンプシステムを使用して上流の残留水から発電することもできます 4,5。

軸流ポンプステーションの適用条件は拡大し続けていますが、これまでの主な研究結果は依然として従来のポンプ条件の流体力学的特性に集中しています6、7、8。特殊な使用条件下での軸流ポンプシステムの流体力学的特性に関する研究はほとんどありません。軸流ポンプシステムの特殊な使用条件における流体力学的特性はまだ不明であり、ポンプシステムの特殊な使用においては、ユニットの振動やブレードの破損など多くのリスクが存在する可能性があります。

ゼロリフト排水、逆ポンピング、逆発電は、大型軸流ポンプシステムの最も一般的な特殊用途です。近年、学者らは、これらの特殊な使用条件下での軸流ポンプシステムの流体力学的特性に関する予備研究を実施した。 Wangら1は、傾斜軸流ポンプシステムを研究対象とし、ほぼゼロ揚程条件での軸流ポンプシステムの数値計算とフィールドテストを初めて実施した。傾斜軸流ポンプシステムがゼロヘッド付近で動作する場合、ポンプ内の流れパターンは特に混乱しておらず、ガイドベーンの油圧損失がシステムの主な油圧損失を表すことがわかりました。 Liら2は、ほぼゼロ揚程条件下での水平軸流ポンプシステムの振動に関する実験的および数値研究を実施し、設計揚程条件とゼロ揚程条件下でのポンプシステムの振動の影響因子を比較および分析しました。 Ma ら 3 は、逆ポンプ条件下での軸流ポンプステーションの流体力学的特性を研究しました。逆ポンプ条件下で最高効率点に対応する流量がシフトし、油圧効率が大幅に低下することが判明しました。 Bozorg et al.9 は、数値流体力学手法と実験的テストを使用して、逆発電動作における小型軸流ポンプのエネルギー特性曲線を取得し、軸流ポンプを低電力で逆発電するためのタービンとして使用できることに注目しました。 -ヘッドピコ水力発電所。 Qian et al.10 は、小型軸流ポンプの 2 つのポンプおよびタービンモードを研究し、小型軸流ポンプが逆発電を実行するときにポンプ内の流れパターンがより良く、逆発電条件がより広範囲で高効率であることを発見しました。ゾーンを前方ポンプの状態と比較します。

近年、油圧機械内部の圧力脈動が油圧機械システムの安全で安定した動作に影響を与える最も重要な要素の 1 つであることに注目する研究者が増えています11、12、13。また、圧力脈動はあらゆるシステムの主要構成要素でもあるはずです。油圧機械の流体力学的特性解析14．しかし、特殊な使用条件下での軸流ポンプシステムの流体力学的特性に関する現在の研究はまだ散在しており、研究は主に特殊な使用条件下でのポンプシステムのエネルギー特性に焦点を当てています15、16、17。ポンプシステムの流体力学的特性、特にポンプ内の圧力変動に関する詳細な比較と議論が不足しています。これはまた、特殊な使用条件下でのポンプシステムの安全性と安定性を効果的に判断できないことにもつながります。

本稿の残りの構成は以下の通りである。実験に使用した軸流ポンプシステムの水力モデルは「研究対象」の項で紹介する。「実験システム」のセクションでは、実験システムの具体的なパラメータと実験テスト方法を紹介します。「実験結果と解析」では、特殊な運転条件下における軸流ポンプシステムのポンプ内の圧力脈動の伝播則を時間領域と周波数領域の２つの側面から解析し、圧力脈動を解析した。従来のポンプ条件と特殊な運転条件におけるポンプシステムの特性を詳細に比較します。「数値シミュレーション」セクションでは、特殊な使用条件下での軸流ポンプの数値計算手法と解法スキームを紹介します。「数値シミュレーション結果と解析」では、数値シミュレーションで得られたポンプ内の流れ場と合わせて、特殊な使用条件下でのポンプシステムの流体力学的特性、特にポンプ内の圧力脈動特性をさらに解析・解説しています。「結論」セクションでは研究全体を要約し、将来の研究の焦点となる可能性のある研究課題を示します。

本実験で選定した軸流ポンプの水力モデルを図 1 に、モデルポンプシステムの三次元構造の模式図を図 2 に示します。ポンプシステムは DC、ほぼゼロ揚程状態は NZHC、逆ポンプ状態は RPC、逆発電状態は RPGC と定義されます。 3 つの特別な使用条件におけるインペラの回転方向を図 3 に示します。さらに、表 1 にモデルポンプシステムの主な幾何学的パラメータを示します。さらに、表 1 にポンプシステムの主なパラメータを示します。表1の「比速度」とは、揚程1m、有効出力1HP(0.7355kW)、流量0.075m3/sのときのポンプ羽根車の速度を指します。表1の比速度の計算式は次のとおりです。

