WO2011071420A1 - Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины - Google Patents

Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины Download PDF

Info

Publication number
WO2011071420A1
WO2011071420A1 PCT/RU2010/000745 RU2010000745W WO2011071420A1 WO 2011071420 A1 WO2011071420 A1 WO 2011071420A1 RU 2010000745 W RU2010000745 W RU 2010000745W WO 2011071420 A1 WO2011071420 A1 WO 2011071420A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
section
blade
hub
thickness
rim
Prior art date
Application number
PCT/RU2010/000745
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Анатолий Александрович СОТНИКОВ
Игорь Михайлович ПЫЛЕВ
Владимир Александрович ДЕМЬЯНОВ
Валентин Николаевич СТЕПАНОВ
Валерий Евгеньевич РИГИН
Original Assignee
Открытое Акционерное Общество "Силовые Машины - Зтл, Лмз, Электросила, Энергомашэкспорт" (Оао "Силовые Машины")
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Открытое Акционерное Общество "Силовые Машины - Зтл, Лмз, Электросила, Энергомашэкспорт" (Оао "Силовые Машины") filed Critical Открытое Акционерное Общество "Силовые Машины - Зтл, Лмз, Электросила, Энергомашэкспорт" (Оао "Силовые Машины")
Priority to EA201200836A priority Critical patent/EA019417B1/ru
Publication of WO2011071420A1 publication Critical patent/WO2011071420A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03B—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS
    • F03B3/00—Machines or engines of reaction type; Parts or details peculiar thereto
    • F03B3/12—Blades; Blade-carrying rotors
    • F03B3/121—Blades, their form or construction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2240/00—Components
    • F05B2240/20—Rotors
    • F05B2240/30—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor
    • F05B2240/301—Cross-section characteristics
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E10/00—Energy generation through renewable energy sources
    • Y02E10/20—Hydro energy

