Optimierungsdesign des Buckelphänomens einer Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl basierend auf CFD und Orthogonaltest

Wissenschaftliche Berichte Band 12, Artikelnummer: 12121 (2022) Diesen Artikel zitieren

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Mit dem Ziel, das Buckelphänomen in einer Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl zu eliminieren, wurden ihre Strukturparameter mithilfe der Methode der numerischen Strömungsmechanik optimiert. Basierend auf dem \(k - \varepsilon\)-Turbulenzmodell wurde eine 3D-Steady-Analyse des internen Strömungsfeldes durchgeführt. Es wurden die orthogonale Tabelle \(L_{9} \left( {3^{4} } \right)\) und vier Strukturparameter erstellt, darunter der Laufradauslassdurchmesser, die Laufradauslassbreite, die Anzahl der Schaufeln und der Schaufelauslasswinkel Als Einflussfaktoren wurden ausgewählt. Es wurden neun orthogonale Testschemata entwickelt und die Ergebnisse mithilfe der Gewichtsmatrixanalysemethode analysiert, um die Gewichtung der ausgewählten Faktoren auf die Testergebnisse zu ermitteln. Das optimale Schema wurde entsprechend dem Gewicht ausgewählt und die Ergebnisse der Gewichtsmatrixanalyse haben gezeigt, dass die Breite des Laufradauslasses den dominanten Einfluss auf die Förderhöhe, die Wellenleistung und den Wirkungsgrad hatte. Darüber hinaus war die Anzahl der Rotorblätter der Haupteinflussfaktor für die Wellenleistung und den Wirkungsgrad. Der Prüfstand für die Durchflussregelung von Kreiselpumpen wurde gebaut, um die numerische Simulation durchzuführen und alle Prototypen- und Optimierungspumpenindizes zu testen. Durch den externen Charakteristiktest ist ersichtlich, dass \(\beta_{2} Z^{0,773}\) der optimierten Pumpe 87,889 beträgt, was 24,89 % niedriger ist als der der Prototyppumpe, die den Buckel effektiv optimiert Phänomen der Kreiselpumpe. Die Versuchsergebnisse haben gezeigt, dass unter unterbewerteten Arbeitsbedingungen die Arbeitsleistung der optimierten Pumpe deutlich verbessert wurde. Die Kopfgröße wurde um 1,424 % reduziert und die Effizienz um 7,896 % gesteigert. Durch die Optimierung der strukturellen Pumpenparameter wurde der hydraulische Verlust des Strahlnachlaufs reduziert und das Phänomen des Druckkurvenbuckels effektiv beseitigt. Alle Leistungsindizes der optimierten Pumpe waren höher als die des Prototyps, was sowohl die Genauigkeit als auch die Zuverlässigkeit des Orthogonaltests und der Gewichtsmatrixanalysemethode bestätigte. Abschließend liefern die erzielten Ergebnisse eine Referenz für die konstruktive Auslegung von Hochleistungskreiselpumpen.

Eine Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl ist ein Kreiselpumpentyp mit einer spezifischen Drehzahl zwischen 20 und 80. Sie zeichnet sich durch geringen Durchfluss, hohe Förderhöhe und geringes Volumen aus und wird häufig in Produktion und Leben eingesetzt1. Bei Verwendung einer Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl kann es bei niedriger Durchflussrate leicht zu einem instabilen Buckelphänomen kommen. Dies wiederum erhöht Vibrationen und Geräusche, wodurch sich die Lebensdauer der Pumpe verkürzt und ihre Betriebszuverlässigkeit verringert. Derzeit ist der Mechanismus des Buckelphänomens bei Kreiselpumpen mit niedriger spezifischer Drehzahl nicht klar, und das Buckelphänomen der Förderhöhenkurve kann nicht aus der Konstruktion ausgeschlossen werden. Daher ist es neben der Untersuchung des Arbeitsmechanismus der Kreiselpumpe auch notwendig, die kritischen Strukturparameter der Pumpe zu optimieren, um ihre Arbeitsleistung zu verbessern.