ここで、n はポンプの定格速度、r/min です。 Q はポンプの定格流量、m3/s です。 H はポンプのヘッド、m です。

軸流ポンプの油圧モデル。

モデルポンプシステム構造の三次元模式図。

3 つの特殊な使用条件における羽根車の回転方向。

実験は、揚州大学江蘇省水力工学重点実験室の高精度油圧機械テストベンチで行われた。テストベンチは垂直密閉循環システムです。実験システムの概略図を図4に示します。

実験システムの概略図。

試験計測システムの主要機器には、差圧発信器、電磁流量計、速度トルクセンサ、絶対圧発信器が含まれます。機器の基本パラメータを表 2 に示します。テストシステムの総合誤差は ± 0.39% です。テストプロセスは、ポンプモデルとデバイスモデルの受け入れテスト手順 (SL 140-2006) の要件に厳密に従っています。今回の実験では、入口部（監視点P1）、羽根車入口（監視点P2）、羽根車中間（監視点P3）、羽根車出口（監視点P4）、ガイドベーン出口（監視点）の8箇所の圧力脈動測定点を配置しました。ポイントP5、P6、P7）と出口セクション（モニタリングポイントP8）。図5に実験における圧力変動の測定図を示します。図 6 に実験におけるモニタリングポイントの具体的な位置を示します。圧力脈動試験には CY200 高周波ダイナミックマイクロセンサーを使用しました。インペラエリアの監視点 P2、P3、P4 のセンサーのサンプリング周波数は 3 kHz、その他の監視点のセンサーのサンプリング周波数は 1 kHz でした。電圧出力は0～5V、精度レベルは0.1%でした。センサーと適合する 485-20 コンセントレーターが取得装置に使用されました。テストシステムの不確実性はテスト結果に重要な影響を与えます。ポンプ性能テストのシステムの不確かさは、それぞれの単一システムの不確かさの二乗根です。計算式は次のとおりです19。

ここで、EQ は流量測定のシステム不確かさであり、校正結果は ± 0.2% です。 EH は静的ヘッド測定システムの不確かさであり、校正結果は ± 0.10% の全範囲にあります。 EM はトルク測定のシステムの不確かさであり、トルク速度センサーの不確かさは ± 0.15% です。 En は速度測定のシステムの不確かさです。サンプリング周期が 2 s、速度が 1000 r/min 以上の場合、不確かさは ± 0.05% です。

実験における圧力変動の測定。

実験で配置したモニタリングポイントの具体的な位置の模式図。

軸流ポンプシステムの特殊運転条件試験には、ゼロ揚程付近の正回転条件、逆ポンプ条件、逆発電条件が含まれます。 3 つの特殊な使用条件におけるインペラの速度は 1000 r/min です。軸流ポンプシステムの全作動条件曲線における軸流ポンプシステムの特殊作動条件の具体的な位置を示すために、軸流ポンプシステム実験により得られた四象限性能曲線を図７に示す。図8に3つの特殊な利用条件における軸流ポンプシステムのエネルギー特性曲線の部分拡大図を示します。図 8 の流れ Q は次のように無次元処理されます19:

ここで、Qi は i 動作条件下でのポンプシステムの流量、Qd は設計条件下でのポンプシステムの流量です。

軸流ポンプシステムの実験から得られた 4 つの象限性能曲線。

3 つの特別な使用条件における軸流ポンプシステムのエネルギー特性曲線の局所増幅図。

表 3 に、特別な使用条件における主要な動作点の外部特性パラメータを示します。表３によれば、ＤＣに比べて、ゼロヘッド点の流量は４２．００％増加し、トルクは２２．９７Ｎ・ｍで５８．２１％減少した。ＲＰＣ最適点の流量は１５．００％減少、揚程は０．７６ｍで６１．２２％減少、トルクは３７．０７Ｎ・ｍで３２．５６％減少した。 RPGC最適点の流量は62.01%増加、揚程は3.85mで96.00%増加、トルクは85.12N・mで55.00%増加した。

静圧などの干渉を排除するために、テスト (羽根車の 4 回転サイクル) で収集された瞬間圧力は無次元であり、圧力係数 Cp を使用して圧力変動振幅を特徴付けます。式は次のとおりです20:

ここで、p は過渡圧力値、\(\overline{p}\) は平均圧力値、u2 はインペラ出口の周速度です。

同時に、圧力脈動信号の詳細な特性を捉えるために、高速フーリエ変換 (FFT) を使用して圧力脈動信号を変換します。圧力脈動スペクトルでは、X 軸は周波数倍数、Y 軸はモニタリングポイント、Z 軸は無次元の圧力脈動振幅です。周波数変換倍数の計算式は次のとおりです20。

ここで、F はフーリエ変換後の周波数、n はインペラの速度です。

このセクションでは、NZHC の圧力脈動特性を解析するために、H = 0.3 m、H = 0 m、および H = − 0.3 m の実験データを選択します。図9に各監視点の圧力変動時間軸図を示します。図 9 は、ポンプシステムがゼロヘッド付近で動作しているときでも、各監視ポイントの圧力脈動の規則性が依然として良好であることを示しています。さまざまな運転条件で圧力脈動波形を観察すると、羽根車の回転サイクルにおいて、羽根車領域の各監視点で 3 つの主な山と 3 つの主な谷が観察され、羽根車領域の圧力脈動が高くなっていることがわかります。ポンプシステムがゼロヘッド付近で動作する場合でも、ブレードの数が大部分を占めます。これは、Wang et al.1 が NZHC1 下の軸流ポンプステーションの圧力変動の現場測定で発見した現象とも一致します。ポンプ系の揚程がプラスから徐々にマイナスに傾くと、山谷の形状が徐々に急峻になります。羽根車の回転周期では、羽根車出口の観測点 P4 の単一主波が運ぶ二次ピークの数が増加し、主ピークと二次ピークの差が徐々に減少し、二次ピークが発生します。ピークには明らかな規則性がありません。インペラ出口測定点と比較して、インペラ入口測定点 P2 およびインペラ中間測定点 P3 の各主ピークが持つ二次ピークの数は明らかな増加はありません。

