El efecto de aceleración de la bomba como sistema de turbina durante el período de arranque

Jul 28, 2023

Scientific Reports volumen 13, Número de artículo: 4913 (2023) Citar este artículo

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Con el fin de revelar la influencia de la aceleración de arranque en el proceso de arranque de una bomba como sistema de turbina, este documento lleva a cabo un cálculo numérico del flujo no estacionario viscoso tridimensional de la bomba como sistema de tubería de circulación de turbina bajo tres condiciones de aceleración de arranque, y obtiene el características de flujo externo e interno de cada componente de desbordamiento durante el proceso de arranque, y también analiza en profundidad la pérdida de energía de cada componente en el sistema de tuberías con la ayuda del método de producción de entropía y el método de criterio Q. Los resultados muestran que durante el arranque del sistema, las curvas de caudal y presión estática de salida de la bomba como turbina son histéresis relativas a la velocidad de rotación, la curva de carga es similar a una subida lineal durante el arranque a baja y media velocidad, mientras que muestra un ascenso parabólico durante el arranque rápido, la producción de entropía y la vorticidad en el dominio del impulsor de la bomba como turbina se distribuyen principalmente entre las palas, y la distribución disminuye durante el arranque. Además, la ley de similitud de la bomba no se aplica a la predicción del rendimiento durante el arranque transitorio de la bomba como turbina.

En los últimos años, con la creciente demanda de energía, los países de todo el mundo están prestando cada vez más atención al desarrollo y la utilización de energía secundaria. La inversión de bomba centrífuga para turbina (denominada bomba como turbina) es ampliamente utilizada en la industria petroquímica para la recuperación de energía de presión residual de líquidos residuales de varios dispositivos debido a su estructura simple, bajo precio, fácil instalación y mantenimiento, etc. En operación normal, Las bombas como las turbinas a menudo tienen problemas como operación inestable y zona de eficiencia estrecha. Durante el proceso de puesta en marcha, debido a la operación de velocidad continuamente variable, los parámetros de rendimiento como el caudal, la presión y la potencia cambiarán drásticamente en un período corto, y el flujo interno se encuentra en un estado de flujo transitorio extremadamente inestable, que fácilmente causar grandes pulsaciones de presión y golpes, y luego provocar daños en la bomba como equipo de turbina en sí y su equipo de carga conectado1. Por lo tanto, es necesario realizar un estudio sistemático y profundo de las características transitorias de la bomba como turbina durante el proceso de puesta en marcha.

De la literatura publicada, la mayoría de los estudios se han realizado para condiciones de estado estacionario, de las cuales la condición óptima es una de ellas. Rossi et al.2 predijeron con éxito el rendimiento del punto de condición óptima de la bomba como turbina utilizando un método de red neuronal artificial. Liu et al.3 propusieron un método iterativo basado en el flujo para predecir el punto de condición óptima (BEP) en condiciones de turbina, y los resultados mostraron que el modelo teórico desarrollado para predecir el rendimiento de las condiciones de la bomba y la turbina era confiable y preciso. Štefan et al.4 encontraron que el flujo y la cabeza del punto de operación óptimo (BEP) en condiciones de turbina son más altos que el rendimiento en condiciones de bomba. Miao et al.5 propusieron una bomba como método de diseño de optimización de la superficie radial del impulsor de la turbina, y la eficiencia de la bomba optimizada como turbina se incrementó en un 2,28 % en el punto de servicio óptimo. Wang et al.6 derivaron una ecuación de predicción para el rendimiento del punto de eficiencia de la turbina basada en la eficiencia de la bomba y la turbina con deslizamiento de entrada de la turbina mediante el análisis del triángulo de velocidad de entrada y salida del impulsor y compararon seis bombas como turbina con revoluciones de 9,0–54,8 para simulaciones experimentales y numéricas, y los resultados mostraron que el coeficiente de deslizamiento de la condición de la bomba es mayor que el de la condición de la turbina en el punto de condición de diseño. Frosina et al.7 propusieron un nuevo método para predecir el rendimiento de las bombas centrífugas como turbinas hidráulicas, que resultó tener una alta precisión en comparación con otros métodos. Huang et al.8 propusieron un nuevo método teórico para predecir el caudal y la cabeza de la bomba y la turbina en el punto de funcionamiento óptimo basado en el principio de hacer coincidir las características entre el impulsor y la voluta. En comparación con otros métodos de predicción, se encontró que los resultados de predicción del nuevo método propuesto eran más precisos.

Maleki et al.9 calcularon numéricamente las características de flujo de dos fluidos con diferentes viscosidades dentro de un PAT de una y dos etapas. Los resultados mostraron que un aumento en la viscosidad en un PAT de una sola etapa conduciría a una disminución en la eficiencia y un aumento en la velocidad de flujo del punto óptimo de operación; De manera similar, un aumento en la viscosidad en un PAT de dos etapas redujo la eficiencia del punto óptimo de operación (BEP) en un 12,5 %. Abazariyan et al.10 investigaron el efecto de la viscosidad en el rendimiento de la bomba como turbina y encontraron que la reducción de las pérdidas mecánicas condujo a una mayor eficiencia cuando el efecto de lubricación del flujo dominaba a viscosidades altas y, en consecuencia, propusieron una relación entre la eficiencia calculada y el coeficiente de flujo. y número de Reynolds. Li11 descubrió que la ecuación relacional de conversión de flujo basada en el número de Reynolds es más precisa para predecir el rendimiento del punto de alta eficiencia en el caso de un cambio de viscosidad, pero la precisión de la predicción de altura aún necesita mejoras adicionales. Zhang et al.12 investigaron experimentalmente las características transitorias de una bomba centrífuga que se invierte como una turbina durante un arranque atípico a tres velocidades de rotación de estado estable y tres flujos de estado estable. Se encuentra que hay un fenómeno impactante en la curva ascendente del caudal y la presión estática de salida, y el fenómeno de choque de presión estática de salida muestra una tendencia retrasada con el aumento de la velocidad de funcionamiento estable después del arranque. Li13,14 propuso por primera vez un método para extraer la eficiencia hidráulica, volumétrica y mecánica de las bombas de vórtice. Los resultados muestran que el rendimiento de cavitación de la bomba de vórtice como turbina es pobre, y sus coeficientes de conversión de rendimiento de flujo y cabeza son mucho más altos que los de las bombas centrífugas con la misma velocidad, y la eficiencia del vórtice se vuelve baja a medida que aumenta la viscosidad. o el número de Reynolds del impulsor disminuye. Hu et al.15 estudiaron las características hidráulicas de la bomba como turbina en condiciones de flujo instantáneo. Los resultados muestran que la eficiencia de la bomba como turbina está muy influenciada por las condiciones de flujo instantáneo. A medida que aumenta el caudal, la fuerza hidrodinámica sobre el impulsor, así como la fluctuación de presión en el engranaje helicoidal, primero disminuye y luego aumenta, alcanzando un valor mínimo cercano al caudal de diseño.

En resumen, la investigación actual sobre la bomba como turbina se centra principalmente en la conversión y predicción del rendimiento en condiciones de estado estable, pero aún no se han estudiado las características transitorias del proceso de arranque de la bomba como turbina. En base a esto, este documento establece un sistema de tuberías de circulación que incluye bomba como turbina, bomba de refuerzo, válvula y tanque, etc., y realiza cálculos numéricos en todo el sistema de tuberías de circulación para obtener las características de flujo transitorio de la bomba como turbina, válvula y , tanque y otros componentes. Además, las características de arranque transitorio de cada componente de desbordamiento, especialmente la bomba como turbina, se revelan aún más con la ayuda del método de análisis adimensional, el método de identificación de vórtices y la teoría de producción de entropía.

En este trabajo, el modelo de la bomba de refuerzo es M129-50, cuyos parámetros nominales son: QD = 50 m3/h, HD = 20,54 m y nD = 2900 r/min. El modelo de bomba como turbina es MH90-25, cuyos parámetros nominales son: Qd = 25 m3/h, Hd = 20,9 m, y nd = 2900 r/min. Los diagramas modelo de la bomba de refuerzo y la bomba como turbina se muestran en la Fig. 1a,b respectivamente. El número de paletas de las bombas de ambos modelos es 6, y los parámetros geométricos restantes se muestran en las Tablas 1 y 2, respectivamente.

Modelo tridimensional. (a) Bomba de refuerzo, (b) Bomba como turbina.

El sistema de tuberías de circulación construido en este documento se muestra en la Fig. 2a. El sistema se compone de bomba de refuerzo, bomba como turbina, válvula, circuito de tuberías y depósito. Entre ellos, en el sistema de tuberías de circulación, la válvula solo se usa para ajustar el valor del flujo en el sistema de tuberías, por lo que se simplificará su dibujo. La geometría general del sistema de tuberías de circulación se muestra en la Fig. 2b, el diámetro de la tubería de salida del tanque es de 76 mm; el diámetro de entrada de la bomba de refuerzo es de 76 mm y el diámetro de salida es de 65 mm; el diámetro de entrada de la bomba como turbina es de 50 mm y el diámetro de salida es de 65 mm porque los diámetros de las tuberías de importación y exportación entre la bomba y la turbina no coinciden, por lo que la tubería 2 se configura como tubería de difusión a la salida del impulsor bomba. Además, el tamaño del tanque de agua es de 300 × 150 × 300 mm, en el que hay un deflector en el medio del tanque, y su tamaño es de 25 × 150 × 200 mm. Para acercar los resultados de la simulación a la situación real del tanque, la presión del aire en la superficie superior del dominio fluido del tanque de agua se aplica a 1 atm en la simulación CFD. A una velocidad constante, la apertura de la válvula se ajusta para cambiar la pérdida hidráulica local y, por lo tanto, la capacidad de desbordamiento, es decir, la apertura de la válvula se puede ajustar para obtener el caudal y la resistencia del sistema estables correspondientes.

