Étude des caractéristiques hydrodynamiques d'un système de pompe à écoulement axial dans des conditions d'utilisation particulières

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 5159 (2022) Citer cet article

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En fonctionnement réel, les stations de pompage à flux axial sont souvent utilisées à diverses fins spéciales pour répondre à l'évolution des besoins. Cependant, étant donné que les caractéristiques hydrodynamiques des systèmes de pompes à écoulement axial ne sont toujours pas claires lorsqu'ils sont utilisés à des fins spéciales, il existe de nombreux risques lorsque les systèmes de pompes sont utilisés à des fins spéciales. Pour explorer les caractéristiques hydrodynamiques d'un système de pompe à écoulement axial dans des conditions d'utilisation particulières, un banc d'essai complet de haute précision pour un système de pompe à écoulement axial est établi dans cet article. Pour la première fois, une expérience de caractéristiques énergétiques et une mesure de fluctuation de pression pour une pompe sont réalisées pour un grand modèle de système de pompe à écoulement axial dans des conditions de charge nulle, de pompe inversée et de génération d'énergie inversée. Ensuite, le logiciel ANSYS CFX est utilisé pour résoudre l'équation continue et l'équation de Navier-Stokes moyenne de Reynolds, combinée avec le modèle de turbulence SST k-ω, et la courbe caractéristique et le champ d'écoulement interne du système de pompe dans des conditions spéciales sont obtenus. Enfin, les résultats de la simulation numérique sont comparés aux résultats expérimentaux. Les résultats montrent que la distribution du gradient de vitesse dans la pompe est uniforme dans des conditions de charge proche de zéro (NZHC) et qu'il n'y a pas de phénomène évident de collision d'écoulement et de reflux dans la pompe. Par rapport à la condition de conception (DC), la valeur crête à crête (PPV) de la pulsation de pression à l'entrée de la roue a diminué de 67,16 %, et la PPV à la sortie de la roue a diminué de 8,14 % à H = 0 m. La valeur maximale de l'amplitude de fréquence principale (MFA) dans la zone de la roue apparaît à l'entrée de la roue. Dans des conditions de pompe inversée (RPC), le phénomène d'écoulement instable dans le système de pompe est évident et une large gamme de zones de recirculation apparaît dans la face non travaillante de l'aube. Par rapport au DC, le PPV de l'entrée de la roue au point optimal de RPC a augmenté de 122,61 % et le PPV de sortie de la roue a augmenté de 11,37 %. La valeur maximale de MFA dans la zone de la roue apparaît à l'entrée de la roue. Dans la condition de génération d'énergie inversée (RPGC), aucune séparation de flux évidente n'a été trouvée dans la face non fonctionnelle de la roue. Par rapport au DC, la PPV de l'entrée de la roue au point optimal du RPGC a augmenté de 65,34 % et la PPV de la sortie de la roue a augmenté de 206,40 %.

Ces dernières années, un grand nombre de grandes stations de pompage à flux axial ont été construites dans le monde, en particulier en Chine. Les stations de pompage à flux axial se caractérisent par de faibles chutes et des débits importants et sont souvent situées le long des rivières et des zones côtières. La fluctuation du niveau d'eau dans les tronçons supérieur et inférieur est très importante, ce qui signifie que les systèmes de pompes à écoulement axial doivent faire face aux demandes changeantes en fonctionnement réel. Par exemple, lorsque la différence de niveau d'eau en amont et en aval est très faible, un système de pompe à écoulement axial doit être utilisé pour un drainage presque nul1,2. Lorsque le niveau d'eau en amont est supérieur au niveau d'eau en aval, le système de pompe à écoulement axial peut avoir besoin d'effectuer un relevage d'eau inverse3, et le système de pompe à écoulement axial peut également être utilisé pour générer de l'électricité à partir de l'eau résiduelle en amont4,5.

Bien que les conditions d'application des stations de pompage à flux axial soient en constante expansion, les principaux résultats de la recherche jusqu'à présent se sont encore concentrés sur les caractéristiques hydrodynamiques des conditions de pompage conventionnelles6,7,8. Il existe peu d'études sur les caractéristiques hydrodynamiques des systèmes de pompes à flux axial dans des conditions d'utilisation particulières. Les caractéristiques hydrodynamiques des systèmes de pompe à écoulement axial dans des conditions d'utilisation particulières ne sont toujours pas claires, et il peut y avoir de nombreux risques, tels que les vibrations de l'unité et la rupture de la lame, dans l'utilisation spéciale du système de pompe.

Le drainage sans élévation, le pompage inversé et la production d'énergie inversée sont les utilisations spéciales les plus courantes des grands systèmes de pompes à débit axial. Ces dernières années, des chercheurs ont mené des études préliminaires sur les caractéristiques hydrodynamiques des systèmes de pompes à flux axial dans ces conditions d'utilisation particulières. Wang et al.1 ont pris un système de pompe à débit axial incliné comme objet de recherche et ont effectué pour la première fois des calculs numériques et des essais sur le terrain pour un système de pompe à débit axial dans des conditions de charge quasi nulles. Il a été constaté que le modèle d'écoulement dans la pompe n'est pas particulièrement chaotique lorsque le système de pompe à écoulement axial incliné fonctionne près d'une tête nulle, et la perte hydraulique de l'aube directrice représente la principale perte hydraulique du système. Li et al.2 ont mené des études expérimentales et numériques sur la vibration d'un système de pompe à écoulement axial horizontal dans des conditions de charge quasi nulles et ont comparé et analysé les facteurs d'influence de la vibration du système de pompe dans des conditions de charge nominale et de charge nulle. Ma et al.3 ont étudié les caractéristiques hydrodynamiques d'une station de pompage à écoulement axial dans des conditions de pompe inversée. Il a été constaté que le débit correspondant au point d'efficacité le plus élevé dans des conditions de pompage inversées se déplaçait et que l'efficacité hydraulique diminuait de manière significative. Bozorg et al.9 ont utilisé des méthodes de calcul de la dynamique des fluides et des tests expérimentaux pour obtenir la courbe caractéristique d'énergie d'une petite pompe à écoulement axial en mode de production d'électricité inversée et ont noté que la pompe à écoulement axial peut être utilisée comme turbine pour inverser la production d'électricité dans une centrale hydroélectrique Pico à basse chute. Qian et al.10 ont étudié deux modes de pompe et de turbine pour une petite pompe à écoulement axial et ont constaté que le modèle d'écoulement dans la pompe est meilleur lorsque la petite pompe à écoulement axial effectue une génération d'énergie inverse, et la condition de génération d'énergie inverse a une zone de rendement élevé plus large par rapport à la condition de pompe avant.

