JP7329220B2 - Composite impeller of centrifugal pump based on impeller load distribution and its design method - Google Patents
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Description
本発明は、ポンプ本体の羽根車構造及びその設計方法に関し、特に、羽根負荷分布に基づく遠心ポンプの複合羽根車の設計方法に関し、流体機械工学及び動力工学の分野に属する。 TECHNICAL FIELD The present invention relates to an impeller structure of a pump body and a design method thereof, and more particularly to a design method of a compound impeller of a centrifugal pump based on impeller load distribution, and belongs to the fields of fluid mechanics and power engineering.
ポンプは、汎用機械として、国民経済の様々な分野に広く応用されており、特に、国防、水利、航空、石油化学工業などの分野において非常に重要な役割を果たしている。しかしながら、遠心ポンプの運転中に無視できない問題が存在し、主にキャビテーションの危険性及び突出した圧力脈動として現れる。キャビテーション現象は、羽根の入口付近で流体の流速が大きく、局所的な低圧領域が存在したことに起因するものである。これを解決するには、短羽根を採用することによって、羽根の入口での押し合いを少なくし、入口での流速を低減させることができる。突出した圧力脈動は、流路の内部に流れの剥離、二次流れ等の不等流の構造が発生したことに起因するものであり、羽根の数を増やすことによって解決することができる。今日の大化学工業、大石油化学などの産業において、遠心ポンプの正常な運転は、生産プロセス全体の正常な運転を効果的に確保する。いったん遠心ポンプが正常に稼働できなければ、破滅的な結果を招く。したがって、キャビテーションと圧力脈動による危険を同時に回避する方法に対する研究は、遠心ポンプにとってとりわけ重要である。 Pumps, as general-purpose machines, are widely applied in various fields of the national economy, and play a very important role especially in fields such as national defense, water conservancy, aviation, and petrochemical industry. However, non-negligible problems exist during the operation of centrifugal pumps, manifested mainly as cavitation hazards and prominent pressure pulsations. The cavitation phenomenon is caused by the presence of a localized low-pressure region with high fluid velocity near the inlet of the blade. In order to solve this problem, short blades can be used to reduce the pressure of the blades at the inlet and reduce the flow velocity at the inlet. The protruding pressure pulsation is caused by flow separation, secondary flow, and other unequal flow structures occurring inside the flow path, and can be solved by increasing the number of blades. In today's large chemical industry, large petrochemical industry, etc., the normal operation of the centrifugal pump effectively ensures the normal operation of the entire production process. Once the centrifugal pump fails to operate properly, the consequences are catastrophic. Therefore, research into how to simultaneously avoid cavitation and pressure pulsation hazards is particularly important for centrifugal pumps.
国内外の多くの研究により、分流短羽根によって遠心ポンプの効率と耐キャビテーション性を向上させ、失速流れの発生を防止することができることが示された。これは、遠心ポンプの正常な稼働にとって重要な意義がある。 Many studies at home and abroad have shown that diverting short impellers can improve the efficiency and cavitation resistance of centrifugal pumps and prevent the occurrence of stall flow. This has important implications for normal operation of the centrifugal pump.
現在、一般的に拡散係数ＤＦを失速流れの判断根拠として用いる。ＤＦは
で示される。しかし、この式により羽根車の失速流れを判断する場合は、比較的に煩雑であり、困難度が高い。したがって、失速流れが発生したか否かを判断するには、簡単で効果的な新規の判定基準が必要であり、これによって、流れをより安定させるように短羽根を取り付ける必要があるか否かを判定する。
Currently, the diffusion coefficient DF is commonly used as a basis for determining stalled flow. DF is
is indicated by However, it is relatively complicated and difficult to determine the stall flow of the impeller using this formula. Therefore, new simple and effective criteria are needed to determine whether stall flow has occurred, by which short blades need to be fitted to make the flow more stable. judge.
次に、羽根車に短羽根を取り付ける必要があると判定した場合、複合羽根車を設計する必要がある。現在、通常の複合羽根車の設計方法は、オイラー方程式に基づくヘッド係数の設計方法であり、例えば、２０１１年に浙江大学の許斌杰が「半開放型複合羽根車を備えた多段式遠心ポンプの設計と性能予測方法についての研究）」という論文を発表した。当該論文では、ヘッド係数の設計方法により複合羽根車を設計し、その結果から、複合羽根車は、羽根車内の逆流と流出現象の発生を効果的に回避でき、ヘッド係数を顕著に向上できることが示された。しかし、当該方法で設計された複合羽根車による遠心ポンプのキャビテーション性能と圧力脈動の改善は顕著ではない。 Next, if it is determined that short blades need to be attached to the impeller, a composite impeller must be designed. At present, the general design method for composite impellers is the head coefficient design method based on the Euler equation. and a study on performance prediction methods)”. In this paper, a composite impeller is designed by the head coefficient design method, and the results show that the composite impeller can effectively avoid the backflow and outflow phenomenon in the impeller, and can significantly improve the head coefficient. shown. However, the improvement of cavitation performance and pressure pulsation of the centrifugal pump by the compound impeller designed by this method is not remarkable.