Dominio global de fluidos del sistema de bomba y turbina. (a) Dominio fluido general, (b) Dibujo dimensional general.

La investigación en este artículo trata sobre el efecto de la bomba como aceleración de arranque de turbina en el rendimiento de arranque. Para excluir la influencia de los valores de caudal en el dominio del fluido sobre la bomba cuando arranca la turbina, la apertura de la válvula se establece en una constante de 0,5. El valor de flujo estacionario de funcionamiento normal en todo el dominio de fluidos en este momento es de aproximadamente 23,58 m3/h. La situación específica de apertura de la válvula se muestra en la Fig. 3.

Diagrama de apertura de válvulas.

ICEM CFD 19.2 se utiliza para mallar el dominio fluido general, y las mallas de la bomba de refuerzo, la bomba como turbina y la válvula se muestran en la Fig. 4. Para excluir la influencia del número de rejillas en el cálculo resultados, el cálculo de la independencia de la red se realizó por separado. El efecto del número de cuadrículas en la precisión del cálculo se muestra en la Fig. 5. Después de la verificación de la correlación de la cuadrícula, se encuentra que cuando el cambio de altura calculada es inferior al 2 %, se considera que se alcanza el requisito de irrelevancia de la cuadrícula. . El número de malla final de todo el sistema de tuberías de circulación es de 7,84 millones después del cálculo, entre los cuales la bomba de refuerzo y la bomba como turbina utilizan una malla no estructural tetraédrica, los números son 1,28 millones y 1,35 millones respectivamente, y la válvula, el tanque y la tubería Las partes del sistema usan malla estructural hexaédrica, los números de malla son 290,000, 3.2 millones y 1.72 millones respectivamente. Esta cantidad de cuadrícula aún es ligeramente insuficiente para simular el flujo microfino dentro de la capa límite, pero es suficiente para predecir las características externas y capturar la estructura de macroflujo del campo de flujo interno. A través de la inspección de calidad de la red, se encontró que la calidad de la red cumplía con los requisitos.

Diagrama de cuadrícula parcial. (a) Bomba de refuerzo, (b) Bomba como turbina, (c) Válvula.

Independencia del número de cuadrícula.

En la actualidad, para el cálculo fluidodinámico computacional de una bomba o una bomba como turbina durante la fase de arranque o parada, el dominio computacional es generalmente una sola bomba o una bomba como turbina, y luego el cálculo numérico se realiza mediante un dadas las condiciones de contorno de entrada y salida. Aunque el cálculo numérico de una sola bomba o bomba como turbina requiere una pequeña cantidad de cálculo, en el cálculo no constante debido a que el valor del flujo en la entrada cambia con el tiempo, y la relación entre el valor del flujo y el tiempo debe obtenerse en avanzar a través de experimentos de rendimiento. Además del método anterior, la bomba, la bomba como turbina, las tuberías, las válvulas, los tanques y otros dominios de fluidos se pueden resolver juntos, aunque el método es más computacional, pero no requiere experimentos previos para obtener la correspondencia entre el caudal real y el cambio de tiempo.

El proceso de trabajo básico o el proceso de cálculo del sistema de tuberías de circulación en este documento es el siguiente: después de encender la bomba de refuerzo, los parámetros como la presión y el caudal en el dominio del fluido comienzan a aumentar, y después de que la velocidad de la bomba de refuerzo alcanza estabilidad, la bomba arranca como una turbina con diferentes velocidades de arranque, y el grado de apertura de la válvula siempre se mantiene constante durante todo el proceso de arranque, que es 0,5. Para realizar el cálculo numérico de las diferentes velocidades de arranque de la bomba como turbina, este documento escribe Para realizar el cálculo numérico de las diferentes velocidades de arranque de la bomba como turbina, este documento implementa la carga de diferentes aceleraciones de arranque escribiendo usuario -funciones definidas.

El modelo de turbulencia utilizado en esta simulación numérica es el modelo RNG k-ε, que se obtiene mejorando el modelo Standard k-ε7,16,17,18. En comparación con el modelo k-ε estándar, el modelo RNG k-ε introduce la tasa de deformación promedio en el tiempo principal en el modelo RNG k-ε para aumentar el efecto de la tasa de deformación media. el modelo RNG k-ε tiene en cuenta las condiciones de flujo rotacional y ciclónico en el flujo medio, que puede manejar mejor el flujo con una alta tasa de deformación y un alto grado de curvatura del flujo. Su forma es la siguiente:

donde \(\overline{{S_{ij} }} = \frac{1}{2}\left( {\frac{{\parcial \overline{u}_{i} }}{{\parcial x_{j } }} + \frac{{\parcial \overline{u}_{j} }}{{\parcial x_{i} }}} \right)\), \(\mu_{eff} = \mu + \ mu_{t}\), \(\mu_{t} = C_{\mu } \frac{{k^{2} }}{\varepsilon },\) u es la velocidad (m·s−1), ρ es la densidad (kg·m−3), k es la energía turbulenta (m2·s−2), μeff es el coeficiente de viscosidad efectiva (kg·m−1·s), \(\overline{{S_{ij } }}\) son el tensor de velocidad de deformación y R es el término fuente adicional en la ecuación ε, que representa el efecto de la velocidad de deformación media ε. Las expresiones son:

Los parámetros del modelo en la ecuación anterior son Cμ = 0,0845, C1ε = 1,42, C2ε = 1,68, αk = 1,0, αε = 0,769, β = 0,012, η0 = 4,38.

Teniendo en cuenta la razón viciosa, la condición de contorno sin deslizamiento se usa en la pared, y el acoplamiento de velocidad y presión se realiza mediante el algoritmo SIMPLEC. El factor de relajación insuficiente predeterminado se utiliza para todas las variables en el cálculo iterativo, el paso de tiempo se establece en 0,001 s y el tiempo total de inicio es de 1,5 s. El número máximo de iteraciones se establece en 200 en cada paso de tiempo para garantizar la convergencia absoluta en cada paso de tiempo, y el residual de convergencia se establece en 0,001.

Para verificar la confiabilidad del método de cálculo numérico en este documento, las características externas de la bomba como modelo de turbina (MH90-25) en condiciones de bomba primero se predijeron numéricamente y se compararon con los resultados experimentales, como se muestra en la Fig. 6 Para mejorar la precisión de la predicción, las pérdidas mecánicas y volumétricas se consideran en la predicción numérica de las características externas bajo la condición de funcionamiento de la bomba.

Comparación de características externas. (a) Cabeza, (b) Potencia del eje, (c) Eficiencia.

Altura real de la bomba

donde \(\overline{p}_{out} ,\;\overline{p}_{in}\) son la presión total promedio en la salida de la voluta de la bomba y en la entrada de la bomba, respectivamente. Al considerar la gravedad, Δh es la distancia vertical desde el plano de salida de la bomba hasta el eje central de la tubería de entrada, y g es la aceleración de la gravedad.

Eficiencia hidráulica

donde Q es el caudal, M es el par impulsor y ω es la velocidad angular.

Eficiencia volumétrica19

Velocidad específica

Cada parámetro de la fórmula se toma del valor nominal de las condiciones de trabajo.

Eficiencia total

donde Pe es la potencia efectiva de salida, \(P_{{\text{e}}} = \rho gQH\); ΔPd es la pérdida por fricción del disco, calculada según la siguiente fórmula:

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

Potencia en el eje

A un caudal volumétrico nominal de 25 m3/h, la altura de prueba, la eficiencia y la potencia en el eje son 21,71 m, 67,50 % y 2,11 kW, respectivamente, y la altura, la eficiencia y la potencia en el eje pronosticadas numéricamente son 20,95 m, 74,23 % y 1,99 kW, respectivamente, por lo que los errores relativos son 3,5 %, 9,1 % y 5,7 %, respectivamente, y cada error relativo es inferior al 10 %, y todas las desviaciones están dentro de lo razonable. En todo el rango de caudal volumétrico, la altura predicha es ligeramente superior al valor de prueba, pero la diferencia disminuye a medida que aumenta el caudal volumétrico y alcanza el valor mínimo cercano al caudal volumétrico nominal, después de lo cual la diferencia vuelve a aumentar ligeramente. En el rango de flujo de volumen más pequeño, la potencia pronosticada es mayor que el valor de prueba, pero la diferencia disminuye rápidamente con el flujo de volumen creciente y converge a 17 m3/h, después de lo cual el valor de prueba se comporta ligeramente más alto que el valor pronosticado. En todo el rango de caudal volumétrico, la eficiencia predicha es ligeramente superior al valor de la prueba y, aunque la diferencia aumenta con el valor del caudal volumétrico, el valor de error relativo sigue estando dentro de un rango razonable. Por lo tanto, considerando las pérdidas mecánicas y volumétricas, la precisión de predicción de las características externas es alta, lo que asegura la confiabilidad y precisión del modelo matemático y el método de cálculo numérico.

Para estudiar la influencia de la aceleración de arranque en el proceso de arranque de la bomba como turbina, en este trabajo se definen diferentes condiciones de arranque de la bomba como turbina, con tiempos de aceleración de 0,1 s, 0,6 s y 1,1 s, que se definen como arranque rápido, medio y lento, respectivamente, en los que las aceleraciones correspondientes son 241,67 r·s−2, 40,283 r·s−2 y 21,969 r·s−2, respectivamente. Para excluir el efecto de la velocidad de estabilización, la velocidad de estabilización se mantuvo en el mismo valor después de la finalización del arranque para las tres condiciones de aceleración. Los procesos de aceleración para los casos de arranque rápido, medio y lento se muestran mediante las siguientes ecuaciones, respectivamente:

donde n es la velocidad de rotación en un momento dado, r/min. t es el tiempo de cálculo del proceso, s.

