エントロピー生成理論に基づく逆発電運転時の軸流ポンプシステムのエネルギー損失評価

Oct 06, 2023

Scientific Reports volume 12、記事番号: 8667 (2022) この記事を引用

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既存の大型ポンプ場の設備を上流残水逆発電に利用することは、未実現ではあるが価値ある再生可能エネルギープロジェクトである。 現在、一部の大型軸流ポンプ場では逆発電運転が開始されている。 しかし、関連する研究はまだ始まっていません。 この論文では、エントロピー生成理論を逆発電運転の大規模軸流ポンプ場システムに適用し、エントロピー生成法を使用して、異なる流れの下での各コンポーネントの機械エネルギー散逸の正確なサイズと分布を調査します。条件。 まず、大軸流ポンプ場システムのポンプ内のエネルギー特性と圧力変動を逆発電条件下で実験的に試験した。 エントロピー生成数値計算の信頼性は実験と理論の両方で検証されています。 次に、総エントロピー生成における各コンポーネントの割合を比較して、各コンポーネントがシステムの総エントロピー生成にどのように寄与するか、および動作条件の変化に応じてこの寄与がどのように変化するかを示します。 次に、さまざまな流れ条件下で各成分のエントロピー生成の種類が正確に決定され、各成分のさまざまな種類のエントロピー生成の割合の変化が明らかになります。 最後に、機械的エネルギー散逸が大きい部品が選択され、さまざまな流れ条件下での部品のエネルギー散逸分布の変化と原因が徹底的に分析されます。 研究結果は、逆発電運転における大型軸流ポンプシステムのエネルギー散逸メカニズムをより深く理解するのに役立ちます。

近年、ポンプリバーサルは、工学分野でタービンの運転に代わる方法としてますます一般的になってきており 1、2、3、4、5、6、遠隔地にある多くの小水力発電所および小規模水力発電所では、軸流ポンプリバーサルを代替手段として使用し始めています。タービンの操作7、8、9、10、11。 中国の大規模軸流ポンプ場のシステム管理者の中には、上流流入水を利用した逆発電が多量のクリーンエネルギーを生成しながら、多大な経済的利益をもたらすことができることを発見した人もいます。 このため、軸流ポンプ場を利用した逆発電の試みが実際に運用されている。

逆発電用のさまざまな大型軸流ポンプステーションの現在の動作 12 は、大型軸流ポンプシステムの逆動作を利用して発電することが技術的に可能であることを示しています。 しかし、逆発電用軸流ポンプ場の普及のためには、まず低落差水エネルギーの利用率と大型軸流ポンプシステムの逆発電によるエネルギーメリットを調査する必要がある。 これには、逆発電運転における大型軸流ポンプ システムの損失水頭とエネルギー散逸メカニズムを詳細に研究する必要があります。

中国および海外の研究者は、ピコ水力発電所でタービンとして動作する軸流ポンプの水力性能を向上させるために、主に小型軸流ポンプの羽根車の最適化に焦点を当てて、軸流ポンプの逆発電特性を研究してきました13,14。 現在までのところ、逆発電運転における大型軸流ポンプシステムのエネルギー特性とエネルギー散逸メカニズムに関する研究はまだ不足しています。

圧力降下法は、ここ数十年、油圧機械における油圧損失とエネルギー散逸を研究するために最も広く使用されている方法です。 ただし、圧力降下法では、エネルギー散逸の特定の位置を特定したり、エネルギー散逸を定量化したりすることはできません。 近年、一部の学者は、流体機械におけるエネルギー散逸メカニズムを評価するために、回転流体機械にエントロピー生成理論を導入することを提案しています15、16、17、18、19、20、21。 Gong et al.19 は、最初にエントロピー生成理論を使用してフランシス水車の内部流量損失を評価し、タービン内の内部流量損失の特定の位置と損失強度を決定しました。 Chang et al.20 は、エントロピー生成理論を適用して自吸ポンプの内部流量損失とエネルギー散逸メカニズムを研究し、エントロピー生成解析結果に基づいて自吸ポンプのブレード プロファイルを最適化しました。 Pei et al.22 は、低揚程軸流ポンプのインペラとガイドベーンの間の距離が異なる 6 つのグループを設計しました。 エントロピー生成理論を使用して、さまざまなスキームの下で軸流ポンプにおけるエネルギー散逸を研究しました。 乱流散逸が軸流ポンプの機械エネルギー消費の大部分を占めることが判明しました。 Mohammad et al.23 は、エントロピー生成理論を使用して、さまざまな流れ条件下で逆タービンによって駆動される小型遠心ポンプのエネルギー散逸メカニズムを分析しました。 逆タービンで作動する小型遠心ポンプにおけるエントロピー発生の主な原因は、インペラ入口の渦とインペラ出口での流れ剥離であることが判明した。 ドラフトチューブのエントロピー生成損失は、PAT コンポーネントのエントロピー生成損失で最も顕著でした。