NZHC における圧力変動の時間領域図。

図 10 に NZHC の各観測点における圧力変動の周波数領域図を示します。図 9 から以下の結論が得られる．まず，羽根車入口監視点 P2 と羽根車中間監視点 P3 における圧力変動の主な周波数は翼回転周波数（BPF）であり，羽根車出口における圧力変動の主な周波数は監視ポイント P4 はブレード周波数の 2 倍 (2BPF) です。次に、ガイドベーン出口における P6 の圧力変動波形を観察すると、H = 0.3 m および H = 0 m における圧力変動の主な周波数は羽根車の回転周波数であることがわかり、 NZHC ではガイドベーンはインペラの回転に大きく影響されます。第三に、H = − 0.3 m での圧力変動は低周波信号によって支配されており、圧力変動の主な周波数は軸回転周波数 (SF) です。これは、ネガティブヘッドの条件下では、ガイドベーン出口におけるインペラ回転の影響が弱く、軸回転数が主導的な役割を果たしていることがわかります。

NZHC における圧力変動の周波数領域図。

ポンプシステムがＲＰＣ下にあるとき、ポンプシステムは逆作動状態に入り、ポンプシステム内の水の流れの方向はポンプ正転状態とは逆になる。このとき、インペラ入口は逆動作時にはインペラ出口に変換され、インペラ出口は逆動作時にはインペラ入口に変換されます。ガイドベーンは、インペラ出口後の出口水成分からインペラ入口前の入口水成分に変換されます。 RPC実験により、最適なRPC流量条件は0.82Qdであることが判明した。したがって、このセクションでは、解析に最適な点流量の 0.8 倍 (0.66Qd)、1.0 倍 (0.82Qd)、および 1.2 倍 (0.98Qd) の 3 つの典型的な流量条件を選択します。図 11 に各監視点の圧力変動の時間軸図を示します。図 11 は、インペラがポジティブ動作用に設計されているため、ポンプシステムが RPC の下にある場合、ポンプ内に深刻な逆流、渦、その他の不安定な流れ現象が発生し、各監視ポイントの圧力脈動信号が比較的複雑であることを示しています。インペラの回転サイクルでは、さまざまな流れ条件下でインペラ入口監視ポイント P4 で 3 つの明らかなピークと 3 つの谷が観察できます。逆運転時の羽根車出口の監視点P2と羽根車中間の監視点P3の主波ピークと副波ピークの差は小さい。監視点 P6 には、羽根車の 1 回転周期内に複数の主な山と谷があります。異なる流量条件下での各監視ポイントの圧力脈動を比較すると、異なる流量条件下では、監視ポイント P2 と P3 の各主波ピークには複数の二次ピークがあり、二次ピークの発生には明らかな規則性がないことがわかります。監視点 P2 および P3 と比較して、P4 における圧力変動の周期則は良好であり、圧力変動信号成分は比較的単純です。

RPC時の圧力変動の時間領域図。

図 12 に RPC における各監視ポイントの圧力変動の周波数領域図を示します。図 12 は、さまざまな流れ条件下でのインペラ領域の各監視ポイントの圧力脈動の主周波数が依然としてブレード周波数とブレード周波数の高次高調波によって支配されていることを示しています。インペラ出口の監視点 P2 の圧力変動の主な周波数はブレード周波数です。インペラ入口監視点 P4 における圧力変動の主な周波数はブレード周波数の 2 倍です。モニタリングポイント P6 の圧力脈動スペクトルでは、信号成分は比較的単純ですが、さまざまな流れ条件下で明らかなブレード周波数成分が依然として見られ、脈動励振源としてのインペラが上流流れ場に大きな影響を与えていることがわかります。 RPC の下にあります。

RPC時の圧力変動の周波数領域図。

ポンプ系が RPC 状態にある場合、各監視点の周波数帯域が広く、高周波領域で大きな脈動が発生します。 3BPFから7BPFまでの羽根車エリアのモニタリングポイントでは、依然として一定量の脈動が観察されます。その理由としては、ポンプシステムが逆ポンプ状態にあり、インペラの入口逆流やその他の逆流が激化し、その結果、さまざまな程度の衝撃とさまざまな周波数の圧力の形成によってブレードやチャネルの壁に水流が生じることが考えられます。波。異なる流量条件下では、監視ポイント P6 の圧力脈動振幅は小さくなります。流量の増加に伴い、モニタリングポイント P6 の圧力脈動信号成分が単純になり、低周波領域と高周波領域の脈動が消失し、RPC 下のインペラの入口流パターンが流量の増加に伴って徐々に改善されることがわかります。。

ポンプシステムが RPGC にある場合、ポンプシステムは逆作動状態となり、ポンプシステム内の流れの方向はポンプ逆状態の場合と同じになります。 RPGC実験により、逆発電条件の最適点は1.62Qd流量条件であることが判明した。したがって、このセクションでは、解析に最適な点流量の 0.8 倍 (1.30Qd)、1.0 倍 (1.62Qd)、および 1.2 倍 (1.94Qd) の 3 つの典型的な流量条件を選択します。図 13 に RPGC の各監視ポイントにおける圧力変動の時間領域図を示します。 RPC に比べて各監視点の圧力変動係数は大きくなりますが、圧力変動信号の構成は明らかに単純です。インペラ領域の監視点の各主波ピークが複数の副波ピークを持つ現象が解消されました。逆発電条件下では、監視ポイントの二次波ピークの発生は明らかな規則性と周期性を示し始め、各主波ピークは固定された二次ピークを持ちます。

