賴喜德,張 翔,陳小明,盧 珍,楊仕福（.西華大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,四川成都 60039；.東方電氣集團(tuán)東方電機(jī)有限公司,四川德陽(yáng) 68000）

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水電機(jī)組推力軸承鏡板泵及油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的水力優(yōu)化設(shè)計(jì)

賴喜德1,張 翔1,陳小明1,盧 珍1,楊仕福2
（1.西華大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,四川成都 610039；2.東方電氣集團(tuán)東方電機(jī)有限公司,四川德陽(yáng) 618000）

摘要:針對(duì)水電機(jī)組推力軸承鏡板泵流體動(dòng)力設(shè)計(jì)過(guò)程中孔的布置形式以及集油槽的斷面形狀、面積和出口管路直徑等幾何參數(shù)優(yōu)化問(wèn)題,提出適合鏡板泵流道設(shè)計(jì)的鏡板泵性能預(yù)測(cè)及優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。通過(guò)不同幾何參數(shù)組合,采用基于多工況數(shù)值模擬的性能預(yù)測(cè)方法來(lái)分析鏡板泵的主要過(guò)流部件的關(guān)鍵尺寸、形狀等對(duì)其性能的影響,并在此基礎(chǔ)上提出一種基于整個(gè)循環(huán)系統(tǒng)協(xié)同的鏡板泵水力優(yōu)化設(shè)計(jì)方法,可提高自循環(huán)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中流體動(dòng)力系統(tǒng)的性能及可靠性。對(duì)比試驗(yàn)表明,在原試驗(yàn)循環(huán)系統(tǒng)參數(shù)不變的條件下,某大型水電機(jī)組推力軸承鏡板泵在優(yōu)化設(shè)計(jì)后平均揚(yáng)程提高4m,平均效率提高5.5％,且H-Q曲線能更好保證變工況運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

關(guān)鍵詞:水電機(jī)組;推力軸承;循環(huán)冷卻系統(tǒng);鏡板泵;集油槽;優(yōu)化設(shè)計(jì);性能預(yù)測(cè)

推力軸承作為水輪發(fā)電機(jī)組的關(guān)鍵部件之一,其冷卻循環(huán)系統(tǒng)對(duì)于推力軸承乃至整個(gè)機(jī)組的正常運(yùn)行至關(guān)重要。由于鏡板泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊、運(yùn)行維護(hù)方便[1],近年來(lái)大中型水電機(jī)組采用鏡板泵作為推力軸承自循環(huán)冷卻系統(tǒng)的油流循環(huán)動(dòng)力已成為一種發(fā)展趨勢(shì)[2-3]。鏡板泵是在推力頭（或鏡板）上加工數(shù)個(gè)孔（類似于葉輪流道）和在其外緣裝集油槽（相當(dāng)于蝸殼）來(lái)形成類似葉片泵的功能。從理論上來(lái)說(shuō),鏡板泵是一種在眾多限制條件下的特殊結(jié)構(gòu)離心泵,然而普通離心泵的設(shè)計(jì)理論和方法并不完全適用于這種特殊結(jié)構(gòu)的超低比轉(zhuǎn)數(shù)離心泵。因其轉(zhuǎn)速由水輪機(jī)轉(zhuǎn)速確定,推力頭（或鏡板）的尺寸和結(jié)構(gòu)受到機(jī)組設(shè)計(jì)的限制,鏡板泵的孔型要考慮制造加工方便,孔徑和數(shù)量必須兼顧對(duì)于推力頭（或鏡板）的強(qiáng)度的影響。推力頭（或鏡板）孔的布置形式和數(shù)量及集油槽的形狀、面積和出口管路直徑等幾何參數(shù)對(duì)鏡板泵流體動(dòng)力性能有重大影響。在實(shí)際工程設(shè)計(jì)中按徑向或后傾方向的孔型布置,采用非常粗糙的流量-壓力拋物線假設(shè)來(lái)近似計(jì)算鏡板泵的揚(yáng)程,較少考慮集油槽對(duì)水力性能的影響及其與鏡板孔的性能匹配,這樣的設(shè)計(jì)往往導(dǎo)致鏡板泵性能較差[1-5],在變工況下不利于保證循環(huán)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