Definitions

  • the proposed technical solution relates to the field of turbine construction and can be used in the development of impellers of radial-axis hydraulic turbines in order to ensure stable and reliable operation in high-pressure modes, as well as in partial-load modes in the entire range of working heads.
  • the vortices dissipate (scatter) and collapse (“collapse”) the vapor voids contained in them. Due to the process described above, the energy of a moving fluid flow is lost, high-frequency pressure pulsations in the flow and cavitation erosion on the low pressure side of the blade near the outlet occur edges.
  • the hydraulic turbine operates at high pressure modes, as well as at partial load modes, there is a sharp decrease in turbine efficiency, flow instability, and a more intensive process of cavitation erosion of the impeller blades.
  • optimization of the surface profile of the blade is one of the key tasks in the development of the blade apparatus of the impeller, since the geometric characteristics of the profile of the blade (distribution of thickness in the direction from the input edge to the output, the maximum thickness and its location) have a significant impact on the energy and cavitation characteristics of the impeller.
  • the thickening of the blade while keeping all other parameters unchanged, entails an increase in the velocities of the stream flowing around the blade, which, in turn, leads to a decrease in pressure on the concave and convex sides of the profile, and, consequently, to a decrease energy and cavitation characteristics of the impeller.
  • the thickness of the section of the blade is chosen as minimal as possible based on the conditions for ensuring the necessary structural strength.
  • the value of the cavitation coefficient can also be changed by moving the position of the point of maximum thickness of the section along the midline of the section of the blade (with the same value of the maximum thickness of the section).
  • the midline section of the blade refers to the section line equidistant from the working surface and the rear surface of the blade.
  • the traditional design of the impeller vane apparatus used in radial-axial hydraulic turbines includes a hub, rim, blades, each of which is made with input and output edges, and the body of the blade, enclosed between the hub, rim, input and output edges, has a variable thickness.
  • the cross section profile of the blade relative to the straightened midline of the cross section is convex, and the location of the point of maximum thickness of the cross section profile is taken at a distance from input edge (25 * 35)% of the length of the midline of the section. [E.V. Gutovsky, A.Yu. Colton. Theory and hydrodynamic calculation of hydroturbines. L. : Engineering, 1974, p. 352-357].
  • the impeller vanes comprise an upper rim, which is the central part (hub) of the impeller, and a lower rim (rim), as well as blades fixed between them.
  • the input and output edges of each blade have a curved profile and a variable thickness, smoothly changing in the direction from the input edge to the output edge and from the hub to the rim.
  • the technical result to which the claimed technical solution is directed, is to prevent flow separation behind the input edges of the blades when the turbine is operating in high-pressure modes, as well as in partial-load modes in the entire range of working heads, which allows to reduce hydraulic losses while reducing flow instability and reducing cavitation erosion on the impeller blades.
  • a blade apparatus of an impeller of a radial-axial hydraulic turbine comprising a rim, a hub and blades, each of which is connected to the rim and the hub and is made with input and output edges of a curved profile, and the blade thickness smoothly changes in the direction from the input edge to the outlet and in the direction from the hub to the rim.
  • the profile of the section of the blade by the surface of the hub relative to the straightened midline of the section has a convex section starting from the inlet edge, the thickness of which first increases and then decreases.
  • the convex section of the sectional profile mentioned above is followed by a concave section.
  • the thickness of the section of the blade by the surface of the hub gradually increases from the input edge and reaches a maximum value at a distance from the input edge, which is (8 16)% of the length of the midline of the section of the blade by the surface of the hub, after which the thickness of the section gradually decreases to the output edge.
  • Maximum the thickness of this section is (2.7 + 4.5)% of the nominal diameter of the impeller of the turbine.
  • the section profile of the blade by the surface of the rim relative to the straightened midline of the section is convex.
  • the thickness of the section of the blade by the surface of the rim from the input edge gradually increases and reaches a maximum value at a distance from the input edge of (12 * 34)% of the length of the midline of the section of the blade of the surface of the rim. Then the thickness of this section gradually decreases to the output edge.
  • the maximum value of the thickness of the section of the blade by the surface of the rim is (1, 4 + 2.2)% of the nominal diameter of the impeller of the turbine.
  • the implementation of the blades of the bladed apparatus with a thickened part near the inlet edge allows expanding the range of shock-free flow inflow angles for high-pressure and partial-load modes in the entire range of working heads, thereby eliminating flow separation on the impeller blades as well as the formation of a vortex in the inter-blade channels, which is confirmed by the results of model and field tests carried out by the applicant, as well as the results of a three-dimensional mathematical mode elite flow.
  • the proposed solution provides a reduction in cavitation erosion on the impeller blades, elimination of high-frequency pulsations of the flow pressure in the flow parts, an increase in the efficiency achieved by the hydraulic turbine, which ultimately allows you to significantly expand the load range, characterized by reliable operation of the hydraulic turbine, and, most importantly, this result is achieved without deterioration of the characteristics of the hydraulic turbine in other operating modes.
  • the applicant has established the above optimal values of the intervals of the following parameters: the maximum thickness of the blade section of the hub surface, the maximum thickness of the blade section of the surface of the rim, as well as their locations along the straightened midline of the corresponding section.
  • Model tests and three-dimensional mathematical modeling of the flow confirmed that it is precisely in the indicated ranges of parameters that the high-pressure modes, as well as the partial-load modes in the entire range of working heads, prevent flow separation behind the inlet edges of the impeller vanes and the formation of a vortex in interlobed canals.
  • FIG. 1 shows the meridian section of the blade apparatus of the impeller of a radial-axial hydraulic turbine, which shows the rim 1, hub 2, one of the blades 3 with input 4 and output 5 edges.
  • FIG. 2 sectional profile of the blade of the scapular apparatus by the surface of the hub (root section of the blade) with a straightened midline of the section; the thickness distribution of the root section of the blade along the straightened midline AF is shown.
  • FIG. 3 section profile of the blade by the surface of the rim with a straightened midline of the section; shows the distribution of the thickness of the section along the straightened median line AT '.
  • FIG. Figure 4 shows the streamlines in the inter-blade channel at the hub of the impeller vanes with the traditional distribution of the blade thickness during operation of the turbine in the partial load mode (at a flow rate of 75% of the optimal flow rate) and the occurrence of a vortex behind the inlet edge of the blade.
  • FIG. Figure 5 shows the propagation of a vortex in the inter-blade channel of the impeller vanes with the traditional distribution of the blade thickness during operation of the turbine in the partial load mode (at a flow rate of 75% of the optimal flow rate).
  • FIG. 6 shows the streamlines in the inter-blade channel on the rim of the impeller vanes with the traditional distribution of the blade thickness during operation of the turbine in partial load mode.
  • FIG. 7 streamlines in the inter-blade channel at the hub of the blade apparatus, made according to the claimed technical solution, when the turbine is in partial load mode.
  • FIG. 8 streamlines in the inter-blade channel on the rim of the blade apparatus, made according to the claimed technical solution, when the turbine is in partial load mode.
  • FIG. Figure 9 shows graphs of the efficiency (%) of a hydraulic turbine versus the reduced flow rate Qi '(m 3 / s) for a model of a hydraulic turbine with a spatula made according to the claimed technical solution (graph Ns 1), and for a model of a hydraulic turbine with a spatula made with a traditional distribution blade thickness (graph Ne 2).
  • the dependences are given for the operation mode of a hydraulic turbine with an increased pressure of 1 12% of the optimal pressure.
  • FIG. 1 0 - graphs of the efficiency (%) of the turbine versus the reduced flow rate Qi '(m 3 / s) for the mode of operation of the turbine with a reduced pressure of 80% of the optimal pressure.
  • Schedule Ns 1 - for a model of a hydraulic turbine with a spatula made according to the claimed technical solution
  • schedule Ne 2 - for a model of a hydraulic turbine with a spatula made according to the traditional solution.
  • the scapula of the impeller of a radial-axial hydraulic turbine contains (Fig. 1) a hub 2 of the impeller, through which the impeller is attached to the shaft hydraulic turbines (not shown in FIG. 1), blades 3 fixed on the hub 2 by root sections, and a rim 1 connecting the ends of the blades.
  • Each blade has an input 4 and output 5 edges.
  • the applicant determined an approach to the shaping of the blade of the impeller vanes of the impeller, which consists in the formation of a thickened part of the blade near the input edge, while the maximum thickness of the blade in its root section (i.e. . in the section of the blade by the surface of the hub) is greater than the maximum thickness on the blade in cross section by its surface of the rim, while the thickness of the blade along the entire length in the direction from the hub to the rim of the pla but decreases.
  • the first section (in Fig. 2 is marked I - from point A to point Si) of the section under consideration with respect to the straightened middle line is made convex with a smooth increase in the thickness of the section from the input edge (from point A) to achieve the maximum thickness of this section Atah (at point Si ) at a distance X from the input edge, which is (8 * 16)% of the length of the midline of the section.
  • the maximum thickness of the root section of the Atah blade is (2.7 + 4.5)% of the nominal diameter of the impeller of the turbine.
  • the next section (indicated in FIG. 2 by II — from point Si to point S2) is also convex, but in this section the thickness of the section gradually decreases, while the section thickness at point S2 exceeds the thickness of the output edge (at point F).
  • section I I I (in Fig. 2: from point S2 to the output edge at point F) is made concave with gradually decreasing thickness to the output edge.
  • the thickness of the section in section I '(from point A' to point Si ') gradually increases from the input edge (point A') and reaches the maximum value A'max at point Si 'at a distance X' from the input edge of (1 2 34 )% of the length of the midline of the section under consideration. Then, in the section ⁇ (from the point Si 'to the point F'), the thickness of the section gradually decreases to the output edge.
  • the value of the maximum thickness of the section of the blade by the surface of the rim A'max is (1, 4 2, 2)% of the nominal diameter of the impeller of the turbine.
  • the thickness of the blade from the hub to the rim gradually decreases.
  • the blade of a blade apparatus can be made in such a way that the maximum thickness of the blade in cross sections by the axisymmetric surfaces of the current DD (Fig. 1) decreases linearly from the hub to the rim, i.e., the points of maximum thickness on the mid lines of the sections of the blade by the axisymmetric surfaces of the current DD smoothly, in particular linearly, away from the input edges along the entire length of the blade. All the above values of the parameter intervals are determined by the applicant empirically and are optimal for achieving the specified technical result, which is confirmed by three-dimensional mathematical modeling of the flow and model tests performed.
  • the blade apparatus of the impeller of the radial-axial hydraulic turbine operates as follows.
  • the incoming flow at the entrance to the impeller flows around the inlet edge 4 of each of the blades 3 made according to the invention, which provides pressure distribution with gradients that allow high flow rates and partial loads, which are characterized by low flow rates of the flowing water stream and large flow angles the leading edges of the blades, to prevent separation of the flow behind the leading edges and the formation of a vortex in the inter-blade channel, to reduce energy losses in the indicated modes of operation of the turbine, to improve cavitation tional stability and flow characteristics.
  • FIG. 4 - 8 Obtained on the basis of numerical three-dimensional modeling of the flow pattern for the partial load mode (at a rate of 75% of the optimal flow rate) of hydraulic turbines with a blade apparatus made according to the claimed solution or according to the traditional approach, are shown in FIG. 4 - 8.
  • FIG. Figures 4 and 5 show the flow flow beyond the inlet edge along the hub of the impeller vanes with the traditional distribution of the blade thickness during operation of the turbine in the partial load mode. These figures clearly show the occurrence of a vortex behind the input edge of the blade in the area adjacent to the hub and the propagation of the vortex in the inter-blade channel of the impeller (when the turbine is in partial load mode and the blades are made with the traditional thickness distribution), and it is clearly seen that on traditional blades the vortex becomes very developed.
  • FIG. 6 The distribution of streamlines shown in FIG. 6 shows that behind the inlet edge of the portion of the blade adjacent to the rim there is no flow separation (when the turbine is in partial load mode and the blades are made with a traditional thickness distribution).
  • FIG. 4, 5, 6 confirm that under partial load operation of a turbine with a blade the apparatus, the blades of which are made with the traditional distribution of thickness, a vortex arises behind the input edges of the blades and the flow breaks off, while the vortex arises in the immediate vicinity of the input edge when it adjoins the hub and develops in the inter-blade channel from the hub to the rim towards the outlet edge .
  • FIG. 7 presents a picture of the flow in the channels between the blades on the hub of the blade apparatus, made in accordance with the claimed solution, when the turbine is in partial load mode.
  • FIG. 8 shows the current lines in the inter-blade channel on the rim of the blade apparatus, also made according to the claimed solution, with a partial load of the turbine.
  • the implementation of the blade apparatus of the impeller of a radial-axial hydraulic turbine according to the claimed technical solution eliminates the formation of vortices and flow separation behind the input edges of the blades, to achieve a minimum level of profile energy losses in the blade apparatus and, thereby, reduce cavitation erosion on the blades of the impeller, optimal hydrodynamics and the stability of the flow in the flow part of the turbine, as well as a high level of efficiency in a wide range of modes of operation of the turbine.
  • the above information allows us to conclude that the claimed technical solution meets the condition of "industrial applicability".