RPGC下での圧力変動の時間領域図。

図 14 に RPGC 下の各モニタリングポイントの圧力変動の周波数領域図を示します。図 14 は、異なる流量下でのインペラ領域の監視ポイントにおける圧力脈動の主な周波数はインペラの回転周波数であり、二次主周波数は基本的にインペラの回転周波数の 2 倍であることを示しています。これは、インペラ領域の圧力脈動が依然として RPGC の下のブレードの数によって支配されていることを示しています。監視点 P6 はインペラから遠く、ポンプ回転の影響が比較的小さいため圧力脈動振幅が大幅に小さくなります。ただし、ブレード周波数成分は、1.62Qd と 1.94Qd の 2 つの流量条件下でも観察できます。

RPGC 下の圧力変動の周波数領域図。

3 つの流量条件における各監視点の圧力脈動周波数領域図を比較すると、1.30Qd と 1.94Qd の流量条件では、インペラ領域の監視点の圧力脈動が高周波領域で比較的大きいことがわかります。 1.62Qdの流量条件では高周波領域の脈動が比較的小さい。圧力脈動信号の構成も単純で、主にブレード周波数の高次高調波周波数に集中しています。これは、RPGC における 1.62Qd 流量条件がポンプシステムの最適点であり、ポンプ内の逆流が減少し、タービン条件におけるポンプのエネルギー変換が比較的安定しているためと考えられます。異なる観測点の圧力変動を比較すると、翼周波数の高次高調波の発生には一定の規則性があることが分かります。例えば、同じ流量条件、特に 1.62Qd 流量条件では、インペラ入口付近に高調波成分が現れ、インペラの中間部や出口にも高調波成分が現れます。

ここでは、図 15 に示すように、特殊な使用条件下での各監視ポイントにおける圧力変動信号の主周波数振幅を測定します。式を簡略化するために、主周波数の振幅を MFA と呼びます。ＤＣ下での実験によって測定されたモニタリングポイントＰ２、Ｐ３、およびＰ４のＭＦＡは、それぞれ、０．１３６、０．０９９、および０．０４９であることに留意されたい。

特殊な利用条件における監視ポイントの主な周波数振幅。

図 15a は、ポンプシステムがゼロヘッド付近で動作しているとき、流体がインペラ入口から流れ、インペラ出口を通って流れ、最後にガイドベーン出口から流出することを示しています。各監視点の MFA は経路に沿って徐々に減少し、羽根車領域の MFA の最大値は常に羽根車入口監視点 P2 に現れます。 H = 0.30 m、H = 0 m、および H = − 0.30 m の場合、最大 MFA はそれぞれ 0.056、0.050、0.055 です。インペラ領域の MFA の最小値は、インペラ出口監視ポイントの P4 に常に現れます。 H = 0.30 m、H = 0 m、H = − 0.30 m の最小 MFA は、それぞれ 0.018、0.016、0.025 です。 DCと比較して、H = 0 mの場合、監視ポイントP2、P3、およびP4のMFAはそれぞれ62.99％、63.00％、および66.86％減少しました。

図 15b は、ポンプシステムが RPC の下にあるとき、監視ポイント P2 を除いて、流量の増加に伴って監視ポイントの MFA が減少することを示しています。インペラ領域の MFA の最大値は常にインペラ入口監視点 P4 に現れます。これは、逆転運転中の双方向ポンプの圧力変動を研究した後に Ma ら 3 が導き出した結論と一致します。流量 0.66Qd では、羽根車領域の MFA の最小値は羽根車出口監視点の P2 に現れ、MFA は 0.023 になります。流量 0.82Qd および 0.98Qd では、MFA の最小値はインペラの中央の P3 に現れ、MFA はそれぞれ 0.031 と 0.0704 です。 DC と比較して、RPC の最適点では、監視ポイント P2 と P3 の MFA はそれぞれ 76.58% と 68.33% 減少し、監視ポイント P4 の MFA は 43.84% 増加しました。

図 15c は、ポンプシステムが RPGC の下にあるとき、監視ポイント P2 を除いて、流量の増加に伴って監視ポイントの MFA が増加することを示しています。ただし、各監視ポイントにおける MFA の最大値の位置には一定のランダム性があります。１．３０Ｑｄの流量条件では、逆運転時の羽根車出口監視点Ｐ２でＭＦＡの最大値が現れ、ＭＦＡは０．０９２となった。 1.62Qd と 1.94Qd の流量条件下では、最大 MFA は羽根車中央の監視点 P3 に現れ、MFA はそれぞれ 0.176 と 0.38 でした。 MFA の最小値は、逆運転時に常にインペラ入口監視ポイント P4 に現れ、流量 1.30Qd、1.62Qd、1.94Qd で最小 MFA 値はそれぞれ 0.252、0.118、0.019 になります。 DC と比較して、監視ポイント P2、P3、および P4 の MFA は、RPGC の最適点でそれぞれ 24.16%、77.71%、および 139.92% 増加しました。

図 16 は、特別な使用条件下での各監視ポイントにおける SF の振幅と BPF の高調波成分を示しています。図 16 より羽根車領域の各観測点の圧力脈動は主周波数を除く 2BPF と 3BPF の周波数成分で構成されており、SF 周波数成分に一定の脈動があることが分かります。 SF 周波数成分の発生は、主にポンプシステムの軸方向の不均衡などの機械的欠陥に関連しています。