筆者擬提出一種基于整個(gè)循環(huán)系統(tǒng)協(xié)同的鏡板泵水力優(yōu)化設(shè)計(jì)方法:①通過(guò)對(duì)循環(huán)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行1D流體動(dòng)力數(shù)值模擬來(lái)確定不同工況下對(duì)鏡板泵的揚(yáng)程和流量要求；②根據(jù)鏡板尺寸和結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)速,初步設(shè)計(jì)集油槽與鏡板孔流道；③采用3D數(shù)值模擬進(jìn)行性能預(yù)測(cè),優(yōu)化流道設(shè)計(jì),優(yōu)選集油槽與鏡板孔流道的匹配方案；④基于整個(gè)循環(huán)冷卻系統(tǒng)的流體動(dòng)力協(xié)同仿真優(yōu)化來(lái)保證自循環(huán)流體動(dòng)力系統(tǒng)的可靠性。該方法和技術(shù)路線已用于東方電機(jī)股份有限公司的推力軸承鏡板泵研制,證明可明顯提高并有效保證整個(gè)循環(huán)冷卻系統(tǒng)性能。

1 循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性數(shù)值模擬與鏡板泵設(shè)計(jì)參數(shù)確定

1.1 采用鏡板泵的推力軸承自循環(huán)冷卻系統(tǒng)

采用鏡板泵為推力軸承自循環(huán)冷卻系統(tǒng)提供油流循環(huán)的循環(huán)冷卻系統(tǒng)的壓力和流量要求與管路特性有關(guān)。在鏡板泵設(shè)計(jì)中,應(yīng)該首先根據(jù)循環(huán)冷卻系統(tǒng)的布置進(jìn)行管路特性數(shù)值模擬來(lái)確定鏡板泵設(shè)計(jì)參數(shù),或者在工程實(shí)際中通過(guò)調(diào)整管路特性來(lái)滿足鏡板泵的運(yùn)行參數(shù)要求,這些都需要通過(guò)準(zhǔn)確的數(shù)值模擬仿真來(lái)完成。圖1為配合推力軸承試驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)證鏡板泵性能的循環(huán)冷卻系統(tǒng)管路,鏡板泵泵出的壓力油流通過(guò)環(huán)管進(jìn)入冷卻系統(tǒng)。該循環(huán)冷卻系統(tǒng)管路系統(tǒng)由4組油冷卻器、若干閥門和管路等組成,通過(guò)投入油冷卻器數(shù)量、調(diào)節(jié)閥門的配合,滿足不同參數(shù)的推力軸承循環(huán)冷卻系統(tǒng)試驗(yàn)。該試驗(yàn)系統(tǒng)作為商業(yè)試驗(yàn)臺(tái)已通過(guò)行業(yè)鑒定。

圖1 試驗(yàn)臺(tái)循環(huán)冷卻系統(tǒng)管路

1.2 循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性計(jì)算與試驗(yàn)驗(yàn)證

自循環(huán)冷卻系統(tǒng)由鏡板泵、一定數(shù)量的油冷卻器、閥門、管路等組成。不同的電站,其油冷卻器、閥門、管路的布置和安裝高程等都可能不同,對(duì)鏡板泵要求的壓頭也不同。在鏡板泵設(shè)計(jì)中,由于受到推力軸承尺寸和機(jī)組轉(zhuǎn)速的限制,經(jīng)反復(fù)計(jì)算仍不能滿足泵參數(shù)要求時(shí),還可通過(guò)調(diào)整循環(huán)冷卻系統(tǒng)元件的特性來(lái)滿足要求,所以對(duì)循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性進(jìn)行準(zhǔn)確數(shù)值模擬分析和優(yōu)化非常重要。傳統(tǒng)的管路水力損失計(jì)算方法不便準(zhǔn)確獲得油循環(huán)管路系統(tǒng)各細(xì)節(jié)的流動(dòng)參數(shù),采用Flowmaster軟件對(duì)鏡板泵試驗(yàn)臺(tái)油循環(huán)管路系統(tǒng)進(jìn)行1D流體動(dòng)力仿真分析,其模型如圖2所示。Flowmaster軟件是由英國(guó)Flowmaster公司開(kāi)發(fā)的一維流體系統(tǒng)仿真軟件,通過(guò)對(duì)系統(tǒng)管路內(nèi)的壓力、速度、溫度等參數(shù)的解算來(lái)對(duì)流體系統(tǒng)各支路或各部件的工作性能進(jìn)行預(yù)測(cè)和分析。