Ces dernières années, un nombre croissant de chercheurs ont noté que la pulsation de pression à l'intérieur des machines hydrauliques est l'un des facteurs les plus importants affectant le fonctionnement sûr et stable des systèmes de machines hydrauliques11,12,13, et devrait également être le composant principal de toute analyse des caractéristiques hydrodynamiques des machines hydrauliques14. Cependant, la recherche actuelle sur les caractéristiques hydrodynamiques des systèmes de pompes à flux axial dans des conditions d'utilisation particulières est encore dispersée, et la recherche se concentre principalement sur les caractéristiques énergétiques des systèmes de pompes dans des conditions d'utilisation particulières15,16,17. Il y a un manque de comparaison approfondie et de discussion sur les caractéristiques hydrodynamiques des systèmes de pompage, en particulier la fluctuation de pression dans les pompes. Cela conduit également à un jugement inefficace de la sécurité et de la stabilité du système de pompage dans des conditions d'utilisation particulières.

La suite de cet article est organisée comme suit : le modèle hydraulique du système de pompe à flux axial utilisé dans l'expérience est présenté dans la section "Objet de recherche". Dans la section "Système expérimental", les paramètres spécifiques du système expérimental et la méthode de test expérimental sont introduits. Dans la section "Résultats de l'expérience et analyse", cet article analyse la loi de propagation de la pulsation de pression dans la pompe du système de pompe à écoulement axial dans des conditions de fonctionnement spéciales à partir des deux aspects du domaine temporel et du domaine de fréquence, et les caractéristiques de pulsation de pression du système de pompe dans des conditions de pompe conventionnelles et des conditions de fonctionnement spéciales sont comparées en détail. Dans la section "Simulation numérique", la méthode numérique et le schéma de solution pour la pompe à écoulement axial dans des conditions d'utilisation particulières sont introduits. Dans "Résultats et analyse de la simulation numérique", combinés au champ d'écoulement dans la pompe obtenu par simulation numérique, cet article analyse et explique plus en détail les caractéristiques hydrodynamiques du système de pompe dans des conditions de travail particulières, en particulier les caractéristiques de pulsation de pression dans la pompe. La section "Conclusion" résume l'ensemble du travail et donne les problèmes de recherche potentiels pour les futurs axes de recherche.

Le modèle hydraulique de la pompe à écoulement axial sélectionné pour cette expérience est illustré à la Fig. 1. Un diagramme schématique de la structure tridimensionnelle du système de pompe modèle est illustré à la Fig. 2. Pour exprimer de manière claire et concise, la condition de conception du système de pompe est définie comme DC, la condition de charge proche de zéro est définie comme NZHC, la condition de pompe inverse est définie comme RPC et la condition de génération d'énergie inverse est définie comme RPGC. Le sens de rotation de la roue dans trois conditions d'utilisation spéciales est illustré à la Fig. 3. De plus, le tableau 1 montre les principaux paramètres géométriques du système de pompe modèle. De plus, le tableau 1 montre les principaux paramètres du système de pompe. La "vitesse spécifique" dans le tableau 1 fait référence à la vitesse de la roue de la pompe lorsque la tête est de 1 m, la puissance effective est de 1 CV (0,7355 kW) et le débit est de 0,075 m3/s. La formule de calcul de la vitesse spécifique dans le tableau 1 est la suivante :

où n est la vitesse nominale de la pompe, r/min. Q est le débit nominal de la pompe, m3/s. H est la tête de la pompe, m.

Modèle hydraulique de la pompe à flux axial.

Diagramme schématique en trois dimensions de la structure du système de pompe modèle.

Sens de rotation de la roue dans trois conditions d'utilisation particulières.

L'expérience a été menée sur un banc d'essai de machines hydrauliques de haute précision au Laboratoire clé provincial de génie hydraulique du Jiangsu, à l'Université de Yangzhou. Le banc d'essai est un système vertical à circulation fermée. Un diagramme schématique du système expérimental est présenté à la Fig. 4.

Schéma de principe du système expérimental.

Les principaux instruments du système de mesure de test comprennent un transmetteur de pression différentielle, un débitmètre électromagnétique, un capteur de couple de vitesse et un transmetteur de pression absolue. Les paramètres de base de l'instrument sont indiqués dans le tableau 2. L'erreur globale du système de test est de ± 0,39 %. Le processus de test est strictement conforme aux exigences de la procédure de test d'acceptation pour le modèle de pompe et le modèle d'appareil (SL 140-2006). Dans cette expérience, huit points de mesure des pulsations de pression ont été disposés dans la section d'entrée (point de surveillance P1), l'entrée de la roue (point de surveillance P2), le milieu de la roue (point de surveillance P3), la sortie de la roue (point de surveillance P4), la sortie des aubes directrices (point de surveillance P5, P6, P7) et la section de sortie (point de surveillance P8). La figure 5 montre le diagramme de mesure de la fluctuation de pression dans l'expérience. La figure 6 montre les emplacements spécifiques des points de surveillance dans l'expérience. Un microcapteur dynamique haute fréquence CY200 a été utilisé dans le test de pulsation de pression. La fréquence d'échantillonnage des capteurs aux points de surveillance P2, P3 et P4 dans la zone de la turbine était de 3 kHz, et la fréquence d'échantillonnage des capteurs aux autres points de surveillance était de 1 kHz. La tension de sortie était de 0 ~ 5 V et le niveau de précision était de 0,1 %. Un concentrateur 485-20 associé au capteur a été utilisé pour l'instrument d'acquisition. L'incertitude du système de test a une influence importante sur les résultats du test. L'incertitude du système du test de performance de la pompe est le carré et la racine de chaque incertitude du système. La formule de calcul est la suivante19 :

où EQ est l'incertitude du système de la mesure du débit et le résultat de l'étalonnage est de ± 0,2 %. EH est l'incertitude du système de mesure de la charge statique et les résultats de l'étalonnage se situent dans la plage complète de ± 0,10 %. EM est l'incertitude du système de la mesure du couple et l'incertitude du capteur de vitesse de couple est de ± 0,15 %. En est l'incertitude système de la mesure de la vitesse. Lorsque la période d'échantillonnage est de 2 s et que la vitesse n'est pas inférieure à 1 000 tr/min, l'incertitude est de ± 0,05 %.

Mesure de la fluctuation de pression dans l'expérience.

Diagramme schématique des emplacements spécifiques des points de surveillance disposés dans l'expérience.

Le test de condition de fonctionnement spécial du système de pompe à écoulement axial comprend une rotation positive proche de la condition de charge nulle, une condition de pompe inversée et une condition de génération d'énergie inversée. La vitesse de la roue dans trois conditions d'utilisation spéciales est de 1000 tr/min. Pour montrer la position spécifique de la condition de fonctionnement spéciale du système de pompe à écoulement axial dans la courbe de condition de fonctionnement complète du système de pompe à écoulement axial, la Fig. 7 montre la courbe de performance à quatre quadrants obtenue par l'expérience du système de pompe à écoulement axial. La figure 8 montre une vue partiellement agrandie des courbes caractéristiques d'énergie du système de pompe à écoulement axial dans trois conditions d'utilisation particulières. Le flux Q de la Fig. 8 est traité sans dimension comme suit19 :

où Qi est le débit du système de pompe dans la condition de fonctionnement i et Qd est le débit du système de pompe dans la condition de conception.

Courbes de performance à quatre quadrants obtenues à partir de l'expérience du système de pompe à écoulement axial.

Diagramme d'amplification locale de la courbe caractéristique énergétique du système de pompe à flux axial dans trois conditions d'utilisation particulières.