特殊な使用条件における羽根車監視点の周波数成分の圧力変動。

図 16a は、H = 0 m の場合、インペラ入口監視点 P2 における SF 周波数、2BPF 周波数、および 3BPF 周波数の Cp 振幅がそれぞれ 0.0038、0.0028、および 0.018 であることを示しています。それぞれMFA。インペラ出口監視点 P4 における SF 周波数、2BPF 周波数、および 3BPF 周波数の Cp 振幅は、それぞれ 0.004、0.016、および 0.012 であり、それぞれ MFA の 25.00%、100.00%、および 75.00% です。

図 16b は、RPC の最適点で、インペラ入口監視点 P4 における SF 周波数、2BPF 周波数、および 3BPF 周波数の Cp 振幅がそれぞれ 0.005、0.070、および 0.043 であり、それぞれ 7.14%、100%、および 61.43% であることを示しています。それぞれMFAの。インペラ出口監視点 P2 における SF 周波数、2BPF 周波数、および 3BPF 周波数の Cp 振幅は、それぞれ 0.006、0.021、および 0.005 であり、それぞれ MFA の 18.84%、65.93%、および 15.70% に相当します。

図 16c は、RPGC の最適点で、インペラ入口監視点 P4 における SF 周波数、2BPF 周波数、および 3BPF 周波数の Cp 振幅がそれぞれ 0.012、0.090、および 0.071 であり、それぞれ 10.21%、76.56%、および 60.39% であることを示しています。それぞれMFAの。インペラ出口監視点 P2 における SF 周波数、2BPF 周波数、および 3BPF 周波数の Cp 振幅は、それぞれ 0.009、0.056、および 0.056 であり、それぞれ MFA の 5.33%、33.16%、および 33.16% です。

ポンプシステムの動作安定性をより直観的に監視するために、圧力変動のピーク値の概念が導入されています。圧力脈動のピークツゥピーク値とは、脈動信号の周期内での変化範囲、すなわち、周期内での信号の最大値と最小値との差を表す。 97%信頼区間による圧力脈動信号の区間推定に基づいて,本論文では特別な作業条件下での各監視ポイントにおける圧力脈動のピークツーピーク値を取得した。図14に特殊な利用条件における各監視点の圧力変動のピーク値を示します。式を簡略化するために、圧力脈動のピークツーピーク値をPPVと呼びます。

図 17a は、NZHC の下では、落差の変化に伴い、各モニタリングポイントでの PPV の変動傾向に明らかな規則性がなく、インペラ領域の各モニタリングポイントでの PPV が比較的近いことを示しています。 H = 0 m 条件と比較して、インペラ入口での PPV は 5.93% 増加し、H = 0.30 m 条件ではインペラ出口での PPV は 16.66% 減少しました。 H = − 0.30 m の条件では、インペラ入口での PPV は 18.12% 減少し、インペラ出口で 1.34% 増加しました。

特殊な使用条件における圧力脈動のピークツーピーク値。

図 17b は、ポンプシステムが RPC の下にあるとき、各モニタリングポイントでの流量に伴う PPV の変化傾向が基本的に同じであることを示しています。最適点 0.82Qd 流量条件と比較して、0.66Qd 流量条件ではインペラ入口での PPV は 19.48% 増加し、インペラ出口での PPV は 42.86% 増加しました。流量 0.98Qd では、インペラ入口での PPV は 32.68% 減少し、インペラ出口では 7.14% 増加しました。

図 17c は、ポンプシステムが RPGC の下にある場合、流量の増加に伴って各モニタリングポイントの PPV が大幅に増加することを示しています。 1.62Qd流量条件の最適点と比較して、1.30Qd流量条件ではインペラ入口でのPPVは70.97%減少し、インペラ出口でのPPVは34.34%減少した。流量 1.94Qd では、インペラ入口での PPV は 125.81% 増加し、インペラ出口での PPV は 105.87% 増加しました。

図18にDC条件と特殊使用条件の圧力脈動のPeak-to-Peak値の比較を示します。図 18 は、DC と比較して、NZHC および RPC に基づく PPV が比較的小さく、RPGC に基づく PPV が比較的大きいことを示しています。 DC と比較して、H = 0 m 条件下では、インペラ入口の PPV は 67.16% 減少し、インペラ出口の PPV は 8.14% 減少しました。最適 RPC 点では、インペラ入口での PPV は 122.61% 増加し、インペラ出口での PPV は 11.37% 増加しました。 RPGC の最適点では、インペラ入口での PPV は 65.34% 増加し、インペラ出口での PPV は 206.40% 増加しました。