したがって、従来技術には、失速流れが発生したか否かを判断し、遠心ポンプのキャビテーションと圧力脈動による不利な影響を同時に回避することができる方法が欠けている。 Therefore, the prior art lacks a method that can determine whether stall flow has occurred and simultaneously avoid the adverse effects of cavitation and pressure pulsation in centrifugal pumps.
本発明は、前記の背景技術における不足を克服し、オイラーヘッド勾配係数により長羽根を短羽根に交換する必要があるか否かを判断する、羽根負荷分布に基づく遠心ポンプの複合羽根車及びその設計方法を提出することを目的とする。本発明によれば、失速流れが発生したか否かを判断し、遠心ポンプのキャビテーションと圧力脈動による不利な影響を同時に回避することができる。 The present invention overcomes the deficiencies in the above background art and provides a centrifugal pump compound impeller and its The purpose is to submit the design method. According to the present invention, it is possible to determine whether stall flow has occurred and simultaneously avoid the detrimental effects of cavitation and pressure pulsation in centrifugal pumps.
図１に示すように、本発明は、以下のステップによって実現される。 As shown in FIG. 1, the present invention is implemented by the following steps.
前記遠心ポンプは、パラメータが既知の初期羽根車を含み、初期羽根車には、円周に沿って複数の同じ羽根が等間隔に設けられており、各羽根は、羽根車のエッジから羽根車の中心付近まで円弧状に延び、即ち、羽根は、一端が羽根車のエッジまで延び、他端が羽根車の中心付近まで延びる。この方法は、以下のステップを含む。 Said centrifugal pump includes an initial impeller with known parameters, the initial impeller having a plurality of identical vanes equidistantly spaced along the circumference, each vane extending from the edge of the impeller to the impeller , i.e., the vanes extend to the edge of the impeller at one end and to the center of the impeller at the other end. This method includes the following steps.
１）初期羽根車の羽根上の各サンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を計算する。 1) Calculate the Euler head slope coefficient at each sampling point on the blade of the initial impeller.
２）オイラーヘッド勾配係数の範囲により、次の方式で失速流れが発生したか否かを判断し、即ち、羽根のプロファイルを複数のセクションに分割し、次の３つのセクションのオイラーヘッド勾配係数により、失速流れが発生したか否かを判断する。 2) According to the range of Euler head slope coefficients, determine whether stall flow has occurred in the following manner: divide the profile of the blade into multiple sections, and determine according to the Euler head slope coefficients of the following three sections: , to determine whether stall flow has occurred.
０＜Ｌ＜０．１であると、ｋｉ＞３７／ωとなり、０．６＜Ｌ＜０．７であると、ｋｉｍａｘ＞８７／ωとなり、０．９＜Ｌ＜１．０であり、ｋｉ＜－１０／ωとなる。ここで、Ｌは、無次元化の羽根のプロファイルの長さであり、即ち、流線のノードから流線の開始点までの長さと流線の総長さの比率であり、相対流線は、羽根のプロファイルとなり、ｋｉｍａｘはオイラーヘッド勾配係数の最大値であり、ωは羽根車の角速度であり、ｋｉはオイラーヘッド勾配係数を示し、ｉはサンプリング点の順序数を示す。 If 0<L<0.1, then k i >37/ω, if 0.6<L<0.7, then k imax >87/ω, and if 0.9<L<1.0, then Yes, k i <−10/ω. where L is the dimensionless vane profile length, i.e., the ratio of the length from the streamline node to the streamline starting point to the total length of the streamline, and the relative streamline is is the blade profile, k imax is the maximum value of the Euler head slope coefficient, ω is the angular velocity of the impeller, k i indicates the Euler head slope coefficient, and i indicates the ordinal number of the sampling points.
上記の条件を満たすと、羽根車は失速流れが発生し、次のステップを実行し、初期羽根車を調整して複合羽根車を形成する。 When the above conditions are met, the impeller will experience stall flow, and the following steps will be performed to adjust the initial impeller to form a composite impeller.
上記の条件を満たさないと、羽根車は失速流れが発生せず、初期羽根車を調整しない。 If the above conditions are not met, the impeller will not experience stall flow and will not adjust the initial impeller.
３）羽根車における１つおきの羽根のプロファイルの総長さを短くして短羽根を形成し、元の羽根を長羽根とし、長羽根と短羽根を周方向に沿って交互に配置し、長羽根に対してアフターローディング処理を実行して長羽根の負荷曲線を得て、短羽根の総ローディング負荷と長羽根の総ローディング負荷が一致している条件下で、短羽根に対してフロントローディング処理を実行して短羽根の負荷曲線を得る。短羽根の入口流れ角及び出口流れ角を調整することによって、短羽根の総ローディング負荷と長羽根の総ローディング負荷を一致させ、即ち、短羽根の負荷分布曲線の総面積と長羽根の負荷分布曲線の総面積を一致させる。負荷分布曲線の横座標は、相対流線の長さであり、縦座標は負荷である。この場合に、偶数個の羽根を含む羽根車を、長羽根と短羽根が交互に分布するように設計することによって、複合羽根車に対する最適化設計を完成する。 3) Shortening the total length of the profile of every other blade in the impeller to form short blades, making the original blades long blades, and arranging the long blades and short blades alternately along the circumferential direction to form short blades After-loading treatment is performed on the blades to obtain the load curve of the long blades, and front-loading treatment is performed on the short blades under the condition that the total loading load of the short blades and the total loading load of the long blades are matched. to get the load curve for the short blade. By adjusting the inlet flow angle and the outlet flow angle of the short blades, the total loading load of the short blades and the total loading load of the long blades are matched, that is, the total area of the load distribution curve of the short blades and the load distribution of the long blades. Match the total area of the curves. The abscissa of the load distribution curve is the relative streamline length and the ordinate is the load. In this case, the optimized design for the composite impeller is completed by designing the impeller with an even number of blades so that the long and short blades are alternately distributed.