この研究では、エントロピー生成理論を使用して、逆発電動作における大型軸流ポンプ システムのエネルギー散逸メカニズムを明らかにします。 さまざまな流れ条件下での各コンポーネント (入口チャネル、バルブ本体、ガイドベーン、インペラ、出口チャネル) の機械的エネルギー散逸の正確なサイズと分布が、エントロピー生成法を使用して研究されます。 まず、逆発電条件下での大型軸流ポンプ場システムのポンプのエネルギー特性と圧力変動を調査するために、高精度フル機能油圧機械テストベンチを構築しました。 エントロピー生成数値計算の信頼性が実験結果と理論結果によって検証された。 次に、総エントロピー生成における各コンポーネントのエントロピー生成の割合を比較して、各コンポーネントがシステムの総エントロピー生成にどのように寄与するか、および動作条件の変化に応じてこの寄与がどのように変化するかを示します。 次に、異なる流れ条件下で各成分のエントロピー生成タイプが正確に決定され、全​​エントロピー生成における各成分の異なるタイプのエントロピー生成の割合の変化が明らかになります。 最後に、機械的エネルギー散逸が大きい部品が選択され、さまざまな流れ条件下での部品のエネルギー散逸分布の変化と原因が徹底的に分析されます。

熱力学の第 2 法則によれば、機械エネルギーの損失は不可逆的に内部エネルギーに変換され、この熱力学プロセスは最終的にエントロピー生成の増加につながります。 油圧機械システム内では、乱流運動中にエネルギーの散逸が必然的に発生します。 したがって、油圧機械の内部油圧損失とエネルギー散逸メカニズムを研究するには、エントロピー生成理論を使用することが適切です24。

水力機械システムの乱流運動中、水の流速には平均速度と変動速度が含まれます。 乱流運動中のエントロピー生成は、時間平均された流れの運動によって生成されるエントロピーと、速度による乱流運動エネルギーの散逸によって生成されるエントロピーの 2 つの要素に分けることもできます。 したがって、乱流運動中の局所エントロピー生成率は次のように計算できます。

水流の時間平均運動によって生じるエントロピー生成率は、次のように計算できます。

乱流変動速度による乱流運動エネルギー散逸によるエントロピー生成率は次のように計算できます。

ここで、 \(\mathop {S_{{\overline{D} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) は、直接散逸項として知られる平均エントロピー生成率です。 ; \(\mathop {S_{{D^{^{\prime}} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) は、速度変動のエントロピー生成率です。乱流散逸項として知られています。 \(\mu_{eff}\) は有効動粘度です。 \(\mu\) は乱流粘度です。 \(\mu_{t}\) は乱流動粘度です。

\(\mathop {S_{{\overline{D} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) は数値計算によって直接求めることができますが、エントロピー生成率 \(\ mathop {S_{{D^{^{\prime}} }}^{\prime \prime \prime }}\limits^{ \cdot }\) は、数値計算によって直接求めることはできません。 しかし、局所エントロピー生成理論に関するこれまでの研究によれば、乱流速度変動によるエントロピー生成は、数値計算に使用される乱流モデルεまたはωと密接に関係している。 したがって、SST k-ω 乱流モデルでは、乱流の変動速度によって生じるエントロピー生成は次のように表すことができます。

ここで、α は値 0.09 の定数です。 ω は乱流渦の周波数 s−1 です。 k は乱流の強度、m2/s2 です。

エントロピー生成率の計算においては、エントロピー生成率は壁効果が強いため、壁付近のエントロピー生成率を無視することができない。 壁付近のエントロピー生成率の計算式は次のとおりです。

ここで、 \(\overrightarrow {\tau }\) は壁せん断応力 Pa です。 \(\overrightarrow {v}\) は壁付近の速度 m/s です。

したがって、水力機械システム全体のエントロピー生成の合計は、局所的なエントロピー生成速度と壁のエントロピー生成速度の積分になります。 計算式は次のとおりです。

ここで、 \(S_{{pro,\overline{D} }}\) は平均速度によって生じるエントロピー生成、つまり直接散逸エントロピー生成です。 \(S_{{pro,D^{^{\prime}} }}\) は、速度の変動によって引き起こされるエントロピー生成、つまり乱流散逸エントロピー生成です。 \(S_{pro,W}\) は壁でのエントロピー生成、つまり壁での散逸エントロピー生成です。 V は流体ドメインの体積です。 A は流体領域の壁面積です。

本論文では,中国の水平軸流ポンプ場のモデルを研究対象として選択した。 軸流ポンプステーションモデルの設計揚程は 203 l/s です。 設計ヘッドは 2.01 m、設計動作点の効率は 68.39% です。 表 1 に、ポンプ場システムに装備された軸流ポンプの水力モデルの主な幾何学的パラメータを示します。 大型軸流ポンプシステムの 3 次元モデリングは UG ソフトウェア 25 によって実行されます。 計算ドメインには、入口および出口延長セクション、入口チャネル、出口チャネル、インペラ、ガイド ベーン、およびバルブ本体が含まれます。 大型軸流ポンプシステムでは、上流流入水を逆発電に利用する場合、システム内の流れ方向と羽根車の回転方向が従来の揚水条件とは逆になります。 図1に逆発電運転用大型軸流ポンプシステムの3次元モデルを示します。

逆発電運転用大型軸流ポンプシステムの三次元モデル。

計算モデルはICEMソフトウェアに基づいてメッシュ化されています。 計算領域では、グリッド分割にハイブリッド グリッドを使用します26。入口チャネル、出口チャネル、インペラ、ガイド ベーンは構造化グリッドであり、バルブ本体は非構造化グリッドです。 メッシュ化プロセス中、数値計算結果に対するグリッド トポロジとグリッド数の影響を制御するために、隣接するグリッド ノードのサイズが類似するようにグリッドのアスペクト比が制御されます。 CFD 計算ではグリッドのアスペクト比は 10 ～ 100 未満である必要があり、この論文のグリッドはこの要件を満たしています。 メッシュ化プロセスが完了した後、インペラのエッジ壁およびその他の重要な位置が暗号化され、インペラ グリッドの y + 値が 10 以内に収まることが保証されます。 最適な逆発電条件をグリッド内の代表条件として採用した場合独立試験では、最適逆発電条件の実験水頭は3.85m、実験効率は71.69%であった。 グリッド独立性試験の結果を表 2 に示します。表 2 より、グリッド数が 5.09 × 106 を超えると、逆発電用大軸流ポンプシステムモデルの揚程変動が安定する傾向にあることがわかります。 計算精度と計算コストを考慮して、数値計算にはグリッド数 6.26 × 106 を選択しました。 計算グリッドを図2に示します。