A continuación se describe el proceso específico de puesta en marcha de la bomba como sistema de tuberías de circulación de la turbina: la velocidad de la bomba de refuerzo se mantiene siempre a 2900 r/min de funcionamiento; antes de 0,30 s, la bomba como turbina aún no ha arrancado y permanece estacionaria, es decir, antes de 0,30 s, todo el sistema de circulación está en estado de flujo constante; a partir de los 0,30 s, la bomba como turbina comienza a funcionar, es decir, la velocidad sigue aumentando hasta un valor estable. En el proceso de aumento de la velocidad de la bomba como turbina, la velocidad del impulsor se acelera linealmente con tres aceleraciones respectivamente. El tiempo necesario para que la velocidad alcance un valor estable es de 0,10 s, 0,60 s y 1,10 s respectivamente, es decir, el proceso de arranque se completa a los 0,40 s, 0,90 s y 1,40 s, que se definen como rápido, medio y lento puesta en marcha respectivamente.

En todo el proceso de arranque, la apertura de la válvula se mantiene en 0,5, pero debido a la diferente aceleración de arranque de la bomba como turbina en diferentes condiciones de arranque, lo que a su vez conduce a diferentes resistencias de flujo y pérdidas hidráulicas en el proceso de puesta en marcha, dando lugar a pequeñas diferencias en la evolución de la curva de flujo ascendente durante todo el proceso de puesta en marcha. La Figura 7 muestra las curvas de flujo instantáneo de la bomba como turbina en el sistema de tuberías de circulación bajo tres aceleraciones de arranque diferentes. Una vez completada la puesta en marcha, los valores de caudal estable bajo las tres aceleraciones de puesta en marcha diferentes son 23,806 m3/h, 23,807 m3/h y 23,665 m3/h, respectivamente. La aceleración de arranque tiene un efecto muy pequeño en el flujo estable final y la pequeña diferencia se debe al error de cálculo numérico. En el proceso de cálculo, las tres curvas de flujo generalmente muestran características evolutivas similares, todas las cuales se caracterizan por un rápido aumento a un gran valor, luego un lento declive y luego un lento aumento a un flujo estable, es decir, el fenómeno de flujo choque prevalece en el proceso de cálculo del sistema. antes de 0,3 s, dado que solo la bomba de refuerzo está funcionando en todo el sistema, los cambios de flujo bajo las tres aceleraciones iniciales de rápido, medio y lento son básicamente los mismos, todos los cuales alcanzan el flujo máximo en el valor de flujo máximo de 23.798 m3 /h se alcanzó a los 0,137 s, después de lo cual el caudal disminuyó lentamente. A los 0,3 s, la turbina comienza a girar, y el caudal instantáneo en la turbina alcanza un valor mínimo de 22.440 m3/h para las aceleraciones de arranque rápido, medio y lento, después de lo cual las tres curvas de caudal ascienden a diferentes velocidades debido a la diferentes aceleraciones de arranque. Las tres curvas de caudal alcanzaron el valor estable a los 0,655 s, 1,037 s y 1,446 s respectivamente, mientras que la velocidad de la turbina alcanzó el valor estable a los 0,4 s, 0,9 s y 1,4 s respectivamente.

Características de aumento instantáneo del caudal.

Se puede ver que hay un cierto retraso entre el momento en que el caudal alcanza el valor estable y el momento en que la velocidad alcanza el valor estable, es decir, el aumento del caudal se retrasa con respecto a la velocidad.

Las curvas de evolución instantánea de la cabeza de la bomba como turbina bajo diferentes aceleraciones de arranque se muestran en la Fig. 8. Es obvio encontrar que la tendencia general del cambio de cabeza bajo diferentes aceleraciones de arranque permanece igual durante el cálculo, todas las cuales son de rápido crecimiento. , luego disminuye lentamente y luego aumenta a un valor estable. Antes de los 0,3 s, debido a que la bomba como turbina no opera en las tres condiciones de operación, su curva de cabeza sube de la misma manera, subiendo todas rápidamente primero, alcanzando un valor máximo local de 9,86 m a los 0,136 s. Después de alcanzar un punto máximo local, fluctúa y alcanza un valor mínimo local de 9,02 ma 0,3 s. Después del tiempo de cálculo de 0,3 s, la bomba como turbina comienza a funcionar con tres aceleraciones de arranque diferentes. Después del tiempo de cálculo de 0,3 s, la bomba como turbina comienza a funcionar con tres aceleraciones de arranque diferentes, y hay algunas diferencias en las curvas de elevación del cabezal bajo diferentes condiciones de arranque. La rotación de la bomba como impulsor de la turbina genera cierta pérdida de presión, y la pérdida aumenta gradualmente a medida que aumenta la velocidad de la turbina de la bomba, por lo que la cabeza aumenta significativamente durante el proceso de arranque de la turbina de la bomba. En el proceso de arranque lento, la curva de cabeza de la turbina muestra una tendencia de crecimiento lineal y está altamente correlacionada con la ley de crecimiento de la velocidad; en el proceso de inicio de velocidad media, la curva de cabeza también tiene una gran similitud con la ley de crecimiento de velocidad, mostrando una tendencia de crecimiento lineal similar. A diferencia de la salida a baja y media velocidad, la curva de cabeza durante la salida rápida muestra una subida parabólica; al comienzo del arranque, la cabeza instantánea primero disminuye rápidamente, luego aumenta rápidamente y finalmente aumenta lentamente hasta un valor estable. A los 0,309 s, la altura instantánea de la bomba como turbina alcanza un valor mínimo local de 8,282 m, que es 0,741 m menor que la altura a los 0,3 s. Después de eso, la curva de cabeza comienza a subir rápidamente, ya los 0,417 s, la cabeza instantánea de la bomba como turbina es de 11,782 m, y a los 0,6 s, la cabeza instantánea de la bomba como turbina es de 12,044 m. Se puede ver que en el inicio rápido. Se puede observar que bajo la condición de arranque rápido, la evolución de la curva de cabeza instantánea de la bomba para turbina y la ley de crecimiento de la velocidad son diferentes, y no muestran una ley de crecimiento lineal.

Características de elevación instantánea de la cabeza.

En resumen, la evolución de la curva de carga de la bomba como turbina se mantiene muy consistente en los tres casos de cálculo antes de que arranque la turbina; después de que la bomba como turbina arranca, la curva de cabeza y la curva de velocidad crecen de manera similar en el proceso de arranque de velocidad lenta y media, mostrando ambos una tendencia de crecimiento lineal similar; en el proceso de arranque rápido, la curva de cabeza muestra un crecimiento parabólico y hay una caída repentina de la cabeza al comienzo del arranque de la turbina. Durante el arranque rápido, la curva de cabeza muestra un crecimiento parabólico y hay una caída repentina en la cabeza al comienzo del arranque de la turbina.

Las curvas de potencia instantánea en el eje de la bomba como turbina bajo diferentes condiciones de aceleración inicial se muestran en la Fig. 9. Los valores medios de la potencia constante en el eje al final de las tres aceleraciones diferentes de arranque son 1,698 kW, 1,698 kW y 1,698 kW. , respectivamente. se puede observar que a pesar de las diferentes aceleraciones de arranque, los valores de potencia constante en el eje son los mismos ya que se alcanza la misma velocidad constante al final del arranque. Durante el proceso de arranque, la curva de potencia del eje generalmente muestra un aumento lineal y comienza a mostrar fluctuaciones periódicas después de alcanzar el valor estable. A los 0,4 s del proceso de cálculo, la bomba de arranque rápido como turbina alcanza un valor estable de 1,689 kW; a los 0,9 s del proceso de cálculo, la bomba de arranque de velocidad media como turbina alcanza un valor estable de 1,694 kW; a los 1,4 s del proceso de cálculo, la bomba de arranque lento como turbina alcanza un valor estable de 1,697 kW. Se puede encontrar que la velocidad del impulsor de la bomba como turbina alcanza el valor estable a los 0,4 s, 0,9 s y 1,4 s para aceleraciones de arranque rápido, medio y lento, respectivamente, mientras que la potencia instantánea del eje de la bomba como turbina alcanza el valor estable a al mismo tiempo que el anterior.

Características de aumento instantáneo de potencia en el eje.

En las condiciones de arranque rápido, medio y lento, las curvas de presión estática instantánea en la bomba como entrada y salida de la turbina se muestran en la Fig. 10. La Figura 10a muestra la presión estática instantánea en la entrada de la turbina. Se puede encontrar que las curvas de presión estática instantánea en la bomba como entrada de la turbina bajo diferentes aceleraciones de arranque básicamente se superponen, lo que se debe a que la presión en la entrada de la turbina está determinada por la presión en la salida de la bomba de refuerzo, por lo que el efecto de la la rotación de la bomba como impulsor de turbina en su presión de entrada es casi inexistente. Al comienzo del proceso de cálculo, la presión en la entrada de la bomba como turbina mostró una tendencia general de fluctuar primero hacia arriba y hacia abajo, luego aumentando rápidamente y finalmente cayendo lentamente hasta un valor estable. La presión en la bomba a la entrada de la turbina fluctúa bruscamente hasta los 0,03 s, luego alcanza un valor extremo local de 237,861 kPa a los 0,209 s y finalmente alcanza un valor estable de 233,259 kPa a los 0,31 s. Se puede observar que la bomba como presión de entrada a la turbina no está relacionada con la velocidad de rotación de su impulsor, y existe un ligero fenómeno de choque de presión durante el proceso de arranque.

Características de aumento instantáneo de la presión estática. (a) Presión estática de entrada, (b) Presión estática de salida.