アフターローディング処理を実行された長羽根の負荷曲線及びフロントローディング処理を実行された短羽根の負荷曲線を入力条件とし、羽根のプロファイルの微分方程式により、偶数個の羽根を含む羽根車を、長羽根と短羽根が交互に分布するように設計することによって、複合羽根車に対する最適化設計を完成する。 Using the load curve of the afterloaded long blades and the load curve of the frontloaded short blades as input conditions, the differential equation of the blade profile is used to determine the impeller with an even number of blades as the long blades. and short blades are alternately distributed to complete the optimization design for the composite impeller.
前記入口流れ角及び出口流れ角は、具体的に、それぞれ羽根の羽根車の中心に位置する端及び羽根車のエッジに位置する端の円周速度と相対速度との間の角度である。 Said inlet flow angle and outlet flow angle are specifically the angles between the circumferential velocity and the relative velocity of the impeller center-located end and the impeller edge-located end of the vane, respectively.
よって、本発明は、遠心ポンプの複合羽根車に対する再設計及び製造を完成する。 Thus, the present invention completes the redesign and manufacture of the centrifugal pump compound impeller.
前記ステップ１）の具体的なステップは、以下のとおりである。 The specific steps of the step 1) are as follows.
１－１）パラメータが既知の初期羽根車に対して、羽根をプロファイルに沿っていくつかの均等なセクションに分割し、均等なセクションごとに１個のサンプリング点を確立し、すべてのサンプリング点の番号を初期羽根車の中心から外側に向かって増大するように配列する。 1-1) For an initial impeller with known parameters, divide the blade into several equal sections along the profile, establish one sampling point per equal section, and The numbers are arranged so that they increase outward from the center of the initial impeller.
１－２）流線速度の変化ルールチェックシートを計算することで、各サンプリング点における絶対速度の周方向成分を得る。 1-2) Obtain the circumferential direction component of the absolute velocity at each sampling point by calculating the change rule check sheet of the streamline velocity.
１－３）下記式により各サンプリング点におけるオイラーヘッドを得る。 1-3) Obtain the Euler head at each sampling point by the following formula.
ここで、ｖｕはサンプリング点における絶対速度の周方向成分を示し、ｒｓはサンプリング点から羽根車の軸心までの距離を示し、ｇは重力加速度を示し、ωは羽根車の角速度である。 where v u indicates the circumferential component of the absolute velocity at the sampling point, r s indicates the distance from the sampling point to the axis of the impeller, g indicates the gravitational acceleration, and ω is the angular velocity of the impeller. .
１－４）下記式により初期羽根車の各サンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を得て、さらに、初期羽根車のオイラーヘッド勾配の範囲分布を得る。 1-4) Obtain the Euler head gradient coefficient at each sampling point of the initial impeller by the following formula, and obtain the range distribution of the Euler head gradient of the initial impeller.
ここで、ｋｉはｉ番目のサンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を示し、Ｈｉはｉ番目のサンプリング点におけるオイラーヘッドを示し、Δｘは２つの隣接するサンプリング点の間距を示す。 where k i denotes the Euler head slope coefficient at the i-th sampling point, H i denotes the Euler head at the i-th sampling point, and Δx denotes the distance between two adjacent sampling points.
本発明により完成された遠心ポンプの複合羽根車は、前述のオイラーヘッド勾配を羽根のプロファイルに沿った逆勾配分布として採用し、この勾配に基づいてオイラーヘッド勾配係数の範囲を求め、さらに羽根の構造を最適化する。 The composite impeller of the centrifugal pump completed by the present invention adopts the above-mentioned Euler head gradient as a reverse gradient distribution along the profile of the blade, determines the range of the Euler head gradient coefficient based on this gradient, and furthermore Optimize the structure.
前記ステップ３）において、羽根のプロファイルの総長さを短くして短羽根を形成することについて、具体的に、羽根の羽根車のエッジに近い端を変えないままで、羽根の羽根車の中心に近い端をプロファイルの総長さの３０％だけ短くすることによって、短羽根のプロファイルの総長さが長羽根のプロファイルの総長さの７０％となる。 In step 3) above, for shortening the total length of the profile of the blade to form a short blade, specifically, the edge of the blade close to the edge of the blade is not changed, but the center of the blade is By shortening the near end by 30% of the total length of the profile, the total length of the short blade profile is 70% of the total length of the full blade profile.