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
  • Hydraulic Turbines (AREA)

Abstract

Изобретение относится к области гидротурбостроения и может быть использовано при разработке рабочих колес радиально-осевых гидротурбин. Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины содержит обод, ступицу и лопасти, каждая из которых соединена с ободом и ступицей и выполнена с входной и выходной кромками изогнутого профиля и плавно изменяющейся толщиной в направлении от входной кромки к выходной и от ступицы к ободу. Лопасти лопаточного аппарата выполнены с утолщенной частью вблизи входной кромки, причем максимальная толщина лопасти в сечении ее ступицей больше максимальной толщины лопасти в сечении ее ободом. Определены оптимальные интервалы значений параметров: максимальной толщины сечения лопасти ступицей, максимальной толщины сечения лопасти ободом, а также мест их расположения вдоль распрямленной срединной линии соответствующего сечения. Технический результат: предотвращение отрыва потока за входными кромками лопастей при работе гидротурбины на режимах с повышенными напорами и режимах с частичными нагрузками во всем диапазоне рабочих напоров.

Description

ЛОПАТОЧНЫЙ АППАРАТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
РАДИАЛЬНО-ОСЕВОЙ ГИДРОТУРБИНЫ
Предлагаемое техническое решение относится к области гидротурбостроения и может быть использовано при разработке рабочих колес радиально-осевых гидротурбин с целью обеспечения стабильной и надежной работы на режимах с повышенными напорами, а также на режимах с частичными нагрузками во всем диапазоне рабочих напоров.
Известно, что для указанных режимов работы гидротурбины характерны большие значения гидродинамических углов атаки, что является причиной отрыва потока за входными кромками лопастей. Проведенные заявителем на лабораторных стендах модельные испытания рабочих колес радиально-осевых гидротурбин, а также численное трехмерное моделирование потока позволили выявить, что отрыв потока за входными кромками лопастей принимает форму вихря, который возникает на стороне низкого давления лопасти в непосредственной близости от входной кромки в примыкании её к ступице рабочего колеса и развивается в межлопастном канале от ступицы к ободу по направлению к выходной кромке. Также эти исследования показали, что обтекание участка лопасти, примыкающего к ободу, происходит без отрыва потока за входной кромкой. Таким образом, на стороне низкого давления лопастей вблизи выходных кромок происходит диссипация (рассеяние) вихрей и коллапс («схлопывание») содержащихся в них паровых пустот. Вследствие описанного выше процесса происходит потеря энергии движущегося потока жидкости, возникают высокочастотные пульсации давления в потоке и кавитационная эрозия на стороне низкого давления лопасти вблизи выходной кромки. В результате при работе гидротурбины на режимах повышенных напоров, а также на режимах частичных нагрузок имеют место резкое снижение КПД турбины, нестабильность потока и более интенсивный процесс кавитационной эрозии лопастей рабочего колеса.
Оптимизация профиля поверхности лопасти является одной из ключевых задач при разработке лопаточного аппарата рабочего колеса, так как геометрические характеристики профиля лопасти (распределение толщины по направлению от входной кромки к выходной, значение максимальной толщины и ее место расположения) оказывают существенное влияние на энергокавитационные характеристики рабочего колеса.
В гидротурбостроении известно, что утолщение лопасти при сохранении неизменными всех остальных параметров влечет за собой возрастание скоростей потока, обтекающего лопасть, что, в свою очередь, ведет к уменьшению давления как на вогнутой, так и на выпуклой сторонах профиля, и, следовательно, к снижению энергокавитационных характеристик рабочего колеса. Обычно для достижения более высоких энергокавитационных показателей толщину сечения лопасти выбирают минимально возможной исходя из условий обеспечения необходимой прочности конструкции.
Значение кавитационного коэффициента можно изменять также и за счет перемещения положения точки максимальной толщины сечения вдоль срединной линии сечения лопасти (при одном и том же значении максимальной толщины сечения).
Под срединной линией сечения лопасти понимается линия сечения, равноудаленная от рабочей поверхности и тыльной поверхности лопасти.
Известно, что перемещение точки максимальной толщины к выходной кромке вызывает утолщение сечения лопасти именно в зоне максимального разряжения и приводит к снижению энергокавитационных характеристик. С другой стороны, перемещение точки максимальной толщины сечения к входной кромке всегда позволяет существенно улучшить кавитационные качества, однако, в этом случае существуют определенные конструктивные ограничения.
Следует также отметить, что известны аэродинамические профили с сильно утолщенной головной частью по всей высоте лопасти, применяемые при проектировании летательных аппаратов и выдерживающие большой диапазон углов атаки набегающего потока, до 40 градусов, без отрыва пограничного слоя. Однако, опыт проектирования и эксплуатации гидротурбин показывает, что в гидротурбостроении применение такого типа профилей нецелесообразно по двум причинам. Сильное утолщение головной части профиля по всему размаху лопасти от ступицы к ободу приводит к увеличению гидравлических потерь энергии и снижению КПД гидротурбины на режимах с высокими относительными скоростями потока на входе в рабочее колесо, а также к ухудшению кавитационных характеристик гидротурбины на большинстве рабочих режимов. Кроме того, решения, применяемые в аэродинамике, не применимы в гидротурбостроении вследствие различного характера отрыва потока на крыловом аэродинамическом профиле летательного аппарата и на лопасти радиально-осевой гидротурбины: на аэродинамическом профиле крыла отрыв потока характеризуется возникновением периодически отделяющихся от входной кромки вихрей, оси которых параллельны входной кромке крыла и которые простираются по всей ширине (размаху) крыла, а на лопасти лопаточного аппарата рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины основная часть вихря устойчиво вращается, ось его быстро отклоняется от положения, параллельного входной кромке, и приближается к положению, параллельному линии пересечения лопасти с ободом, при этом неустойчивое состояние вихря возникает в хвостовой его части на выходе потока из межлопастного канала.
Традиционная конструкция лопаточного аппарата рабочего колеса, применяемая в радиально-осевых гидротурбинах, включает в себя ступицу, обод, лопасти, каждая из которых выполнена с входной и выходной кромками, причем тело лопасти, заключенное между ступицей, ободом, входной и выходной кромками, имеет переменную толщину. При этом, согласно рекомендациям, основанным на результатах исследований влияния параметров, в том числе геометрии профилей лопастей, на гидродинамические показатели рабочего колеса, профиль поперечного сечения лопасти относительно распрямленной срединной линии сечения выполняется выпуклым, а место расположения точки максимальной толщины профиля сечения принимается на расстоянии от входной кромки (25 * 35) % длины срединной линии сечения. [Е.В. Гутовский, А.Ю. Колтон. Теория и гидродинамический расчет гидротурбин. Л . : Машиностроение, 1974 г. , с. 352-357].
