黎耀軍 張振洲 嚴(yán)海軍 顧 濤

(1.中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)北京市供水管網(wǎng)系統(tǒng)安全與節(jié)能工程技術(shù)研究中心， 北京 100083；2.水利部建設(shè)管理與質(zhì)量安全中心， 北京 100038； 3.中國(guó)灌溉排水發(fā)展中心, 北京 100054)

0 引言

卷盤式噴灌機(jī)具有對(duì)地形適應(yīng)性強(qiáng)、輕便靈活、噴灑質(zhì)量好等優(yōu)點(diǎn)，是我國(guó)農(nóng)業(yè)灌溉中廣泛應(yīng)用的行噴式灌溉機(jī)械之一。水渦輪是卷盤式噴灌機(jī)最為常用的驅(qū)動(dòng)裝置[1-2]，為噴灌機(jī)牽引噴頭車和PE管提供動(dòng)力，其水力性能直接影響噴灌機(jī)的能耗及噴灑效果。目前，國(guó)產(chǎn)卷盤式噴灌機(jī)所使用的水渦輪普遍存在水力損失大、能耗過(guò)高的問(wèn)題，因此，亟待開(kāi)展水渦輪水力性能研究，提出水力優(yōu)化措施，以提升水渦輪綜合性能，降低機(jī)組運(yùn)行成本[3-5]。

國(guó)內(nèi)外卷盤式噴灌機(jī)常用的水渦輪主要有開(kāi)式葉輪和半開(kāi)式葉輪兩種形式。為了掌握水渦輪的水力性能，湯躍等[6]對(duì)國(guó)產(chǎn)JP50卷盤式噴灌機(jī)開(kāi)式葉輪水渦輪在不同工況的外特性進(jìn)行了測(cè)試，發(fā)現(xiàn)在不同轉(zhuǎn)速下，水渦輪的最高效率均不足20%。袁壽其等[7]采用數(shù)值模擬方法，對(duì)JP50卷盤式噴灌機(jī)水渦輪的內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值研究，獲得了水渦輪在不同流量下的壓力和速度分布規(guī)律。程俊等[8]開(kāi)展的數(shù)值計(jì)算及試驗(yàn)研究表明，JP75噴灌機(jī)帶開(kāi)式葉輪的斜擊式水渦輪進(jìn)口到葉輪間的水力損失，是導(dǎo)致水渦輪水頭損失增大的主要原因。由于水渦輪結(jié)構(gòu)復(fù)雜，盡管已有研究初步探討了卷盤式噴灌機(jī)水渦輪的外特性特點(diǎn)，但不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)水渦輪性能及內(nèi)部流動(dòng)的影響規(guī)律尚未充分揭示。

本文以JP75卷盤式噴灌機(jī)采用的半開(kāi)式葉輪水渦輪為研究對(duì)象，采用制動(dòng)器模擬噴灌機(jī)負(fù)載，開(kāi)展水渦輪性能試驗(yàn)，研究其不同工況的外特性；采用SSTk-ω模型對(duì)水渦輪進(jìn)行全流道流動(dòng)模擬，探究其內(nèi)部流動(dòng)特征，并基于正交數(shù)值試驗(yàn)，改進(jìn)水渦輪結(jié)構(gòu)，優(yōu)化其水力性能。

1 水渦輪結(jié)構(gòu)與水力性能試驗(yàn)

1.1 研究對(duì)象

JP75卷盤式噴灌機(jī)多采用半開(kāi)式葉輪的切擊式水渦輪作為驅(qū)動(dòng)裝置。高壓水經(jīng)噴嘴高速射入葉輪驅(qū)動(dòng)葉輪旋轉(zhuǎn)，并經(jīng)變速裝置驅(qū)動(dòng)噴灌機(jī)絞盤旋轉(zhuǎn)，牽引噴頭車移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)灌溉噴灑。

本文研究的水渦輪如圖1所示，主要由渦輪殼、渦輪蓋、半開(kāi)式葉輪和噴嘴等4部分組成，半開(kāi)式葉輪包含12枚圓柱型葉片，水渦輪其他主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。水渦輪轉(zhuǎn)速范圍為200～1 200 r/min，流量范圍為10～30 m3/h。