初期羽根車の羽根の負荷分布曲線に基づいて、長羽根をアフターローディング方式で処理し、フィッティングにより負荷分布曲線を得て、さらに、負荷曲線と横座標で囲まれた面積を計算する。短羽根に対して、長羽根、短羽根の負荷曲線と横座標で囲まれた面積が等しい条件下で、フロントローディング方式で処理し、負荷分布曲線を得る。このようにして、羽根車のキャビテーション性能を改善し、羽根車の圧力脈動の安定性を確保することができる。具体的に実施する際に、長羽根及び短羽根に対して、負荷計算式により負荷分布曲線を得る。 Based on the load distribution curve of the blades of the initial impeller, the long blades are processed by afterloading, the load distribution curve is obtained by fitting, and the load curve and the area enclosed by the abscissa are calculated. For the short blades, under the condition that the area enclosed by the abscissa is equal to the load curves of the long blades and short blades, the front loading method is used to obtain the load distribution curve. In this way, the cavitation performance of the impeller can be improved and the stability of pressure pulsation of the impeller can be ensured. In the specific implementation, the load distribution curve is obtained for the long blades and the short blades by the load calculation formula.
負荷分布曲線の横座標は、相対流線の長さであり、縦座標は負荷であり、負荷は下記式に基づく。 The abscissa of the load distribution curve is the relative streamline length and the ordinate is the load, which is based on the following equation:
式中、ｐ＋及びｐ－は、それぞれ羽根の圧力面及び吸力面の圧力であり、Ｂは羽根数であり、ｗｍは羽根表面の相対速度であり、ρは水の密度であり、ｒＶθは速度循環であり、ｍは相対子午面流線の長さである。 where p + and p − are the pressure on the pressure and suction surfaces of the vane respectively, B is the number of vanes, w m is the relative velocity of the vane surface, ρ is the density of water, rV θ is the velocity circulation and m is the length of the relative meridional streamline.
前記初期羽根車上の羽根の総数は偶数個である。
複合羽根車の設計には、逆圧力勾配に基づく設計方法があり、羽根車流路内の流れに対する羽根の作動力が不均一であり、羽根の圧力面に近い作動力が強く、吸力面に近い作動力が弱いので、逆向圧力勾配では羽根車の出口に逆流と流出が発生しやすくなる。したがって、羽根車の内部の流れを改善するように短羽根を取り付ける必要がある。本発明で採用するオイラーヘッド勾配が羽根のプロファイルに沿った勾配分布であり、この勾配に基づいてオイラーヘッド勾配係数の範囲を求め、さらに、長羽根を短羽根に交換する必要があるか否かを判定する。
The total number of blades on the initial impeller is an even number.
The design of the composite impeller has a design method based on the reverse pressure gradient, the working force of the blades to the flow in the impeller channel is uneven, the working force near the pressure surface of the blades is strong, and the working force close to the suction surface Since the actuation force is weak, reverse pressure gradients tend to cause backflow and outflow at the impeller outlet. Therefore, there is a need to install short blades to improve the flow inside the impeller. The Euler head gradient adopted in the present invention is the gradient distribution along the blade profile, the range of the Euler head gradient coefficient is obtained based on this gradient, and whether it is necessary to replace the long blades with short blades judge.
本発明は、具体的に実施する際に、テスト検証も行い、次のように処理する。
まず、得られた長羽根、短羽根の負荷分布曲線を処理する。
In the concrete implementation of the invention, the present invention also performs test verification and processes as follows.
First, the obtained load distribution curves of the long and short blades are processed.
次いで、長羽根、短羽根の負荷分布曲線を入力条件とし、羽根のプロファイルの微分方程式から羽根のパラメータを求め、新しい羽根の造形を得る。 Next, using the load distribution curves of the long and short blades as input conditions, blade parameters are obtained from differential equations of the blade profile, and a new blade shape is obtained.
具体的に実施する際に、羽根の負荷を確定した後、羽根の形状を計算するための基本的な根拠が羽根のプロファイルの微分方程式であり、次の羽根のプロファイルの微分方程式から羽根の幾何学的パラメータを求める。 In the specific implementation, after determining the blade load, the basic basis for calculating the blade shape is the blade profile differential equation, and the blade geometry is obtained from the following blade profile differential equation: find the scientific parameters.
ここで、ｆは羽根の巻き角であり、ωは羽根車の角速度であり、ｒは羽根におけるノードの半径であり、Ｖθはノードの周分速度であり、ｖｍは子午面速度であり、ｓは子午面流線の長さであり、ｄｆは羽根の巻き角に対する全微分であり、ｄｓは子午面流線の長さに対する全微分である。 where f is the winding angle of the blade, ω is the angular velocity of the impeller, r is the radius of the node on the blade, V θ is the perimeter velocity of the node, and v m is the meridional velocity. , s is the length of the meridional streamline, df is the total derivative with respect to the winding angle of the blade, and ds is the total derivative with respect to the length of the meridional streamline.
最後に、得られた羽根のパラメータに基づいて、ＳｏｌｉｄＷｏｒｋｓソフトウェアで初期羽根車及び複合羽根車を３次元モデリングし、ＡＮＳＹＳ ＩＣＥＭソフトウェアでメッシングを行い、ＣＦＸソフトウェアで数値シミュレーションを行って初期羽根車及び複合羽根車が位置するポンプのキャビテーション性能曲線及び圧力脈動特性を得て、さらに、複合羽根車の性能が設計要求を満たすか否かを判断する。 Finally, based on the blade parameters obtained, the initial impeller and composite impeller were three-dimensionally modeled with SolidWorks software, meshed with ANSYS ICEM software, and numerically simulated with CFX software to perform the initial impeller and composite impeller. Obtain the cavitation performance curve and pressure pulsation characteristics of the pump where the impeller is located, and further determine whether the performance of the composite impeller meets the design requirements.