Следует отметить, что рассмотрение распределения толщины сечения вдоль распрямленной срединной линии дает более наглядное представление о форме профиля сечения. Именно поэтому заявитель использует понятие распрямленной срединной линии сечения лопасти и далее рассматривает профиль сечения лопасти относительно распрямленной срединной линии.
Описанное выше традиционное выполнение лопаточного аппарата является на сегодняшний день наиболее распространенным в гидротурбостроении.
В качестве наиболее близкого к заявляемому техническому решению предлагается выбрать лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины, направленного на повышение КПД и улучшение кавитационных эрозионных и пульсационных характеристик при частичных нагрузках [авторское свидетельство СССР Ns SU 1659679, F03B 3/12, опубликовано 30.06.1991 г.]. Лопаточный аппарат рабочего колеса содержит верхний обод, являющийся центральной частью (ступицей) рабочего колеса, и нижний обод (обод), а также закрепленные между ними лопасти. Согласно соотношениям геометрических параметров, в соответствии с которыми выполнена поверхность каждой лопасти, входная и выходная кромки каждой лопасти имеют изогнутый профиль и переменную толщину, плавно изменяющуюся в направлении от входной кромки к выходной кромке и от ступицы к ободу. Анализ геометрических параметров поверхности лопасти показывает, что в данном случае имеет место традиционное решение, при котором профиль поперечного сечения лопасти относительно распрямленной срединной линии сечения выполнен выпуклым, толщина сечения от входной кромки увеличивается, достигая максимального значения, после чего уменьшается до выходной кромки, при этом точка максимальной толщины сечения лопасти расположена от входной кромки в пределах (25 * 35) % длины срединной линии сечения, а значение максимальной толщины лопасти практически не изменяется по высоте лопасти в направлении от ступицы к ободу.
Применение рассмотренных выше технических решений в разработке рабочих колес радиально-осевых гидротурбин не позволяет при эксплуатации на режимах с повышенными напорами, а также на режимах с частичными нагрузками во всем диапазоне рабочих напоров исключить отрыв потока за входными кромками лопастей лопаточного аппарата рабочего колеса и образование вихрей в межлопастных каналах, вследствие чего на указанных режимах происходит увеличение гидравлических потерь в потоке, имеет место более интенсивный процесс кавитационной эрозии лопастей и возникновение высокочастотных пульсаций давления в потоке.
Технический результат, на достижение которого направлено заявляемое техническое решение, заключается в предотвращении отрыва потока за входными кромками лопастей при работе турбины на режимах с повышенными напорами, а также на режимах с частичными нагрузками во всем диапазоне рабочих напоров, что позволяет обеспечить снижение гидравлических потерь при одновременном уменьшении нестабильности потока и уменьшении кавитационной эрозии на лопастях рабочего колеса.
Для достижения указанного технического результата предлагается лопаточный аппарат рабочего колеса радиально- осевой гидротурбины, содержащий обод, ступицу и лопасти, каждая из которых соединена с ободом и ступицей и выполнена с входной и выходной кромками изогнутого профиля, причем толщина лопасти плавно изменяется в направлении от входной кромки к выходной и в направлении от ступицы к ободу.
При этом, согласно изобретению, профиль сечения лопасти поверхностью ступицы относительно распрямленной срединной линии сечения имеет выпуклый участок, начинающийся от входной кромки, толщина которого сначала увеличивается, а затем уменьшается. За упомянутым выше выпуклым участком профиля сечения следует вогнутый участок. При этом толщина сечения лопасти поверхностью ступицы плавно увеличивается от входной кромки и достигает максимального значения на расстоянии от входной кромки, составляющем (8 16) % длины срединной линии сечения лопасти поверхностью ступицы, после чего толщина сечения плавно уменьшается до выходной кромки. Максимальное значение толщины данного сечения составляет (2,7 + 4,5) % номинального диаметра рабочего колеса гидротурбины.
Профиль сечения лопасти поверхностью обода относительно распрямленной срединной линии сечения выполнен выпуклым. Толщина сечения лопасти поверхностью обода от входной кромки плавно увеличивается и достигает максимального значения на расстоянии от входной кромки, составляющем (12 * 34) % длины срединной линии сечения лопасти поверхностью обода. Затем толщина данного сечения плавно уменьшается до выходной кромки. Максимальное значение толщины сечения лопасти поверхностью обода составляет (1 ,4 + 2,2) % номинального диаметра рабочего колеса гидротурбины.
Предлагаемые геометрические характеристики формы лопасти лопаточного аппарата и интервалы значений параметров выявлены заявителем в результате проведенных исследований и являются оптимальными для достижения указанного выше технического результата.
Выполнение лопастей лопаточного аппарата с утолщенной частью вблизи входной кромки согласно тому, как описано выше, позволяет на режимах с повышенными напорами и на режимах с частичными нагрузками во всем диапазоне рабочих напоров расширить диапазон безударных углов натекания потока и тем самым исключить отрыв потока на лопастях рабочего колеса, а также образование вихря в межлопастных каналах, что подтверждается результатами проведенных заявителем модельных и натурных испытаний, а также результатами трехмерного математического моделирования потока. Таким образом, предлагаемое техническое решение обеспечивает снижение кавитационной эрозии на лопастях рабочего колеса, устранение высокочастотных пульсаций давления потока в проточной части, повышение величины достигаемого гидротурбиной КПД, что в конечном итоге позволяет значительно расширить диапазон нагрузок, характеризующийся надежной работой гидротурбины, и, что особенно важно, указанный результат достигается без ухудшения характеристик гидротурбины при других режимах работы.
Для достижения указанного выше технического результата применены неочевидные для специалиста решения, явным образом не вытекающие из уровня техники, а именно, выполнение лопастей лопаточного аппарата с утолщенной частью вблизи входной кромки, причем максимальная толщина лопасти в корневом сечении (сечении лопасти поверхностью ступицы) больше, чем максимальная толщина лопасти в сечении ее поверхностью обода.