Die Reduzierung und Beseitigung des Buckelphänomens der Förderhöhenkurve von Kreiselpumpen bei niedriger spezifischer Drehzahl ist seit langem ein wichtiger Bereich der Kreiselpumpenforschung. Zhang Desheng et al.2 erstellten zehn Entwurfsschemata und führten numerische Simulationen und Leistungsvorhersagen für Kreiselpumpen mit niedriger spezifischer Drehzahl durch. Die Autoren ermittelten Verteilungen von statischem Druck, Stromlinien, Geschwindigkeit und turbulenter kinetischer Energie in der Pumpe und verbesserten die internen Strömungseigenschaften. Zhang et al.3 verwendeten das SAS-Turbulenzmodell, um die numerische Vollkanalsimulation der Pumpturbine durchzuführen und die Auswirkung des Pumpenströmungsstrukturmechanismus auf die Buckeleigenschaften zu bestimmen. Zhang Peifang et al.4 analysierten die hydraulische Leistung von Kreiselpumpen mit niedriger spezifischer Drehzahl und untersuchten die Ursache des Phänomens des Kopfkurvenbuckels mit dem Ziel, eine Lösung vorzuschlagen. Li et al.5 verwendeten die dreidimensionale Simulationsgleichung mit konstantem Wert, um die Pumpenschaufeln zu entwerfen. Darüber hinaus analysierten sie die Strömungseigenschaften des Laufrads und ermittelten die Energieentladungseigenschaften der Pumpe im Buckelzonenmodus. Chen et al.6 experimentierten, indem sie zwei Trennwände in den Pumpensaugbereich einfügten. Experimentelle Ergebnisse haben gezeigt, dass die vorgeschlagene Methode die Leistungskurve der IS-Kreiselpumpe effektiv verbessern und den Buckel der Förderhöhe beseitigen kann.

Mit der kontinuierlichen Weiterentwicklung der Computational Fluid Dynamics (CFD) sind numerische Simulationen zu einer der wichtigsten Methoden zur Untersuchung des internen Strömungsfelds von Kreiselpumpen7,8,9,10,11,12,13,14 geworden. In dieser Arbeit wurde ein Untertyp der Kreiselpumpe als Forschungsobjekt verwendet und die CFD-Methode zur Berechnung des internen Strömungsfelds der Kreiselpumpe verwendet. Unter Berücksichtigung des Einflusses verschiedener Strukturparameter auf die Pumpenleistung wurden Strukturparameter durch orthogonale Tests optimiert. Die Förderhöhe, die Wellenleistung und der Wirkungsgrad der Kreiselpumpe wurden mithilfe einer Bereichsanalyse berechnet. Die optimale Parameterkombination wurde durch Gewichtsmatrixanalyse ermittelt. Zur Überprüfung der Entwurfsmethode wurde ein Prüfstand für die Durchflussregelung einer Kreiselpumpe gebaut. Schließlich haben die experimentellen Ergebnisse bestätigt, dass sich die Leistungsindikatoren der Kreiselpumpe nach der Durchführung der Oberflächenoptimierung verbesserten; Die Kopfkurvenbuckel wurden beseitigt und der gewünschte Effekt wurde erzielt.

Die Strukturparameter einer Kreiselpumpe sind wie folgt: Durchfluss \(Q = 102{\text{m}}^{3} /h\), Förderhöhe \(H = 100{\text{m}}\), Rotation Geschwindigkeit \(n = 2900{\text{r}} /min\) und spezifische Geschwindigkeit \(n_{s} = 56,343\). Die halboffene Laufradstruktur wurde übernommen und die wichtigsten Strukturparameter umfassten: Schaufelzahl \(Z = 7\), Schaufelaustrittswinkel \(\beta_{2} { = }26^\circ\), Schaufelumschlingungswinkel \( \varphi { = }110^\circ\), Laufradeinlass \(D_{j} = 100{\text{mm}}\) und Auslass \(D_{2} = 290{\text{mm}}\ ) Durchmesser, Laufradaustrittsbreite \(b_{2} = 13{\text{mm}}\) und Spiralgrundkreisdurchmesser \(D_{3} = 302{\text{mm}}\).