本発明の有利な効果は以下のとおりである。
本発明は、偶数個の羽根を含む羽根車に対して処理を実行するので、羽根車の失速流れが発生したか否かを簡単に効果的に判定でき、さらに、長羽根を短羽根に交換し、羽根の負荷分布に基づいて、長羽根の総ローディング負荷と短羽根の総ローディング負荷が一致している（即ち、羽根の負荷曲線で囲まれた総面積が一致している）条件下で、複合羽根車に対して最適化設計を行う。よって、ポンプに対するキャビテーションと圧力脈動による不利な影響を同時に改善することができる。
Advantageous effects of the present invention are as follows.
Since the present invention performs processing on an impeller containing an even number of blades, it is possible to easily and effectively determine whether or not stall flow has occurred in the impeller, and furthermore, replace long blades with short blades. Then, based on the blade load distribution, under the condition that the total loading load of the long blade and the total loading load of the short blade are matched (i.e., the total area enclosed by the load curve of the blade is matched) , the optimization design is carried out for the composite impeller. Thus, the detrimental effects of cavitation and pressure pulsation on the pump can be ameliorated at the same time.
実施結果から、本発明により設計された複合羽根車によって、キャビテーションと圧力脈動による危険を効果的に低減させ、遠心ポンプの内部の流れをより安定させることができることが示された。
The implementation results show that the composite impeller designed according to the present invention can effectively reduce the dangers caused by cavitation and pressure pulsation, and make the flow inside the centrifugal pump more stable.
以下、図面及び実施例を参照し、本発明をさらに説明する。
ある遠心ポンプの複合羽根車の設計を例として、複合羽根車の設計フロー図である図１を参照し、本発明の設計プロセスを具体的に説明し、以下のステップを含む。
The present invention will now be further described with reference to the drawings and examples.
Taking the design of a compound impeller of a centrifugal pump as an example, referring to FIG. 1, which is a design flow chart of a compound impeller, the design process of the present invention is specifically described, including the following steps.
ステップ１：初期羽根車に短羽根を取り付けるか否かの判断
当該遠心ポンプの性能としては、流量Ｑ＝１８０ｍ３／ｈ、ヘッドＨ＝４５ｍ、回転速度ｎ＝２９５０ｒ／ｍｉｎである。遠心ポンプの羽根車の羽根のすべては長羽根である。当該遠心ポンプの羽根車は、初期羽根車とし、その構造図が図２に示されている。
Step 1: Determining Whether to Attach Short Blades to the Initial Impeller The performance of the centrifugal pump is Q=180 m 3 /h, H=45 m, and n=2950 r/min. All of the impeller blades of the centrifugal pump are long blades. The impeller of the centrifugal pump is an initial impeller, the structural diagram of which is shown in FIG.
初期羽根車に対して、羽根のプロファイルを４６個の部分に均等に分割し、４５個のオイラーヘッドのサンプリング点を得る。羽根車の入口におけるサンプリング点の部分模式図は図３に示されている。流線速度の変化ルールチェックシートにより計算して各サンプリング点における絶対速度の周方向成分を得る。絶対速度の周方向成分をオイラーヘッド計算式に代入してサンプリング点におけるオイラーヘッドを得て、初期羽根車のサンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を計算して得る。本実施例においては、羽根車の角速度は３０８．７ｒａｄ／ｓであり、計算して得られた初期羽根車のオイラーヘッド勾配係数の範囲は以下のとおりである。 For the initial impeller, the blade profile is evenly divided into 46 parts to obtain 45 Euler head sampling points. A partial schematic diagram of the sampling points at the inlet of the impeller is shown in FIG. The circumferential direction component of the absolute velocity at each sampling point is obtained by calculation using the streamline velocity change rule check sheet. Substituting the circumferential component of the absolute velocity into the Euler head calculation formula to obtain the Euler head at the sampling point, and calculating the Euler head gradient coefficient at the sampling point of the initial impeller. In this example, the angular velocity of the impeller is 308.7 rad/s, and the calculated range of Euler head slope coefficients for the initial impeller is:
０＜Ｌ＜０．１である場合、０．１３２２＜ｋｉ＜０．１７３５となり、０．６＜Ｌ＜０．７である場合、０．２８１５＜ｋｉｍａｘ＜０．３７２４となり、０．９＜Ｌ＜１．０である場合、－０．０４８２＜ｋｉ＜－０．０３６７となる。 If 0<L<0.1, then 0.1322< ki <0.1735; if 0.6<L<0.7, then 0.2815< kimax <0.3724; If 9<L<1.0, then −0.0482<k i <−0.0367.
本発明で提出したオイラーヘッド勾配係数により次のように判断する。 Judgment is made as follows based on the Euler head gradient coefficients presented in the present invention.
