轴流式水轮机收集装置性能改善研究
摘要
我们以前开发的开放式水轮机包括一个带有收集装置的轴流式转轮和扩散器。该水轮机的输出功率通过使用水的动能捕获并加速开放通道水流而得到改善。本研究的目的是进一步提高水轮机的性能。使用数值分析，我们测试了单一转轮和通过改变翼型和叶片数的收集设备的性能和流场。因此，具有两刃（采用MEL031翼型并改变叶片角度）的转轮体D的输入功率系数的最大值等同于具有两个叶片（MEL021翼型）的转轮体的最大值。我们发现，转轮D复合机构具有最高的涡轮效率，从而功率系数最大。此外，通过数字分析计算出的转轮体 D复合材料的性能在开放通道水流试验中得到了实验验证。
关键词：水轮机，转轮，收集装置，翼型，性能，流场。
一，简介
许多替代天然能源中，水电发电最近又引起了人们的关注，因为与其它可再生能源相比，其能量密度高，波动小。利用水力发电的水轮机大致分为管道[ 1 ]与开放流道[2-4]。用于管道的水轮机需要有蓄水在水坝或水箱中的水，水从管道中自由落下，水的势能转化成涡轮机的动能，然而堵水可能会对生态系统有一定的负面影响。与此同时，安装这样的水力系统的合适地点也越来越少。
另一方面，对于开放式流道的水轮机来说因为导水要求的基础设施极少，并且需要利用低水头开放流道，然而，这一技术的设置位置是有限的，因为许多现有的水轮机的开放通道设有进气堰，且转速较低，并且尺寸较大。尽管水轮机被放置在流道上能够形成简单的动力，可水轮机每单位进水面积输出有效功率较低。
我们提出了一种新型的便携式水轮机，利用在开放流道中的动能，和扩散器风轮机的原理[ 8 ]，为了提高输出功率，该水轮机包含一个附加的收集装置，一个扩散段加速水流的轴流式转轮。开放式流道水轮机的安装高度受水深的限制。因此，收集装置的扩散器部分固定在高度方向并沿横向方向伸长，对于转轮外径可以增大到水的深度尺寸。此外，由于采用高速旋转式转轮，尺寸小和重量轻使它在与发电机匹配方面具有很大优势。我们采用稳态流量分析方法，对单流道水轮机的单一的收集装置，和组合体组成的流道和收集装置的性能和流场进行了研究，我们也实验验证该水轮机有效性分析的结果[ 9，10 ]。此外，我们消除了滑道间的干扰的影响（与不同数量的叶片）和轴向不对称收集装置的水轮机
本研究的目的是提高性能的轴流式水轮机与收集装置。因此，通过数值分析，我们研究了性能和流场的单流道和复合体组成的量和收集不同的翼型、叶片数的装置。此外，我们进行了一项实验，用一个实际的航道评估和验证模拟结果。
二，水轮机试件
例如，转轮 D复合体的水轮机试验件的示意图如图1所示。和坐标系统【9-11】如图2所示,水轮机采用扩压器风机【8】】附有边缘的原则包括采集装置（CD）附加到轴流流道上.水轮机的设计流速V = 1.5米/秒和400毫米的水深明渠安装。从入口侧观察，叶片相位角theta;*从z轴逆时针观察为正。 当基准叶片位于z轴的正方向（下述图4中的位置）时，theta;*被定义为0°。
收集装置由入口喷嘴部分，扩散器部分和边缘组成。 具有浅水深度的开放通道在高度方向上受到约束。因此，这里描述的液压涡轮机不同于其中收集装置的扩散器部分垂直恒定且水平变化的常规的涡轮涡轮机[8,12-14]和水力涡轮机【15-18】】。边缘附接到收集装置的出口的左侧和右侧。 因此，通过使扩散器部分的高度与水深度相同，可以使流道外径几乎与水深度一样大。以扩散段的高度为400mm匹配设计水深，扩展角为8.1°，每个边缘的长度为100mm。 收集装置的总长度为1085mm。
图3（a）-3（d）示出了在本研究中用于试验的四个流道，其尺寸列于表1中。转轮A包含了基于叶片元动量理论设计的原型，使用三个叶片，其中翼型与MEL021 [19]一致，具有相对于翼弦长度的最大叶片厚度。迎角的设计值为5°。转轮B是一个基于转轮 A [11]的三个叶片简单设计的双叶片转轮。流道C改为MEL031 [19]，其在转子B的翼型中具有低的雷诺数（1times;105）的低的提升比。转轮 D是转轮C的改进版本，叶片角度改变。 为了增加输出功率，每个转轮的外径设计为大致匹配设计的水深。
图1水轮机（Runner D C.D.） 图2坐标系的定义
图3测试轮
三，数值分析的方法和条件
使用通用热流体分析代码ANSYS CFX15.0进行数值分析。 在该水轮机的复合体中，功率系数主要取决于轴向非对称收集装置[11]的流道和扩散段之间的干涉，因此，进行复合体的三维非定常流动分析和单个流道的三维稳定流动分析。控制方程是质量方程[20]的守恒和动量守恒方程[20]。 湍流模型使用SST（剪切应力传递）模型[21]。 此外，工作流体使用水。