DCと特殊使用条件の圧力脈動のPeak-to-Peak値の比較。

数値シミュレーションにおいては、メッシュの質と量が数値シミュレーション結果の精度に大きく影響します8,21。三次元六面体構造メッシュの優れた適応性と高いメッシュ品質を考慮して、バルブ本体を除く計算領域では、構造メッシュの分割に ANSYS-ICEM メッシュソフトウェアを使用します。 O グリッドを使用して入口チャネルと出口チャネルを分割し、境界層のメッシュ密度を高めます。さらに、壁近くのグリッドは暗号化されており、壁近くのデータを正確にキャプチャします。この論文で使用されている SST k-ω 乱流モデル方程式には解析式が含まれているため、粘性底層方程式と対数層方程式を混合して y + -insensitive を生成することにより、ω 方程式自体を粘性底層上で積分するために直接使用できます。治療モデル22．この処理モードでは、壁関数から低レイノルズ数モデルへの自動切り替えを実現できます。つまり、壁近くの領域のメッシュが比較的細かい場合は、自動的に低レイノルズ数モデルに切り替わり、壁近くの領域のメッシュが比較的粗い場合は、壁関数が自動的に呼び出されます。 CFX では、これを自動壁処理モデルと呼びます。壁関数法と比較して、CFX の SST k–ω 乱流モデルの自動壁処理モデルは、側壁のメッシュに対する感度を大幅に低減し、インペラ壁境界層の厚さ y + は 10 以内に制御され、良好な計算結果を保証します。正確さ。この論文の計算領域のグリッドの大部分は、y + 値が 10 以内であり、乱流モデルの計算要件を満たすことができます。数値計算の前に、グリッドの独立性を評価するために 5 つのグリッド番号が選択されました。グリッド独立性試験の結果を表 4 に示します。グリッド数が 5.09 × 106 を超えると、DC でのポンプシステムの流量、揚程、トルクの変動が安定する傾向があります。計算リソースとグリッド精度を統合した後、この数値計算には最終的なグリッド数 626 × 106 百万が選択されました。表 5 に、最終的なグリッドスキームの詳細なグリッドパラメーターを示します。最終的なグリッドスキームのグリッド図を図 19 に示します。

最終的なグリッドスキームのグリッドダイアグラム。

数値シミュレーションは市販の流体計算ソフトウェア ANSYS CFX 17.0 に基づいて実行されました。数値シミュレーションでは、流れの支配方程式として連続方程式とナビエ・ストークス方程式を使用します。流れの支配方程式は次のとおりです23:

ここで、 \(i\) = 1, 2, 3 はダムインデックス、つまり繰り返しインデックスです。 \(u_{i}\) は座標方向の流体速度成分です。 \(\rho\) は流体の密度です。 \(t\) は時間です。

ここで \(p\) は静圧の強さです。 \(S_{mi}\) は、重力と混相流の相間力を含む運動量方程式の一般化されたソース項です。

ここで \({\varvec{u}}\) は流体速度ベクトルです。 \(\nabla {\varvec{u}}\) は速度ベクトル \({\varvec{u}}\) の勾配です。 \({\varvec{uu}}\) は、2 つのベクトルの積分によって形成される 2 次テンソルで、運動量フラックスを表します。 \(\nabla \cdot \, (\rho {\varvec{uu}})\) は、運動量磁束の発散を示す 1 次テンソルです。 \(S_{m}\) は、体積力ベクトルの一般化されたソース項です。

支配方程式を閉じるには、乱流モデルが必要です。この数値シミュレーションでは、せん断応力輸送 (SST) k-ω 乱流モデルが選択されており、SST k-ω 乱流モデルの方程式は次のとおりです 23:

ここで \(k\) は乱流の運動エネルギーです。 \({\upomega }\) は乱流の周波数です。 \(P_{k}\) は乱流の生成率です。 \(\rho_{m}\) は混合物の密度、kg/m3 です。 \(u_{j}\) は j 方向の速度成分です。 \(\mu_{t}\) は乱流粘度、\(\mu\) は動粘度 Pa s です。 \(F_{1}\) と \(F_{2}\) は混合関数です。 \(\beta^{*}\)、\({\upbeta }\)、\({\upalpha }\)、\(\alpha_{1}\)、\(\alpha_{k}\)、\ (\sigma_{\omega }\)、\(\sigma_{\omega 2}\) はすべて経験的な係数です。 \(S\) はひずみ速度の不変量です。 \(D_{\omega }\) は、\({\upomega }\) 方程式の散逸項です。 \(Cd_{\omega }\) は、SST k–ω モデルの相互拡散項です。

軸流ポンプシステムの入口と出口に延長部が追加されます。各フロースルーコンポーネントには滑りがないという仮定が採用されています。入口の境界条件は質量流量を選択し、出口の境界条件は開口部を選択し、相対圧力は 0 Pa に設定されます。非定数値シミュレーションでは、定数値シミュレーションの結果が初期条件として使用されます。凍結ローター法は、非定常数値シミュレーションで回転するインペラと固定部品に対処するために使用されます。対流項は高解像度スキームによって解決され、過渡項は二次逆オイラーによって解決されます。時間ステップは 0.0005 秒に設定され、合計計算時間は 0.48 秒 (羽根車の 8 回転サイクル) です。

本論文では、3つの特殊な使用条件における軸流ポンプシステムを数値計算した。さまざまな特殊な動作条件での数値結果を実験結果とより独立して比較するために、3 つの特殊な動作条件下での軸流ポンプシステムの流量は独立して処理され、無次元化されます。図 20、21、22 は、数値シミュレーション結果と 3 つの特別な利用条件下での実験結果の比較を示しています。図２１のＱｂｅｐ１はＲＰＣの最適点に相当する流量であり、図２２のＱｂｅｐ２はＲＰＧＣの最適点に相当する流量である。数値シミュレーションと実験の外部特性曲線は、NZHC と RPGC の下で傾向が非常に一致しています。数値シミュレーションと RPC による実験の外部特性曲線の傾向は大まかに一致していますが、詳細な一致はよくありません。数値シミュレーション結果と実験結果の誤差解析から、数値シミュレーションの誤差は多くの場合約5%程度変動し、最大誤差は13%以内であることがわかります。