圖1 水渦輪結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagrams of water turbine1.渦輪蓋 2.渦輪殼 3.噴嘴 4.葉輪

mm

1.2 試驗(yàn)裝置

噴灌機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，噴頭車移動(dòng)的系統(tǒng)阻力是水渦輪的直接負(fù)載。為了測(cè)試水渦輪不同工況的流量、轉(zhuǎn)速、功率及效率等外特性參數(shù)，采用電渦流制動(dòng)器的阻力來(lái)模擬噴灌機(jī)運(yùn)行時(shí)的負(fù)載[6]，設(shè)計(jì)了如圖2所示的水渦輪性能測(cè)試系統(tǒng)。其中，供水泵為測(cè)試系統(tǒng)供水，LDG-MK型電磁流量計(jì)(量程0～65 m3/h)2、9分別測(cè)量系統(tǒng)總流量和水渦輪流量；閘閥10、11分別調(diào)節(jié)水渦輪流量和系統(tǒng)總流量。水渦輪轉(zhuǎn)軸穿過(guò)變速箱，與CGNJ-901型扭矩儀(轉(zhuǎn)矩量程0～20 N·m，轉(zhuǎn)速量程0～6 000 r/min)和WZ-25P型電渦流制動(dòng)器(轉(zhuǎn)矩范圍0～25 N·m，轉(zhuǎn)速范圍0～2 800 r/min)同軸連接。采用MIK-PX300型壓力傳感器(量程0～2.5 MPa)分別測(cè)量水渦輪進(jìn)、出口壓力。扭矩儀、電磁流量計(jì)與壓力傳感器精度均為±0.5%。

圖2 水渦輪性能測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)Fig.2 Experimental setups for water turbine performance measurements1.供水泵 2、9.電磁流量計(jì) 3、8.進(jìn)、出口壓力傳感器 4.水渦輪 5.變速箱 6.扭矩儀 7.制動(dòng)器 10、11.閘閥 12.水箱

1.3 試驗(yàn)結(jié)果與分析

通過(guò)調(diào)節(jié)制動(dòng)器的張力控制器，可以改變制動(dòng)器輸出軸的扭矩，以模擬不同工況下水渦輪的負(fù)載和運(yùn)行狀態(tài)。試驗(yàn)測(cè)得水渦輪在200～1 200 r/min范圍內(nèi)11種轉(zhuǎn)速(圖3)下不同流量工況的水渦輪進(jìn)出口壓力、流量、扭矩等參數(shù)，參考文獻(xiàn)[6]的方法，計(jì)算得到水渦輪進(jìn)出口水頭差、輸出功率及效率。圖3所示為不同轉(zhuǎn)速下水渦輪的外特性曲線。從圖3a可以看出，當(dāng)流量一定時(shí)，隨轉(zhuǎn)速增加水渦輪的進(jìn)出口水頭差逐漸增大；不同轉(zhuǎn)速下，水渦輪進(jìn)出口水頭差均隨著流量的增加而增大。圖3b表明，同一轉(zhuǎn)速下，水渦輪輸出功率隨流量增加呈拋物線型增大趨勢(shì)，轉(zhuǎn)速越高，輸出功率隨流量的增加梯度越大。從圖3c可看出，不同工況下水渦輪效率均較低，最高效率為轉(zhuǎn)速n=1 100 r/min、流量Q=30 m3/h時(shí)的34.6%。不同轉(zhuǎn)速下水渦輪效率曲線變化趨勢(shì)差異明顯，當(dāng)轉(zhuǎn)速n<600 r/min時(shí)，水渦輪效率隨著流量的增加先增高后降低；轉(zhuǎn)速n>600 r/min時(shí)，水渦輪效率隨流量的增加總體呈增大趨勢(shì)。當(dāng)轉(zhuǎn)速n>400 r/min時(shí)，不同轉(zhuǎn)速的最高效率偏差不大，但隨轉(zhuǎn)速增加，水渦輪高效區(qū)向大流量工況偏移?？傮w上，水渦輪在較寬的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均存在效率相對(duì)較高的工況點(diǎn)，但不同工況下水渦輪效率均低于35%。

圖3 不同轉(zhuǎn)速下水渦輪外特性曲線Fig.3 Characteristic curves of water turbine at different rotating speeds