計算グリッド。

SST k–ω 乱流モデルは、乱流粘度における乱流せん断力を考慮した 2 方程式渦粘度モデルであり、渦などの非定常流れ特性をより適切に予測できます。 さらに、SST k-ω 乱流モデルの壁関数は、羽根車機械の壁領域付近の低レイノルズ数の粘性特性を正確に捉えることができ、圧力勾配のある流れでは計算結果がより正確になります。 したがって、本論文では数値計算に SST k-ω 乱流モデルを選択しました。 SST k-ω 乱流モデルの方程式は次のとおりです。

ここで \(k\) は乱流の運動エネルギーです。 \({\upomega }\) は乱流の周波数です。 \(P_{k}\) は乱流生成率です。 \(\rho_{m}\) は混合物の密度、kg/m3 です。 \(u_{j}\) は j 方向の速度成分です。 \(\mu_{t}\) は乱流粘度、\(\mu\) は動粘度 Pa s です。 \(F_{1}\) と \(F_{2}\) は混合関数です。 \(\beta^{*}\)、\({\upbeta }\)、\({\upalpha }\)、\(\alpha_{1}\)、\(\alpha_{k}\)、\ (\sigma_{\omega }\) と \(\sigma_{\omega 2}\) はすべて経験的な係数です。 \(S\) はひずみ速度の不変量です。 \(D_{\omega }\) は、\({\upomega }\) 方程式の散逸項です。 \(Cd_{\omega }\) は、SST モデルの相互拡散項です。

数値計算は流体計算ソフトANSYS CFX17.0で行います。 非定常計算プロセスでは、定常計算結果を初期ファイルとして使用し、回転子と固定子を凍結ローター法で結合し、回転領域と静的領域間の情報伝達に過渡凍結ローター滑りインターフェースを使用します。 計算領域の入口境界条件は質量流入口として設定され、出口境界条件は相対圧力 0 Pa の開口出口として設定されます。計算領域内のすべての壁は滑りなし条件に設定されます。 非定常計算の各タイム ステップの最大反復数は 20 に設定され、残差収束限界は 1 × 10−5 に設定されます。 非定常計算のタイムステップは 5 × 10–4 秒に設定され、各インペラ回転サイクルは 120 回サンプリングされます。 したがって、合計計算時間は 16 インペラ回転サイクルで 0.96 秒です。 最初の 8 つのインペラ回転期間により、計算の安定性が保証されます。 残りの 8 つのインペラ回転周期が変数分析用に選択されます。 この論文で使用される変数は、最後の 8 サイクルの平均変数です。

この論文では、高精度油圧機械のフル機能のテストベンチを構築します。 大軸流ポンプ場システムモデルのポンプ内のエネルギー特性や圧力変動をテストベンチ上で逆発電条件で測定できます。 実験システムの概略図を図 3 に示します。実験システムの具体的なパラメータを表 3 に示します。大軸流ポンプステーションシステムの実験モデルを図 4 に示します。この実験は再現性が高く、エネルギー特性試験における最大ヘッド誤差は0.5%未満です。 実際の試験プロセスでは、「ポンプモデルおよび装置モデルの受け入れ試験仕様書（SL 140-2006）」の要件に従って、逆発電運転用の軸流ポンプシステムの16の異なる流量条件が試験されました。 実験では圧力脈動取得試験とエネルギー特性試験を同時に実施した。 圧力脈動監視点はウォーターポンプの外壁に位置し、軸方向位置は羽根車の中央に位置した。

テストベンチの物理回路図。 1. 吸気タンク、 2. テスト済みのポンプユニットと駆動モーター、 3. 圧力出口タンク、 4. 分岐タンク、 5. 状態調整ゲートバルブ、 6. 電圧調整整流器、 7. 電磁流量計、 8. システム前方および逆作動制御ゲートバルブ、9.補助ポンプユニット。

大型軸流ポンプ場システムの実験模型。 (a) インペラ、(b) ガイドベーン、(c) ポンプ場モデルの設置図。

数値計算の信頼性を検証するために、大型軸流ポンプ システム モデルを実験速度 1000 r/min での逆発電条件下でテストしました。 逆発電条件における軸流ポンプシステムのエネルギー特性と内圧脈動特性を図5に示します。図5bの圧力脈動係数Cpは次のように定義されます。