０＜Ｌ＜０．１であると、ｋｉ＞３７／ωとなり、０．６＜Ｌ＜０．７であると、ｋｉｍａｘ＞８７／ωとなり、０．９＜Ｌ＜１．０であると、ｋｉ＜－１０／ωとなる。 When 0<L<0.1, k i >37/ω, when 0.6<L<0.7, kimax>87/ω, and 0.9<L<1.0. , k i <−10/ω.
上記の条件を満たすと判定し、この場合、長羽根を短羽根に交換することで羽根車の内部の流れを改善する。 It is determined that the above conditions are satisfied, and in this case, the flow inside the impeller is improved by replacing the long blades with short blades.
ステップ２：長羽根、短羽根の負荷分布曲線の確定 Step 2: Establishment of load distribution curves for long and short blades
本発明は、遠心ポンプの複合羽根車に対して改良設計を行う。 The present invention provides an improved design for a centrifugal pump compound impeller.
下記式から計算し、初期羽根車の負荷特性曲線を得る。 Calculate from the following formula to obtain the load characteristic curve of the initial impeller.
初期羽根車の負荷特性曲線に従って、長羽根にアフターローディング方式を採用して長羽根の負荷分布曲線を確定し、当該負荷曲線におけるアフターローディングポイントＮＣ≒０．８であり、当該負荷曲線の形状は図５に示されている。 According to the load characteristic curve of the initial impeller, adopt the afterloading method for the long blades to determine the load distribution curve of the long blades, the afterloading point NC≈0.8 in the load curve, the shape of the load curve is It is shown in FIG.
長羽根の総ローディング負荷と短羽根の総ローディング負荷が一致している（即ち、羽根の負荷曲線で囲まれた総面積が一致している）条件下で、短羽根にフロントローディング方式を採用して短羽根の負荷分布曲線を確定し、当該負荷曲線におけるフロントローディングポイントＮＡ≒０．３であり、当該負荷曲線の形状は図６に示されている。 Under the condition that the total loading load of the long blade and the total loading load of the short blade are consistent (that is, the total area enclosed by the load curve of the blade is consistent), the short blade adopts the front loading method. to determine the load distribution curve of the short blade, the front loading point NA≈0.3 in the load curve, and the shape of the load curve is shown in FIG.
ステップ３：新しい羽根の造形 Step 3: Shaping a new feather
確定された長羽根、短羽根の負荷分布曲線を設計の入力条件として羽根車の最適化設計を行う。羽根の負荷を確定した後、羽根のプロファイルの微分方程式により当該複合羽根車の幾何学的パラメータを得る。羽根負荷を確定した後、羽根のプロファイルの微分方程式によ得られた当該複合羽根車の幾何学的パラメータとしては、前記複合羽根車の長羽根の数は３枚であり、短羽根の数は３枚であり、両者は交互に分布しており、前記長羽根、短羽根の厚さは３～５ｍｍであり、長羽根の入口半径Ｒ１は３５～４０ｍｍであり、長羽根の出口半径Ｒ２は１２０～１２５ｍｍであり、長羽根の入口幅Ｂ１は２０～２５ｍｍであり、長羽根、短羽根の出口幅Ｂ２は、いずれも１０～１５ｍｍであり、短羽根の入口半径Ｒ１ｓｐは３５～４０ｍｍであり、長羽根の入口取付角β１は７～１９度であり、短羽根の入口取付角β２は２５～２７度であり、長羽根の出口取付角β３は２６～２８度であり、短羽根の出口取付角β４は２６～２８度である。複合羽根車の構造図は図４に示されている。 The optimized design of the impeller is performed using the fixed load distribution curves of the long and short blades as input conditions for the design. After determining the blade load, the geometric parameters of the composite impeller are obtained by the differential equation of the blade profile. After determining the blade load, the geometric parameters of the composite impeller obtained by the differential equation of the blade profile are: the number of long blades of the composite impeller is 3, and the number of short blades is The thickness of the long and short blades is 3 to 5 mm, the inlet radius R1 of the long blade is 35 to 40 mm, and the outlet radius R2 of the long blade is 3 to 3. 120 to 125 mm, the inlet width B1 of the long blade is 20 to 25 mm, the outlet width B2 of both the long blade and the short blade is 10 to 15 mm, and the inlet radius R1sp of the short blade is 35 to 40 mm. , the inlet mounting angle β1 of the long blade is 7 to 19 degrees, the inlet mounting angle β2 of the short blade is 25 to 27 degrees, the outlet mounting angle β3 of the long blade is 26 to 28 degrees, and the short blade The outlet mounting angle β4 of the vane is 26-28 degrees. A structural diagram of the composite impeller is shown in FIG.
ステップ４：性能計算
前記ステップにより初期羽根車及び複合羽根車の構造パラメータを得て、まず、ＳｏｌｉｄＷｏｒｋｓソフトウェアで３次元モデリングする。次に、ＡＮＳＹＳ ＩＣＥＭソフトウェアでメッシングを行う。最後に、ＣＦＸソフトウェアで数値シミュレーションを行う。初期羽根車及び複合羽根車のキャビテーション性能曲線及び圧力脈動特性を得る。
Step 4: Performance calculation The structural parameters of the initial impeller and the composite impeller are obtained through the above steps, and are first three-dimensionally modeled with SolidWorks software. Meshing is then performed with ANSYS ICEM software. Finally, numerical simulations are performed with CFX software. The cavitation performance curves and pressure pulsation characteristics of initial impeller and composite impeller are obtained.