Der Berechnungsbereich der Kreiselpumpe ist in Abb. 1 dargestellt. Die Flüssigkeit strömt entlang der \(z\)-Achse in die Kreiselpumpe, während der Spiralumfang in der \(xoy\)-Ebene liegt. Der Gesamtberechnungsbereich umfasst sowohl den Laufrad- als auch den Spiralwasserkörper.

Berechnungsbereich.

Während des Betriebs ist die Kreiselpumpe vom Schlagverlust betroffen. Es gibt einen Unterschied zwischen den theoretischen \(H_{t} - Q_{t}\) und den tatsächlichen \(H - Q\)-Leistungskurven der Kreiselpumpe. Gemäß der theoretischen Analyse erfüllen die theoretische Förderhöhe der Kreiselpumpe \(H_{t}\) und der Durchfluss \(Q_{t}\) die folgende Gleichung:

wobei \(u_{2}\) die Schaufelauslassgeschwindigkeit in Umfangsrichtung ist, berechnet als:

Weiter in Gl. (1), \(\sigma\) stellt den Stoddard-Schlupfkoeffizienten dar, der wie folgt erhalten wird:

Durch Sortieren der oben angegebenen Gleichungen können die theoretische Förderhöhe \(H_{t}\) und der Durchfluss \(Q_{t}\) der Kreiselpumpe ermittelt werden über:

Nach Gl. (4) Die theoretische Förderhöhe der Kreiselpumpe \(H_{t}\) und der Durchfluss \(Q_{t}\) stehen in einer linearen Beziehung. Die theoretische Kurve \(H_{t} - Q_{t}\) zeigt einen sanften Trend, während die tatsächliche Kurve \(H - Q\) anfällig für das Buckelphänomen ist15. Wenn man eine Kurve ohne Buckelphänomen finden möchte, sollte deren Steigung erhöht werden. Unter Verwendung von Gl. (4) Der Laufradauslassdurchmesser, die Laufradauslassbreite, die Anzahl der Schaufeln und der Schaufelauslasswinkel wurden als kritische Faktoren ausgewählt, die das Buckelphänomen in der tatsächlichen \(H - Q\)-Kurve beeinflussen.

Bei kleinen Durchflussbedingungen erzeugt eine Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl leicht Wirbel im Strömungskanal, die den Durchfluss blockieren, was zu großen hydraulischen Verlusten und einer Förderhöhenreduzierung führt. Dadurch lässt sich das Buckelphänomen in der Kurve \(H - Q\) leicht erzeugen.

Ein orthogonaler Test ist eine Analysemethode zur Untersuchung des Einflusses mehrerer Faktoren und Ebenen auf Testergebnisse mithilfe einer orthogonalen Tabelle16. Mithilfe der Orthogonalität können repräsentative Kombinationen zum Experimentieren ausgewählt und der Einfluss jedes Parameters analysiert werden, um die optimale Kombination zu erhalten. Somit ist der Orthogonaltest eine effiziente, schnelle und kostengünstige Methode zur Versuchsplanung.

Basierend auf der \(H_{t} - Q_{t}\)-Kurvengleichungsanalyse und unter Berücksichtigung des Einflusses verschiedener Strukturparameter wurden der Laufradauslassdurchmesser, seine Breite, die Schaufelanzahl und der Schaufelaustrittswinkel als experimentelle Faktoren ausgewählt für den Orthogonaltest. Die orthogonale Testtabelle wurde verwendet, um alle Faktoren zu kombinieren und die numerische Berechnung durchzuführen, wobei für jeden Faktor drei horizontale Werte festgelegt wurden, wie in Tabelle 1 dargestellt.

Gemäß \(L_{9} (3^{4} )\) der orthogonalen Testtabelle wurden neun Testschemagruppen erstellt (siehe Tabelle 2).