Le tableau 3 montre les paramètres caractéristiques externes des principaux points de fonctionnement dans des conditions particulières d'utilisation. Selon le tableau 3, par rapport au DC, le débit au point de tête zéro a augmenté de 42,00 % et le couple était de 22,97 N m, ce qui a diminué de 58,21 %. Le débit du point optimal RPC a diminué de 15,00 %, la tête était de 0,76 m, a diminué de 61,22 % et le couple était de 37,07 N m, soit une diminution de 32,56 %. Le débit du point optimal RPGC a augmenté de 62,01 %, la tête était de 3,85 m, augmentée de 96,00 %, et le couple était de 85,12 N m, soit une augmentation de 55,00 %.

Pour éliminer les interférences telles que la pression statique, la pression instantanée recueillie lors de l'essai (4 cycles de rotation de la roue) est sans dimension et le coefficient de pression Cp est utilisé pour caractériser l'amplitude de fluctuation de pression. La formule est la suivante20 :

où p est la valeur de pression transitoire, \(\overline{p}\) est la valeur de pression moyenne et u2 est la vitesse circonférentielle de la sortie de la roue.

Dans le même temps, pour capturer les caractéristiques détaillées du signal de pulsation de pression, une transformée de Fourier rapide (FFT) est utilisée pour transformer le signal de pulsation de pression. Dans le spectre de pulsation de pression, l'axe X est le multiple de fréquence, l'axe Y est le point de surveillance et l'axe Z est l'amplitude de pulsation de pression sans dimension. La formule du multiple de conversion de fréquence est la suivante20 :

où F est la fréquence après transformée de Fourier et n est la vitesse de la turbine.

Dans cette section, les données expérimentales de H = 0,3 m, H = 0 m et H = − 0,3 m sont sélectionnées pour analyser les caractéristiques de pulsation de pression du NZHC. La figure 9 montre le diagramme dans le domaine temporel des fluctuations de pression de chaque point de surveillance. La figure 9 montre que lorsque le système de pompage fonctionne près de la charge nulle, la régularité des pulsations de pression de chaque point de surveillance est toujours bonne. En observant les formes d'onde de pulsation de pression dans différentes conditions de travail, on constate que dans un cycle de rotation de la roue, trois pics principaux et trois creux principaux peuvent être observés à chaque point de surveillance dans la zone de la roue, indiquant que la pulsation de pression dans la zone de la roue est toujours dominée par le nombre d'aubes lorsque le système de pompe fonctionne près de la tête nulle. Ceci est également cohérent avec le phénomène trouvé par Wang et al.1 dans les mesures sur site des fluctuations de pression d'une station de pompage à écoulement axial sous un NZHC1. Lorsque la tête du système de pompe tend progressivement à être négative à positive, la forme du pic et du creux devient progressivement nette. Dans une période de rotation de l'impulseur, le nombre de pics secondaires portés par l'onde principale unique du point de surveillance P4 à la sortie de l'impulseur augmente, la différence entre le pic principal et le pic secondaire diminue progressivement, et l'apparition du pic secondaire n'a pas de régularité évidente. Par rapport au point de mesure de sortie de roue, le nombre de pics secondaires portés par chaque pic principal du point de mesure d'entrée de roue P2 et du point de mesure intermédiaire de roue P3 n'a pas d'augmentation évidente.

Diagramme dans le domaine temporel de la fluctuation de pression sous le NZHC.

La figure 10 montre le diagramme du domaine fréquentiel de la fluctuation de pression à chaque point de surveillance sous le NZHC. Les conclusions suivantes peuvent être obtenues à partir de la Fig. 9. Tout d'abord, la fréquence principale de fluctuation de pression au point de surveillance d'entrée de la roue P2 et au point de surveillance central de la roue P3 est la fréquence de rotation des pales (BPF), et la fréquence principale de fluctuation de pression au point de surveillance de sortie de la roue P4 est le double de la fréquence des pales (2BPF). Deuxièmement, en observant la forme d'onde de fluctuation de pression de P6 à la sortie de l'aube directrice, on constate que la fréquence principale de fluctuation de pression à H = 0,3 m et H = 0 m est la fréquence de rotation de la roue, ce qui indique que la sortie de l'aube directrice est fortement affectée par la rotation de la roue sous le NZHC. Troisièmement, la fluctuation de pression à H = - 0,3 m est dominée par un signal basse fréquence, et la fréquence principale de fluctuation de pression est la fréquence de rotation axiale (SF). Cela montre que sous la condition d'une tête négative, l'influence de la rotation de la roue sur la sortie de l'aube directrice est faible, et la fréquence de rotation axiale a occupé le rôle principal.

Diagramme du domaine fréquentiel des fluctuations de pression sous le NZHC.

Lorsque le système de pompe est sous le RPC, le système de pompe entre dans l'état de fonctionnement inverse et la direction du débit d'eau dans le système de pompe est opposée à la condition de pompe avant. A ce moment, l'entrée de la turbine est transformée en sortie de la turbine en fonctionnement inverse, et la sortie de la turbine est transformée en entrée de la turbine en fonctionnement inverse. L'aube directrice est transformée de la composante d'eau de sortie après la sortie de la turbine à la composante d'eau d'entrée avant l'entrée de la turbine. Grâce à l'expérience RPC, il est constaté que la condition d'écoulement RPC optimale est de 0,82 Qd. Par conséquent, cette section sélectionne trois conditions de débit typiques de 0,8 fois (0,66Qd), 1,0 fois (0,82Qd) et 1,2 fois (0,98Qd) le débit optimal pour l'analyse. La figure 11 montre le diagramme dans le domaine temporel de la fluctuation de pression de chaque point de surveillance. La figure 11 montre que puisque la roue est conçue pour un fonctionnement positif, lorsque le système de pompe est sous le RPC, il y a de sérieux reflux, vortex et autres phénomènes d'écoulement instable dans la pompe, et le signal de pulsation de pression de chaque point de surveillance est relativement complexe. Dans un cycle de rotation de la roue, trois pics et trois creux évidents peuvent être observés au point de contrôle d'entrée de la roue P4 dans différentes conditions de débit. La différence entre le pic d'onde principal et le pic d'onde secondaire du point de surveillance P2 à la sortie de la roue et du point de surveillance P3 au milieu de la roue en fonctionnement inverse est faible. Le point de surveillance P6 présente plusieurs pics et creux principaux dans un cycle de rotation de la turbine. En comparant la pulsation de pression de chaque point de surveillance dans différentes conditions d'écoulement, on peut constater que dans différentes conditions d'écoulement, chaque pic d'onde principal des points de surveillance P2 et P3 a plusieurs pics secondaires, et l'apparition de pics secondaires n'a pas de régularité évidente. Par rapport aux points de surveillance P2 et P3, la loi périodique de fluctuation de pression à P4 est meilleure et la composante de signal de fluctuation de pression est relativement simple.

Diagramme temporel de la fluctuation de pression sous RPC.