При этом заявителем в результате проведенных исследований установлены указанные выше оптимальные значения интервалов следующих параметров: максимальной толщины сечения лопасти поверхностью ступицы, максимальной толщины сечения лопасти поверхностью обода, а также мест их расположения вдоль распрямленной срединной линии соответствующего сечения.
Проведенные модельные испытания и трехмерное математическое моделирование потока подтвердили, что именно в указанных интервалах параметров на режимах с повышенными напорами, а также на режимах с частичными нагрузками во всем диапазоне рабочих напоров обеспечивается предотвращение отрыва потока за входными кромками лопастей лопаточного аппарата рабочего колеса и образования вихря в межлопастных каналах.
Следует также отметить, что при указанных соотношениях параметров лопасти конструкция лопаточного аппарата обладает необходимой прочностью и надежностью, что также подтверждено результатами расчетов, выполненных заявителем, и проведенными модельными и натурными испытаниями.
Таким образом, учитывая вышеизложенное, можно сделать вывод о соответствии заявляемого технического решения условию «изобретательский уровень».
Сущность предлагаемого технического решения поясняется графическими материалами.
На фиг. 1 представлено меридианное сечение лопаточного аппарата рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины, где изображены обод 1 , ступица 2, одна из лопастей 3 с входной 4 и выходной 5 кромками.
На фиг. 2 - профиль сечения лопасти лопаточного аппарата поверхностью ступицы (корневое сечение лопасти) при распрямленной срединной линии сечения; показано распределение толщины корневого сечения лопасти вдоль распрямленной срединной линии AF.
На фиг. 3 - профиль сечения лопасти поверхностью обода при распрямленной срединной линии сечения; показано распределение толщины сечения вдоль распрямленной срединной линии AT' .
На фиг. 4 показаны линии тока в межлопастном канале на ступице лопаточного аппарата рабочего колеса с традиционным распределением толщины лопасти при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки (при расходе 75 % от оптимального расхода) и возникновение вихря за входной кромкой лопасти.
На фиг. 5 показано распространение вихря в межлопастном канале лопаточного аппарата рабочего колеса с традиционным распределением толщины лопасти при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки (при расходе 75 % от оптимального расхода). На фиг. 6 показаны линии тока в межлопастном канале на ободе лопаточного аппарата рабочего колеса с традиционным распределением толщины лопасти при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки.
На фиг. 7 - линии тока в межлопастном канале на ступице лопаточного аппарата, выполненного согласно заявляемому техническому решению, при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки .
На фиг. 8 - линии тока в межлопастном канале на ободе лопаточного аппарата, выполненного согласно заявляемому техническому решению, при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки .
На фиг. 9 представлены графики зависимости КПД (%) гидротурбины от приведенного расхода Qi ' (м3/с) для модели гидротурбины с лопаточным аппаратом, выполненным согласно заявляемому техническому решению (график Ns 1 ) , и для модели гидротурбины с лопаточным аппаратом , выполненным с традиционным распределением толщины лопасти (график Ne 2). Зависимости приведены для режима работы гидротурбины при повышенном напоре, составляющем 1 12% оптимального напора.
На фиг. 1 0 - графики зависимости КПД (%) гидротурбины от приведенного расхода Qi ' (м3/с) для режима работы гидротурбины при пониженном напоре, составляющем 80 % оптимального напора. График Ns 1 - для модели гидротурбины с лопаточным аппаратом, выполненным согласно заявляемому техническому решению, график Ne 2 - для модели гидротурбины с лопаточным аппаратом , выполненным согласно традиционному решению.
Лопаточ ный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины содержит (фиг. 1 ) ступи цу 2 рабочего колеса, посредством которой рабочее колесо крепится к валу гидротурбины (на фиг. 1 не обозначены), лопасти 3, закрепленные на ступице 2 корневыми сечениями , и обод 1 , связывающий концы лопастей. Каждая лопасть имеет входную 4 и выходную 5 кромки.
Уч итывая результаты , полученные при выполнении расчетов и проведении лабораторных исследований , заявителем был определен подход к формообразовани ю лопасти лопаточного аппарата рабочего колеса, заключающийся в формировании утолщенной части лопасти вблизи входной кромки при том , что максимальная толщина лопасти в ее корневом сечении (т.е. в сечении лопасти поверхностью ступицы) больше, чем максимальная толщи на лопасти в сечении ее поверхностью обода, при этом толщина лопасти по всей протяженности в направлении от ступицы к ободу плавно уменьшается.
Распределение толщины сечения лопасти поверхностью ступицы (фиг. 2) вдоль распрямленной средин ной линии сечения - отрезка AF - выполнено следующим образом.
Первый участок (на фиг. 2 обозначен I - от точки А до точки Si ) рассматриваемого сечения относительно распрямленной срединной линии выполнен выпуклым с плавным увеличением толщины сечения от входной кромки (от точки А) до достижения максимального значения толщины данного сечения Атах (в точке Si ) на расстоянии X от входной кромки , составляющем (8 * 16) % длины срединной линии сечения.
Значение максимальной толщины корневого сечения лопасти Атах составляет (2,7 + 4, 5) % значения номинального диаметра рабочего колеса гидротурбины.
Следующий участок (на фиг. 2 обозначен I I - от точки Si до точки S2) также является выпуклым , но на этом участке толщина сечения плавно постепенно уменьшается , при этом толщина сечения в точке S2 превышает толщину выходной кромки (в точке F) .
Далее, участок I I I (на фиг. 2: от точки S2 до выходной кромки в точке F) выполнен вогнутым с постепенно уменьшающейся толщиной до выходной кромки .
Распределение толщины сечения лопасти поверхностью обода (фиг. 3) вдоль распрямленной средин ной линии сечения - отрезка A'F' - является традиционным и выполнено следующим образом .
Профиль сечения лопасти поверхностью обода относительно распрямленной срединной линии от входной до выходной кромки (на фиг. 3: от точки А' до точки F') выполнен выпуклым .
Толщина сечения на участке I' (от точки А' до точки Si ') плавно увеличивается от входной кромки (точки А') и достигает максимального значения A'max в точке Si ' на расстоянии X' от входной кромки , составляющем (1 2 34) % длины срединной линии рассматри ваемого сечения. Затем , на участке Ι (от точки Si ' до точки F'), толщина сечения плавно уменьшается до выходной кромки.
Значение максимальной толщины сечения лопасти поверхностью обода A'max составляет ( 1 ,4 2 ,2) % значения номинального диаметра рабочего колеса гидротурбины.