数値シミュレーション結果とNZHCの実験結果の比較。

RPC の数値シミュレーション結果と実験結果の比較。

RPGC の数値シミュレーション結果と実験結果の比較。

ポンプ内の流れ場と組み合わせた特殊な使用条件下でのポンプ内の圧力脈動をさらに説明および解析するために、本論文では3つの特殊な使用条件下でのポンプシステムの非定常数値シミュレーションを実行した。図23に非定常数値シミュレーションにより求めたポンプ内の圧力変動と実験により測定したポンプ内の圧力変動の比較を示します。図 23 より、NZHC と RPGC では、数値シミュレーションと実験により得られた圧力脈動信号の周波数成分は基本的に同じであり、振幅の差が小さいことがわかります。 RPCでは、数値シミュレーションや実験により得られる圧力変動信号の周波数成分には一定の誤差があり、振幅にも一定の差が生じます。その理由は、逆ポンプ条件下ではポンプ内に重大な不安定な流れが存在し、数値シミュレーションの信頼性の低下につながるためです。一般に、非定常数値計算によって得られた圧力脈動は、実験によって測定された圧力脈動の法則を反映することができ、非定常数値計算によって得られた内部流れ場を使用して、ポンプ内の圧力脈動をさらに説明および分析することができます。。

圧力脈動の数値シミュレーション値と実験値の比較。

図 24 は、特殊な使用条件下でのポンプシステムの内部流線図です 24、25、26、27。図 24 は、RPC の下でポンプシステム内の流れパターンが乱れ、流れがインペラを通過した後に深刻な流れの剥離現象が発生することを示しています。 0.66Qd 流量条件および 0.82Qd 流量条件では、スパイラル流はチャネルでいっぱいです。これは、圧力脈動試験において、RPCの圧力脈動スペクトルの低周波および高周波領域に多くの脈動が存在することと一致している。 NZHC および RPGC では、ポンプシステム内の流れパターンは比較的良好で、インペラ後方の流路分布は比較的滑らかで規則的であり、流路内の流れは一定の対称性を示します。これは、圧力脈動試験におけるNZHCおよびRPGCの各モニタリングポイントの規則的な圧力脈動波形および比較的単純な圧力脈動信号成分とも一致しています。

特殊な使用条件におけるポンプシステムの内部流路。

図 25 は、ポンプの圧力分布と速度ベクトルのブレード高さ (ポンプシステムの壁に近い) の 0.99 倍です。図 25 は、NZHC では、ポンプシステムの流量が大きく、液体流の相対速度と円周方向との間の角度が増加し、ブレード角度が変化しないため、ブレードの角度が減少することを示しています。翼の角度。ブレードの非作動面には明らかな渦や逆流ゾーンはありません。速度と圧力の分布は均一であり、ポンプ内の流れの衝突や拡散はそれほど深刻ではありません。この結果は、NZHC1 を使用した軸流ポンプシステムの Wang の数値シミュレーションによって得られた内部流れ場に近いものです。これは、圧力脈動試験における NZHC 下のインペラ領域の各モニタリングポイントの PPV が小さいこととも一致しています。 RPC では、ブレードの前縁に大きな圧力勾配があり、ブレードの非作動面に広範囲の還流領域が発生します。ポンプ内の流体は、入口流入とは逆の動き傾向を示します。ポンプ内の還流や二次流れなどの逆流により、ポンプ内に複雑な圧力脈動信号が発生します。圧力脈動テストでは、RPC の各監視ポイントの複雑な圧力脈動信号成分もこれを検証します。 RPC での流量の増加に伴い、再循環ゾーンの範囲は徐々に減少し、インペラ入口での流れパターンは徐々に改善されます。これは、圧力脈動信号の成分が単純になる傾向があり、大流量RPCでの圧力脈動試験において監視点P6で低周波領域と高周波領域の脈動が消失していることとも一致している。。 RPGC では、ポンプシステムが 1.30Qd および 1.62Qd の流量条件で動作する場合、ポンプ内の流れの状態は良好で、インペラの非作動面では流れの剥離は見られません。流量が 1.94Qd まで増加すると、羽根車の前縁に大きな圧力勾配が現れ、羽根車の非作用面で局所的な流れの剥離が発生します。一般に、軸流ポンプシステムの内部流れパターンは、発電を逆転させるときに良好であり、これは小型軸流ポンプの発電を逆転させることに関する Qian の研究の結論と一致しています。

ポンプ部のブレード高さの0.99倍（スパン=0.99）の圧力分布と速度ベクトル図。

特別な使用条件下での軸流ポンプシステムの流体力学的特性を調査するために、本論文では軸流ポンプシステム用の高精度フル機能テストベンチを確立しました。 NZHC、RPC、RPGCに基づく大型軸流ポンプシステムモデルのエネルギー特性実験とポンプ内の圧力変動測定を初めて実施した。次に、ANSYS CFX ソフトウェアを使用して連続方程式とレイノルズ平均ナビエ・ストークス方程式を解き、SST k-ω 乱流モデルと組み合わせて、特殊な条件下でのポンプシステムの特性曲線と内部流れ場を取得します。最後に、数値シミュレーション結果を実験結果と比較します。主な結論は次のとおりです。