La Figura 10b muestra las curvas de presión estática instantánea a la salida de la bomba como turbina, a diferencia de la presión estática de entrada, la presión estática de salida muestra una tendencia relativamente compleja, y las tres curvas muestran una tendencia de primero caer y luego subir a un valor estable . En el proceso de cálculo de 0,017 s, 0,092 s y 0,167 s, hay puntos de valor extremo obvios, el valor de 146,646 kPa, 101,581 kPa y 41,926 kPa respectivamente. 0,3 s después del proceso de cálculo, la turbina de la bomba comienza a arrancar y la velocidad del impulsor aumenta continuamente. Debido a las diferentes aceleraciones de arranque de la bomba como impulsor de turbina, las tres curvas de presión estática de salida muestran diferentes características ascendentes. En el proceso de arranque rápido, la bomba como presión estática de salida de la turbina alcanzó un valor estable de 52,983 kPa a los 0,524 s. Antes de eso, la bomba como presión estática de salida de la turbina mostraba una tendencia ascendente fluctuante; el tiempo requerido para que la presión estática de salida aumente hasta el valor estable mostró una ligera tendencia a extenderse en comparación con la velocidad creciente del impulsor de la bomba como turbina. Durante el arranque a media velocidad, la bomba como presión estática de salida de la turbina alcanza un valor estable de 53,321 kPa a los 0,979 s. Durante el arranque a baja velocidad, la bomba como presión estática de salida de la turbina alcanza un valor estable de 55.391 kPa a los 1.444 s. Así, se puede observar que el tiempo requerido para que la bomba como presión estática de salida de la turbina alcance un valor estable tiene una ligera histéresis respecto a la curva de velocidad; y con el aumento de la aceleración de arranque, la presión estática de salida también tiene una ligera histéresis. La presión estática estabilizada de salida también disminuye ligeramente con el aumento de la aceleración inicial.

La energía cinética turbulenta es una medida del desarrollo o disipación de la turbulencia, y su tamaño y la falta de homogeneidad de la distribución reflejan el rango de difusión de pulsaciones y el tamaño de las pérdidas por disipación viscosa, cuanto mayor es la energía cinética turbulenta, más activo es el tamaño pequeño. estructura de flujo en el flujo turbulento. La figura 11 muestra la distribución de energía cinética turbulenta de la sección transversal del impulsor turbulento en diferentes momentos de arranque de la bomba para impulsor de turbina durante el arranque a velocidad media. Durante todo el proceso de cálculo, la energía cinética turbulenta en el rodete del impulsor muestra una tendencia de primero aumentar y luego disminuir antes de estabilizarse. La energía cinética turbulenta es máxima a los 0,3 sy mínima a los 0,9 s. Esto se debe a que en el proceso de cálculo, la bomba como impulsor de la turbina está estacionaria antes de 0,3 s, cuando la salida de fluido de la bomba impulsora impactó directamente en la paleta estacionaria, lo que provocó una gran pérdida de flujo; después de 0,3 s, la bomba como impulsor de la turbina comenzó a girar, cuando el impacto en la paleta comenzó a reducirse gradualmente, es decir, la energía cinética turbulenta disminuyó; después de 0,9 s, la bomba como impulsor de turbina mantuvo una rotación uniforme, cuando la energía cinética turbulenta no cambió significativamente. Es obvio encontrar que, en el tiempo de cálculo de 0,3 s, el área de distribución de energía cinética turbulenta en el canal de flujo de la bomba como impulsor de la turbina es muy grande. La mayor distribución de energía cinética turbulenta entre dos álabes es más obvia, entre que la distribución de energía cinética turbulenta cerca de la ubicación de la sección VII del caparazón del gusano es la más intensa, y su valor máximo puede alcanzar los 2,6 m2/s2. Después del tiempo de cálculo de 0,9 s, el valor de la energía cinética turbulenta en el rodete impulsor es pequeño y la distribución también es muy baja, y el valor de la energía cinética turbulenta en todo el rodete impulsor se reduce a aproximadamente 0,6 m2/s2, y el valor turbulento la energía cinética se concentra principalmente cerca de la punta de la pala y la salida del impulsor en este momento. En resumen, la distribución de energía cinética turbulenta en el rodete del impulsor de la bomba como turbina disminuye con el aumento de la velocidad del impulsor de la bomba como turbina durante el proceso de puesta en marcha de la bomba como turbina, y la distribución de energía cinética turbulenta en el rodete del impulsor se vuelve más uniforme una vez completada la aceleración.

Distribución de energía cinética turbulenta de la sección del rodete del impulsor durante el arranque a velocidad media (m2/s2).

La figura 12 muestra la distribución de presiones y la evolución espacial y temporal de la línea de flujo del tubo de escape a la salida de la bomba como turbina en diferentes momentos durante el arranque a media velocidad. Como se puede ver en la figura, todo el proceso de cálculo de la bomba como canal de flujo de salida de la turbina, la distribución de presión muestra las características de alta en ambos lados y baja en el medio, especialmente en el diámetro del tubo de escape es más grande, la presión máxima y la diferencia de presión mínima en este lugar hasta 120 kPa; en el extremo posterior de la ubicación del tubo de escape, la diferencia de presión entre los dos extremos de la tubería y el medio se reduce aún más. En la distribución del flujo, aunque el canal de flujo de salida es relativamente simple, existen múltiples vórtices en la sección transversal del canal de flujo de salida; en el proceso de cálculo de 0,15 s hay dos áreas de vórtice distribuidas en el medio de la posición longitudinal del canal de flujo de salida, de las cuales la presión central del vórtice izquierdo es de aproximadamente 30 kPa, mientras que la presión central del vórtice derecho es relativamente grande alrededor de 50 kPa. Con el aumento de la velocidad de rotación del impulsor, la posición del vórtice se desplaza continuamente hacia la derecha; con el aumento de la velocidad de rotación del impulsor, el valor de presión general de la posición del centro del vórtice muestra una tendencia gradualmente creciente, pero en 0,75 s el valor de presión de la posición del centro del vórtice es muy pequeño, de izquierda a derecha dos valores de presión del centro del vórtice es de unos 25 kPa y 30 kPa; en cualquier momento, el valor de presión de la posición del centro del vórtice de izquierda a derecha aumenta gradualmente. En la estabilidad de rotación del impulsor, el número de áreas de vórtice nuevamente se redujo a dos. La razón de los cambios anteriores es que la bomba como impulsor de turbina en el proceso de aceleración del arranque, la velocidad aumenta y el flujo a través de la bomba como turbina aumenta. Cuando el caudal de paso es pequeño, el fenómeno de separación del flujo en el tubo de escape es grave, la capacidad de inhibición de la corriente principal para la separación de la capa límite es insuficiente y el área del vórtice es amplia y tiene muchas áreas; cuando aumenta la tasa de flujo de paso, se suprime el fenómeno de separación de flujo en el tubo de escape, se mejora obviamente la capacidad de inhibición de la corriente principal para la separación de la capa límite y se comprime el rango del área de vórtice.

Diagrama lineal de presión-flujo de la bomba como tubo de escape de la turbina durante el arranque a velocidad media (kPa).

Debido a la interferencia dinámica y estática entre el impulsor rotatorio y la voluta estacionaria en la bomba como turbina, así como el efecto combinado de la estructura rotatoria de parada y estela, el campo de flujo interno se vuelve extremadamente complejo y no mostrará constantes. características del flujo perturbador. Este flujo perturbado causará una pulsación de presión periódica en el campo de flujo, y el fluido transferirá la pulsación de presión al impulsor y la voluta, lo que provocará la vibración y el ruido de la bomba como turbina. Por lo tanto, el análisis de la pulsación de presión puede mostrar efectivamente la intensidad de la turbulencia del fluido. Con base en esto, se configuran una serie de puntos de monitoreo en la carcasa de voluta de la bomba como turbina para monitorear la pulsación de la presión interna, como se muestra en la Fig. 13. Además, en este trabajo, el coeficiente de presión se usa para adimensionalizar la presión transitoria, y la fórmula de cálculo es:

donde U2 es la velocidad circunferencial de la bomba como entrada del impulsor de la turbina (salida del impulsor de la bomba), m/s; p es la presión estática transitoria, Pa; \(\overline{p}\) es la presión estática promedio, Pa; ρ es a través del medio, es decir, la densidad del agua, kg/m3.

Punto de control de pulsaciones de presión (bomba como turbina).

En la Fig. 14 se muestran los diagramas de dominio de tiempo de diferentes puntos de monitoreo en el caparazón del gusano al final del proceso de inicio bajo diferentes condiciones de inicio. Como se puede ver en la figura, en el inicio rápido, los coeficientes de presión promedio en cada monitoreo punto son 0.134, 0.035, 0.023, 0.053, 0.062, 0.012, 0.010 y 0.049; en el arranque medio, los coeficientes de presión medios son 0,125, 0,021, 0,008, 0,039, 0,054, 0,0004, − 0,004 y 0,034; en el comienzo lento, los coeficientes de presión promedio fueron 0.131, 0.024, 0.002, 0.042, 0.061, − 0.001, − 0.007 y 0.029. Es obvio que el coeficiente de presión en el punto de monitoreo 1 cerca de la lengüeta de la voluta es el mayor; los coeficientes de presión en los puntos de control P3, P6 y P7 son relativamente pequeños, es decir, los coeficientes de presión cerca de las secciones III, VI y VII son pequeños; en el arranque medio y lento, el coeficiente de presión en el punto de control P7 cerca de la sección VI de la voluta es negativo.

Diagramas de dominio de frecuencia de diferentes posiciones de monitoreo en la voluta. (a) Rápido, (b) Medio, (c) Lento.