ステップ５：複合羽根車の性能が設計要求を満たすか否かの判断
数値から計算して初期羽根車及び複合羽根車のキャビテーション性能曲線及び圧力脈動特性を得る。これによって、複合羽根車の性能が設計要求を満たすか否かを判断する。
Step 5: Determine whether the performance of the composite impeller meets the design requirements Numerical calculations are made to obtain the cavitation performance curves and pressure pulsation characteristics of the initial impeller and the composite impeller. From this, it is judged whether the performance of the composite impeller meets the design requirements.
図７から分かるように、異なる作業条件下で、複合羽根車のキャビテーションマージン係数ＮＰＳＨｒ／ＮＰＳＨｒｄは、初期羽根車のキャビテーションマージン係数よりも低い。この結果から、複合羽根車のキャビテーション性能は、初期羽根車よりも優れており、顕著に改善されたことが示された。最後に、遠心ポンプの羽根車の出口における圧力脈動データを得て、図８から分かるように、複合羽根車の圧力脈動振幅は、初期羽根車よりも顕著に低下した。この結果から、本発明の複合羽根車は、初期羽根車よりも良好な圧力脈動特性を有し、その設計性能が設計要求を満たすことが示された。 As can be seen from FIG. 7, under different working conditions, the cavitation margin factor NPSHr/NPSHr d of the composite impeller is lower than that of the initial impeller. The results showed that the cavitation performance of the composite impeller was superior to the initial impeller and significantly improved. Finally, the pressure pulsation data at the outlet of the impeller of the centrifugal pump were obtained and as can be seen from FIG. 8, the pressure pulsation amplitude of the composite impeller was significantly lower than that of the initial impeller. The results show that the composite impeller of the present invention has better pressure pulsation characteristics than the initial impeller, and its design performance meets the design requirements.
よって、本発明によれば、羽根車の出口での噴流－伴流現象を改善し、遠心ポンプの耐キャビテーション性を向上させることができ、羽根車の内部の流れを顕著に改善し、ポンプに対する圧力脈動による影響を低減させ、流れをより安定させることができる。
Therefore, according to the present invention, the jet-wake phenomenon at the outlet of the impeller can be improved, the cavitation resistance of the centrifugal pump can be improved, the flow inside the impeller can be significantly improved, and the pump can be improved. The influence of pressure pulsation can be reduced, and the flow can be made more stable.
Claims (3)
１）前記初期羽根車の羽根の圧力面をプロファイルに沿って複数の均等なセクションに分割し、均等なセクションごとに１個のサンプリング点を設定し、すべてのサンプリング点の番号ｉを前記初期羽根車の中心から外側に向かって増大するように配列し、各サンプリング点におけるオイラーヘッドを算出し、ｉ番目のサンプリング点のオイラーヘッドとｉ＋１番目のサンプリング点のオイラーヘッドからオイラーヘッド勾配係数を計算することを各サンプリング点について行うステップと、
２）前記オイラーヘッド勾配係数の値の範囲が、
０＜Ｌｉ＜０．１の前記セクションはいずれも、ｋｉ＞３７／ωの条件を満たし、０．６＜Ｌｉ＜０．７の前記セクションはいずれも、ｋｉｍａｘ＞８７／ωの条件を満たし、０．９＜Ｌｉ＜１．０の前記セクションはいずれも、ｋｉ＜－１０／ωの条件を満たす場合（ここで、Ｌｉは、無次元化した羽根のプロファイルの長さであり、ｉ番目のサンプリング点から前記羽根のプロファイルの開始点までの長さと前記羽根のプロファイルの総長さの比率、ｋｉｍａｘはオイラーヘッド勾配係数の最大値であり、ωは羽根車の角速度であり、ｋｉはｉ番目のサンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を示し、ｉはサンプリング点の順序数を示す）、前記初期羽根車は失速流れが発生すると判定して、次のステップ３）を実行し、上記の条件を満たさない場合、前記初期羽根車は失速流れが発生しないと判定して、次のステップ３）を実行しないステップと、
３）前記初期羽根車における半分の羽根のプロファイルの総長さを、前記初期羽根車の中心に近い端を予め定めた割合で短くして短羽根を形成し、元の羽根を長羽根とし、長羽根と短羽根を周方向に沿って交互に配置し、
前記長羽根について、横座標を子午面における流線の長さ、縦座標を負荷とする負荷曲線を求め、
前記短羽根について、負荷曲線を求め、前記短羽根の負荷曲線と横座標で囲まれた面積を、前記長羽根の負荷曲線と横座標で囲まれた面積に一致させるように、短羽根の羽根車の中心に位置する端の円周速度と相対速度との間の角度である短羽根の入口流れ角、及び、短羽根の羽根車のエッジに位置する端の円周速度と相対速度との間の角度である出口流れ角を調整して、前記短い羽根の負荷曲線を確定し
前記長羽根の前記負荷曲線及び前記短羽根の前記負荷曲線を入力条件とし、下記羽根のプロファイルの微分方程式から前記長羽根および前記短羽根のそれぞれについて子午面の流線の長さｓ方向における羽根の巻き角ｆの変化を求めるステップと、
（ここで、ｆは羽根の巻き角であり、ωは羽根車の角速度であり、ｒは羽根におけるノードまでの半径であり、Ｖθはノードの周方向の速度であり、ｖｍはノードの子午面の速度であり、ｓは子午面の流線の長さであり、ｄｆ／ｄｓは子午面の流線の長さに対する羽根の巻き角の変化である）
を含むことを特徴とする羽根負荷分布に基づく遠心ポンプの複合羽根車の設計方法。 A centrifugal pump comprising an initial impeller with an even number of identical impellers equally spaced along the circumference, each impeller extending in an arc from the edge of the impeller to near the center of the impeller , in a design method for designing a composite impeller based on the blade load distribution,
1) divide the pressure surface of the blade of the initial impeller into a plurality of equal sections along the profile, set one sampling point for each equal section, and assign the number i of all sampling points to the initial blade Arranged so as to increase outward from the center of the car, calculate the Euler head at each sampling point, and calculate the Euler head slope coefficient from the Euler head at the i-th sampling point and the Euler head at the i+1-th sampling point for each sampling point;
2) the range of values of the Eulerhead slope coefficient is