圖2 鏡板泵試驗(yàn)臺(tái)循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路計(jì)算模型

為了驗(yàn)證仿真數(shù)值計(jì)算的正確性,分別投入1、2、3個(gè)油冷卻器進(jìn)行了管路特性試驗(yàn)（Δh1、Δh2、Δh3為對(duì)應(yīng)的水力損失）,試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果見(jiàn)圖3,最大相對(duì)誤差小于2％,證明采用此種方法計(jì)算管路特性是可行的。

圖3 管路特性試驗(yàn)與數(shù)值模擬對(duì)比

1.3 鏡板泵設(shè)計(jì)流體動(dòng)力參數(shù)的確定

采用數(shù)值計(jì)算方法預(yù)先計(jì)算推力軸承循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性,得到的管路油流阻力特性（圖3）可為鏡板泵的設(shè)計(jì)提供較為準(zhǔn)確的參數(shù)。在鏡板泵設(shè)計(jì)中,還可通過(guò)調(diào)整冷卻系統(tǒng)元件的特性和泵的設(shè)計(jì)性能參數(shù)來(lái)滿足推力軸承循環(huán)冷卻系統(tǒng)的要求。

某機(jī)組設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速n=225r/min,根據(jù)推力軸承溫度控制要求,冷卻油的流量Q=124m3/h。針對(duì)圖1的鏡板泵試驗(yàn)臺(tái)循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路計(jì)算,投入3個(gè)油冷卻器,仿真計(jì)算的管路水力損失約19.5m,因此確定鏡板泵的設(shè)計(jì)參數(shù)為:流量Q=124m3/h,揚(yáng)程H=20m。鏡板泵的比轉(zhuǎn)速ns=14.2。

2 鏡板的孔型方案及對(duì)性能的影響

推力軸承結(jié)構(gòu)尺寸由水力發(fā)電機(jī)組設(shè)計(jì)確定,試驗(yàn)鏡板主要幾何參數(shù)為:內(nèi)徑D1=1040mm,外徑D2=2 139mm。根據(jù)流體動(dòng)力參數(shù)要求,原始試驗(yàn)方案（方案A）為:鏡板孔形狀為徑向直孔,孔徑d=40mm,孔數(shù)Z=8；集油槽基圓直徑D3=2296mm,進(jìn)口寬度b3=65mm,斷面形狀為矩形,外形線為對(duì)數(shù)螺旋線,出口總面積Ft=24 531mm2,8個(gè)出口周向均勻布置。初步方案鏡板泵的流道如圖4（a）所示。

2.1 孔型方案

為了優(yōu)化鏡板孔流道設(shè)計(jì),根據(jù)前述鏡板的結(jié)構(gòu)尺寸,在原始試驗(yàn)方案的徑向直孔的基礎(chǔ)上,考慮結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和加工工藝限制,再設(shè)計(jì)了5種形式,共選取了6種形式的鏡板孔進(jìn)行對(duì)比研究。每種形式的鏡板孔之間有差異的參數(shù)見(jiàn)表1,其3D幾何模型見(jiàn)圖4。

圖4 6種鏡板孔的3D模型

表1 鏡板孔型方案幾何參數(shù)