2 水渦輪流動(dòng)數(shù)值模擬

2.1 幾何模型與網(wǎng)格劃分

為了揭示水渦輪內(nèi)部流動(dòng)特征，采用雷諾平均方法，對(duì)典型工況下的水渦輪內(nèi)流動(dòng)進(jìn)行了全流道數(shù)值模擬?？紤]到水渦輪流道結(jié)構(gòu)復(fù)雜，數(shù)值計(jì)算選用SSTk-ω湍流模型[9]，該模型考慮了流線曲率及逆壓梯度等效應(yīng)的影響[10-13]，其在復(fù)雜流動(dòng)計(jì)算中的可靠性得到了較廣泛驗(yàn)證[14-17]。計(jì)算域包含水渦輪的完整流道，為了消除進(jìn)出口邊界條件對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響，提高數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性，計(jì)算域進(jìn)、出口段在水渦輪進(jìn)、出口基礎(chǔ)上均進(jìn)行了適當(dāng)延長(zhǎng)，如圖4所示。

圖4 計(jì)算域Fig.4 Computational domain

采用ICEM軟件對(duì)計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為提高計(jì)算精度，固體壁面邊界采用棱柱體邊界層網(wǎng)格加密。計(jì)算域網(wǎng)格總數(shù)為433.4萬(wàn)，計(jì)算域各部分網(wǎng)格數(shù)如表2所示，葉輪區(qū)網(wǎng)格結(jié)構(gòu)如圖5所示。

2.2 數(shù)值求解方法

基于ANSYS CFX軟件進(jìn)行水渦輪流場(chǎng)計(jì)算，計(jì)算邊界條件設(shè)置如下：計(jì)算域進(jìn)口邊界給定速度，出口邊界設(shè)置相對(duì)靜壓為0 Pa；進(jìn)水部件、出水部件壁面設(shè)為無(wú)滑移壁面條件；進(jìn)水部件與葉輪進(jìn)口之間、葉輪出口與出水部件之間均設(shè)定為動(dòng)靜交界面，采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子法處理葉輪轉(zhuǎn)動(dòng)。近壁區(qū)采用比例縮放壁面函數(shù)處理低雷諾數(shù)流動(dòng)[18]。采用有限體積法離散流動(dòng)控制方程，分別采用混合有界迎風(fēng)格式和中心差分格式離散對(duì)流項(xiàng)和擴(kuò)散項(xiàng)。壓力和速度的耦合求解采用SIMPLEC算法。

表2 計(jì)算域網(wǎng)格數(shù)Tab.2 Grid number table

圖5 葉輪區(qū)網(wǎng)格Fig.5 Impeller mesh

2.3 計(jì)算模型驗(yàn)證與外特性預(yù)測(cè)

圖6 水渦輪外特性曲線預(yù)測(cè)值與試驗(yàn)值對(duì)比Fig.6 Comparison of predicted and experimental values of water turbine performance curves

為驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算模型的可靠性，對(duì)3種轉(zhuǎn)速下(200、600、1 000 r/min)水渦輪多個(gè)典型流量工況的流動(dòng)進(jìn)行了定常數(shù)值計(jì)算，預(yù)測(cè)了水渦輪進(jìn)出口水頭差、效率和輸出功率，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，如圖6所示。從圖中可見(jiàn)，所采用的計(jì)算模式可以比較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)水渦輪外特性，不同轉(zhuǎn)速和流量工況數(shù)值預(yù)測(cè)的進(jìn)出口水頭差、輸出功率、效率與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，最大相對(duì)誤差分別為7.3%、5.6%和7.5%。小流量工況(Q=10 m3/h)，水渦輪進(jìn)出口水頭差和效率的預(yù)測(cè)值與實(shí)測(cè)結(jié)果偏差更為明顯，一方面是因?yàn)樾×髁抗r水渦輪內(nèi)留流動(dòng)分離等瞬態(tài)流動(dòng)特征加劇，定常模擬方法對(duì)水渦輪內(nèi)流動(dòng)計(jì)算的準(zhǔn)確性有所下降；另一方面，在小流量工況，試驗(yàn)中測(cè)量誤差對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)測(cè)量精度的影響更為顯著。