Die professionelle Gittergenerierungssoftware GAMBIT wurde verwendet, um den Rechenbereich zu unterteilen und hochwertige hexaedrische Gitter zu erhalten. Darüber hinaus wurde es zur Verfeinerung lokaler Netze für komplexe Strukturen eingesetzt. Um die Gitterunabhängigkeitsanalyse durchzuführen und die Zuverlässigkeit und Genauigkeit der Berechnungsergebnisse sicherzustellen, wurden vier Gruppen von Gittern mit recht unterschiedlichen Gitterzahlen basierend auf der Förderhöhe ausgewählt. Die Ergebnisse sind in Tabelle 3 aufgeführt. Als die Anzahl der Gitter 2,14 Millionen überstieg, änderte sich die berechnete Förderhöhe geringfügig, was beweist, dass Gitter nicht relevant sind. Somit betrug die endgültige Anzahl der Gitter 2,14 Millionen.

Die Abbildungen 2 und 3 zeigen schematische Diagramme von Berechnungsdomänengittern.

Laufradgitter.

Spiralgitter.

Das interne Strömungsfeld wurde mit der Fluent-Software berechnet. Die numerische Lösung wurde auf Basis der Finite-Volumen-Methode des völlig unstrukturierten Gitters berechnet. Als Turbulenzmodell zur Lösung des internen Strömungsfeldes wurde das Standardmodell \(k - \varepsilon\) ausgewählt. Darüber hinaus wurde der SIMPLE-Algorithmus als Kopplungsmethode für Innendruck und Geschwindigkeit verwendet. Als Eintrittsbedingung wurde der Geschwindigkeitseinlass angenommen, während die Austrittsrandbedingung der freie Austritt war. Die rutschfeste Wand wurde als Randbedingung für die feste Wand und ihr rotierendes Gegenstück als Laufradwand verwendet. Die Konvergenzgenauigkeit betrug 0,0001.

Mit der CFD-Software wurde das interne Strömungsfeld von neun Testkombinationsgruppen simuliert. Es wurde ein mathematisches Modell erstellt, das Förderhöhe, Wellenleistung und Effizienz als Zielfunktionen verwendet. Ihre jeweiligen Werte wurden jeweils unter Verwendung von Gleichung berechnet. (5)17. Die Berechnungsergebnisse sind in Tabelle 4 dargestellt.

Die Reichweitenanalyse wurde anhand der orthogonalen Testergebnisse durchgeführt; Die Analyseergebnisse sind in Tabelle 5 aufgeführt.

Wie in Tabelle 5 gezeigt, war bei der Betrachtung von Kopf die Hauptfolge der Einflussindizes \(BACD\), mit der optimalen Kombination wie folgt: \(D_{2} { = }300{\text{mm}}\), \(b_{2} { = }13{\text{mm}}\), \(z{ = }7\) und \(\beta_{2} = 26^\circ\). Für die Wellenleistung war die Hauptfolge der Einflussindizes \(BCAD\) und die optimale Kombination war \(D_{2} { = }290{\text{mm}}\), \(b_{2} { = } 9{\text{mm}}\), \(z{ = }5\) und \(\beta_{2} = 24^\circ\). Schließlich wurden für die Effizienz Einflussindizes verschiedener Faktoren als \(BCDA\) mit der Kombination \(D_{2} { = }300{\text{mm}}\), \(b_{2} { = }9{\text{mm}}\, \(z{ = }6\) und \(\beta_{2} = 24^\circ\) optimal sind. Mit dem Ziel, schnell die optimale Kombination und die Hauptfolge der Einflussindizes für jeden Faktor zu finden, wurde eine Gewichtsmatrixanalyse durchgeführt. Die Gewichtsmatrix wurde für drei Zielfunktionen ermittelt und die Strukturparameter entsprechend dem Gewicht ausgewählt.

Die mehrobjektive Optimierung der Gewichtsmatrix wurde durchgeführt, um ein dreischichtiges Strukturmodell basierend auf dem orthogonalen Testschema18 zu erstellen, wie in Tabelle 6 gezeigt.