Толщина лопасти от ступицы к ободу плавно уменьшается . Например, лопасть лопаточного аппарата может быть выполнена таким образом, что максимальная толщина лопасти в поперечных сечениях осесимметричными поверхностями тока D-D (фиг. 1 ) ли нейно уменьшается от ступицы к ободу, т.е точки максимальной толщины на срединных линиях сечений лопасти осесимметричными поверхностями тока D-D плавно, в частности , линейно, удаляются от входных кромок по всей протяженности лопасти . Все приведенные выше значения интервалов параметров определены заявителем эмпирическим путем и являются оптимальными для достижения указанного технического результата, что подтверждается трехмерным математическим моделированием потока и проведенными модельными испытаниями.
Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины работает следующим образом.
Поток воды после прохождения через направляющий аппарат гидротурбины поступает на лопаточный аппарат рабочего колеса, где происходит его дальнейшее формирование под воздействием вращающихся лопастей 3, выполненных с оптимальным пространственным профилем согласно заявляемому техническому решению.
Набегающий поток на входе в рабочее колесо обтекает входную кромку 4 каждой из лопастей 3, выполненных согласно изобретению, что обеспечивает распределение давлений с градиентами, позволяющими на режимах повышенных напоров и частичных нагрузок, для которых характерны малые расходы проходящего потока воды и большие углы натекания потока на входные кромки лопастей, предотвратить отрыв потока за входными кромками и образование вихря в межлопастном канале, уменьшить потери энергии в указанных режимах работы гидротурбины, улучшить кавитационные характеристики и стабильность потока.
Заявителем были проведены модельные испытания двух рабочих колес диаметром 460 мм, при проектировании которых срединная поверхность лопастей принималась одинаковой. При этом лопаточный аппарат для первой модели был выполнен согласно заявляемому техническому решению, а для второй модели - согласно описанному выше прототипу, с традиционным распределением толщины сечений лопасти. Также для данных рабочих колес было выполнено трехмерное математическое моделирование картины течения потока для одного и того же режима частичной нагрузки - при расходе воды 75 % от оптимального расхода.
Результаты расчетов и проведенных испытаний позволили провести сравнительный анализ характеристик рабочих колес.
Полученные на основе численного трехмерного моделирования картины течения потока для режима частичной нагрузки (при расходе 75 % от оптимального расхода) гидротурбин с лопаточным аппаратом, выполненным по заявляемому решению или согласно традиционному подходу, приведены на фиг. 4 - 8.
На фиг. 4 и 5 представлено течение потока за входной кромкой по ступице лопаточного аппарата рабочего колеса с традиционным распределением толщины лопасти при работе турбины в режиме частичной нагрузки. На данных фигурах четко видно возникновение вихря за входной кромкой лопасти в области примыкания ее к ступице и распространение вихря в межлопастном канале рабочего колеса (при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки и выполнении лопастей с традиционным распределением толщины), причем четко видно, что на традиционных лопастях вихрь становится весьма развитым.
Распределение линий тока, представленное на фиг. 6, показывает, что за входной кромкой участка лопасти, примыкающего к ободу, не происходит отрыва потока (при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки и выполнении лопастей с традиционным распределением толщины).
Таким образом, фиг. 4, 5, 6 подтверждают, что при режиме частичной нагрузки гидротурбины с лопаточным аппаратом, лопасти которого выполнены с традиционным распределением толщины, за входными кромками лопастей возникает вихрь и происходит отрыв потока, при этом вихрь возникает в непосредственной близости от входной кромки в примыкании ее к ступице и развивается в межлопастном канале от ступицы к ободу по направлению к выходной кромке.
На фиг. 7 представлена картина течения в каналах между лопастями на ступице лопаточного аппарата, выполненного согласно заявляемому решению, при работе гидротурбины в режиме частичной нагрузки. На фиг. 8 показаны лини тока в межлопастном канале на ободе лопаточного аппарата, также выполненного согласно заявляемому решению, при частичной нагрузке гидротурбины.
Из фиг. 7 и 8 видно, что на лопастях, выполненных по предлагаемому техническому решению, отрыв потока и образование вихря на указанных режимах отсутствуют.
Сравнение фигур 4 - 6 и фигур 7 - 8 наглядно показывает, что при одном и том же режиме частичной нагрузки заявляемое техническое решение исключает образование вихря и обеспечивает предотвращение отрыва потока за входными кромками лопастей. Этот вывод подтверждается результатами модельных и натурных испытаний, проведенных заявителем.
Следует отметить, что аналогичные результаты получены и для режимов работы гидротурбины с повышенными напорами.
Проведенные испытания показали, что выполнение лопаточного аппарата согласно заявляемому техническому решению позволяет улучшить характеристики стабильности, кавитационной эрозии, обеспечивает повышение КПД гидротурбины в диапазоне расходов от 70% до 120% от оптимального расхода, при напорах от 1 10% до 120% от оптимального напора, при этом не происходит снижения КПД гидротурбины при оптимальном напоре, а также при пониженных напорах, составляющих даже менее 80% от оптимального напора.
Сравнение КПД двух моделей рабочих колес с диаметром 460 мм (фиг. 9, 10: график 1 - КПД модели рабочего колеса, лопаточный аппарат которого выполнен по заявляемому решению; график 2 - КПД модели рабочего колеса, лопаточный аппарат которого выполнен с традиционным распределением толщины лопасти) при работе гидротурбины в режиме повышенного напора, составляющего 1 12 % оптимального напора (фиг. 9), показывает, что при частичных расходах (в диапазоне от 70 % до 90 % оптимального расхода) заявляемое решение обеспечивает увеличение КПД гидротурбины на величину от 1 ,7 % до 2,5 %, а в режиме пониженного напора, составляющем 80 % оптимального напора (фиг. 10), применение заявляемого технического решения обеспечивает увеличение КПД при частичных расходах на величину до 0,5 %.
Увеличение КПД на рассмотренных режимах происходит за счет меньшей чувствительности к углам атаки лопастей лопаточного аппарата, выполненного согласно предлагаемому техническому решению.
Выполнение лопаточного аппарата рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины согласно заявляемому техническому решению позволяет исключить образование вихрей и отрыв потока за входными кромками лопастей, достичь минимального уровня профильных потерь энергии в лопаточном аппарате и, тем самым, обеспечить снижение кавитационной эрозии на лопастях рабочего колеса, оптимальную гидродинамику и стабильность течения потока в проточной части гидротурбины, а также высокий уровень КПД в широком диапазоне режимов работы гидротурбины. Приведенные выше сведения позволяют сделать вывод о соответствии заявляемого технического решения условию «промышленная применимость».