ここで、p は過渡圧力値、\(\overline{p}\) は平均圧力値、u2 はインペラ出口の周速度です。

数値結果と実験結果の比較。

図 5a は、流量が増加するにつれて、逆発電用のポンプ システムの揚程が徐々に増加することを示しています。 効率は最初に増加し、その後減少します。 ただし、大流量条件下でも高い水力変換効率を維持します。 数値計算により得られた最適揚程は3.68mであり、それに相当する効率は74.01%となる。 数値結果と実験結果を比較すると、数値計算によるエネルギー特性曲線の変化傾向は実験によるエネルギー特性曲線とほぼ一致しており、最大誤差は約 5% であることがわかります。 図 5b は、数値計算によって得られたポンプ内の圧力脈動の波形が実験で得られた波形と基本的に一致していることを示しています。 圧力脈動の周波数成分は実験結果と非常に一致しています。 ただし、圧力脈動の振幅には多少の誤差があります。 一般に、数値計算結果は実験結果とよく一致しています。 したがって、システムのエネルギー特性とシステム内の過渡流れを高精度に予測し、その後の計算と解析の精度を検証できる可能性があります。

図 6 は、さまざまな流れ条件下でのシステム内のエネルギー損失の分布を示しています。 図6aに圧力降下法により求めた各領域の水力損失分布を、図6bにエントロピー生成法により求めた各領域の総エントロピー生成分布を示します。 図 6a では、\(\Delta h\) は次のように計算できます。

ここで \(\Delta h\) は油圧損失、m です。 P2 と P1 は、流れ成分 Pa の総輸出圧力と総輸入圧力です。\(\rho\) は水の密度 kg/m3 です。

さまざまな流れ条件下でのシステム内のエネルギー損失の分布。 (a) 各領域の水力損失の分布（圧力損失法）、(b) 各領域の総エントロピー生成の分布（エントロピー生成法）。

図 6 は、流量が増加するにつれて、各領域の水力損失と総エントロピー生成が徐々に増加することを示しています。 ただし、流量の増加に対する各領域のエネルギー損失の感度は異なります。 入口、バルブ、ガイドベーンのエネルギー損失は流量の増加に対してそれほど敏感ではありませんが、出口は流量の増加に対してより敏感です。 流量が増加すると、出口のエネルギー損失が大幅に増加します。 流量が 0.8Qbep の場合、出口の水力損失は 0.076 m、総エントロピー生成値は 0.404 W/K になります。 流量が 1.0Qbep の場合、出口の水力損失は 0.199 m、総エントロピー生成値は 1.252 W/K になります。 流量が 1.2Qbep の場合、出口の水力損失は 0.706 m、総エントロピー生成値は 5.911 W/K になります。 図 6a と b は、各地域の総エントロピー生産分布が各地域の水力損失分布の変動傾向と基本的に一致していることを示しており、この論文で使用したエントロピー生産手法がエネルギー損失の評価にも使用できることを示しています。逆発電条件下での大型軸流ポンプシステム。

図7は、異なる流れ条件における系内の各領域のエントロピー生成率の分布を示しています。 図 7 は、さまざまな流量条件下で入口のエントロピー生成比が小さく、流量の増加に対する感度が非常に弱いことを示しています。 ０．８Ｑｂｅｐ流量条件でのエントロピー生成率は１．７２％、１．０Ｑｂｅｐ流量条件でのエントロピー生成率は１．５４％、１．２Ｑｂｅｐ流量条件でのエントロピー生成率は１．１４％である。 結果は、入口の油圧損失がシステムの逆発電動作において重要な役割を果たしていないことを示しています。 したがって、次のセクションの局所エントロピー生成率の詳細な分析では、成分の分析は省略されます。 バルブとガイドベーンは、逆発電運転時の注水部品となります。 異なる流れ条件下での 2 つの成分のエントロピー生成率の合計は、約 10 ～ 15% で変動します。 エントロピー生成率は、0.8Qbep 流量条件で 8.61% と 8.27%、1.0Qbep 流量条件で 8.43% と 8.16%、1.2Qbep 流量条件で 5.64% と 5.14% です。 逆発電用の大型軸流ポンプ システムが低流量条件に偏っている場合、インペラのエントロピー生成がシステムの総エントロピー生成において重要な役割を果たします。 インペラのエントロピー生成は、0.8Qbep 流量条件下で 61.56%、0.9Qbep 流量条件下で 55.29%、1.0Qbep 流量条件下で 48.53% であり、インペラが逆発電システムにおけるエネルギー損失の主な原因であることを示しています。低流量条件と最適条件の両方で。 システムが高流量条件に偏ると、インペラのエントロピー生成率が徐々に減少し、出口チャネルのエントロピー生成がシステムの総エントロピー生成において重要な役割を果たし始めます。 出口チャネルのエントロピー生成率は、1.1Qbep 流量条件下で 49.47%、1.2Qbep 流量条件下で 59.38% です。 上記の結果は、逆発電用の大型軸流ポンプ システムの水圧性能を改善する必要がある場合、入口チャネル、バルブ本体、ガイド ベーンの設計を大幅に更新する必要がないことを示しています。 軸流ポンプ羽根車のエネルギー変換能力は、低流量条件よりも高流量条件の方が優れています。 タービンモードに基づいて軸流ポンプブレードを再設計することで、小流量条件下でのインペラのエネルギー変換能力を向上させることができます。 出口チャネルのエントロピー生成は、システムの総エントロピー生成において重要な役割を果たします。 流量が大きい場合、出口チャネル内の流れの衝撃および拡散損失が大幅に増加します。 したがって、出口チャネルを最適化するには、出口チャネルの幾何学的形状を再設計するか、分流装置を設置してシステムのエントロピー生成と総水力損失を大幅に削減できます。