La figure 12 montre le diagramme dans le domaine fréquentiel de la fluctuation de pression de chaque point de surveillance sous le RPC. La figure 12 montre que la fréquence principale de pulsation de pression de chaque point de surveillance dans la zone de la turbine dans différentes conditions d'écoulement est toujours dominée par les harmoniques d'ordre élevé de la fréquence des pales et de la fréquence des pales. La fréquence principale de la fluctuation de pression du point de surveillance P2 à la sortie de la roue est la fréquence des pales. La fréquence principale de fluctuation de pression au point de contrôle d'entrée de la roue P4 est le double de la fréquence des pales. Dans le spectre de pulsation de pression du point de surveillance P6, la composante de signal est relativement simple, mais la composante de fréquence de lame évidente peut toujours être vue dans différentes conditions d'écoulement, indiquant que la roue en tant que source d'excitation de pulsation a une grande influence sur le champ d'écoulement en amont sous le RPC.

Diagramme du domaine fréquentiel de la fluctuation de pression sous le RPC.

Lorsque le système de pompe est sous le RPC, la bande de fréquence de chaque point de surveillance est large et il y a une grande pulsation dans la région des hautes fréquences. Une certaine quantité de pulsation peut encore être observée aux points de surveillance dans la zone de la roue de 3 à 7BPF. La raison peut être que le système de pompe est dans l'état de pompe inversé et que le reflux d'entrée de la roue et d'autres flux indésirables s'intensifient, entraînant un écoulement d'eau sur la lame et la paroi du canal causé par différents degrés d'impact et la formation de différentes fréquences d'ondes de pression. Dans différentes conditions d'écoulement, l'amplitude des pulsations de pression du point de surveillance P6 est faible. Avec l'augmentation du débit, la composante du signal de pulsation de pression du point de surveillance P6 devient plus simple et les pulsations dans la région basse fréquence et la région haute fréquence disparaissent, indiquant que le schéma d'écoulement d'entrée de la roue sous RPC s'améliore progressivement avec l'augmentation du débit.

Lorsque le système de pompe est sous le RPGC, le système de pompe entre dans l'état de fonctionnement inverse et le sens d'écoulement dans le système de pompe est le même que celui dans l'état de pompe inverse. Grâce à l'expérience RPGC, il a été constaté que le point optimal de la condition de génération d'énergie inverse est la condition de flux de 1,62 Qd. Par conséquent, cette section sélectionne trois conditions de débit typiques de 0,8 fois (1,30Qd), 1,0 fois (1,62Qd) et 1,2 fois (1,94Qd) le débit optimal pour l'analyse. La figure 13 montre le diagramme dans le domaine temporel de la fluctuation de pression à chaque point de surveillance sous le RPGC. Par rapport au RPC, le coefficient de fluctuation de pression de chaque point de surveillance augmente, mais la composition du signal de fluctuation de pression est évidemment simple. Le phénomène selon lequel chaque pic d'onde principal du point de surveillance dans la zone de la turbine a plusieurs pics d'onde secondaires disparaît. Dans la condition de génération d'énergie inverse, l'occurrence du pic d'onde secondaire du point de surveillance commence à montrer une régularité et une périodicité évidentes, et chaque pic d'onde principal a un pic secondaire fixe.

Diagramme dans le domaine temporel de la fluctuation de pression sous le RPGC.

La figure 14 montre le diagramme dans le domaine fréquentiel de la fluctuation de pression de chaque point de surveillance sous le RPGC. La figure 14 montre que la fréquence principale de pulsation de pression aux points de surveillance dans la zone de la roue sous différents débits est la fréquence de rotation de la roue, et la fréquence principale secondaire est fondamentalement le double de la fréquence de rotation de la roue. Cela montre que la pulsation de pression dans la zone de la roue est toujours dominée par le nombre d'aubes sous le RPGC. Le point de surveillance P6 est éloigné de la roue et l'amplitude des pulsations de pression est nettement inférieure en raison de l'influence relativement faible de la rotation de la pompe. Cependant, la composante de fréquence des pales peut toujours être observée dans les deux conditions d'écoulement de 1,62Qd et 1,94Qd.

Diagramme du domaine fréquentiel de la fluctuation de pression sous RPGC.

En comparant le diagramme du domaine de fréquence des pulsations de pression de chaque point de surveillance dans trois conditions de débit, on constate que la pulsation de pression du point de surveillance dans la zone de la roue est relativement importante dans la région haute fréquence dans les conditions de débit de 1,30Qd et 1,94Qd, et la pulsation dans la région haute fréquence est relativement faible dans la condition de débit de 1,62Qd. La composition du signal de pulsation de pression est également simple, principalement concentrée dans la fréquence harmonique d'ordre élevé de la fréquence des pales. Cela peut être dû au fait que la condition de débit de 1,62 Qd est le point optimal du système de pompe sous le RPGC, que le débit défavorable dans la pompe est réduit et que la conversion d'énergie de la pompe dans la condition de turbine est relativement stable. En comparant la fluctuation de pression de différents points de surveillance, on constate que l'apparition d'harmoniques d'ordre élevé de la fréquence des pales présente une certaine régularité. Par exemple, dans les mêmes conditions d'écoulement, en particulier dans les conditions d'écoulement de 1,62 Qd, la composante harmonique apparaît près de l'entrée de la roue, et la composante harmonique apparaît également au milieu et à la sortie de la roue.

Dans cette section, l'amplitude de fréquence principale des signaux de fluctuation de pression à chaque point de surveillance dans des conditions de travail spéciales est mesurée, comme illustré à la Fig. 15. Pour simplifier l'expression, l'amplitude de la fréquence principale est appelée MFA. Il convient de noter que les MFA des points de surveillance P2, P3 et P4 mesurés par des expériences sous le DC sont respectivement de 0,136, 0,099 et 0,049.

Amplitudes de fréquence principales des points de surveillance dans des conditions d'utilisation particulières.

La figure 15a montre que lorsque le système de pompe fonctionne près d'une tête nulle, le fluide s'écoule de l'entrée de la roue, s'écoule à travers la sortie de la roue et s'écoule finalement de la sortie des aubes directrices. Le MFA de chaque point de surveillance diminue progressivement le long du trajet, et la valeur maximale du MFA dans la zone de la roue apparaît toujours au point de surveillance d'entrée de la roue P2. Lorsque H = 0,30 m, H = 0 m et H = − 0,30 m, les MFA maximales sont respectivement de 0,056, 0,050 et 0,055. La valeur minimale de la MFA dans la zone de la roue apparaît toujours à P4 du point de surveillance de la sortie de la roue. Les MFA minimales de H = 0,30 m, H = 0 m et H = − 0,30 m sont respectivement de 0,018, 0,016 et 0,025. Par rapport au DC, le MFA des points de surveillance P2, P3 et P4 a diminué de 62,99 %, 63,00 % et 66,86 %, respectivement, lorsque H = 0 m.