Al mismo tiempo, para la pulsación de presión instantánea, la magnitud de su pulsación puede reflejar el grado de desorden del flujo de fluido y la pérdida hidráulica en la ubicación observada hasta cierto punto, y la magnitud de la fluctuación de presión instantánea se usa para caracterizar mejor el flujo de fluido y pérdida hidráulica20. La magnitud de la fluctuación se define como:

Las fluctuaciones de presión en diferentes puntos de monitoreo en la voluta al final del proceso de arranque se muestran en la Tabla 3. En diferentes situaciones de arranque, debido a la rotación del impulsor, la presión instantánea en los puntos de monitoreo de presión de P1 a P8 muestra un cambio brusco de fluctuación. Para el mismo punto de monitoreo, su amplitud de fluctuación de presión disminuye con el aumento de la bomba como aceleración de arranque del impulsor de la turbina, y la amplitud de fluctuación de presión es mayor en el arranque lento; para la misma situación de aceleración inicial, la amplitud de fluctuación de presión es mayor en el punto de monitoreo cerca de la sección VIII, y la amplitud de fluctuación es menor en el punto de monitoreo cerca de la voluta.

En la actualidad, en el análisis del dominio de la frecuencia, la transformada rápida de Fourier se utiliza principalmente para obtener las características de frecuencia global. La expresión entre la velocidad nmax y la frecuencia del eje fz de la bomba como turbina durante el proceso de arranque se muestra en la Ec. (15). La Figura 15 muestra el dominio de frecuencia de la pulsación de presión en diferentes puntos de monitoreo en el canal de la voluta al final del proceso de arranque para diferentes escenarios de aceleración de arranque. Se puede ver que bajo diferentes escenarios de aceleración de arranque, los valores más grandes del espectro de pulsaciones de presión en el canal de la voluta se concentran principalmente en la región de frecuencia baja a media dentro de los 300 Hz. La frecuencia principal real de cada punto de monitoreo es 145,32, 144,75 y 148,51 Hz para los escenarios de aceleración de arranque rápido, medio y lento, y la frecuencia del impulsor es 6fz porque el número de impulsores de la bomba como turbina es 6. La diferencia entre la frecuencia principal teórica y la frecuencia principal real no son significativas. En el caso de inicio rápido, las frecuencias principales máximas de los ocho puntos de control son 0,023, 0,041, 0,017, 0,052, 0,048, 0,042, 0,043, 0,071; en el caso de inicio de velocidad media, las frecuencias principales máximas son 0,029, 0,051, 0,019, 0,061, 0,058, 0,051, 0,050, 0,086; en el caso de inicio lento, las frecuencias principales máximas son 0,029, 0,051, 0,019, 0,061, 0,058, 0,051, 0,050, 0,086. 0,086; en el caso de inicio lento, 0,029, 0,043, 0,016, 0,056, 0,053, 0,039, 0,041, 0,075. Se puede encontrar que la amplitud es la más pequeña en la sección II y la más grande en la sección VIII.

donde nmax es el arranque de la bomba como turbina después del final de la velocidad de operación estable, r/min.

Diagrama de dominio de frecuencia de diferentes posiciones de monitoreo en el caparazón del gusano. (a) Rápido, (b) Medio, (c) Lento.

El proceso de puesta en marcha atípico se describe en términos de caudal volumétrico adimensional, cabeza adimensional y potencia de eje adimensional a lo largo del tiempo21. Los tres se definen como:

donde u2(t) es la velocidad circunferencial instantánea a la salida del impulsor y su expresión es \(u_{2} (t) = \pi D_{2} n(t)/60\).

La Figura 16 muestra que las tendencias de los coeficientes de flujo adimensionales durante el arranque de la bomba como turbina son generalmente similares para diferentes aceleraciones de arranque. Durante el proceso de puesta en marcha, todos los coeficientes de flujo adimensionales eran extremadamente grandes a 0,3 s, y la evolución de las curvas de los coeficientes de flujo se caracterizó por una rápida disminución desde el valor extremadamente grande primero, seguida de una lenta disminución hasta el valor estable final. . Sin embargo, el tiempo para pasar del valor muy grande al valor estable es diferente para diferentes aceleraciones de arranque. Durante el inicio rápido, moderado y lento, los coeficientes de flujo adimensional alcanzan valores estables a 0,4 s, 0,9 s y 1,4 s, respectivamente, y sus correspondientes valores estables son 0,1555, 0,1575 y 0,1586, respectivamente. Por lo tanto, se puede ver que la aceleración inicial tiene poco efecto sobre los coeficientes de flujo adimensionales, y el tiempo para alcanzar los valores estables es muy consistente con el final del inicio.

Coeficiente de flujo adimensional.

La Figura 17 muestra la variación del coeficiente de carga adimensional durante el arranque de la bomba como turbina. En comparación con el coeficiente de flujo adimensional, ambos tienen la misma tendencia de disminución rápida desde el punto extremo y luego disminuyen lentamente hasta el valor estable. Pero en términos de valores, el sistema de cabeza estable es mucho más grande, con una diferencia de casi 15 veces entre los dos valores estables. Del diagrama general, la bomba como turbina comienza a operar a los 0,3 s desde el momento del cálculo, y su cabeza adimensional también comienza a disminuir desde el valor máximo a los 0,3 s desde el momento del cálculo. Del gráfico local, el coeficiente de cabeza adimensional alcanza su valor estable en 0.486 s, 0.900 s y 1.400 s, y sus valores estables son 2.3834, 2.3496 y 2.3824, respectivamente. se puede ver que el tiempo para alcanzar el valor estable del coeficiente de cabeza adimensional durante el proceso de arranque también está relacionado con el tiempo de aceleración de la bomba como turbina, y hay un ligero retraso en el arranque rápido.

Coeficiente de cabeza adimensional. (a) Diagrama general, (b) Diagrama local.

La figura 18 muestra la variación del coeficiente de potencia adimensional durante el arranque de la bomba como turbina. De acuerdo con el patrón de variación de los coeficientes adimensionales de flujo y cabeza, aún disminuye rápidamente desde el punto extremo y luego disminuye lentamente hasta un valor estable. La bomba como turbina inicia su operación desde 0.3 s en el tiempo de cálculo, y el coeficiente de carga adimensional alcanza el valor estable a los 0.4 s, 0.9 s y 1.4 s en el tiempo de cálculo, y sus valores estables son 0.0963, 0.0962 y 0.0971, respectivamente. se puede observar que el tiempo que tarda el coeficiente de potencia adimensional en alcanzar el valor estable durante el proceso de arranque también está relacionado con la velocidad de arranque de la bomba como turbina.

Coeficiente de potencia adimensional. (a) Diagrama general, (b) Diagrama parcial.

La región de separación dentro de la bomba como turbina se analiza en profundidad con la ayuda del método de identificación de vórtices. A partir de la característica tensorial de segundo orden, la ecuación característica del tensor de gradiente de velocidad local \(\nabla V\) del flujo incompresible de la bomba centrífuga se puede escribir como:

Si λ1, λ2, λ3 son sus 3 raíces, existen 3 invariantes independientes entre ellas:

donde \(E_{ij} = \frac{1}{2}\left( {\nabla_{i} V_{j} + \nabla_{j} V_{i} } \right)\) es el tensor de velocidad de deformación y \(\Omega_{ij} = \frac{1}{2}\left( {\nabla_{i} V_{j} - \nabla_{j} V_{i} } \right)\) el tensor de vórtice \ (\left\| E \right\|^{2} = \sum\nolimits_{i,j = 1}^{3} {E_{ij}^{2} } ;\quad \left\| \Omega \ derecha\|^{2} = \sum\nolimits_{i,j = 1}^{3} {\Omega_{ij}^{2} }\).

En este artículo, la región del vórtice se analiza utilizando el criterio Q. Hunt et al.22,23 propusieron definir la región con Q* > 0 como un vórtice, lo que significa \(\left\| \Omega \right\|^{2} > \left\| E \right\|^ {2}\), es decir, la rotación del fluido (magnitud del vórtice) juega un papel dominante en la región del vórtice de la bomba centrífuga, mientras que la magnitud de la velocidad de deformación del fluido es secundaria, y este enfoque se denomina criterio Q.

La Figura 19 muestra la distribución de vórtices en la sección media de la bomba como turbina basada en el criterio Q. Antes de 0,3 s del proceso de cálculo, el vórtice en el dominio del impulsor de la bomba como turbina muestra una distribución moteada, y los valores de vórtice son muy grandes, con valores de hasta 10 000 s−2. En el dominio de la voluta, la distribución de vórtice es irregular, con transiciones obvias, y los valores de vórtice en la lengüeta de partición son mayores. Además, los valores de vórtice cerca de las secciones de la voluta II, IV, VI y VIII son mayores que los de las otras partes. Después de 0,3 s del proceso de cálculo, el área de distribución del vórtice en el dominio del impulsor comienza a aumentar a medida que la turbina comienza a girar el impulsor, especialmente en la posición de salida del impulsor. En el dominio de la voluta, el movimiento del fluido cerca de la lengüeta es muy violento, lo que muestra que el valor de vórtice cerca de la lengüeta es mayor en comparación con su posición circundante, y su valor de vórtice máximo local alcanza los 10 000 s−2. Además, con el aumento de la bomba como velocidad del impulsor de la turbina, el movimiento del fluido cerca de la sección VI se vuelve cada vez más violento, y el área con el mayor valor de vórtice cerca de la sección VI aumenta continuamente, y su rango de área se expande desde solo la sección cercana VI desde el comienzo del impulsor hasta todo el impulsor. El rango de la región se expande desde el inicio del impulsor inicial solo en la vecindad de la sección VI hasta entre la sección V y la sección VII. Después de 0,9 s del proceso de cálculo, aunque la aceleración de la bomba como impulsor de la turbina ha terminado, la distribución de vórtices sigue siendo la misma que durante el período de aceleración, mostrando el mismo patrón de distribución. En resumen, durante el proceso de puesta en marcha de la bomba como turbina, la mayor distribución de vórtice dentro de la bomba como turbina se concentra principalmente cerca de la salida del impulsor y la sección V de la carcasa de la voluta. También hay valores de vórtice locales cerca de la lengüeta del espaciador y entre las palas. En el proceso de aceleración del impulsor, el valor de vórtice de la sección V de la carcasa de voluta se hace más grande.