異なる流れ条件下での系の各領域におけるエントロピー生成率の分布。

エントロピー生成理論によれば、総エントロピー生成の構成要素には、局所エントロピー生成と壁エントロピー生成が含まれます。 局所エントロピー生成は、直接エントロピー生成と乱流散逸エントロピー生成に分けられます。 その中で、乱流散逸エントロピー生成は主に、流れの剥離や還流など、システム内の逆流に関連しています。 壁散逸エントロピーの生成は、壁付近の領域での摩擦損失によって引き起こされます。 図 8 は、異なる流れ条件下での 3 種類のエントロピー生成の分布特性を示しています。 図 8a は、さまざまな流れ条件下で、総エントロピー生成に占める直接散逸エントロピー生成の割合が各領域で小さく、総エントロピー生成は乱流散逸エントロピー生成と壁散逸エントロピー生成によって支配されていることを示しています。 入口通路における総エントロピー生成は、さまざまな流れ条件下での乱流散逸エントロピー生成によって支配されます。 乱流散逸エントロピー生成の割合は、流量の増加とともに最初に増加し、その後減少します。 1.0Qbep の最適な流れ条件下では、乱流散逸エントロピー生成の割合は約 70% ですが、壁散逸エントロピー生成の割合は約 20% です。 電球の総エントロピー生成は、さまざまな流れ条件の下で壁のエントロピー生成によって支配され、壁のエントロピー生成の割合は比較的安定していますが、局所的なエントロピー生成は比較的小さいです。 この結果は、バルブ本体に複数の大きな支持ブレードが装備されており、水流と大きなブレードの間の摩擦損失により、主流領域よりも壁領域でより多くのエントロピー生成が発生するために発生します。 1.0Qbep の最適な流れ条件下では、壁散逸エントロピー生成の割合は約 74% ですが、乱流散逸エントロピー生成の割合は約 22% です。 ガイドベーン領域における乱流散逸エントロピー生成と壁エントロピー生成は、異なる流れ条件下では比較的類似しています。 1.0Qbep の最適な流れ条件下では、壁散逸エントロピー生成の割合は約 38% ですが、乱流散逸エントロピー生成の割合は約 49% です。 インペラ領域での総エントロピー生成は、流量が小さい場合の壁散逸エントロピーによって支配されます。 流量が増加するにつれて、乱流散逸エントロピー生成の割合が徐々に増加し、インペラ領域での総エントロピー生成が乱流散逸エントロピー生成によって支配され始めます。 1.0Qbep の最適な流れ条件下では、壁散逸エントロピー生成の割合は約 42% ですが、乱流散逸エントロピー生成の割合は約 49% です。 出口チャネルにおける総エントロピー生成は、明らかに乱流エントロピー生成によって支配されています。 この結果は、逆動作が実行されると、流れがガイドベーンの整流なしでインペラを通って排出され、出口チャネル内の流れの拡散強度に大きな影響を与えるために発生します。 1.0Qbep の最適な流れ条件下では、壁散逸エントロピー生成の割合は約 8% ですが、乱流散逸エントロピー生成の割合は約 92% です。 図 8b は、システムの総エントロピー生成における直接散逸エントロピー生成の割合が 10% 未満であり、その割合が流量の増加とともに減少することを示しています。 乱流散逸エントロピー生成は、システムの総エントロピー生成を支配します。 流量が増加すると、流れの分離、インペラ内での還流、および出口チャネル内の流れの拡散により、システムの乱流構造が増加し、流量の増加に伴って乱流散逸エントロピー生成の割合が徐々に増加します。 1.0Qbep の最適な流れ条件下では、システム内の乱流散逸エントロピー生成の割合は 61% です。 システムの総エントロピー生成における壁散逸エントロピー生成の割合は、流量の増加とともに徐々に減少し、システムの壁散逸エントロピー生成の割合は、1.0Qbep の最適流量条件下で 33% になります。

異なる流れ条件下での 3 種類のエントロピー生成の分布特性。

前のセクションの分析によると、局所的なエントロピー生成は、システムの総エントロピー生成において支配的な役割を果たしています。 流量が増加すると、出口チャネル内の流れの剥離、還流、拡散によりシステムの乱流構造が増加し、流量の増加に伴って局所的なエントロピー生成の割合が徐々に増加します。 この章とセクション「インペラの局所エントロピー生成率の詳細な分布」および「出口チャネルの局所エントロピー生成率の詳細な分布」では、局所エントロピー生成率法を使用して、各チャネルでのエネルギー損失の正確な位置を決定します。領域を設定し、各領域におけるエネルギー散逸メカニズムを解析します。

システムが逆発電モードにある場合、バルブ本体とガイドベーンは入口コンポーネントとなり、異なる流量条件下での 2 つのコンポーネントのエントロピー生成率の合計は約 10 ～ 15% になります。 バルブ本体とガイドベーンにおける局所エントロピー生成の発生メカニズムを研究するために、バルブ本体とガイドベーンの中央縦断面と6つの断面を代表的な断面として選択し、バルブ本体とガイド内の局所エントロピー生成分布を分析しました。流れ方向に沿った羽根。 図 9 にバルブ本体とガイドベーンの代表的な断面図を示します。

バルブ本体とガイドベーンの代表的な断面図。

図 10 にバルブとガイドベーンの中央縦断面における局所エントロピー生成率の分布を示す。 図11より、バルブ内に流入した水はバルブ先端で均一に拡散し、エネルギー損失が少ないことがわかります。 その後、水は球錐の頭部に衝突し、球錐の頭部に高エントロピー生成の小さな領域が現れます。 流れがバルブの中央に向かって移動すると、バルブの支持ブレードによって流れが圧迫されて分割され、バルブの中央にいくつかの高エントロピー生成領域が現れます。 するとバルブ本体から水が流出し、ガイドベーン内で拡散が起こります。 同様に、ガイドベーンブレードの切断効果の結果として、ガイドベーン内にいくらかのエントロピーが生成されます。