2.2 不同孔型鏡板泵的3D幾何造型及網(wǎng)格劃分

采用Unigraphics NX軟件對(duì)不同形式鏡板孔與集油槽和環(huán)管組合而成的鏡板泵進(jìn)行3D幾何造型,如圖4所示。采用ICEM-CFD軟件對(duì)鏡板泵進(jìn)行全流道3D模型網(wǎng)格劃分。由于存在動(dòng)靜區(qū)域,故分別對(duì)進(jìn)口區(qū)域、鏡板孔、集油槽、出口彎管和出口環(huán)管進(jìn)行網(wǎng)格劃分,之后在前處理里面通過(guò)交界面將各部分進(jìn)行連接。另外,對(duì)流動(dòng)梯度大的區(qū)域進(jìn)行局部加密處理。數(shù)值模擬試驗(yàn)表明,只要全流道網(wǎng)格數(shù)大于558700就可保證數(shù)值模擬結(jié)果與網(wǎng)格數(shù)無(wú)關(guān)。

2.3 3D流場(chǎng)數(shù)值模擬及性能預(yù)測(cè)方法

為了預(yù)測(cè)鏡板泵的外特性曲線,考慮到實(shí)際可能,采用ANSYS CFX對(duì)（0.6～1.4）Qd（Qd為設(shè)計(jì)工況下冷卻油的流量）運(yùn)行范圍進(jìn)行3D流場(chǎng)數(shù)值模擬。根據(jù)數(shù)值模擬得到的鏡板泵進(jìn)出口的質(zhì)量加權(quán)平均總壓、壓力對(duì)鏡板所做功的功率及黏性力對(duì)鏡板所做功的功率,可以預(yù)測(cè)計(jì)算鏡板泵的揚(yáng)程、功率和效率[3-5]。

2.4 不同孔型的流體動(dòng)力性能計(jì)算分析

采用前述的3D流場(chǎng)數(shù)值模擬方法對(duì)6種形式的鏡板孔搭配同一集油槽的組合進(jìn)行數(shù)值模擬,并預(yù)測(cè)計(jì)算不同鏡板泵的外特性曲線如圖5所示。從圖5（a）可以看出,在整個(gè)計(jì)算工況范圍內(nèi),不同鏡板泵的揚(yáng)程變化趨勢(shì)相同,均隨流量的增大而單調(diào)減小。揚(yáng)程由高到低依次是方案B、D、F、E、C、A。主要原因是隨著出口安放角的增大,揚(yáng)程逐漸降低,符合離心泵的揚(yáng)程曲線變化規(guī)律。從圖5（b）可以看出,效率呈現(xiàn)出與揚(yáng)程相同的變化趨勢(shì)。效率由高到低依次是方案B、F、D、E、C、A。

圖5 6種孔型鏡板泵外特性對(duì)比

按能量轉(zhuǎn)換關(guān)系不同,將鏡板泵分解成鏡板（類似于葉輪）和集油槽兩部分。圖6和圖7分別為鏡板和集油槽的效率曲線（鏡板和集油槽效率定義為鏡板或集油槽的輸出能量與輸入能量的比值）。

圖6 鏡板效率曲線

圖7 集油槽效率曲線

從圖6可以看出,B方案的鏡板效率隨流量增大而呈現(xiàn)出明顯的遞增趨勢(shì),且效率整體最高,這是因?yàn)樵摲桨傅某隹诎卜沤切〔⑴c集油槽匹配較好。其余方案的鏡板在（0.6～1.4）Qd運(yùn)行范圍內(nèi)運(yùn)行效率曲線相對(duì)較為平坦,變化范圍較小,鏡板效率由高到低的方案是B、A、E、C、D、F。從圖7可以看出, F和B方案的集油槽效率曲線較為平坦,而其余方案的集油槽效率隨流量的增大而逐漸減小,這是因?yàn)槌隹诎卜沤桥c集油槽匹配不合理、摩擦損失較大所致,集油槽效率由高到低的方案是F、B、D、E、C、A。

綜合上述分析可見(jiàn),鏡板孔的進(jìn)出口安放角對(duì)鏡板泵性能影響較大,在結(jié)構(gòu)允許的條件下應(yīng)盡可能采用小的出口安放角和進(jìn)口沖角。