Distribución de vórtices en la sección media de la bomba como turbina durante el arranque a velocidad media (s−2).

Además, con base en el criterio Q, se identificó la ley de evolución del vórtice de la bomba como turbina durante el arranque a media velocidad fijando Q = 211.883 s−2 y el color de la superficie equivalente del vórtice se expresó en términos de velocidad, cuyos resultados se muestran en la Fig. 20. Es obvio que la cantidad de vórtices en el área del impulsor es mayor, especialmente en la ubicación de salida del impulsor, donde tanto la velocidad como la cantidad de vórtices son significativamente mayores que en otras ubicaciones. y el valor máximo de velocidad local en esta ubicación es 14.567 m/s. En el área de la voluta, los vórtices se concentran principalmente cerca de la lengüeta del espaciador y la sección en V, y el número de vórtices en el resto de la voluta es muy pequeño, y el valor de velocidad de estos vórtices también es menor, solo 3 m/s . Al mismo tiempo, el número de vórtices en el dominio disminuye bruscamente durante el arranque de la bomba como turbina, y el número de vórtices a los 0,3 s es el más alto en todo el proceso de arranque, y luego el número de vórtices en el El dominio tanto del impulsor como del engranaje helicoidal comienza a disminuir a medida que el impulsor de la bomba y la turbina aceleran para girar. Es obvio ver que el vórtice cerca de la lengüeta desapareció gradualmente, y el número de vórtices entre las palas también disminuyó, la razón del fenómeno anterior puede ser que con la rotación de la bomba como impulsor de turbina, la bomba como dominio de turbina de impacto fluido en las palas para reducir, y luego conducir a la reducción de su número de vórtice. En resumen, en el proceso de operación del sistema, el vórtice en la bomba como dominio de la turbina se distribuye principalmente en el dominio del impulsor, cerca de la lengüeta del espaciador y la sección en V de la carcasa de la voluta; con el funcionamiento acelerado de la bomba como impulsor de turbina, el número de vórtices en todo el dominio disminuye bruscamente, especialmente el vórtice entre las paletas disminuye en una cantidad extremadamente grande.

Evolución de la morfología del vórtice en el interior de la bomba como turbina durante el arranque a media velocidad (m/s).

La teoría de la producción de entropía es un proceso irreversible donde la pérdida de energía mecánica se convierte en energía interna, que es irreversible y eventualmente provoca un aumento en la producción de entropía. De acuerdo con el segundo teorema de la termodinámica, también hay producción de entropía en el sistema de fluidos real. Por lo tanto, para explicar más efectivamente el fenómeno de la pérdida de flujo dentro de la bomba como turbina, este artículo adopta la teoría de la producción de entropía para explicar la pérdida de energía dentro de la bomba como turbina.

Usualmente, el flujo dentro de una bomba centrífuga como turbina es un estado turbulento, para el cual la producción de entropía24 tiene dos partes: una parte es causada por el movimiento promediado en el tiempo; la otra parte es causada por las fluctuaciones de velocidad en el estado transitorio. Por lo tanto, la tasa de producción de entropía \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }\) (EPR) se puede expresar mediante la siguiente ecuación.

La producción de entropía debida al promedio de tiempo y la pulsación es como en las Ecs. (20) y (21):

donde \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D}\) es el rendimiento de entropía promedio de la velocidad; \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D^{\prime}}\) es el rendimiento de entropía de pulsación de velocidad; μ es la viscosidad cinemática; \(\overline{u}\), \(\overline{v}\), \(\overline{w}\) son las velocidades promediadas en el tiempo; \(u^{\prime}\), \(v^{\prime}\), \(w^{\prime}\) son las velocidades de pulsación; T es la temperatura, y la temperatura se establece como una constante de 293 K en el cálculo; \(\mu_{eff}\) es la viscosidad cinemática efectiva, como se muestra en la ecuación. (22):

donde \(\mu_{t}\) es la viscosidad del movimiento turbulento.

\(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D}\) se puede resolver directamente mediante cálculos numéricos, mientras que \(\dot{S}^{\prime \prime \prime }_{D ^{\prime}}\) no se puede resolver directamente mediante cálculos numéricos. Según la teoría de producción de entropía local de Kock24, la producción de entropía debida a las fluctuaciones de velocidad está relacionada con ε o ω del modelo de turbulencia. Por lo tanto, en el modelo de turbulencia SST k-ω25, la producción de entropía local debido a las fluctuaciones de velocidad se da en la ecuación. (23):

donde \(\alpha\) = 0.09, \(\omega\) es la frecuencia del vórtice turbulento, s−1; k es la intensidad de la turbulencia, m2/s2

Sin embargo, debido al fuerte efecto de pared del rendimiento de entropía y al término promediado en el tiempo más pronunciado, el rendimiento de entropía cerca de la pared se calcula de la siguiente manera:

donde \(\tau\) es el esfuerzo cortante de la pared, Pa; S es el área, m2; \(v\) es la velocidad cerca de la pared, m/s.

Por lo tanto, el rendimiento de entropía total en el dominio computacional de todo el sistema se calcula de la siguiente manera:

La Figura 21 muestra la distribución de la producción de entropía dentro del dominio del impulsor de la bomba como turbina. Como puede verse en la figura, la pérdida dentro del dominio del impulsor se concentra principalmente entre los álabes, y la pérdida en la salida del impulsor es menor. Con la operación de la bomba como impulsor de turbina, el valor de producción de entropía dentro del dominio del impulsor también disminuye, es decir, la pérdida dentro del dominio del impulsor disminuye. En el momento de cálculo 0,3 s, el área de distribución de máxima producción de entropía en el impulsor, es decir, la máxima pérdida de energía, el valor máximo de producción de entropía en su dominio puede llegar a 15.000 W/(m3·K). En la bomba como proceso de aceleración del impulsor de la turbina, el dominio del impulsor dentro de la distribución de producción de entropía se redujo drásticamente, en el momento de cálculo 0,9 s, además de la punta de la pala y la superficie de presión de la pala todavía existe producción de entropía, el resto de la posición no distribución de la producción de entropía, y su valor también es muy pequeño. Después de la rotación uniforme del impulsor, la distribución de la producción de entropía en el impulsor es muy pequeña. Esto muestra que la pérdida de energía en el dominio del impulsor de la turbina se reduce drásticamente durante la aceleración de la bomba como impulsor de la turbina.

Distribución de la producción de entropía en el dominio de la bomba como impulsor de turbina durante el arranque a media velocidad (W/(m3·K)).

Las curvas de evolución de la presión de entrada y salida de la válvula para tres escenarios diferentes de aceleración de arranque se muestran en la Fig. 22. La Figura 22a muestra la evolución de la presión estática en la entrada de la válvula. Dado que la presión en la entrada de la válvula depende principalmente de la presión de salida de la bomba como turbina, y la bomba como impulsor de la turbina no comienza a girar antes de 0,3 s del proceso de cálculo y se encuentra en un estado completamente estacionario, la presión estática se curva bajo tres aceleraciones iniciales son iguales, todas muestran una rápida disminución, luego un rápido aumento y luego una tendencia evolutiva descendente fluctuante. Entre ellos, el valor de la presión estática instantánea es de 101,756 kPa cuando la presión de entrada cae rápidamente de 134,081 kPa a los 0,001 s del proceso de cálculo a 0,011 s; después de eso, la presión de entrada aumenta rápidamente y alcanza un valor máximo local de 111,083 kPa a los 0,017 s del proceso de cálculo, después de lo cual la presión de entrada comienza a mostrar una disminución nuevamente y alcanza Después de eso, la presión de entrada comienza a disminuir nuevamente y alcanza 78,953 kPa a los 0,3 s del proceso de cálculo. Después de 0,3 s del proceso de cálculo, las tres curvas comenzaron a elevarse en sus respectivas formas a medida que la bomba como impulsor de la turbina comenzó a girar con diferentes aceleraciones. Se puede encontrar que a pesar de las diferencias en las curvas ascendentes, todavía tienen la misma tendencia de crecimiento lento a sus respectivos valores estables, y el crecimiento muestra un aumento fluctuante. En el proceso de arranque rápido, la presión de entrada de la válvula alcanza un valor estable de 88,262 kPa en el tiempo calculado de aproximadamente 0,43 s. Después de alcanzar el valor estable, la presión de entrada de la válvula comienza a oscilar hacia arriba y hacia abajo dentro de cierta amplitud. Durante el arranque a velocidad media, la presión de entrada de la válvula alcanza un valor estable de 86,766 kPa en alrededor de 0,97 s. Durante el arranque lento, la presión de entrada de la válvula alcanza un valor estable de 89,309 kPa en alrededor de 1,446 s.

Presión estática de entrada y salida de la válvula. (a) Presión estática de entrada; (b) Presión estática de salida.

La Figura 22b muestra el diagrama de presión instantánea de la salida de la válvula para diferentes escenarios de arranque. A diferencia de la presión de entrada, las curvas de presión de salida de la válvula son muy similares en las tres condiciones de inicio diferentes, que muestran una disminución fluctuante y comienzan a fluctuar hacia arriba y hacia abajo periódicamente alrededor de 0,5 s en el momento del cálculo.

En resumen, durante el proceso de arranque, las curvas de presión de entrada instantánea bajo diferentes escenarios de aceleración de arranque tienen la misma tendencia ascendente, y el tiempo requerido para que la presión estática de entrada alcance un valor estable muestra un cierto retraso con respecto a la bomba. como tiempo de aumento de la velocidad de la turbina; la bomba como aceleración de arranque de la turbina tiene un efecto extremadamente débil sobre la presión de salida de la válvula.