バルブとガイドベーンの中央縦断面における局所エントロピー生成率分布。

バルブとガイドベーンの典型的な断面の局所エントロピー生成率の分布。

図 11 にバルブとガイドベーンの 6 つの断面における局所エントロピー生成率の分布を示します。 図 11 から次の結論が導き出されます。まず、6 つのバルブ支持ブレードが流路を 6 つの別々の通路に分割します。 0.8Qbep および 1.2Qbep の流量条件下では、セクション II ～ VI のエントロピー生産速度分布は、一般に、近似的な分布法則を持つ 6 つの扇形の領域を示し、高エントロピー生産領域と低エントロピー生産領域の間に等間隔の分布が示されます。 これは、2 つの水の流れが 1 つの水路で合流すると、せん断流が発生するためです。 流路の圧縮とせん断流により、2 本の水の流れが合流点で高エントロピー生成領域を生成し、流れが流路で合流した後は、流れのパターンが良好で、エントロピー生成は小さくなります。 第二に、エントロピー生成率は、内殻と外殻の側壁から水路の中心に向かって減少します。 これは、内殻付近に大きな速度勾配があり、側壁とブレードの間で衝突や押し出しがあり、その結果、エントロピー生成率が高くなるために発生します。 水路の中心付近では、端壁とブレードとの衝突や押し出しが少なく、流れのパターンが良好で、エントロピー生成率が低い。 第三に、異なる流れ条件下では、バルブとガイドベーンの側壁付近で局所的なエントロピー生成速度が増加し、流量の増加に伴い、側壁付近の局所的なエントロピー生成速度が明らかに増加します。 この現象は、フランシス水車のボリュートに関する以前の研究で報告されている、境界層の粘性応力と壁付近のせん断応力の増加によって説明できます19。

バルブおよびガイドベーンにおける局所的なエントロピー生成の生成メカニズムをさらに分析するために、図 12 に、さまざまな流れ条件下でのバルブおよびガイドベーンのさまざまなスパンにおけるエントロピー生成率の分布を示します。 図 12 から次の結論が得られます。まず、異なる流れ条件下では、0.5 スパンセクションの高エントロピー生成領域の範囲は、特にガイドベーンで明らかに小さいです。 これは、チャネルの中央セクションの流れパターンが良好で、エネルギー損失が小さいことを示しています。これは、図 11 の解析から得られた結論と一致しています。 次に、流量が増加すると、高流量の影響が大きくなります。電球支持ブレードの頭部上の水流の速度は徐々に増加し、縞模様の高エントロピー生成領域がさまざまなスパンセクションで電球支持ブレードの頭部に現れます。 第三に、流量1.0Qbepの条件下では、水流入角とガイドベーン角度の収束度が高く、ガイドベーンのせん断効果と押し出し効果が弱く、異なるスパンセクションでの高エントロピー生成の範囲が異なります。ガイドベーンの径が明らかに小さい。 第四に、流量1.2Qbepの条件下では、流路内の流速が増加し、流れがバルブ本体内の支持ブレードおよびガイドブレードに激しく衝突する。 エントロピー生成ロスが増加し、高エントロピー生成領域の範囲が他の条件に比べて大幅に拡大します。 また、大流量条件下では、水路内のシェル付近の水の衝突やせん断流がますます激しくなり、バルブの0.9スパン区間における高エントロピー生成領域の範囲が明らかに拡大する。

球根本体の葉展開部と案内羽根の局所エントロピー生成率分布。

インペラは、逆発電用の大型軸流ポンプ システムの最も重要なコンポーネントの 1 つです。 大きな軸流ポンプ システムが小さな流量に偏っている場合、インペラのエントロピー生成率がシステムの総エントロピー生成率において重要な役割を果たします。 インペラのエントロピー生成率は、0.8Qbep 流量で 61.56%、0.9Qbep 流量で 55.29%、1.0Qbep 流量で 48.53% です。 インペラ内の局所エントロピー生成の生成メカニズムを研究するために、インペラの異なるスパンセクションを選択して、インペラ内の局所エントロピー生成分布の変化を分析しました。 図 13 は、さまざまな流れ条件下でのインペラのさまざまなスパンにおけるエントロピー生成速度の分布と局所的な速度ベクトルの増幅を示しています。 図 13 は、さまざまな流れ条件下で、0.5 スパン セクションの高エントロピー生成領域が小さい一方、0.1 スパン セクションの高エントロピー生成領域が大きいことを示しています。 0.8Qbep および 1.0Qbep の流れ条件下では、高エントロピー生成領域は主に翼負圧面の後縁および翼の後縁に集中しています。 この高エントロピー生成領域は、流れの剥離とブレード後流と密接に関係しています。 1.0Qbepの流量の条件下では、翼の後縁における後流速度が主流速度よりも高いため、この高エントロピー生成領域の出現は主に翼の後流に関係しています。 したがって、インペラ出口近くのブレード チャネルには、ブレードの主流速度と後流速度の間に移行ゾーンがあり、その結果、ある程度のエントロピーが生成されます。 流量 0.8Qbep の条件下では、流れの剥離がこの高エントロピー生成領域の主な原因となります。 局所速度ベクトル拡大図 A は、翼の負圧面の後縁に一定範囲の流れの剥離があることを示しています。 この流れの剥離により、ブレードの後縁に低速ゾーンとそれに対応する剥離渦が発生します。 低速ゾーンと分離渦は、エネルギー損失とエントロピー生成につながります。