Any of the above sections with 0<L i <0.1 satisfy the condition of k i >37/ω, and any of the above sections of 0.6<L i <0.7 satisfy the condition of k imax >87/ω. satisfies the condition and any of the above sections with 0.9<L i <1.0 satisfies the condition k i <−10/ω, where L i is the dimensionless blade profile length is the ratio of the length from the i-th sampling point to the starting point of said blade profile and the total length of said blade profile, k imax is the maximum value of the Euler head slope coefficient, and ω is the angular velocity of the impeller , where k i indicates the Euler head slope coefficient at the i-th sampling point, and i indicates the ordinal number of the sampling point), the initial impeller determines that stall flow occurs, and performs the following step 3) If the above conditions are not satisfied, the initial impeller determines that the stall flow does not occur, and does not execute the next step 3);
3) The total length of the half blade profile in the initial impeller is shortened by a predetermined percentage at the end closer to the center of the initial impeller to form short blades, the original blades are the long blades, and the long blades are formed. The blades and short blades are arranged alternately along the circumferential direction,
For the long blade, obtain a load curve with the abscissa as the length of the streamline in the meridional plane and the ordinate as the load,
For the short blades, a load curve is obtained, and the blades of the short blades are adjusted so that the area enclosed by the load curve and the abscissa of the short blades coincides with the area enclosed by the load curve and the abscissa of the long blades. The inlet flow angle of the short blades, which is the angle between the circumferential and relative velocities of the ends located in the center of the wheel, and the circumferential and relative velocities of the edges of the impeller of the short blades. Determine the load curve for the short blade by adjusting the exit flow angle, which is the angle between the load curve for the long blade and the load curve for the short blade, from the following differential equation for the blade profile: obtaining a change in the blade winding angle f in the direction of the meridional streamline length s for each of the long blades and the short blades;
(where f is the winding angle of the blade, ω is the angular velocity of the impeller, r is the radius of the blade to the node, V θ is the circumferential velocity of the node, and v m is the is the velocity in the meridional plane, s is the length of the meridional streamline, and df/ds is the change in the winding angle of the blade with respect to the length of the meridional streamline)
A method for designing a composite impeller of a centrifugal pump based on impeller load distribution, comprising:
１－１）各サンプリング点における絶対速度の周方向成分ｖｕを得るステップと、
１－２）下記式により各サンプリング点におけるオイラーヘッドを得るステップと、
（ここで、ｖｕはサンプリング点における絶対速度の周方向成分を示し、ｒｓはサンプリング点から羽根車の軸心までの距離を示し、ｇは重力加速度を示し、ωは羽根車の角速度である）
１－３）下記式により初期羽根車の各サンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を得て、さらに、初期羽根車のオイラーヘッド勾配の範囲分布を得るステップと、
（ここで、ｋｉはｉ番目のサンプリング点におけるオイラーヘッド勾配係数を示し、Ｈｉはｉ番目のサンプリング点におけるオイラーヘッドを示し、Δｘは２つの隣接するサンプリング点の羽根のプロファイルに沿った距離を示す）
を含むことを特徴とする請求項１に記載の羽根負荷分布に基づく遠心ポンプの複合羽根車の設計方法。 Specifically, the step 1) is
1-1) obtaining the circumferential component v u of the absolute velocity at each sampling point;
1-2) a step of obtaining an Euler head at each sampling point by the following formula;
(Here, v u indicates the circumferential component of the absolute velocity at the sampling point, r s indicates the distance from the sampling point to the axis of the impeller, g indicates the gravitational acceleration, and ω is the angular velocity of the impeller. be)
1-3) Obtaining the Euler head slope coefficient at each sampling point of the initial impeller by the following formula, and further obtaining the range distribution of the Euler head slope of the initial impeller;
(where k i denotes the Euler head slope coefficient at the i-th sampling point, H i denotes the Eulerian head at the i-th sampling point, and Δx is the distance along the profile of the blade between two adjacent sampling points )
The method for designing a composite impeller of a centrifugal pump based on the vane load distribution according to claim 1, characterized by comprising:
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