2.4 水渦輪內(nèi)流場(chǎng)分析

圖7所示為流量Q=20 m3/h時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下水渦輪內(nèi)的相對(duì)靜壓分布，相同流量下隨著轉(zhuǎn)速增加，水渦輪葉輪內(nèi)壓力顯著增大。在噴嘴射流的作用下，葉輪內(nèi)存在一個(gè)主過(guò)流葉片通道，形成主過(guò)流通道的葉片工作面存在高壓區(qū)，除主流通道外，其余葉片通道內(nèi)壓力分布規(guī)律相似。從圖7c可以看出，非主流通道內(nèi)壓力沿徑向變化比較均勻，從葉片進(jìn)口到出口，各非主過(guò)流葉片通道內(nèi)壓力逐漸降低。在噴嘴出口處，由于流道突然擴(kuò)張，噴嘴出口的壓力顯著降低。

流量Q=20 m3/h時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下水渦輪內(nèi)流速和流線分布如圖8所示。從圖中可以看出，由于噴嘴收縮角度與水渦輪進(jìn)水段收縮角略有不同，且噴嘴出口處流道突然擴(kuò)張，不同工況下噴嘴出水口下游存在回流區(qū)，回流區(qū)形成的漩渦運(yùn)動(dòng)降低了噴嘴射流對(duì)葉輪的沖擊速度，對(duì)水渦輪的驅(qū)動(dòng)力矩有直接影響。速度分布云圖表明，經(jīng)噴嘴加速的水流從噴嘴進(jìn)入葉輪后，主要經(jīng)主過(guò)流葉片通道通過(guò)葉輪，進(jìn)入葉輪出口側(cè)的環(huán)形區(qū)域。受過(guò)流能力限制，葉輪出口側(cè)環(huán)形區(qū)流速明顯高于非主過(guò)流通道內(nèi)的流速，導(dǎo)致非主流葉片通道內(nèi)的流動(dòng)受阻，葉輪內(nèi)形成復(fù)雜的回流漩渦。非主流葉片通道內(nèi)回流漩渦產(chǎn)生的水力損失，是降低水渦輪水力效率的重要因素。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下水渦輪內(nèi)壓力分布(Q=20 m3/h)Fig.7 Pressure distributions of water turbine at different rotating speeds

圖8 不同轉(zhuǎn)速下水渦輪內(nèi)速度和流線分布(Q=20 m3/h)Fig.8 Velocity and streamline distributions of water turbine at different rotating speeds

圖9所示為出水管軸心所在的水渦輪軸面內(nèi)的速度和流線分布。從圖中可以看出，葉輪區(qū)左右兩側(cè)的流速分布差異明顯，右側(cè)軸面位于非主過(guò)流通道，流速較低且速度分布相對(duì)均勻；左側(cè)軸面位于主過(guò)流通道內(nèi)，在半開(kāi)式葉輪的葉片與渦輪蓋之間的葉片側(cè)端間隙區(qū)流速較高，可見(jiàn)，葉片與渦輪蓋間的軸向間隙是影響葉輪區(qū)流態(tài)的重要因素。由圖9還可以看出，葉片出口與輪轂之間為高流速區(qū)；受輪轂影響，出水管入口靠近管壁區(qū)的流速明顯高于出水管入口中心區(qū)流速。圖9和圖10所示的流線表明，出水管內(nèi)流速分布不均勻，水流進(jìn)入出水管后，存在較強(qiáng)的周向速度分量，該周向速度分量將增加水渦輪出水管及噴灌機(jī)PE管內(nèi)的水力損失。

圖9 出水部件及軸面內(nèi)速度與流線分布Fig.9 Velocity and streamline distribution in meridian plane and outlet pipe

圖10 出水管內(nèi)流線分布Fig.10 Streamline distribution in outlet pipe

3 水渦輪改進(jìn)設(shè)計(jì)與性能分析

3.1 噴嘴改進(jìn)