Die erste Schicht stellt die Testzielfunktionsschicht dar und ist definiert; Unter der Annahme, dass es im orthogonalen Test \(l\) Einflussfaktoren gibt, hat jeder Einflussfaktor \(m\) Ebenen. Darüber hinaus ist der Zielfunktionswert des Faktors \(A_{i}\) auf der Ebene \(j\) \(k_{ij}\). Der größere Wert der orthogonalen Experimentzielfunktion stellt eine bessere Probe dar; daher \(K_{ij} = k_{ij}\). Je kleiner der Zielfunktionswert, desto besser, dann gilt \(K_{ij} = 1/k_{ij}\). Die Matrix wurde wie in Gl. (6).

Die zweite Schicht repräsentiert alle Faktorschichten und ist definiert als \(T_{i} = 1/\sum\nolimits_{j = 1}^{m} {K_{ij} }\). Die in Gl. dargestellte Matrix. (7) wurde als nächstes festgelegt:

Die dritte Schicht ist horizontal; Die extremen Werteunterschiede der orthogonalen Testfaktoren wurden als \(s_{i}\) bezeichnet, was definiert ist als \(S_{ij} = s_{i} /\sum\nolimits_{i = 1}^{l } {s_{i} }\). Schließlich ist die in Gl. (8) kann geschrieben werden:

Die Gewichtsmatrix beeinflusst die Zielfunktion und ist definiert als: \(\omega = MTS\) und wurde wie folgt festgelegt:

In Gl. (9), \(\omega_{1} = K_{11} T_{1} S_{1}\), wobei \(K_{11} T_{1}\) das Verhältnis zwischen dem Faktor \(A_{ 1}\) Zielwert auf der ersten Ebene zum Zielwert aller Ebenen. Weiterhin ist \(S_{1}\) das Verhältnis zwischen der Polardifferenz des Faktors \(A_{1}\) und der gesamten Polardifferenz. Das Produktergebnis spiegelt den Einfluss der Faktoren \(A_{1}\) auf die Zielfunktion auf der ersten Ebene sowie die Größe der extremen Faktor-\(A_{1}\)-Unterschiede wider. Durch die Gewichtsmatrixanalyse kann der Einfluss jeder Faktorstufe auf die Zielfunktion ermittelt werden. Die primäre und sekundäre Ordnung sowie die optimale Kombination von Faktoreinflüssen auf die Zielfunktion können durch Gewichtung schnell ermittelt werden.

Unter Verwendung der oben dargestellten Ausdrücke wurden Gewichtsmatrizen von drei Zielfunktionen berechnet. Für Förderhöhe und Effizienz stellen die höheren Zielfunktionswerte die bessere Lösung dar, d. h. die entsprechenden Werte sind \(K_{ij} = k_{ij}\), \(T_{i} = 1/\sum\nolimits_{ j = 1}^{m} {K_{ij} }\), \(S_{ij} = s_{i} /\sum\nolimits_{i = 1}^{l} {s_{i} }\) . Für die Wellenleistung ist ein niedrigerer Zielfunktionswert besser. Die entsprechenden Werte sind \(K_{ij} = 1/k_{ij}\), \(T_{i} = 1/\sum\nolimits_{j = 1}^{m} {K_{ij} }\) , \(S_{ij} = s_{i} /\sum\nolimits_{i = 1}^{l} {s_{i} }\).

Die erste Zielfunktionsgewichtsmatrix (Kopf) lautet wie folgt:

Die Gewichtungsmatrix der zweiten Zielfunktion (Wellenleistung) lautet wie folgt:

Die dritte Zielfunktionsgewichtsmatrix (Effizienz) lautet:

Schließlich ist die Gesamtgewichtsmatrix der orthogonalen Testzielfunktion der Durchschnitt der Gewichtsmatrizen von drei Zielfunktionen:

Gemäß den Ergebnissen der Gewichtsmatrixberechnung werden Faktoreinflüsse auf die orthogonale Testzielfunktion als \(BCAD\) geordnet; Gewichte der horizontalen Werte für jeden Faktor sind \(A_{3}\), \(B_{3}\), \(C_{2}\) und \(D_{3}\). Das optimale orthogonale Testkombinationsschema ist \(A_{3} B_{3} C_{2} D_{3}\), nämlich: \(D_{2} { = }300\,{\text{mm}}\ ), \(b_{2} { = }9\,{\text{mm}}\), \(Z{ = }6\) und \(\beta_{2} = 22^\circ\).