La distribución de energía cinética turbulenta y la línea de flujo de velocidad de la sección transversal de la válvula durante el arranque a velocidad media se muestran en la Fig. 23. En general, la energía cinética turbulenta en la sección transversal de la válvula se concentra principalmente en el medio y la sección de salida de la válvula, y la distribución de energía cinética turbulenta en la sección de entrada de la válvula es muy pequeña; la línea de flujo de velocidad en la sección de entrada de la válvula es más uniforme, y la distribución de la línea de flujo de velocidad en la sección de salida es muy caótica, y hay un vórtice en la posición inferior izquierda de la sección central de la válvula. Además, con el arranque de la bomba como turbina, la energía cinética turbulenta en el dominio de la válvula mostró una tendencia de primero aumentar y luego disminuir. En el momento de cálculo 0,3 s, la distribución de energía cinética turbulenta de la sección de salida de la válvula es mayor y su valor máximo de energía cinética turbulenta es de 8 m2/s2, mientras que la distribución de energía cinética turbulenta de la sección de entrada de la válvula y la sección central es menor. , y la pérdida de energía también es menor. La distribución de energía cinética turbulenta en el dominio de la válvula a 0,6 s es la más grande y la energía cinética turbulenta máxima alcanza los 8 m2/s2. Al mismo tiempo, debido a la gran distribución de energía cinética turbulenta, la distribución de la línea de flujo a los 0,6 s también es muy confusa y hay un gran vórtice en la unión de la sección central y la sección de salida, lo que provoca una pérdida de energía más evidente. . En el momento de cálculo 0,9 s, la bomba como impulsor de la turbina finalizó la rotación acelerada y comenzó a mantener una rotación uniforme, la distribución de energía cinética turbulenta en la sección de salida disminuyó y el valor máximo de energía cinética turbulenta disminuyó a aproximadamente 5 m2/s2.

Distribución de energía cinética turbulenta de la sección transversal de la válvula durante el arranque a velocidad media (m2/s2).

En resumen, en el proceso de puesta en marcha del sistema bomba como turbina, la distribución de energía cinética turbulenta en el campo de flujo de la válvula mostró una tendencia de primero aumentar y luego disminuir, la distribución de la línea de flujo en la sección de entrada de la válvula fue más uniforme y el flujo La distribución de líneas en la sección media y la sección de salida era muy caótica. La distribución de la línea de flujo en la sección de entrada de la válvula es más uniforme, y la distribución de la línea de flujo en la sección media y la sección de salida es muy caótica, lo que provoca cierta pérdida de energía.

En el sistema bomba como turbina, la válvula, como componente importante del sistema, es más importante para el estudio de su pérdida de presión bajo diferentes escenarios de aceleración de arranque de la bomba como turbina. Con base en esto, se introduce un coeficiente adimensional, el coeficiente de resistencia al flujo de la válvula, para representar mejor la pérdida de presión de la válvula26, y su expresión específica se muestra en la Ec. (26):

donde Δp es la pérdida de presión de la válvula, kPa; v representa la velocidad de entrada de la válvula, m/s.

Los coeficientes de resistencia al flujo instantáneo en diferentes casos de aceleración de arranque se muestran en la Fig. 24a,b. Se puede ver que las curvas de los coeficientes de resistencia al flujo de la válvula en diferentes casos de aceleración de arranque tienen tendencias muy similares, todas las cuales disminuyen rápidamente desde un gran valor y muestran una fluctuación cíclica constante hacia arriba y hacia abajo después de alcanzar un valor relativamente estable. . Durante el arranque rápido, medio y lento, el coeficiente de resistencia al flujo instantáneo decrece rápidamente desde 11.858, 11.858 y 11.737, respectivamente, y alcanza los valores mínimos de 0.165, 0.162 y 0.162 a los 0.049, 0.053 y 0.056 s, respectivamente, en el tiempo de calculo. fluctúa hacia arriba y hacia abajo, especialmente la presión en la posición de salida de la válvula fluctúa hacia arriba y hacia abajo de manera muy significativa, lo que hace que el coeficiente de resistencia de flujo instantáneo fluctúe hacia arriba y hacia abajo en un cierto rango después de alcanzar un valor relativamente estable. Bajo tres condiciones de aceleración diferentes, los coeficientes de resistencia al flujo promedio después de la aceleración del impulsor de la bomba como turbina son 0.186, 0.188 y 0.184, respectivamente. se puede ver que la velocidad de arranque de la bomba como turbina tiene muy poco efecto sobre el coeficiente de resistencia al flujo de la válvula.

Coeficientes de resistencia al flujo transitorio para diferentes condiciones de arranque. (a) Diagrama general, (b) Diagrama parcial.

La Figura 25 muestra la distribución de la producción de entropía dentro del dominio de la válvula durante el proceso de arranque de velocidad media. Como puede verse en la figura, la producción de entropía en el dominio de la válvula se concentra principalmente en la sección de salida de la válvula, que tiene una alta consistencia con la distribución de energía cinética turbulenta. En el tiempo de cálculo de 0,3 s, la distribución de producción de entropía de la sección de salida de la válvula muestra una franja larga, y su valor de producción de entropía es grande, alcanzando el valor máximo 20.000 W/(m3·K). En el proceso de arranque de la bomba como impulsor de turbina, la distribución de la producción de entropía en el dominio de la válvula muestra una tendencia primero menor y luego creciente, y la distribución de la producción de entropía en la sección de salida de la válvula es la menor en el tiempo de cálculo 0,6 s y la máximo en el tiempo de cálculo 0,9 s. En el proceso de arranque de la bomba como impulsor de turbina, la distribución de la producción de entropía en el dominio de la válvula muestra una tendencia primero menor y luego creciente. Después de que se pone en marcha la bomba como impulsor de turbina, la distribución de producción de entropía de la válvula disminuye gradualmente, es decir, disminuye la pérdida de energía. En resumen, durante la puesta en marcha de la bomba como sistema de turbina, la producción de entropía en el dominio de la válvula se distribuye principalmente en la sección de salida de la válvula, y su pérdida de energía muestra una tendencia primero decreciente y luego creciente.

Distribución de la producción de entropía en el dominio de la válvula durante el arranque a media velocidad (W/(m3·K)).

El tanque es una parte importante de la bomba como sistema de turbina, debido a la introducción del mamparo en la parte media del tanque, haciendo que parte del campo de flujo interno del tanque presente características hidráulicas más complejas, mientras que parte del El campo de flujo interno del tanque presenta un estado de flujo más estable. En base a esto, se realizó una serie de análisis hidráulicos del campo de flujo interno del tanque.

En diferentes condiciones de aceleración inicial, las características de aumento de la presión estática de la entrada y salida del tanque se muestran en la Fig. 26. Las Figuras 26a,b muestran las curvas de aumento de la presión estática instantánea en la entrada y la salida del tanque, respectivamente. Como el tanque está lejos de la bomba como turbina, por lo tanto, las curvas de presión de entrada y salida del tanque a diferentes aceleraciones iniciales son tendencias muy similares, primero una rápida disminución, luego un pequeño aumento, luego una rápida disminución hasta el punto más bajo y finalmente subir lentamente a un valor estable de la tendencia. Para la entrada al tanque, el impulsor de la turbina no comenzó a girar bajo las tres condiciones de operación hasta 0.3 s en el momento del cálculo, por lo que las tres curvas se superpusieron completamente, todas comenzando desde el valor más alto de 77.121 kPa al comienzo del arranque y bajando rápidamente, alcanzando un valor muy pequeño de 47.336 kPa a los 0.08 s en el momento del cálculo, y luego aumentando a un valor extremo local de 53.279 kPa a los 0.02 s en el momento del cálculo. 53.279 kPa, luego decrece rápidamente nuevamente, alcanzando un valor mínimo de -0.655 kPa a los 0.17 s, luego de lo cual la curva comienza a fluctuar y asciende hasta terminar en 0.3 s. Después de 0,3 s del momento de cálculo, las tres curvas ascendentes muestran alguna desviación porque la bomba como impulsor de turbina comienza a funcionar a diferentes aceleraciones, pero su tendencia general sigue siendo la misma, y ​​la presión promedio de la entrada del tanque después de la bomba como impulsor de turbina acelera es 2.487 kPa, 2.137 kPa y 1.956 kPa respectivamente. Para la salida del tanque, se puede ver que el tanque de agua La tendencia de cambio de presión de la salida es muy consistente con la de la entrada del tanque, las cuales son la tendencia de una rápida disminución, luego un pequeño aumento, luego una rápida disminución al mínimo punto, y finalmente aumento lento al valor estable. Por lo tanto, la pérdida de presión del tanque es de aproximadamente 1,832 kPa, 1,565 kPa y 1,373 kPa para tres condiciones de aceleración: rápida, media y lenta, respectivamente.

Características de aumento instantáneo de la presión estática en diferentes condiciones de funcionamiento. (a) Presión estática de entrada, (b) Presión estática de salida.

En resumen, en diferentes situaciones de aceleración, cuanto menor sea la aceleración de la bomba como impulsor de turbina, menor será la pérdida de presión del tanque de agua en el sistema de circulación.