La figure 15b montre que lorsque le système de pompage est sous le RPC, à l'exception du point de surveillance P2, la MFA du point de surveillance diminue avec l'augmentation du débit. La valeur maximale de la MFA dans la région de la roue apparaît toujours au point de contrôle d'entrée de la roue P4, ce qui est cohérent avec la conclusion tirée par Ma et al.3 après avoir étudié la fluctuation de pression d'une pompe bidirectionnelle pendant le fonctionnement inverse. À un débit de 0,66 Qd, la valeur minimale de la MFA dans la région de la roue apparaît à P2 du point de contrôle de la sortie de la roue et la MFA est de 0,023. Aux débits de 0,82Qd et 0,98Qd, la valeur minimale de la MFA apparaît à P3 au milieu de la roue, et la MFA est de 0,031 et 0,0704, respectivement. Par rapport au DC, au point optimal du RPC, la MFA des points de surveillance P2 et P3 a diminué de 76,58 % et 68,33 %, respectivement, et la MFA du point de surveillance P4 a augmenté de 43,84 %.

La figure 15c montre que lorsque le système de pompage est sous le RPGC, à l'exception du point de surveillance P2, la MFA du point de surveillance augmente avec l'augmentation du débit. Cependant, l'emplacement de la valeur maximale de la MFA à chaque point de surveillance présente un certain caractère aléatoire. Sous la condition de débit de 1,30Qd, la valeur maximale de la MFA apparaît au point de surveillance de sortie de roue P2 en fonctionnement inverse, et la MFA est de 0,092. Dans les conditions d'écoulement de 1,62Qd et 1,94Qd, la MFA maximale apparaît au point de contrôle P3 au milieu de la roue, et la MFA est de 0,176 et 0,38, respectivement. La valeur minimale de la MFA apparaît toujours au point de contrôle d'entrée de roue P4 en fonctionnement inverse, et les valeurs minimales de MFA sont respectivement de 0,252, 0,118 et 0,019 à des débits de 1,30Qd, 1,62Qd et 1,94Qd. Par rapport au DC, le MFA des points de surveillance P2, P3 et P4 a augmenté de 24,16 %, 77,71 % et 139,92 %, respectivement, au point optimal du RPGC.

La figure 16 montre l'amplitude du SF et les composantes harmoniques supérieures du BPF à chaque point de surveillance dans des conditions d'utilisation particulières. La figure 16 montre que la pulsation de pression de chaque point de surveillance dans la zone de la roue est principalement composée de composantes de fréquence 2BPF et 3BPF, à l'exception de la fréquence principale, et qu'il existe une certaine pulsation au niveau de la composante de fréquence SF. L'apparition de la composante de fréquence SF est principalement liée à des défauts mécaniques, tels qu'un déséquilibre axial du système de pompe.

Fluctuation de pression des composants de fréquence aux points de surveillance de la roue dans des conditions d'utilisation particulières.

La figure 16a montre que lorsque H = 0 m, les amplitudes Cp de la fréquence SF, de la fréquence 2BPF et de la fréquence 3BPF au point de surveillance d'entrée de la roue P2 sont respectivement de 0,0038, 0,0028 et 0,018, soit 7,60 %, 5,60 % et 36,00 % de la MFA, respectivement. Les amplitudes Cp de la fréquence SF, de la fréquence 2BPF et de la fréquence 3BPF au point de surveillance de sortie de roue P4 sont respectivement de 0,004, 0,016 et 0,012, soit 25,00 %, 100,00 % et 75,00 % de la MFA, respectivement.

La figure 16b montre qu'au point optimal du RPC, les amplitudes Cp de la fréquence SF, de la fréquence 2BPF et de la fréquence 3BPF au point de surveillance d'entrée de roue P4 sont respectivement de 0,005, 0,070 et 0,043, soit 7,14 %, 100 % et 61,43 % de la MFA, respectivement. Les amplitudes Cp de la fréquence SF, de la fréquence 2BPF et de la fréquence 3BPF au point de surveillance de sortie de roue P2 sont respectivement de 0,006, 0,021 et 0,005, soit 18,84 %, 65,93 % et 15,70 % de la MFA, respectivement.

La figure 16c montre qu'au point optimal du RPGC, les amplitudes Cp de la fréquence SF, de la fréquence 2BPF et de la fréquence 3BPF au point de surveillance d'entrée de la turbine P4 sont respectivement de 0,012, 0,090 et 0,071, soit 10,21 %, 76,56 % et 60,39 % de la MFA, respectivement. Les amplitudes Cp de la fréquence SF, de la fréquence 2BPF et de la fréquence 3BPF au point de surveillance de sortie de roue P2 sont respectivement de 0,009, 0,056 et 0,056, soit 5,33 %, 33,16 % et 33,16 % de la MFA, respectivement.

Pour surveiller la stabilité opérationnelle du système de pompe de manière plus intuitive, le concept de la valeur maximale de fluctuation de pression est introduit. La valeur crête à crête de la pulsation de pression représente la plage de variation du signal de pulsation dans une période, à savoir la différence entre la valeur maximale et la valeur minimale du signal dans une période. Sur la base de l'estimation d'intervalle du signal de pulsation de pression avec un intervalle de confiance de 97 %, la valeur crête à crête de la pulsation de pression à chaque point de surveillance dans des conditions de travail spéciales est obtenue dans cet article. La figure 14 montre la valeur maximale de la fluctuation de pression à chaque point de surveillance dans des conditions d'utilisation particulières. Pour simplifier l'expression, la valeur crête à crête de la pulsation de pression est appelée PPV.

La figure 17a montre que sous le NZHC, avec le changement de charge, la tendance à la variation de la PPV à chaque point de surveillance n'a pas de régularité évidente, et la PPV à chaque point de surveillance dans la zone de la turbine est relativement proche. Par rapport à la condition H = 0 m, la PPV à l'entrée de la roue a augmenté de 5,93 % et la PPV à la sortie de la roue a diminué de 16,66 % à la condition H = 0,30 m. La VPP à l'entrée de la roue a diminué de 18,12 % et à la sortie de la roue a augmenté de 1,34 % à la condition H = - 0,30 m.

Valeur crête à crête de la pulsation de pression dans des conditions d'utilisation particulières.

La figure 17b montre que lorsque le système de pompage est sous le RPC, la tendance de changement du PPV avec le débit à chaque point de surveillance est fondamentalement la même. Par rapport à la condition de débit optimale de 0,82 Qd, la PPV à l'entrée de la roue a augmenté de 19,48 % et la PPV à la sortie de la roue a augmenté de 42,86 % à la condition de débit de 0,66 Qd. La VPP à l'entrée de la roue a diminué de 32,68 % et à la sortie de la roue a augmenté de 7,14 % à un débit de 0,98 Qd.

La figure 17c montre que lorsque le système de pompage est sous le RPGC, la PPV de chaque point de surveillance augmente de manière significative avec l'augmentation du débit. Par rapport au point optimal de la condition de débit de 1,62 Qd, la PPV à l'entrée de la roue a diminué de 70,97 % et la PPV à la sortie de la roue a diminué de 34,34 % dans la condition de débit de 1,30 Qd. À un débit de 1,94 Qd, la PPV à l'entrée de la roue a augmenté de 125,81 % et la PPV à la sortie de la roue a augmenté de 105,87 %.