さまざまな羽根車スパンのエントロピー生成速度分布と局所速度ベクトル増幅図。

流量1.2Qbepの条件では、ポンプ内の流量は増加し続け、ブレードの入口衝撃や出口偏差も増加します。 図１３Ｃの局所速度ベクトルの増幅は、１．２Ｑｂｅｐの流量の条件下で、ブレード入口の吸引の前端に明確な渦領域が形成され、この渦領域が周囲の流体を乱すことを示している。 また、局所速度ベクトル拡大図Bより、断面0.1スパンの翼の負圧面後端では、高速水流が翼後端に集中し、明らかな流れ剥離が発生していることがわかります。 インペラ入口での渦の乱れとインペラ出口での流れの剥離は、大流量条件下での流れのエネルギー散逸を悪化させます。 逆流に対する高速流の影響により、0.8Qbep および 1.0Qbep 流量条件よりも 1.2Qbep 流量条件の方が羽根車内の高エントロピー生成領域の範囲が拡大します。

図８に示す数値結果によれば、出口チャネルのエントロピー生成値は、流量の増加に対して非常に敏感である。 システムがより高い流量に偏っている場合、出口のエントロピー生成値がシステムの総エントロピー生成を支配します。 流量 1.1Qbep の下では、出口の総エントロピー生成値は 2.827 W/K で、システムの総エントロピー生成の 49.47% を占めます。 1.2Qbep の流量の下で、出口の総エントロピー生成値は 5.911 W/K で、システムの総エントロピー生成の 59.38% を占めます。 出口チャネルにおけるエネルギー散逸メカニズムを詳細に調査するために、図 14 に示すように、出口チャネルの 6 つのセクションが代表的なセクションとして選択されました。

出口チャネル用に選択された典型的な断面の概略図。

図 15 は、さまざまな流れ条件下での出口の 3 次元速度ベクトル図を示しています。 図 16 は、出口チャネルの典型的なセクションの局所エントロピー生成速度分布と流線図を示しています。 図１〜図４によれば、次の結論が得られる。 まず、1.0Qbep および 1.2Qbep の流量条件と比較して、0.8Qbep の流量条件では出口流路における局所エントロピー生成率が小さくなり、各代表セクションの高エントロピー生成領域の範囲が小さくなる。も小さいです。 代表的な断面の 3 次元速度ベクトル図や流線図によると、出口流路には渦流や横流などの逆流が存在します。 しかし、羽根車出口には明らかな渦巻きはなく、流路内の流れの回転強度は弱い。 したがって、渦流や横流などの逆流は、小流量条件下で出口チャネル内でのエントロピー生成の主な原因となります。 第 2 に、1.0Qbep の高効率流れ条件下では、出口チャネル内に明確な渦、クロスフロー、またはその他の逆流が存在しないことは注目に値します。 ただし、流量が少ない状態と比較すると、出口チャネルでのエントロピー生成は増加します。 この現象の主な理由は、流速の増加に伴い、インペラ出口である程度の渦が形成され、出口チャネル内の流れの回転の促進と乱流構造の増加により、出口内の高エントロピー生成領域が発生することです。高効率ポイント条件下でチャネルを拡大します。 第三に、システム内の流速が有効点速度を超えると、出口チャネルの中央付近の渦電流により、出口チャネル内のエントロピー生成率が急激に増加します。 1.2Qbep の大流量条件下では、出口チャネルの典型的なセクションの高エントロピー生成領域の範囲が大幅に増加し、高エントロピー生成領域は主に出口チャネルの中央付近、つまりセクション II 付近に分布しています。 3 次元速度ベクトル図と代表的な断面の流線図によれば、大流量条件では羽根車出口での旋回速度が大幅に増加し、羽根車出口での高速旋回流が発生します。インペラの回転は、出口チャネル内で前方に螺旋状に回転します。 PATランナーの回転により発生する高周波渦電流は、流出路中央付近に衝撃を与えて消散するため、流出路中央部の乱流構造が著しく増大し、事故に直結します。大流量条件下での流出チャネルの総エントロピー生成速度の急増。 この結果は、参考文献 27 の超低落差軸流タービンのドラフトチューブ内の流れ解析と一致しています。

さまざまな流れ条件における出口チャネルの 3 次元速度ベクトル図。

局所エントロピー生成速度分布と出口チャネルの典型的な断面の流線図。

逆発電運転における大型軸流ポンプシステムのエネルギー損失メカニズムを明らかにし、そのような再生可能エネルギープロジェクトの適用と推進のための理論的指針を提供するために、本論文では、エントロピー生成法を使用して正確なサイズとエネルギーを調査します。逆発電用大型軸流ポンプシステムの構成要素（入口流路、バルブ本体、ガイドベーン、羽根車、出口流路）の機械的エネルギー散逸分布と各要素のエネルギー散逸分布の変化と原因さまざまな流れ条件下で詳細に分析されます。 主な結論は次のとおりです。