Claims

Формула изобретения
Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины, содержащий обод, ступицу и лопасти, каждая из которых соединена с ободом и ступицей и выполнена с входной и выходной кромками изогнутого профиля и плавно изменяющейся толщиной в направлении от входной к выходной кромке и в направлении от ступицы к ободу, отличающийся тем, что профиль сечения лопасти поверхностью ступицы относительно распрямленной срединной линии сечения выполнен с начинающимся от входной кромки выпуклым участком, толщина которого сначала увеличивается, а затем уменьшается, и следующим за ним вогнутым участком, при этом толщина сечения лопасти поверхностью ступицы плавно увеличивается от входной кромки, достигая максимального значения на расстоянии от входной кромки, составляющем (8 * 16) % длины срединной линии сечения лопасти поверхностью ступицы, после чего толщина сечения лопасти плавно уменьшается до выходной кромки, причем максимальное значение толщины сечения лопасти поверхностью ступицы составляет (2,7 + 4,5) % номинального диаметра рабочего колеса гидротурбины; профиль сечения лопасти поверхностью обода относительно распрямленной срединной линии сечения выполнен выпуклым, толщина сечения лопасти поверхностью обода от входной кромки плавно увеличивается, достигая максимального значения на расстоянии от входной кромки, составляющем (12 ·*- 34) % длины срединной линии сечения лопасти поверхностью обода, после чего толщина сечения лопасти плавно уменьшается до выходной кромки, причем максимальное значение толщины сечения лопасти поверхностью обода составляет (1 ,4 * 2,2) % номинального диаметра рабочего колеса гидротурбины.
PCT/RU2010/000745 2009-12-09 2010-12-06 Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины WO2011071420A1 (ru)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EA201200836A EA019417B1 (ru) 2009-12-09 2010-12-06 Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2009147213/06A RU2422670C1 (ru) 2009-12-09 2009-12-09 Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины
RU2009147213 2009-12-09

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2011071420A1 true WO2011071420A1 (ru) 2011-06-16

Family

ID=44145773

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2010/000745 WO2011071420A1 (ru) 2009-12-09 2010-12-06 Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины

Country Status (3)

Country Link
EA (1) EA019417B1 (ru)
RU (1) RU2422670C1 (ru)
WO (1) WO2011071420A1 (ru)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013059935A1 (en) * 2011-10-23 2013-05-02 Andritz Hydro Ltd. Compact blade for runner of francis turbine and method for configuring runner
CN112329128A (zh) * 2020-09-03 2021-02-05 中国人民解放军海军工程大学 一种叶片载荷精细控制的船用高速泵喷水力模型及其设计方法
CN117236228A (zh) * 2023-11-13 2023-12-15 山东省科学院海洋仪器仪表研究所 一种潮流能水轮机叶片优化方法

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU1249189A1 (ru) * 1985-04-25 1986-08-07 Производственное Объединение Атомного Турбостроения "Харьковский Турбинный Завод" Им.С.М.Кирова Лопасть рабочего колеса радиально-осевой гидромашины
SU1659679A1 (ru) * 1988-02-08 1991-06-30 Производственное Объединение Атомного Турбостроения "Харьковский Турбинный Завод" Им.С.М.Кирова Рабочее колесо радиально-осевой гидротурбины
US20060018754A1 (en) * 2002-09-13 2006-01-26 Alstom Technology Ltd. Francis wheel and hydraulic machine comprising one such wheel
JP2009091992A (ja) * 2007-10-09 2009-04-30 Toshiba Corp フランシス水車ランナ
NO327532B1 (no) * 2008-04-03 2009-08-03 Brekke Turbiner As Lopehjul for hydraulisk stromningsmaskin.

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU1249189A1 (ru) * 1985-04-25 1986-08-07 Производственное Объединение Атомного Турбостроения "Харьковский Турбинный Завод" Им.С.М.Кирова Лопасть рабочего колеса радиально-осевой гидромашины
SU1659679A1 (ru) * 1988-02-08 1991-06-30 Производственное Объединение Атомного Турбостроения "Харьковский Турбинный Завод" Им.С.М.Кирова Рабочее колесо радиально-осевой гидротурбины
US20060018754A1 (en) * 2002-09-13 2006-01-26 Alstom Technology Ltd. Francis wheel and hydraulic machine comprising one such wheel
JP2009091992A (ja) * 2007-10-09 2009-04-30 Toshiba Corp フランシス水車ランナ
NO327532B1 (no) * 2008-04-03 2009-08-03 Brekke Turbiner As Lopehjul for hydraulisk stromningsmaskin.

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013059935A1 (en) * 2011-10-23 2013-05-02 Andritz Hydro Ltd. Compact blade for runner of francis turbine and method for configuring runner
CN103987956A (zh) * 2011-10-23 2014-08-13 安德里兹水利有限公司 用于法氏涡轮机转轮的紧凑叶片以及配置转轮的方法
US9605647B2 (en) 2011-10-23 2017-03-28 Andritz Hydro Ltd. Compact blade for runner of Francis turbine and method for configuring runner
RU2629849C2 (ru) * 2011-10-23 2017-09-04 Андритц Гидро Лтд. Компактная лопатка для рабочего колеса турбины френсиса и способ конфигурирования рабочего колеса
CN112329128A (zh) * 2020-09-03 2021-02-05 中国人民解放军海军工程大学 一种叶片载荷精细控制的船用高速泵喷水力模型及其设计方法
CN112329128B (zh) * 2020-09-03 2022-11-29 中国人民解放军海军工程大学 一种叶片载荷精细控制的船用高速泵喷水力模型及其设计方法
CN117236228A (zh) * 2023-11-13 2023-12-15 山东省科学院海洋仪器仪表研究所 一种潮流能水轮机叶片优化方法
CN117236228B (zh) * 2023-11-13 2024-02-02 山东省科学院海洋仪器仪表研究所 一种潮流能水轮机叶片优化方法

Also Published As

Publication number Publication date
RU2422670C1 (ru) 2011-06-27
EA019417B1 (ru) 2014-03-31
EA201200836A1 (ru) 2012-11-30

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5946707B2 (ja) 軸流タービン動翼
EP2350439B1 (en) Method for optimising the shape of an aerofoil and corresponding aerofoil
US20080138206A1 (en) Non-fouling kinetic hydro power system axial-flow blade tip treatment
EP3828387A1 (en) Turbine moving blade and axial-flow turbine
Sutikno et al. Design, simulation and experimental of the very low head turbine with minimum pressure and freevortex criterions
FI3889034T3 (fi) Potkuri
RU2422670C1 (ru) Лопаточный аппарат рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины
JP5135033B2 (ja) 軸流水力機械のランナベーン
JP5314441B2 (ja) 遠心型水力機械
CN110439724A (zh) 一种用于水力机械的混流式转轮
CN106886630B (zh) 一种带分流短叶片的泵喷推进器水力模型和设计方法
KR100286633B1 (ko) 차량용 토크 컨버터의 스테이터
RU2353818C1 (ru) Лопаточный диффузор центробежного компрессора
Du et al. Optimization design and analysis of marine ducted propellers by rans/potential flow coupling method
JP2007107418A (ja) フランシス形ポンプ水車
Korakianitis et al. Two-and three-dimensional prescribed surface curvature distribution blade design (circle) method for the design of high efficiency turbines, compressors, and isolated airfoils
CN206397809U (zh) 一种多段叶片离心泵叶轮
JP2000104501A (ja) タービン動翼及びガスタービン及び蒸気タービン
RU173860U1 (ru) Радиально-осевое рабочее колесо гидротурбины
RU2802111C1 (ru) Рабочее колесо насоса-турбины со сферическими биомиметическими наростами
Maurya et al. Effect of Guide Vane Fillets on Wave Energy Harvesting Impulse Turbine
Wang et al. Design and Performance Analysis of Contra-rotating Pumpjet Propulsor under Condition of Torque Unbalance
CN107035844B (zh) 一种液力变矩器分段式涡轮叶片
LIa et al. Influence of Axial Clearance on Water-Jet Axial Flow Pump
Wang et al. Three-dimensional inverse design and hydrodynamic performance analysis of contra-rotating axial flow pump

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10836275

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201200836

Country of ref document: EA

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 10836275

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1