La figure 18 montre la comparaison de la valeur crête à crête de la pulsation de pression entre le courant continu et les conditions d'utilisation spéciales. La figure 18 montre que par rapport à la DC, la VPP sous la NZHC et la RPC est relativement faible, et la VPP sous la RPGC est relativement importante. Comparé au DC, le PPV de l'entrée de la roue a diminué de 67,16 % et le PPV de la sortie de la roue a diminué de 8,14 % sous la condition H = 0 m. Au point RPC optimal, la PPV à l'entrée de la roue a augmenté de 122,61 % et la PPV à la sortie de la roue a augmenté de 11,37 %. Au point optimal du RPGC, la PPV à l'entrée de la roue a augmenté de 65,34 % et la PPV à la sortie de la roue a augmenté de 206,40 %.

Comparaison de la valeur crête à crête de la pulsation de pression entre le DC et les conditions d'utilisation particulières.

Dans la simulation numérique, la qualité et la quantité du maillage ont une grande influence sur la précision des résultats de la simulation numérique8,21. Compte tenu de la bonne adaptabilité et de la haute qualité de maillage du maillage de la structure hexaédrique tridimensionnelle, le domaine de calcul à l'exception du corps de l'ampoule utilise le logiciel de maillage ANSYS-ICEM pour la dissection du maillage structuré. Une grille en O est utilisée pour diviser les canaux d'entrée et de sortie afin d'augmenter la densité de maille de la couche limite. De plus, la grille près du mur est cryptée pour capturer avec précision les données près du mur. Étant donné que l'équation du modèle de turbulence SST k – ω utilisée dans cet article contient des expressions analytiques, l'équation ω elle-même peut être directement utilisée pour intégrer la couche inférieure visqueuse en mélangeant l'équation de la couche inférieure visqueuse avec l'équation de la couche logarithmique pour générer un modèle de traitement insensible à ay +22. Ce mode de traitement peut réaliser une commutation automatique de la fonction de mur au modèle à faible nombre de Reynolds ; c'est-à-dire que lorsque le maillage de la zone proche du mur est relativement fin, il passe automatiquement au modèle à faible nombre de Reynolds, et lorsque le maillage de la zone proche du mur est relativement grossier, il appelle automatiquement la fonction de paroi. Dans CFX, cela s'appelle le modèle de traitement automatique des murs. Par rapport à la méthode de la fonction de paroi, le modèle de traitement automatique des parois du modèle de turbulence SST k – ω dans CFX réduit considérablement la sensibilité au maillage au niveau des parois latérales, et l'épaisseur de la couche limite de la paroi de la roue y + est contrôlée dans les 10 pour assurer une bonne précision de calcul. La grande majorité des grilles dans le domaine de calcul de cet article ont des valeurs y + à moins de 10, ce qui peut répondre aux exigences de calcul du modèle de turbulence. Avant le calcul numérique, cinq numéros de grille ont été choisis pour évaluer l'indépendance de la grille. Les résultats du test d'indépendance du réseau sont présentés dans le tableau 4. Lorsque le numéro de réseau est supérieur à 5,09 × 106, les fluctuations du débit, de la tête et du couple du système de pompe sous courant continu ont tendance à être stables. Après avoir intégré les ressources de calcul et la précision de la grille, le numéro de grille final de 6,26 × 106 millions a été sélectionné pour ce calcul numérique. Le tableau 5 montre les paramètres de grille détaillés du schéma de grille final. Le schéma de grille du schéma de grille final est illustré à la Fig. 19.

Schéma de grille du schéma de grille final.

Les simulations numériques ont été réalisées sur la base du logiciel commercial de calcul des fluides ANSYS CFX 17.0. La simulation numérique utilise l'équation de continuité et l'équation de Navier-Stokes comme équations gouvernantes de l'écoulement. L'équation déterminante du débit est la suivante23 :

où \(i\) = 1, 2, 3 est l'indice muet, c'est-à-dire l'indice répété. \(u_{i}\) est la composante de vitesse du fluide dans la direction des coordonnées. \(\rho\) est la densité du fluide. \(t\) est le temps.

où \(p\) est la résistance à la pression statique. \(S_{mi}\) est le terme source généralisé de l'équation de quantité de mouvement, y compris la gravité et la force interphase de l'écoulement multiphase.

où \({\varvec{u}}\) est le vecteur vitesse du fluide. \(\nabla {\varvec{u}}\) est le gradient du vecteur vitesse \({\varvec{u}}\). \({\varvec{uu}}\) est le tenseur du second ordre formé par l'intégration de deux vecteurs, représentant le flux de quantité de mouvement. \(\nabla \cdot \, (\rho {\varvec{uu}})\) est le tenseur du premier ordre, indiquant la divergence du flux de quantité de mouvement. \(S_{m}\) est le terme source généralisé du vecteur de force corporelle.

Pour fermer les équations gouvernantes, le modèle de turbulence est nécessaire. Cette simulation numérique sélectionne le modèle de turbulence k–ω de transport de contrainte de cisaillement (SST) et les équations du modèle de turbulence SST k–ω sont les suivantes23 :

où \(k\) est l'énergie cinétique turbulente. \({\upomega }\) est la fréquence de turbulence. \(P_{k}\) est le taux de production de turbulence. \(\rho_{m}\) est la densité du mélange, kg/m3. \(u_{j}\) est la composante de vitesse dans la direction j. \(\mu_{t}\) est la viscosité de turbulence, et \(\mu\) est la viscosité dynamique, Pa s. \(F_{1}\) et \(F_{2}\) sont des fonctions mixtes. \(\beta^{*}\), \({\upbeta }\), \({\upalpha }\), \(\alpha_{1}\), \(\alpha_{k}\), \(\sigma_{\omega }\), \(\sigma_{\omega 2}\) sont tous des coefficients empiriques. \(S\) est l'invariant du taux de déformation. \(D_{\omega }\) est le terme de dissipation dans l'équation \({\upomega }\) . \(Cd_{\omega }\) est le terme de diffusion croisée dans le modèle SST k–ω.

Des extensions sont ajoutées à l'entrée et à la sortie du système de pompe à flux axial. L'hypothèse d'absence de glissement est adoptée pour chaque composante accréditive. La condition aux limites de l'entrée sélectionne le débit massique, la condition aux limites de la sortie sélectionne l'ouverture et la pression relative est fixée à 0 Pa. La simulation numérique non constante utilise les résultats de la simulation numérique constante comme condition initiale. La méthode du rotor de congélation est utilisée pour traiter la roue en rotation et les pièces fixes dans une simulation numérique instationnaire. Le terme de convection est résolu par un schéma à haute résolution, et le terme transitoire est résolu par Euler en arrière du second ordre. Le pas de temps est fixé à 0,0005 s et le temps de calcul total est de 0,48 s (8 cycles de rotation de la roue).