Um die Machbarkeit des Optimierungsmodells zu überprüfen, wurde die numerische Full-Flow-CFD-Simulation des Optimierungsmodells durchgeführt. Die Ergebnisse wurden mit den Ergebnissen für die Prototyppumpe verglichen.

In der Nähe des Zungenströmungskanals (Strömungskanal Nr. 1) wurde eine Nummerierung gegen den Uhrzeigersinn verwendet. Die Innendruckoberflächengeschwindigkeit jedes Strömungskanals war größer als die Saugoberflächengeschwindigkeit. Zudem erreichte die Austrittsgeschwindigkeit im letzten Strömungsdurchgang den Maximalwert. Aufgrund der hydraulischen Wirkung zwischen Strömungskanal und Zunge änderte sich die Strömungsrichtung der Flüssigkeit. Die relative Geschwindigkeitsverteilung an der Zwischenschnittstelle der Kreiselpumpe ist in Abb. 4 dargestellt.

Die relative Geschwindigkeitsverteilung an der Zwischenschnittstelle der Kreiselpumpe.

Wenn der Zustand mit geringer Durchflussrate aktiv ist, befindet sich die Zone mit niedriger Geschwindigkeit hauptsächlich auf der Blattdruckoberfläche. Gleichzeitig ist die Strömungsrichtung der Flüssigkeit zwischen Schaufeleinlass und -auslass ungeordnet. Sobald die Strömungsgeschwindigkeit unter \(0,8Q_{t}\) sinkt, nimmt der Grad der Turbulenz kontinuierlich zu. Die Wirbel treten in mehreren Strömungskanälen auf, und die Anzahl der Wirbel nimmt mit abnehmender Strömungsgeschwindigkeit zu. Wirbel in Strömungskanälen dehnen sich kontinuierlich im Uhrzeigersinn des Laufrads aus und blockieren durch Flüssigkeit mit niedriger Geschwindigkeit. Dies führt zu größeren hydraulischen Verlusten, was dazu führt, dass die Prototyppumpe bei einer kleinen Durchflussrate einen Buckel der Kreiselpumpen-Förderhöhenkurve erzeugt.

Für die Optimierungspumpe kann der Grad der Störung der Flüssigkeitsströmungsrichtung oberhalb der Strömungsbedingung \(0,4Q_{t}\) optimiert werden. In diesem Fall ist die Flüssigkeitsströmungsrichtung in jedem Laufraddurchgang stabiler. Darüber hinaus erscheint unter der Strömungsbedingung \(0,4Q_{t}\) eine kleine Anzahl von Wirbeln im Strömungskanal, ähnlich wie bei der Prototyppumpe unter der Bedingung kleiner Strömung. Dadurch wird die Förderhöhe im geschlossenen Totpunkt der Optimierungspumpe verringert.

Auf der Grundlage des NGL002-Kreiselpumpentestgeräts wurde ein Durchflusskontrollprüfstand gebaut, um die Genauigkeit der Optimierungsergebnisse zu überprüfen, wie in Abb. 5 dargestellt. Die Prototyppumpe und die Optimierungspumpe wurden auf externe Eigenschaften unter mehreren Bedingungen getestet und verifiziert.

Prüfstand für Durchflusskontrolle.

Der Prototyp und die optimierten Pumpenlaufräder sind in Abb. 6 dargestellt.

Laufrad.

Die experimentellen Ergebnisse, die den Prototyp und die externen Eigenschaften der Optimierungspumpe enthalten, sind in den Abbildungen dargestellt. 7 und 8.

Kopfkurve.

Effizienzkurve.