例如，转轮D复合体的计算模型如图4所示，总计算区域如图5所示。计算区域包括单个流道或复合体，它们的中间区域和外部区域。 为了评估计算对象的潜在性能，我们假设均匀流进入放置计算对象的广阔空间（外部区域）[9-11]。因此，不考虑开放通道中自由表面和速度分布等的影响。 外部区域是圆柱形的，其直径是转轮的外径D的10倍。此外，上游和下游的长度分别是转轮的外径D长度的10倍和15倍，这是从转轮的中心测量的。 总计算网格分别由单转轮和复合体分析的2.5 7-2.92和3.33-3.67万个元素组成。我们证实，通过将计算网格的总数增加1.5倍，对网格数量的依赖性相对较小[10]。 边界条件为入口边界的流速vinfin;= 1.5m / s，流道的任意旋转速度和出口边界的0Pa的静压力（表压）。外部区域的外周被指定为滑移条件，并且壁表面被指定为防滑条件。 旋转和静态系统之间的边界在稳定流分析中使用冷却转子[22]技术，在非稳态流分析中使用瞬态转子 - 定子[22]技术。 通过流动分析，叶片相位角theta;*固定为0°。
图4计算模型（ 转轮D C.D.） 图5计算域（转轮D C.D.）
四，结果与讨论
4.1性能特性比较
图6示出了每个单流道和复合体的叶尖速度比lambda;和功率系数CW之间的相关性 。 这里，作用在叶片表面上的压力和壁面剪切应力乘以半径，并获得扭矩。考虑到单个流道，转轮A在lambda;= 5.0时的最大值为0.191，对于转轮 B在lambda;= 5.0时为0.139，对于转轮 C在lambda;= 5.7时为0.266，对于转轮D在lambda;= 5.0时为0.265; 因此转轮C具有最大的值。 在三个叶片相对于两个叶片的情况下，CW的最大值较大，并且在两个叶片设计内比较，MEL031翼型的值大于MEL021翼型的值。关于复合体，转轮 A在lambda;= 6.5时的最大值为0.573，对于转轮 B来说在lambda;= 8.5时为0.645，对于转轮 C在lambda;= 5.7时为0.623，对于转轮 D来说为0.707at。 ，D分别比原型转轮 A增加了1.13倍，1.09倍和1.23倍。
因此，我们发现具有改变的叶片角的具有两个叶片（MEL031翼型）的复合体具有最大的CW值。 此外，复合体转轮A，B，C和D的最大值分别增加了3.00,4.64,2.34和2.67倍，与单个转轮相比。 因此，由于收集装置的功率系数的增加随着MEL021翼型的两个叶片而变得更大。
图6叶尖速比和功率系数之间关系
4.2各种特性和流场的比较
我们通过测试每个转轮的特征来研究提高输出功率的因素。 功率系数CW，输入功率系数CI和入口速度比K通过以下等式[8]，
Cpdis扩散器压力恢复系数，Cpbis背压系数，f为修正系数（F≦1），eta;是涡轮机效率，nu;在轮毂比，和psi;是装载系数。校正系数考虑引起的转轮，叶片尖端的涡流，和的出口处的旋流收集装置扩散器的性能变化。 它还考虑收集装置的入口损失，其迄今为止已被忽略。
载荷系数psi;，入口速度比K，并参考尖速比lambda;每个转轮复合体输入功率系数Ci都显示在图7，8，和9，分别。此外，装载系数和输入功率系数或入口速度比在图10所示的关系。图10 CI和K是在方程（2）和（3）F = 1的假设下，利用CPD和CPB的一个收集装置进行分析。
从图。 从图7可以看出，对于转轮A和B（对于单转轮和复合体），psi;随着lambda;的增加而逐渐增加。 相比之下，对于转轮C和D，psi;在两种情况下随着lambda;的增加而显着增加。 特别地，在复合体的情况下，psi;在lambda;gt; 5.7时急剧增加。 对于转轮C，psi;在这两种情况下都变为最大（除了低尖速比区域）。比较转轮A和C，关于复合体的psi;，转轮A在低尖端速度比区域中显示较高的值，而转轮C在高尖端速度比区域中显示较大的值。 发生psi;的反向现象的lambda;的值在转轮C的CW达到最大值的尖端速度比的附近。 当CW减小后面的叶尖速度比时，这可能受到psi;的增加的影响。 如图11（a）-11（d）所示，这种趋势也可以用在lambda;= 6.5周围的水力涡轮机周围的静态压力分布来验证。 可以看出，与转轮A相比，转轮C复合体前面的流道的CP大得多，转轮D复合体的CP大一些。