Dans cet article, les systèmes de pompe à écoulement axial dans trois conditions d'utilisation spéciales sont calculés numériquement. Pour comparer les résultats numériques pour différentes conditions de fonctionnement spéciales de manière plus indépendante avec les résultats expérimentaux, les débits du système de pompe à écoulement axial dans trois conditions de fonctionnement spéciales sont traités indépendamment et sont sans dimension. Les figures 20, 21 et 22 montrent la comparaison entre les résultats de la simulation numérique et les résultats expérimentaux dans trois conditions particulières d'utilisation. Qbep1 sur la figure 21 est le débit correspondant au point optimal du RPC, et Qbep2 sur la figure 22 est le débit correspondant au point optimal du RPGC. Les courbes caractéristiques externes de la simulation numérique et de l'expérience sont très cohérentes dans la tendance sous le NZHC et le RPGC. Les tendances des courbes caractéristiques externes de la simulation numérique et des expériences sous le RPC sont à peu près cohérentes, mais la concordance dans les détails est médiocre. À partir de l'analyse des erreurs des résultats de la simulation numérique et des résultats expérimentaux, on peut constater que l'erreur de la simulation numérique fluctue autour d'environ 5 % dans la plupart des cas, et que l'erreur maximale se situe dans les 13 %.

Comparaison des résultats de simulation numérique et des résultats expérimentaux du NZHC.

Comparaison des résultats de simulation numérique et des résultats expérimentaux du RPC.

Comparaison des résultats de simulation numérique et des résultats expérimentaux du RPGC.

Pour expliquer et analyser plus en détail la pulsation de pression dans la pompe dans des conditions d'utilisation spéciales combinées au champ d'écoulement dans la pompe, la simulation numérique instationnaire du système de pompe dans trois conditions d'utilisation spéciales est réalisée dans cet article. La figure 23 montre la comparaison entre la fluctuation de pression dans la pompe obtenue par simulation numérique instationnaire et la fluctuation de pression dans la pompe mesurée expérimentalement. La figure 23 montre que sous le NZHC et le RPGC, les composants de fréquence du signal de pulsation de pression obtenus par la simulation numérique et l'expérience sont fondamentalement les mêmes, et la différence d'amplitude est faible. Sous le RPC, la composante de fréquence du signal de fluctuation de pression obtenu par simulation numérique et expérience a une certaine erreur, et l'amplitude a également une certaine différence. La raison en est qu'il existe un écoulement instable grave dans la pompe dans la condition de pompe inversée, ce qui entraîne une diminution de la fiabilité de la simulation numérique. En général, la pulsation de pression obtenue par le calcul numérique instable peut refléter la loi de la pulsation de pression mesurée par l'expérience, et le champ d'écoulement interne obtenu par le calcul numérique instable peut être utilisé pour expliquer et analyser plus en détail la pulsation de pression dans la pompe.

Comparaison de la valeur de simulation numérique et de la valeur expérimentale de la pulsation de pression.

La figure 24 est la ligne de courant interne du système de pompe dans des conditions d'utilisation particulières24,25,26,27. La figure 24 montre que sous le RPC, le schéma d'écoulement dans le système de pompe est désordonné et qu'un phénomène sérieux de séparation de l'écoulement se produit après le passage de l'écoulement à travers la roue. Sous les conditions d'écoulement 0,66Qd et 0,82Qd, l'écoulement en spirale est plein de canaux. Cela est également cohérent avec le fait qu'il existe une grande quantité de pulsations dans les zones basse fréquence et haute fréquence du spectre de pulsation de pression du RPC dans le test de pulsation de pression. Sous le NZHC et le RPGC, le modèle d'écoulement à l'intérieur du système de pompe est relativement bon, la distribution de la ligne d'écoulement derrière la roue est relativement lisse et régulière, et l'écoulement dans le canal d'écoulement montre une certaine symétrie. Ceci est également cohérent avec la forme d'onde de pulsation de pression régulière et les composants de signal de pulsation de pression relativement simples de chaque point de surveillance sous le NZHC et le RPGC dans le test de pulsation de pression.

Conduite d'écoulement interne du système de pompage dans des conditions d'utilisation particulières.

La figure 25 représente 0,99 fois la hauteur des pales (près de la paroi du système de pompe) du vecteur vitesse et distribution de pression de la pompe. La figure 25 montre que sous le NZHC, le débit du système de pompe est important, l'angle entre la vitesse relative de l'écoulement du liquide et la direction circonférentielle est augmenté, et l'angle des pales n'est pas modifié, ce qui entraîne une diminution de l'angle du profil aérodynamique des pales. Il n'y a pas de zone de vortex ou de reflux évidente dans la face non travaillante de la pale. La répartition de la vitesse et de la pression est uniforme, et la collision et la diffusion du débit dans la pompe ne sont pas trop graves. Ce résultat est proche du champ d'écoulement interne obtenu par la simulation numérique de Wang d'un système de pompe à écoulement axial sous un NZHC1. Ceci est également cohérent avec la PPV plus petite de chaque point de surveillance dans la zone de la roue sous le NZHC dans le test de pulsation de pression. Sous le RPC, il y a un grand gradient de pression dans le bord d'attaque de l'aube, et une large gamme de zones de reflux apparaît dans la face non travaillante de l'aube. Le fluide dans la pompe montre la tendance de mouvement inverse avec le débit d'entrée. Le débit indésirable, tel que le reflux et le débit secondaire dans la pompe, conduit au signal de pulsation de pression complexe dans la pompe. Dans le test de pulsation de pression, les composants complexes du signal de pulsation de pression de chaque point de surveillance sous le RPC vérifient également cela. Avec l'augmentation du débit sous RPC, la plage de la zone de recirculation diminue progressivement et le schéma d'écoulement à l'entrée de la roue s'améliore progressivement. Ceci est également cohérent avec la situation dans laquelle la composante du signal de pulsation de pression a tendance à être simple, et les pulsations dans la région basse fréquence et la région haute fréquence disparaissent au point de surveillance P6 dans le test de pulsation de pression sous un RPC à grand débit. Sous le RPGC, lorsque le système de pompe fonctionne à des conditions de débit de 1,30Qd et 1,62Qd, l'état d'écoulement dans la pompe est bon et aucune séparation d'écoulement n'est trouvée dans la face non fonctionnelle de la roue. Lorsque le débit augmente à 1,94 Qd, un grand gradient de pression apparaît sur le bord d'attaque de la roue et une séparation locale de l'écoulement se produit sur la face non active de la roue. En général, le modèle d'écoulement interne du système de pompe à écoulement axial est meilleur lors de l'inversion de la production d'énergie, ce qui est cohérent avec la conclusion de la recherche de Qian sur l'inversion de la production d'énergie d'une petite pompe à écoulement axial11.

Diagramme vectoriel de distribution de pression et de vitesse de 0,99 fois la hauteur de la pale dans la section de la pompe (portée = 0,99).