從圖8可見(jiàn)，由于噴嘴出口處的流道存在突擴(kuò)區(qū)，噴嘴出水口與葉片相距較遠(yuǎn)，噴嘴出口處的回流區(qū)降低了射流沖擊葉片的作用力，噴嘴出口回流導(dǎo)致水力損失增加。為了減小噴嘴出口與葉片間的距離、消除噴嘴出口處流道的突然擴(kuò)張，設(shè)計(jì)了圖11b所示的改進(jìn)噴嘴，噴嘴出口直徑φ=22 mm，噴嘴出口端面為與渦輪殼內(nèi)徑對(duì)應(yīng)的圓柱形曲面。根據(jù)試驗(yàn)測(cè)得的水渦輪對(duì)應(yīng)工況進(jìn)出口壓力，對(duì)使用改進(jìn)噴嘴的水渦輪在流量Q=16 m3/h、轉(zhuǎn)速n=600 r/min工況流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬，結(jié)果表明，改進(jìn)噴嘴可以有效提高射流對(duì)葉輪的沖擊力，匹配改進(jìn)噴嘴的水渦輪輸出力矩達(dá)到3.21 N·m，相比原水渦輪輸出力矩提高了25.4%，水渦輪效率由原來(lái)的32.8%提升至46.93%，改進(jìn)噴嘴大幅提升了水渦輪的水力性能。

圖11 噴嘴結(jié)構(gòu)Fig.11 Structure diagrams of nozzle

3.2 模擬正交試驗(yàn)與水渦輪結(jié)構(gòu)改進(jìn)

為探究不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)水渦輪水力性能的影響，在針對(duì)多個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行單因素分析的基礎(chǔ)上，選取改進(jìn)噴嘴的出口直徑φ、葉片出口側(cè)切削位置Rc和葉片側(cè)端間隙δ等對(duì)水渦輪性能影響相對(duì)較大的因素，采用3因素3水平的模擬正交試驗(yàn)，進(jìn)行水渦輪水力性能改進(jìn)研究。各因素的水平見(jiàn)表3，其中，葉片切削方式為葉片出口側(cè)傾斜切削，如圖12所示。沿葉片高度方向切削位置為葉片與葉輪蓋板的連接處；沿葉片徑向的切削位置位于葉片側(cè)向端面，葉片徑向切削點(diǎn)與葉輪旋轉(zhuǎn)軸的徑向距離Rc體現(xiàn)因素B的不同水平。

表3 試驗(yàn)因素水平Tab.3 Factors and levels of orthogonal experiment mm

圖12 葉片出口側(cè)切削示意圖Fig.12 Sketch of blade cutting1.葉片 2.輪轂 3.渦輪蓋

根據(jù)L9(33)正交表確定的不同方案，選取流量Q=16 m3/h，轉(zhuǎn)速n=600 r/min的典型工況，對(duì)不同因素和水平條件下的水渦輪效率進(jìn)行數(shù)值預(yù)測(cè)。

正交試驗(yàn)方案和水渦輪效率數(shù)值預(yù)算結(jié)果如表4所示，表中A、B、C分別表示噴嘴出口直徑、葉片出口側(cè)切削位置、葉片側(cè)端間隙的水平?？梢钥闯觯捎酶倪M(jìn)噴嘴后，不同方案的水渦輪效率均高于46%，相比原水渦輪水力性能均有較顯著提高。

為了明確不同因素對(duì)水渦輪水力性能的影響程度，采用極差和方差分析方法[19-20]，對(duì)模擬試驗(yàn)預(yù)測(cè)的效率進(jìn)行處理與分析。各因素對(duì)應(yīng)的極差R和以顯著性水平α=0.05進(jìn)行方差分析得到的方差F和方差臨界值Fc如表5所示。極差和方差分析均表明，因素A和因素C對(duì)水渦輪水力性能有顯著影響，各因素對(duì)水渦輪效率的影響程度大小依次為：A、C、B。

表4 試驗(yàn)設(shè)計(jì)與預(yù)測(cè)結(jié)果Tab.4 Test arrangements and predicted efficiency of water turbine

進(jìn)一步分析表明，以水渦輪效率為優(yōu)化目標(biāo)，正交試驗(yàn)范圍內(nèi)的不同因素和水平的較優(yōu)改進(jìn)方案為A2B1C2，即噴嘴出口直徑24 mm，葉片側(cè)向端面沿徑向切削點(diǎn)與葉輪旋轉(zhuǎn)軸的徑向距離52.7 mm，葉片側(cè)端間隙6.8 mm。

表5 極差與方差分析Tab.5 Range and variance analysis

注：Ki(i=1, 2, 3)為某因素水平i所對(duì)應(yīng)的效率之和；ki(i=1, 2, 3)為某因素水平i所對(duì)應(yīng)效率的算術(shù)平均值；R為極差；F為方差；Fc為方差臨界值。