システムの総エントロピー生成における直接散逸エントロピー生成の割合は 10% 未満であり、この割合は流量の増加とともに減少します。 乱流散逸エントロピー生成は常にシステムの全エントロピー生成を支配しており、流量の増加に伴い、流れの剥離、インペラ内での逆流、流出チャネル内での水流の拡散がシステムの乱流構造の増加につながります。システムの変化、および乱流散逸エントロピー生成の割合の増加。 1.0Qbep の最適流量下では、システム内での乱流散逸エントロピー生成の割合は 61%、システム壁での散逸エントロピー生成の割合は 33% です。

システムが逆発電モードの場合、バルブとガイドベーンが入口コンポーネントになります。 異なる流れ条件下では、2 つの成分のエントロピー生成率の合計は約 10 ～ 15% になります。 バルブとガイドベーンのエントロピー生成率は、内殻と外殻の側壁から水路の中心に向かって徐々に減少します。 局所的なエントロピー生成率は、バルブおよびガイドベーンの側壁でより高く、流量が増加すると、側壁での局所的なエントロピー生成率は明らかに増加します。

大型軸流ポンプ システムが小流量で動作する場合、インペラのエントロピー生成率がシステムの総エントロピー生成率を支配します。 インペラのエントロピー生成率は、0.8Qbep の流量で 61.56%、0.9Qbep の流量で 55.29%、1.0Qbep の流量で 48.53% です。 低流量かつ高効率点流量の条件下では、高エントロピー発生領域は主に翼負圧面の後縁と翼の後縁に集中しており、主に流れの剥離に関係しています。ブレード負圧面の後縁とブレード後流の距離。 高流量の条件下では、羽根車の入口での渦の乱れと出口での流れの剥離、および羽根車内の高エントロピー生成領域の範囲により、水流のエネルギー散逸が増大します。が増加します。

出口チャネルのエントロピー生成値は、システムの他のコンポーネントよりも流量の増加に敏感です。 システムがより高い流量に偏っている場合、出口チャネルのエントロピー生成値がシステムの総エントロピー生成を支配し、1.1Qbep の流量および 1.1Qbep の条件下でシステムの総エントロピー生成の 49.47% を占めます。 1.2Qbepの流量の条件下でシステムの総エントロピー生成の59.38%。 低流量の条件下では、出口チャネルにおける局所的なエントロピー生成率は低く、各典型的なセクションにおける高エントロピー生成領域の範囲は小さい。 渦流や横流などの逆流は、流量が低い条件下では出口チャネル内でのエントロピー生成の主な原因となります。 系内の流速が最高効率点の流速を超えると、出口流路中央付近の高速回転渦により流出路内のエントロピー発生率が急激に増加します。

大型軸流ポンプステーションシステムが逆発電運転を行う場合、入口流路、バルブ本体、ガイドベーンを大幅に再設計する必要はありません。 軸流ポンプの羽根車は、小流量条件下ではエネルギー変換能力が劣ります。 軸流ポンプブレードは、タービンモードに基づいて変更して、小流量条件下でのインペラのエネルギー変換能力を向上させることができます。 出口チャネルのエントロピー生成は、システムの総エントロピー生成において重要な役割を果たします。 したがって、出口チャネルの幾何学的形状を再設計するか、出口チャネルに分流装置を設置して出口チャネルを最適化すると、システムのエントロピー生成と総水力損失を大幅に削減できます。

現在の研究中に使用および/または分析されたデータセットは、合理的な要求に応じて責任著者から入手できます。

圧力脈動係数

周波数(s−1)

フーリエ変換後の周波数(s−1)

局所重力加速度 (m/s2)

実験頭(m)

乱流の運動エネルギー

インペラトルク(N・m)

回転周波数の倍数

過渡圧力(Pa)

モデルポンプシステムの流量(m3/s)

排気条件におけるポンプの設計流量

逆発電条件における最高効率点に相当する流量

ひずみ速度の不変量

時間(秒)

温度(K)

刃の設置角度

流量密度(kg/m3)

乱気流の周波数

効率 （％）

実験効率 (%)

混合密度(kg/m3)

j方向の速度成分(m/s)

乱流粘度(Pa・s)

混合機能

\({\upomega }\) 方程式の散逸項

壁せん断応力(Pa)

壁付近の速度 (m/s)

速度平均エントロピー生成率 (W m−3 K−3)

速度変動のエントロピー生成率 (W m−3 K−3)

壁付近のエントロピー生成速度 (W m−3 K−3)

数値流体力学

せん断応力輸送

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江蘇高等教育機関の優先学術プログラム開発 (PAPD) の資金提供を受けたプロジェクト 施設の建設と組み立てに対する支援は、江蘇省の流体力学工学研究所によって支援されました。

この研究活動は、中国国家自然科学財団 (助成金番号 51376155) の支援を受けました。

揚州大学水理工学部、揚州市、225009、中国

チャン・シャオウェン＆タン・ファンピン

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XZ はデータのキュレーション、正式な分析、および原案の準備に貢献しました。 FT は視覚化に貢献し、論文の執筆、レビュー、編集を行いました。

唐方平への対応。

著者らは競合する利害関係を宣言していません。

シュプリンガー ネイチャーは、発行された地図および所属機関における管轄権の主張に関して中立を保ちます。

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転載と許可

Zhang, X.、Tang, F. エントロピー生成理論に基づく逆発電運転における軸流ポンプ システムのエネルギー損失評価。 Sci Rep 12、8667 (2022)。 https://doi.org/10.1038/s41598-022-12667-7

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受信日: 2022 年 1 月 21 日

受理日: 2022 年 5 月 10 日

公開日: 2022 年 5 月 23 日

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-12667-7

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