NZHC の圧力脈動振幅は小さく、羽根車領域の MFA の最大値は常に羽根車入口に現れます。 DCと比較して、H = 0 mでのモニタリングポイントP2、P3、およびP4のMFAは、それぞれ62.99％、63.00％、および66.86％減少しました。インペラ入口での PPV は 67.16% 減少し、インペラ出口での PPV は 8.14% 減少しました。ポンプ内の速度と圧力の分布は均一であり、ポンプ内での流れの衝突、還流、拡散はそれほど深刻ではありません。

RP の圧力変動信号の構成は複雑であり、ブレード周波数の高次高調波成分がより明白です。インペラ領域の最大 MFA は常にインペラの入口に現れます。 DCと比較して、RPCの最適点の下では、監視ポイントP2およびP3のMFAは76.58%および68.33%減少し、監視ポイントP4のMFAは43.84%増加し、インペラ入口のPPVは122.61%増加した。、インペラ出口のPPVは11.37%増加しました。ポンプ内の不安定な流れ現象は明らかです。ブレードの前縁には大きな圧力勾配があり、ブレードの非作動面には広範囲の逆流ゾーンが発生します。

RPGC の圧力脈動波形は規則性と周期性が良く、MFA の最小値は常に羽根車入口に現れます。 DCと比較して、監視ポイントP2、P3、およびP4のMFAは、RPGCの最適点の下で24.16%、77.71%、および139.92%増加し、インペラ入口でのPPVは65.34%増加し、インペラでのPPVは65.34%増加しました。アウトレットは206.40%増加しました。ポンプ内の流れ状態は良好で、羽根車非作動面には明らかな剥離現象は見られません。

ゼロヘッド付近で動作するポンプシステムの圧力脈動は、ポンプシステムの安全で安定した動作に影響を与えません。この結果は、Wang et al.1 が NZHC のもとで傾斜軸流ポンプシステムに関して実施した実地試験から得られた結果とも一致しています。ポンプシステムが逆排気すると、圧力脈動信号の低周波領域および高周波領域に大量の脈動が発生し、ユニットの安全で安定した動作に影響を与える可能性が非常に高くなります。これは、Ma et al.3 が RPC の下で双方向ポンプの流体力学的特性を研究した後に得た結論とは異なります。これは、Ma 氏が対象とするのは双方向動作を想定した軸流ポンプであり、本論文は一方向動作を想定した軸流ポンプであるためです。逆発電における軸流ポンプシステムの圧力変動信号の構成は単純であり、ポンプシステムの安全な動作に与える影響は少ない。これは、Qian et al.11 が示したように、逆発電用に動作する軸流ポンプの優れた油圧効率とより優れた内部流れ状況の結論とも一致します。

現在の研究は主に実験的方法を使用して、ポンプシステムの流体力学的特性、特に特殊な使用条件下での圧力脈動特性を明らかにしています。同時に、特殊な作動条件と設計条件を比較することにより、軸流ポンプシステムの多機能利用の可能性と安全性の安定性を評価します。この研究結果は、特殊な利用条件下で低揚程軸流ポンプ場システムを安全かつ安定的に運転するための重要な参考資料となります。しかし、特殊な条件下におけるポンプ内の圧力脈動をどのように解消または改善するかについては十分に解決されていません。さらなる研究では、特殊な条件下でのポンプシステムの圧力脈動の損傷メカニズムを明らかにするために、CFD 手法に基づいて特殊な条件下でのポンプシステムの物理解析をさらに検討する必要があります。

圧力脈動係数

周波数(s−1)

フーリエ変換後の周波数(s−1)

局所重力加速度 (m/s2)

実験頭(m)

インペラトルク(N・m)

定格回転数(r/min)

回転周波数の倍数

過渡圧力(Pa)

平均圧力(Pa)

モデルポンプシステムの流量(m3/s)

設計されたフロー

時間(秒)

インペラ出口周速度(m/s)

流量密度(kg/m3)

インペラの角速度 (rad/s)

効率（％）

実験効率 (%)

エラー

数値流体力学

シャフト周波数

せん断応力輸送

インペラ回転数

ポンプシステムの設計条件

ほぼゼロのヘッド作動状態

逆ポンプ状態

逆発電条件

主周波数振幅

圧力脈動のPeak-to-Peak値

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江蘇高等教育機関の優先学術プログラム開発 (PAPD) によって資金提供されたプロジェクト。施設の建設と組み立てに対する支援は、江蘇省の流体力学工学研究所によっても提供されました。

この研究活動は、中国国家自然科学財団（助成金番号 51376155）、江蘇省自然科学財団（助成金番号 BK20190914）、中国ポスドク科学財団（助成金番号 2019M661946）、および大学科学財団の支援を受けました。江蘇省の研究プロジェクト (補助金番号 19KJB570002)。

揚州大学水理工学部、揚州市、225009、中国

チャン・シャオウェン＆タン・ファンピン

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XZ は、データのキュレーション、正式な分析、および草案の作成に貢献しました。 FT は、論文の視覚化と執筆、レビュー、編集に貢献しました。すべての著者は原稿の出版版を読み、同意しました。

唐方平への対応。

著者らは競合する利害関係を宣言していません。

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転載と許可

Zhang, X.、Tang, F. 特別な使用条件下での軸流ポンプシステムの流体力学的特性の調査。 Sci Rep 12、5159 (2022)。 https://doi.org/10.1038/s41598-022-09157-1

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受信日: 2021 年 10 月 29 日

受理日: 2022 年 3 月 18 日

公開日: 2022 年 3 月 25 日

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

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ブラジル機械科学工学協会誌 (2023)

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