3.3 改進(jìn)方案的內(nèi)流場(chǎng)與外特性

圖13 壓力對(duì)比Fig.13 Pressure comparison for different models

流量Q=16 m3/h，轉(zhuǎn)速n=600 r/min工況下，原型水渦輪與改進(jìn)方案水渦輪內(nèi)的相對(duì)靜壓分布與速度、流線分布分別如圖13和圖14所示。從圖13的壓力對(duì)比可以看出，改進(jìn)噴嘴消除了噴嘴出口附近的回流區(qū)，水流速度損失較小，噴嘴出口與葉輪流道內(nèi)的壓力變化更為均勻，改進(jìn)模型對(duì)工作葉片的沖擊作用加強(qiáng)，有利于增加水渦輪的驅(qū)動(dòng)力矩。由圖14所示流速和流線分布對(duì)比可以看出，改進(jìn)方案葉輪內(nèi)漩渦數(shù)量減少，這主要因?yàn)楦倪M(jìn)方案葉片出口側(cè)的切削增大了葉片出口側(cè)的通流能力，葉片通道內(nèi)流速與葉片出口環(huán)形區(qū)域的流速差異減小，葉輪內(nèi)通流能力增強(qiáng)，回流漩渦減弱，有助于減小水力損失。

圖14 流速與流線對(duì)比Fig.14 Velocity and streamline comparisons for different models

3種典型轉(zhuǎn)速下，原型水渦輪和改進(jìn)方案的進(jìn)出口水頭差、輸出功率和效率曲線數(shù)值預(yù)測(cè)結(jié)果對(duì)比如圖15所示。可以看出，改進(jìn)方案與原型水渦輪外特性曲線的變化趨勢(shì)基本一致。改進(jìn)方案水渦輪在不同工況下效率較原型水渦輪總體提高12～17個(gè)百分點(diǎn)，在流量Q=24 m3/h、轉(zhuǎn)速n=1 000 r/min最優(yōu)工況，改進(jìn)方案最高效率達(dá)52.21%。與原型水渦輪相比，不同工況下，改進(jìn)方案水渦輪的進(jìn)出口水頭差有大幅下降，平均降幅為20%～30%，表明改進(jìn)方案有效減小了水渦輪內(nèi)水力損失。從圖15還可以看出，改進(jìn)方案水渦輪輸出功率也有較大提高，不同工況下改進(jìn)方案的輸出功率平均提高10%～15%，表明改進(jìn)模型有效提高了驅(qū)動(dòng)力矩。

圖15 改進(jìn)模型與原模型外特性曲線Fig.15 Performance curves of optimized model and original model

4 結(jié)論

(1)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，JP75卷盤式噴灌機(jī)水渦輪進(jìn)出口水頭差與輸出功率均隨著流量的增加近似呈拋物線型增加；當(dāng)轉(zhuǎn)速n<600 r/min時(shí)，水渦輪效率隨著流量的增加先增高后降低；轉(zhuǎn)速n>600 r/min時(shí)，水渦輪效率隨著流量的增加總體呈增大的趨勢(shì)。不同工況下，水渦輪效率均低于35%。

(2)噴嘴出流在葉輪內(nèi)主要通過(guò)主流通道流經(jīng)葉輪，主流通道內(nèi)葉片工作面壓力高于其他區(qū)域；葉片出口側(cè)環(huán)形流道內(nèi)相對(duì)較高的流速，對(duì)葉輪內(nèi)非主流通道流動(dòng)的阻滯作用，是導(dǎo)致葉輪區(qū)形成回流漩渦的主要原因。

(3)采用消除噴嘴出口側(cè)回流空間的改進(jìn)噴嘴，可以大幅提升水渦輪的驅(qū)動(dòng)力矩和效率。改進(jìn)噴嘴的出口直徑和葉片側(cè)端間隙尺度對(duì)水渦輪效率有顯著影響。在不同工況下，模擬正交試驗(yàn)獲得的水渦輪較優(yōu)改進(jìn)方案(噴嘴出口直徑24 mm，葉片側(cè)向切削點(diǎn)與葉輪旋轉(zhuǎn)軸徑向距離52.7 mm，葉片側(cè)端間隙6.8 mm)與原型水渦輪相比，進(jìn)出口水頭差下降了20%～30%，輸出功率提高了10%～15%，效率總體提高了12～17個(gè)百分點(diǎn)，最高可達(dá)52.21%。

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