3 集油槽幾何參數(shù)對(duì)鏡板泵性能的影響

在實(shí)際工程設(shè)計(jì)中,大多數(shù)情況下較少考慮集油槽的流體動(dòng)力性能,而主要將其作為收集鏡板孔出口流體并將流體輸送到出口循環(huán)冷卻管路的裝置。實(shí)際上集油槽（相當(dāng)于蝸殼）對(duì)性能影響很大[6-8]。從上面分析可知,鏡板泵孔型必須與集油槽流道匹配,且集油槽幾何參數(shù)的變化對(duì)鏡板泵性能有較大的影響。作為鏡板泵最重要的過(guò)流部件之一,必須根據(jù)鏡板孔型進(jìn)行匹配優(yōu)化設(shè)計(jì)。下面分別計(jì)算分析集油槽的斷面形狀和出口面積對(duì)鏡板泵性能的影響。

3.1 集油槽斷面形狀

在原始試驗(yàn)?zāi)Ｐ捅茫ǚ桨窤）集油槽的矩形（RET）斷面基礎(chǔ)上,再設(shè)計(jì)了梯形（LAD）和圓形（CIR）斷面兩種方案。集油槽按“等速度”規(guī)律設(shè)計(jì),除集油槽斷面形狀外,鏡板泵其余幾何參數(shù)與不同鏡板孔組合中完全一致。斷面形狀對(duì)比如圖8所示。

圖8 3種形式集油槽出口斷面

將3種斷面形狀的集油槽與6種形式的鏡板孔分別進(jìn)行配對(duì)組合成18個(gè)鏡板泵進(jìn)行性能預(yù)測(cè)及分析。圖9為直孔配合3種斷面形式集油槽的外特性對(duì)比,可以看出:直孔在配合圓形和矩形斷面集油槽時(shí),鏡板泵揚(yáng)程的相對(duì)差異在1.5％以內(nèi),絕對(duì)效率差異在2％范圍內(nèi)。

圖9 直孔配合3種斷面形式集油槽的外特性

對(duì)18種組合方案進(jìn)行數(shù)值模擬,對(duì)比分析發(fā)現(xiàn),3種斷面形式的集油槽與6種形式的鏡板孔進(jìn)行配合時(shí),鏡板泵性能相差都在2％以內(nèi),說(shuō)明集油槽的斷面形狀對(duì)鏡板泵的性能影響很小,設(shè)計(jì)時(shí)可僅從制造工藝的角度考慮而不用顧及斷面形狀對(duì)性能的影響。

3.2 集油槽出口面積

采用原始試驗(yàn)方案的鏡板泵（方案A）模型為研究對(duì)象,原始模型集油槽出口管徑為65mm。為了分析出口管徑變化對(duì)鏡板泵性能的影響,改變集油槽出口面積為原始面積的0.5和2倍,對(duì)應(yīng)管徑大致分別為46mm和92mm,除此之外,模型其他幾何參數(shù)保持不變。

不同的集油槽出口管徑下鏡板泵外特性如圖10所示,可以看出,出口面積縮小一半時(shí)鏡板泵揚(yáng)程和效率均有所提高,出口面積增大一倍時(shí)揚(yáng)程和效率均出現(xiàn)小幅下降。這說(shuō)明原始試驗(yàn)方案鏡板泵模型的出口管徑偏大,導(dǎo)致擴(kuò)散損失較大,適當(dāng)減小其出口管徑有利于提高其性能。

圖10 不同集油槽出口管徑外特性對(duì)比

4 某大型水電機(jī)組推力軸承鏡板泵優(yōu)化設(shè)計(jì)

如前1.3所述的水電機(jī)組,根據(jù)前面的計(jì)算分析,對(duì)原試驗(yàn)鏡板泵模型（方案A）進(jìn)行優(yōu)化。因鏡板結(jié)構(gòu)尺寸限制,設(shè)計(jì)鏡板孔的直徑為40mm,考慮到結(jié)構(gòu)要求,取集油槽出口管徑為50mm,并漸擴(kuò)至92mm。為了進(jìn)一步減小整個(gè)集油槽的出口總面積,將集油槽的8個(gè)出口減少至2個(gè)（其出口總面積與管徑為46mm時(shí)基本一致）。這樣既能保證集油槽的軸向尺寸不至于過(guò)小,又能有效地減小集油槽的出口總面積。優(yōu)化后的方案流道3D模型如圖11所示。