La Figura 27 muestra la distribución de la energía cinética turbulenta y la distribución de la línea de flujo de velocidad en la sección media del tanque durante el arranque a velocidad media. Se puede encontrar que la distribución de la línea de flujo de velocidad en el lado de entrada del tanque es relativamente regular, mientras que la distribución de la línea de flujo de velocidad en el lado de salida del tanque es muy complicada, especialmente porque la distribución de la línea de flujo cerca de la salida del tanque está muy desordenado. Además, la distribución aerodinámica cambia drásticamente con la rotación de la bomba como impulsor de turbina. En el tiempo de cálculo de 0,15 s, como la bomba como impulsor de turbina no comienza a girar, la distribución aerodinámica dentro de todo el tanque es más regular en este tiempo, y la energía cinética turbulenta a la entrada del tanque tiene un valor extremo local de superficie, cuyo valor máximo alcanza los 0,65 m2/s2, mientras que el valor de la energía cinética turbulenta a la salida del depósito es relativamente pequeño, y su valor ronda los 0,1 m2/s2. 0,1 m2/s2. A los 0,3 s, la bomba comenzó a girar como impulsor de la turbina y la distribución del flujo en el lado izquierdo del deflector del tanque comenzó a alterarse, especialmente el flujo de fluido desde la salida del tanque hacia el área del deflector fue muy violento y se formó un vórtice. apareció cerca de la posición del deflector. En comparación con el momento de cálculo de 0,15 s, la distribución de la velocidad dentro del tanque se vuelve relativamente caótica y, en el dominio izquierdo del tanque, cuanto más cerca del deflector, mayor es su valor de velocidad. En el momento de cálculo de 0,45 s, a medida que el impulsor de la bomba como turbina gira más rápido, el flujo de fluido dentro del tanque se vuelve más violento y la distribución de las líneas de flujo en el lado izquierdo del deflector del tanque es más turbulenta en comparación con el cálculo. momento 0,15 s y 0,3 s. Además, las líneas de flujo en la parte superior del deflector se vuelven turbulentas después de 0,45 s. Para la velocidad, es obvio que el valor de la energía cinética turbulenta cerca del deflector y la salida del tanque es mayor, y su valor máximo es de alrededor de 0,55 m2/s2. En el momento de cálculo 0.6–0.9 s, la bomba como turbina está en proceso de rotación acelerada, cuando el flujo en el dominio del tanque también es muy violento. Se puede ver en la distribución aerodinámica, a excepción del lado de entrada del tanque, la distribución aerodinámica en otras partes es muy turbulenta, especialmente en el área a la izquierda del deflector, con la rotación acelerada de la bomba como impulsor de turbina, el número de sus vórtices está aumentando, lo que puede deberse al flujo de fluido en la tubería después de la bomba a medida que la turbina se vuelve gradualmente compleja.

Energía cinética turbulenta y optimizar la distribución de la sección transversal del tanque durante el arranque de velocidad media (m2/s2).

Para la distribución de energía cinética turbulenta, se puede encontrar que aparece un área local de alta energía cinética turbulenta en el fondo del tanque en el lado izquierdo, y su valor máximo puede alcanzar 0,8 m2/s2. Después del momento de cálculo de 0,9 s, la distribución de energía cinética turbulenta en el tanque es consistente con la anterior, y el valor de energía cinética turbulenta en el lado izquierdo del deflector es obviamente mayor que el del lado derecho. En resumen, se puede ver que el dominio del tanque en la bomba como proceso de arranque acelerado por turbina, el flujo interno del tanque es muy complejo y el flujo del lado de salida del tanque es más complejo que el lado de entrada; la distribución de energía cinética turbulenta se concentra principalmente en el lado de entrada del tanque, especialmente en la posición del deflector y el fondo del tanque, y allí existe el valor extremo local de la energía turbulenta.

La ley de similitud es una ley muy importante en la teoría y el proceso de diseño de las bombas de paletas. Con base en esto, este artículo analiza más a fondo las características externas de la bomba como arranque de turbina trazando la curva teórica de flujo de cabeza y la curva instantánea de flujo de cabeza bajo diferentes condiciones de aceleración de arranque, como se muestra en la Fig. 28. En esta simulación, el Se conocen valores estables de cabeza y caudal después de que se estabiliza el proceso de puesta en marcha. De acuerdo con la ley de similitud para bombas centrífugas propuesta por Li y Zhang27, la cabeza teórica de la bomba como turbina se puede calcular utilizando la Ec. (27):

donde, Q0, H0 son los valores de caudal y altura después de la finalización de la bomba como arranque de la turbina respectivamente, Q es el caudal real en el momento de la puesta en marcha, y H es el valor de la bomba como altura de turbina calculado por el ley de la semejanza.

Curva de caudal instantáneo.

Las curvas de caudal instantáneo son idénticas hasta 22,38 m3/h con tres aceleraciones de arranque diferentes y siguen una regla parabólica. Después de 22,38 m3/h, la curva de caudal instantáneo es muy confusa debido a la constante fluctuación del caudal en el sistema. Al comparar con la curva teórica, se encontró una gran desviación entre los dos. Esto se debe a que el valor teórico proviene de la ley de similitud de la bomba, que se utiliza esencialmente para predecir el rendimiento de estabilidad. El proceso de iniciación estudiado en este artículo es un proceso típico no estacionario. Por lo tanto, la diferencia aparente entre los dos refleja la diferencia entre condiciones de operación estables e inestables. Este hallazgo sugiere que la ley de similitud de las bombas no se aplica a la predicción del rendimiento de la turbina durante el arranque. Por supuesto, el comportamiento de flujo más inestable dentro de las bombas debe estudiarse profundamente en los trabajos futuros28,29,30.

Este documento se enfoca en las características transitorias hidráulicas y de flujo interno de la bomba como sistemas de turbina bajo tres escenarios diferentes de aceleración de arranque, centrándose en las características transitorias y las pérdidas de energía de la bomba como componentes de turbina, válvula y desbordamiento del tanque durante el arranque. y las principales conclusiones obtenidas son las siguientes:

En el proceso de inicio de velocidad lenta y media, la curva de cabeza y la curva de velocidad crecen de manera similar, mostrando ambas una tendencia ascendente lineal similar; en el arranque rápido, la curva de cabeza muestra un ascenso parabólico y hay una caída repentina de la cabeza al comienzo del arranque de la turbina.

La distribución de vórtice más grande dentro de la bomba como turbina se concentra principalmente en la salida del impulsor y cerca de la sección VI de la voluta, y también hay valores de vórtice más grandes localizados cerca de la lengüeta y entre las palas. En el proceso de aceleración del impulsor, el valor del vórtice en la sección VI de la voluta aumenta más.

La producción de entropía en el dominio de la bomba como impulsor de turbina se distribuye principalmente entre los álabes, y la distribución es menor a la salida del impulsor; durante la aceleración de la bomba como impulsor de turbina, la distribución de la producción de entropía en el dominio del impulsor disminuye drásticamente.

La bomba como turbina a través del caudal y la curva de presión estática de salida para alcanzar un valor estable de tiempo, en relación con la velocidad tiene histéresis.

La curva de caudal instantáneo de la bomba como turbina es significativamente diferente de la curva teórica, lo que demuestra que la ley de similitud de la bomba no se aplica a la predicción del rendimiento durante el arranque instantáneo de la bomba como turbina.

En la bomba como dominio de voluta de turbina, para el mismo punto de monitoreo, su amplitud de fluctuación de presión con la bomba como impulsor de turbina aumenta y disminuye la aceleración, y la amplitud de fluctuación de presión es mayor en el arranque lento; para la misma situación de aceleración inicial, la amplitud de fluctuación de presión del punto de monitoreo cerca de la sección VIII es la más grande, y la amplitud de fluctuación del punto de monitoreo cerca de la voluta es la más pequeña.

La bomba como curva de presión estática de entrada de la turbina tiene un fenómeno de choque de presión débil, mientras que la curva de flujo tiene un fenómeno de choque de flujo.

La energía cinética turbulenta en el dominio del tanque se concentra principalmente en el lado de entrada del tanque; el deflector medio del tanque tiene un impacto significativo en el interior del tanque.

La producción de entropía en el dominio de la válvula se distribuye principalmente en la sección de salida de la válvula, la pérdida de energía primero se reduce y luego aumenta, y la bomba como turbina inicia la aceleración en el coeficiente de resistencia al flujo de la válvula es muy débil.

La distribución de energía cinética turbulenta en el canal de flujo de la bomba como impulsor de turbina disminuye gradualmente; la distribución de energía cinética turbulenta en el dominio de flujo de la válvula aumenta primero y luego disminuye, y se altera la distribución de la línea de flujo en la sección media y de salida.

Los datos utilizados para respaldar los hallazgos de este estudio están disponibles del autor correspondiente a pedido.

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Descargar referencias

La investigación fue apoyada financieramente por el Programa de Investigación y Desarrollo "Pioneer" y "Leading Goose" de Zhejiang (Subvención No. 2022C03170), Proyecto de Ciencia y Tecnología de Quzhou (Subvención No.2022K98).

Facultad de Ingeniería Mecánica y Laboratorio Clave de Tecnología de Equipos Impulsados ​​por Aire de la Provincia de Zhejiang, Universidad de Quzhou, Quzhou, 324000, China

yu-liang zhang

Facultad de Ingeniería Mecánica, Universidad Tecnológica de Zhejiang, Hangzhou, 310023, China

Jin Fu Li

Laboratorio clave provincial de tecnología de transmisión de fluidos de Zhejiang, Universidad de ciencia y tecnología de Zhejiang, Hangzhou, 310018, China

Zu Chao Zhu

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Y.-LZ realizó la simulación numérica y redactó el manuscrito; J.-FL analizó las características de flujo; Z.-CZ revisó el manuscrito y lo revisó. Todos los autores han leído y aceptado la versión publicada del manuscrito.

Correspondencia a Yu-Liang Zhang.

Los autores declaran no tener conflictos de intereses.

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Reimpresiones y permisos

Zhang, YL., Li, JF. y Zhu, ZC. El efecto de aceleración de la bomba como sistema de turbina durante el período de arranque. Informe científico 13, 4913 (2023). https://doi.org/10.1038/s41598-023-31899-9

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Recibido: 05 enero 2023

Aceptado: 20 de marzo de 2023

Publicado: 25 de marzo de 2023

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

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