Pour explorer les caractéristiques hydrodynamiques d'un système de pompe à écoulement axial dans des conditions d'utilisation particulières, un banc d'essai complet de haute précision pour le système de pompe à écoulement axial est établi dans cet article. Pour la première fois, une expérience de caractéristiques énergétiques et une mesure de fluctuation de pression dans la pompe sont réalisées pour un modèle de système de pompe à grand débit axial sous le NZHC, RPC et RPGC. Ensuite, le logiciel ANSYS CFX est utilisé pour résoudre l'équation continue et l'équation de Navier-Stokes moyenne de Reynolds, combinée avec le modèle de turbulence SST k-ω, et la courbe caractéristique et le champ d'écoulement interne du système de pompe dans des conditions spéciales sont obtenus. Enfin, les résultats de la simulation numérique sont comparés aux résultats expérimentaux. Les principales conclusions sont les suivantes:

L'amplitude de pulsation de pression du NZHC est faible et la valeur maximale de la MFA dans la zone de la roue apparaît toujours à l'entrée de la roue. Par rapport au DC, le MFA des points de surveillance P2, P3 et P4 à H = 0 m a diminué de 62,99 %, 63,00 % et 66,86 %, respectivement. La VPP à l'entrée de la roue a diminué de 67,16 % et la VPP à la sortie de la roue a diminué de 8,14 %. La distribution de vitesse et de pression dans la pompe est uniforme, et la collision d'écoulement, le reflux et la diffusion dans la pompe ne sont pas trop graves.

La composition du signal de fluctuation de pression du RP est complexe et les composantes harmoniques d'ordre élevé de la fréquence des pales sont plus évidentes. La MFA maximale dans la zone de la roue apparaît toujours à l'entrée de la roue. Par rapport au DC, sous le point optimal du RPC, la MFA des points de surveillance P2 et P3 a diminué de 76,58 % et 68,33 %, la MFA du point de surveillance P4 a augmenté de 43,84 %, la PPV de l'entrée de la roue a augmenté de 122,61 % et la PPV de la sortie de la roue a augmenté de 11,37 %. Le phénomène d'instabilité de l'écoulement dans la pompe est évident. Il y a un grand gradient de pression dans le bord d'attaque de l'aube, et une large gamme de zones de reflux apparaît dans la face non travaillante de l'aube.

La forme d'onde de la pulsation de pression du RPGC a une bonne régularité et périodicité, et la valeur minimale de la MFA apparaît toujours à l'entrée de la roue. Par rapport au DC, la MFA des points de surveillance P2, P3 et P4 a augmenté de 24,16 %, 77,71 % et 139,92 % sous le point optimal du RPGC, la PPV à l'entrée de la roue a augmenté de 65,34 % et la PPV à la sortie de la roue a augmenté de 206,40 %. L'état d'écoulement dans la pompe est bon, et aucun phénomène évident de séparation d'écoulement n'est trouvé dans la face non travaillante de la roue.

La pulsation de pression du système de pompe fonctionnant près de la tête nulle n'affectera pas le fonctionnement sûr et stable du système de pompe. Ce résultat est également cohérent avec les résultats obtenus à partir d'essais sur le terrain menés par Wang et al.1 sur un système de pompe à écoulement axial incliné sous un NZHC. Lorsque le système de pompe inverse le pompage, il y a une grande quantité de pulsations dans les régions basse et haute fréquence du signal de pulsation de pression, ce qui est très susceptible d'affecter le fonctionnement sûr et stable de l'unité. Ceci est différent de la conclusion obtenue par Ma et al.3 après avoir étudié les caractéristiques hydrodynamiques d'une pompe bidirectionnelle sous RPC. En effet, l'objet de Ma est une pompe à écoulement axial conçue pour un fonctionnement bidirectionnel, et l'objet de cet article est une pompe à écoulement axial conçue pour un fonctionnement unidirectionnel. La composition du signal de fluctuation de pression du système de pompe à écoulement axial dans la production d'énergie inverse est simple et a peu d'influence sur le fonctionnement sûr du système de pompe. Ceci est également cohérent avec la conclusion d'une excellente efficacité hydraulique et d'un meilleur régime d'écoulement interne pour les pompes à écoulement axial fonctionnant pour la production d'énergie inverse, comme indiqué par Qian et al.11.

Les travaux en cours utilisent principalement des méthodes expérimentales pour révéler les caractéristiques hydrodynamiques du système de pompe, en particulier les caractéristiques de pulsation de pression dans des conditions d'utilisation particulières. Dans le même temps, la possibilité d'utilisation multifonctionnelle et la stabilité de sécurité du système de pompe à écoulement axial sont évaluées en comparant les conditions de travail spéciales avec les conditions de conception. Les résultats de la recherche peuvent fournir une référence importante pour le fonctionnement sûr et stable d'un système de station de pompage à débit axial à faible portance dans des conditions d'utilisation particulières. Cependant, comment éliminer ou améliorer la pulsation de pression dans la pompe dans des conditions particulières n'a pas été bien résolu. Dans des recherches ultérieures, une analyse plus physique du système de pompe dans des conditions spéciales devrait être envisagée sur la base de la méthode CFD pour révéler le mécanisme d'endommagement de la pulsation de pression sur le système de pompe dans des conditions spéciales.

Coefficient de pulsation de pression

Fréquence (s−1)

Fréquence après transformée de Fourier (s−1)

Accélération locale de la pesanteur (m/s2)

Tête expérimentale (m)

Le couple de la roue (N m)

Vitesse nominale (r/min)

Multiple de la fréquence de rotation

Pression transitoire (Pa)

Pression moyenne (Pa)

Débit du système de pompe modèle (m3/s)

Flux conçu

Temps (s)

Vitesse circonférentielle de la sortie de la roue (m/s)

La densité de débit (kg/m3)

Vitesse angulaire de la roue (rad/s)

Efficacité (%)

Efficacité expérimentale (%)

Erreur

Dynamique des fluides computationnelle

Fréquence d'arbre

Transport de cisaillement

Fréquence de rotation de la turbine

Condition de conception du système de pompe

État de fonctionnement proche de zéro

Condition de pompe inversée

Condition de génération d'énergie inverse

Amplitude de la fréquence principale

Valeur crête à crête de la pulsation de pression

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Un projet financé par le développement du programme académique prioritaire (PAPD) des établissements d'enseignement supérieur du Jiangsu Le soutien à la construction et à l'assemblage de l'installation a également été fourni par le laboratoire d'ingénierie hydrodynamique de la province du Jiangsu.

Ce travail de recherche a été soutenu par la National Natural Science Foundation of China (Grant No. 51376155), la Natural Science Foundation of Jiangsu Province (Grant No. BK20190914), la China Postdoctoral Science Foundation (Grant No. 2019M661946) et le University Science Research Project of Jiangsu Province (Grant No. 19KJB570002).

Collège des sciences et de l'ingénierie hydrauliques, Université de Yangzhou, Yangzhou, 225009, Chine

Xiaowen Zhang et Fangping Tang

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XZ a contribué à la conservation des données, à l'analyse formelle et à la rédaction de la préparation du projet original ; FT a contribué à la visualisation et à la rédaction, à la révision et à l'édition de l'article. Tous les auteurs ont lu et accepté la version publiée du manuscrit.

Correspondance avec Fangping Tang.

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Zhang, X., Tang, F. Étude des caractéristiques hydrodynamiques d'un système de pompe à écoulement axial dans des conditions d'utilisation particulières. Sci Rep 12, 5159 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-09157-1

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Reçu : 29 octobre 2021

Accepté : 18 mars 2022

Publié: 25 mars 2022

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

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Journal de la Société brésilienne des sciences mécaniques et de l'ingénierie (2023)

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