圖11 優(yōu)化后的流道

優(yōu)化后鏡板泵的外特性如圖12所示,可以看出,優(yōu)化后鏡板泵在（0.6～1.4）Qd范圍內(nèi)運(yùn)行時(shí)平均揚(yáng)程增加約4m,平均效率提高5.5％。由此可見(jiàn),在結(jié)構(gòu)允許的情況下,適當(dāng)減小集油槽出口總面積,能使鏡板孔與集油槽的匹配關(guān)系最佳,使得鏡板泵性能提高。

圖12 優(yōu)化前后的鏡板泵外特性

5 結(jié) 論

a.在鏡板泵的設(shè)計(jì)過(guò)程中,應(yīng)先根據(jù)水電站真機(jī)推力軸承冷卻油循環(huán)系統(tǒng)管路布置,采用1D流體動(dòng)力數(shù)值模型計(jì)算管路特性,計(jì)算的管路特性曲線可為鏡板泵的設(shè)計(jì)提供更為準(zhǔn)確的參數(shù)。

b.對(duì)于鏡板孔形式選擇,在結(jié)構(gòu)允許的條件下盡可能采用較小的出口安放角和進(jìn)口沖角。

c.集油槽與鏡板孔的匹配問(wèn)題對(duì)鏡板泵性能影響非常大。在集油槽的斷面形狀設(shè)計(jì)時(shí),可以僅從制造工藝的角度考慮而不用顧及斷面形狀對(duì)性能的影響。在結(jié)構(gòu)允許的情況下,應(yīng)適當(dāng)減小集油槽出口的總面積,但為了降低管路損失,應(yīng)慎重選擇出口管路的形式和管徑。

d.采用基于多工況流場(chǎng)數(shù)值模擬的性能預(yù)測(cè)技術(shù)來(lái)進(jìn)行鏡板泵設(shè)計(jì)方案分析和性能優(yōu)化與控制是可行的。

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中圖分類號(hào):TK730

文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A

文章編號(hào):1006- 7647（2016）03- 0062- 06

DOI:10.3880/j.issn.1006- 7647.2016.03.013

基金項(xiàng)目:國(guó)家自然科學(xué)基金（51379179）；流體及動(dòng)力機(jī)械四川省科技創(chuàng)新研究團(tuán)隊(duì)項(xiàng)目（2011JTD0016）

作者簡(jiǎn)介:賴喜德（1962—）,男,教授,博士,主要從事流體機(jī)械及工程等研究。E-mail:laixd@mail.xhu.edu.cn

收稿日期:（2015- 04 30 編輯:鄭孝宇）

Hydraulic optimization design of runner-pump and oil circulating and cooling system for thrust bearing ofhydroelectric units

LAI Xide, ZHANG Xiang, CHEN Xiaoming, LU Zhen,YANG Shifu（1.School of Energy and Power Engineeving, Xihua University, Chengdu 610039, China；2.Dongfang Electricmachinery Co., Ltd., Deyang 618000, China）

Abstract:In order to optimize the layout and number of holes andgeometric parameters such as the section shape, area, and outlet pipe diameter of the oil bath in hydrodynamic design of a runner-pump for the thrust bearing of hydroelectric units, amethod for performance prediction and optimization design suitable for the flow passages of the runner-pump is presented in this paper.Through combination of differentgeometric parameters, the influence of the size and shape of themain flow passage components on hydrodynamic performance of the runner-pump was analyzed using the performance predictionmethod based onmulti-condition numerical simulations.In this way, a hydrodynamic optimization designmethod for the runner-pump based on cooperation throughout the circulation system, which can improve the performance and reliability of the hydrodynamic system for self-circulating system design, is proposed.The results show that, compared with the original runner-pump, the average head is increased by 4m, the average efficiency is increased by 5.5％, and the H-Q curve canguarantee better stability of the system under varying condition operation for the optimized runner-pump under the same test conditions.

Key words:hydroelectric unit；thrust bearing；circulating and cooling system；runner-pump；oil bath；optimization design；performance prediction