如图8所示，可以看出，转轮B在单个流道和复合体的整个尖端速度比范围内具有最大的入口速度比，这是相对于负载系数的相反趋势。转轮C和D在低尖端速度比区域中显示较大的K值，但在高尖端速度比区域中具有较小的K。与lambda;值相比，在lambda;= 6.5时， 转轮A-D分别比单个转轮分别增加了1.251倍，1.470倍，1.184倍和1.220倍。 因此，由于收集装置，较小负载系数的转轮具有较大的入口速度比和较大的入口速度比的增加。
如图9所示，对于所有单个转轮，转轮C的CI值在整个尖端速度比的范围内是最大的。 在所有复合体中，转轮B的CI值对于高尖端速度比是最大的。 转轮C和D的CI值在lambda;gt; 5.7时急剧下降。 该点在尖端速度比的附近，其中上述psi;曲线增加（psi;减小的K的极端增加）。 转轮C和D对于低尖端速度比具有大的CI值。具体地，转轮D的CI的最大值等于跑道B的CI。根据图10所示的理论值，该收集装置在 psi;= 0.52。因此，转轮D的psi;值随着MEL031叶片的增加而增加。 这是因为psi;值接近C1的理论值达到最大值，从而在高尖端速度比（当叶片数目减少到改变的叶片角度两倍时）中发生K的减小。 因此，通过改变叶片的数量来调节负载系数和增加输入功率系数是一种有用且相对简单的方法。
所有研究的情况的涡轮机效率eta;值示于图1。另外，限制叶片的喷嘴表面上的流线在图1和图2中示出。 13-16。这里，L.E.指的是前缘和T.E.到后缘。如图12所示，与CW数据类似，复合体的流道的eta;的最大值与单流道的流道的最大值相比向高速端侧移动。对于流道A和B，复合体的eta;的最大值趋向于相对于单流道的eta;的最大值稍微增加。相反，对于流道C和D，复合体的eta;的最大值相对于单流道的情况倾向于略微降低。比较流道A和B的最大值eta;，前者对于单流道显示较大的值，而后者对于复合体具有较大的值。流道C（MEL031）总是显示eta;的最大值大于流道B的最大值，而改变叶片角度的转轮D在整体上具有最大值。
参考图13-16，尽管在lambda;= 6.5处，流道A复合本体与毂点的点相分离，但是它从中点到尖端保持相对良好的流动状态。相比之下，转轮 B复合体显示出从轮毂点到靠近尖端的主要分离，因为迎角随着K的增加而变得过大。这个分离面积在lambda;= 7.5时略微变小，这代表了流道B的最大效率相反，在lambda;= 6.5时，转轮 C复合体具有与转轮A复合体几乎相同的分离面积。因此，转轮 C复合体的最大效率高于转轮 A复合体的最大效率的原因两个复合体的分离面积几乎相同，这似乎是因为在低雷诺数（1times;105）附近的MEL031的牵引力比低于MEL021。此外，与转轮 C相比，转轮 D复合体的分离面积减小，这似乎有助于转轮 D复合体的高效率。
具有两个MEL031叶片和改变的叶片角的复合体的输入功率系数的最大值等于具有两个MEL021叶片的复合体的输入功率系数的最大值。 因此，我们可以得出结论，具有两个MEL031叶片和改变的叶片角的复合体具有最高的涡轮机效率，并因此具有最大的功率系数。
图7叶尖速度比与载荷系数的相关性 图8叶尖速度比和入口速度比之间的相关性。
9叶尖速度比和输入功率系数之间的相关性 图10负载系数对输入功率系数和入口速度比的影响
图 11lambda;= 6.5（x-y截面，theta;* = 0）处的静压分布，
图12叶尖速度比和涡轮机效率之间的相关性
图13吸力面极限流水线（流道A C.D.） 图14吸力面极限流水线(B C.D.）
图15吸力面极限流水线（流道C C.D.） 图16吸力面极限流水线（流道D C.D）
4.3实验验证
为了验证水轮机数值分析的结果，我们在福岛县米纳西苏区的田达町的运河进行了一项测试[10]。 例如，在验证测试中使用的zl D复合体的原型如图17所示。原型包括流道，收集装置和发生器。 使用两个转轮 A和D. 两种流
剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
英语原文共 9 页，剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
资料编号：[137020]，资料为PDF文档或Word文档，PDF文档可免费转换为Word
以上是毕业论文外文翻译，课题毕业论文、任务书、文献综述、开题报告、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。