Wie aus den Testergebnissen hervorgeht, bleibt das Variationsgesetz der äußeren Kennlinie trotz variierender Arbeitsbedingungen praktisch gleich. Die Ergebnisse der numerischen Simulation stimmen gut mit den experimentellen Werten überein und spiegeln den sich ändernden Trend aller Indizes bei unterschiedlichen Durchflussraten wider. Die durch numerische Simulation erhaltenen Förderhöhen und Wirkungsgrade sind höher als die experimentellen Werte, hauptsächlich weil der Energieverlust jedes Teils und die Herstellungsfehler des Laufrads in der numerischen Simulation nicht berücksichtigt wurden. Anhand der Verifizierungsergebnisse für externe Merkmale lässt sich erkennen, dass der Leistungsindex der Optimierungspumpe höher ist als der des Prototyps. Die Prototyppumpe \(\beta_{2} Z^{0,773}\) und die Optimierungspumpe betragen 117,013 bzw. 87,889. Da der optimierte Schaufelaustrittswinkel und die Anzahl der Schaufeln reduziert wurden, wurde das Hump-Phänomen effektiv optimiert19.

Die Ergebnisse der externen charakteristischen Tests wurden für verschiedene Indizes extrahiert, wie in Tabelle 7 gezeigt.

Anhand von Tabelle 7 ist ersichtlich, dass unter Nennbedingungen die Förderhöhe der optimierten Kreiselpumpe um 1,424 % reduziert wurde, während der Wirkungsgrad um 7,896 % stieg. Da die Prototyppumpe unter Betriebsbedingungen von \(0,8Q_{t}\) einen Buckel erzeugte, war die Förderhöhe unter Betriebsbedingungen von \(0,6Q_{t} - 1,0Q_{t}\) größer als die Förderhöhe der Optimierungspumpe. Die tatsächliche Kurve der Optimierungspumpe \(H - Q\) zeigt kein Buckelphänomen, was bedeutet, dass das Optimierungsziel erreicht wird: Die Indexwerte werden effektiv verbessert. Zusammenfassend lässt sich sagen, dass der orthogonale Test und die Gewichtsmatrixanalysemethode machbar sind, wobei die Genauigkeit des optimierten Entwurfsschemas überprüft wird.

Es wurde ein hydraulischer Entwurf einer Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl durchgeführt. Es wurden dreidimensionale Laufrad- und Spiralmodelle erstellt.

Unter Verwendung des Orthogonaltests wurden neun Gruppen von Testschemata entworfen, und die Einflussreihenfolge jedes Faktors auf jeden der Indizes wurde durch Bereichsanalyse ermittelt. Darüber hinaus wurde durch die Verwendung der Gewichtsmatrixanalyse und der Gewichtsbeziehung zwischen den Faktorstufen eine Reihe von Optimierungsmodellen erhalten: \(D_{2} { = }300{\text{mm}}\), \(b_{2 } { = }9{\text{mm}}\), \(Z{ = }6\) und \(\beta_{2} = 22^\circ\). Das interne Strömungsfeld des Prototyps und der Optimierungspumpe wurde numerisch simuliert. Die Simulationsergebnisse haben gezeigt, dass das Hump-Phänomen in der Optimierungspumpe deutlich verbessert wurde. Somit wurde die Machbarkeit des Optimierungsschemas überprüft.

Der Prüfstand für die Durchflussregelung von Kreiselpumpen wurde gebaut und die Simulations- und Testwerte jedes Prototyps sowie der Optimierungspumpenindex wurden unter verschiedenen Arbeitsbedingungen ermittelt. Testergebnisse haben gezeigt, dass die Leistungsindizes bei der Optimierungspumpe höher waren, wodurch das Buckelphänomen beseitigt und die hydraulische Leistung verbessert wurde. Die Genauigkeiten des Entwurfsprozesses und der Optimierungsmethode wurden weiter überprüft.

In dieser Arbeit wurde eine Art Kreiselpumpe als Forschungsobjekt verwendet und die hydraulische Konstruktion auf der Grundlage der CFD durchgeführt. Die wichtigsten Strukturparameter wurden über einen orthogonalen Test optimiert. Um die Durchführung von Verifizierungstests zu ermöglichen, wurde eine Testplattform gebaut, die die Genauigkeit des orthogonalen Testschemas überprüfte und die Arbeitsleistung der Kreiselpumpe verbesserte. Im Vergleich zur Prototyppumpe wurde der Auslasslaufraddurchmesser der optimierten Pumpe vergrößert, während die Laufradauslassbreite, die Anzahl der Schaufeln und der Schaufelaustrittswinkel kleiner wurden. Mit der Vergrößerung des Laufradaustrittsdurchmessers und der Verringerung seiner Breite vergrößerte sich die Strömungsdurchgangsfläche, wodurch die hydraulischen Verluste verringert wurden. In diesem Fall würde die Überlastung vermieden und das „Jet-Wake“-Phänomen und der Buckel würden eliminiert. Gleichzeitig vergrößerte sich mit der Verringerung der Schaufelanzahl und des Schaufelaustrittswinkels die Fläche jedes Strömungskanals. Dadurch verringerte sich der statische Druck am Schaufelaustritt, hauptsächlich um lokale Rückströmungen und Strömungsablösungen zu vermeiden. Es ist ersichtlich, dass durch die Optimierung der strukturellen Kreiselpumpenparameter die Pumpenförderhöhe reduziert und die interne Strömungsstabilität und Arbeitseffizienz verbessert wurden. Dadurch konnten eine Reihe negativer Probleme wie Vibrationen, Lärm und ein hoher Energieverbrauch von Pumpen- und Rohrleitungssystemen, die durch das Hump-Phänomen verursacht werden, wirksam gemildert werden. Im nächsten Schritt wird ein Multi-Ziel-Optimierungsentwurf rund um die äußeren Eigenschaften des Zentrifugalpumpenkopfes, der Wellenleistung und des Wirkungsgrads durchgeführt, wobei der Schwerpunkt auf einer eingehenden Untersuchung der durch den Strömungsfluss der Zentrifugalpumpe verursachten Vibrationsgeräusche liegt, um die Funktionsweise umfassend zu verbessern Leistung der Kreiselpumpe.

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Dieses Projekt wird vom „Discipline (Professional) Top Talent Academic Funding Project“ der Anhui Province University (Nr. gxbjZD2021076) unterstützt. Dieses Projekt wird vom Schlüsselprojekt für naturwissenschaftliche Forschung an Hochschulen und Universitäten der Provinz Anhui (Nr. KJ2021A1026) unterstützt. Dieses Projekt wird vom Schlüsselprojekt der Natural Science Foundation der Chaohu-Universität (Nr. XLZ-201902) unterstützt. Dieses Projekt wurde vom National College Student Innovation and Entrepreneurship Training Program Project (Nr. 202210380038) finanziert. Dieses Projekt wird vom Excellent Talent Cultivation Innovation Project der Provinz Anhui (Nr. 2018zygc031) unterstützt.

Fakultät für Maschinenbau der Chaohu-Universität, Anhui Chaohu, 238000, China

Wang Yu-qin und Ding Ze-wen

Technische Universität der Philippinen, 1106, Manila, Philippinen

Wang Yu-qin

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ZD ist für die numerische Simulation der Kreiselpumpe und die Berechnung der Gewichtsmatrix verantwortlich. YW schlägt die allgemeinen Designideen und orthogonalen Testschemata vor und ist für die Testverifizierung und andere Arbeiten verantwortlich.

Korrespondenz mit Wang Yu-qin.

Die Autoren geben an, dass keine Interessenkonflikte bestehen.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Yu-qin, W., Ze-wen, D. Optimierungsdesign des Buckelphänomens einer Kreiselpumpe mit niedriger spezifischer Drehzahl basierend auf CFD und Orthogonaltest. Sci Rep 12, 12121 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-16430-w

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Eingegangen: 27. Juli 2021

Angenommen: 11. Juli 2022

Veröffentlicht: 15. Juli 2022

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-16430-w

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