Comparé à l'écoulement instable périodique généré par une pompe centrifuge monocellulaire, l'écoulement interne d'une pompe centrifuge multicellulaire est plus complexe et l'écoulement plus turbulent. Dans cet article, le démarrage est divisé en deux étapes : la fermeture et l'ouverture de la vanne. Le fonctionnement transitoire est simulé numériquement, et les performances de la pompe ainsi que l'évolution du champ d'écoulement interne sont analysées. Des recherches ont montré que, lors du démarrage de la fermeture de la vanne d'une pompe centrifuge multicellulaire, lorsque la roue effectue le même travail, l'énergie mécanique dans le champ d'écoulement interne est convertie en énergie cinétique et la pression diminue par rapport au régime permanent à vitesse constante. Par rapport au régime permanent à débit constant, au début de l'ouverture de la vanne, le groupe de blocage dans le canal d'écoulement de la roue est plus important et leur nombre est plus important pendant le processus transitoire, ce qui renforce l'écoulement rotatif à l'intérieur de la roue et rend l'écoulement plus turbulent. En conséquence, l'amplitude des oscillations de bosse augmente par rapport au régime permanent du même débit. L'étude des caractéristiques transitoires des pompes centrifuges multicellulaires basse fréquence au démarrage est d'une importance capitale pour la sûreté et la fiabilité des équipements et systèmes nucléaires.
Les pompes centrifuges multicellulaires nécessitent des démarrages fréquents en raison des variations des conditions de fonctionnement. Lors du démarrage, la vitesse de la pompe augmente rapidement, passant de zéro à des milliers de tours. L'écoulement à l'intérieur de la pompe passe d'un régime laminaire à une forte turbulence, et l'interaction statique entre la roue et la chambre d'eau sous pression influencent la vitesse de l'écoulement. En raison de l'écoulement périodiquement instable généré par la pompe, celui-ci présente des caractéristiques transitoires anormales. Dans cet article, la pompe à eau capacitive (CVS) CAP1400, une pompe centrifuge basse vitesse à 13 étages, est choisie comme objet de recherche. La pompe capacitive d'appoint d'eau est une pompe de classe D extrêmement importante dans les centrales nucléaires et un équipement clé pour garantir la sécurité et la fiabilité de leur exploitation.
Lors du fonctionnement d'une pompe centrifuge multicellulaire, des démarrages fréquents sont nécessaires en raison des variations des conditions de fonctionnement. L'augmentation rapide de la vitesse de rotation et du débit pendant le démarrage entraîne des variations importantes de la pression, de la vitesse, de la force radiale et d'autres paramètres du champ d'écoulement en peu de temps. Actuellement, les recherches sur le processus de démarrage des pompes centrifuges utilisent généralement la méthode de l'hypothèse quasi-stationnaire plutôt que le processus de démarrage transitoire (Wu et al., 2009). Cependant, en raison des effets transitoires évidents lors du démarrage, la simulation numérique est imprécise. Avec l'expansion du processus de démarrage des pompes centrifuges dans divers domaines d'application et la complexité croissante des systèmes ces dernières années, ce processus a suscité un intérêt croissant de la part des chercheurs.
Tsukamoto et Ohashi (1982) et Tsukamoto et al. (1995) ont considéré que la pression pulsatoire pendant le processus de démarrage de petites pompes centrifuges à faible vitesse spécifique et l'hystérésis d'écoulement autour des pales sont les principales raisons pour lesquelles la courbe de pression sans dimension est inférieure à la courbe de pression en régime quasi stationnaire, et la fréquence d'oscillation de la vitesse de la roue est directement liée à l'effet transitoire de la courbe de pression. Thanapandi et Prasad (1995) ont utilisé la méthode d'analyse future pour établir un modèle numérique de la pompe à vis avec différents orifices, ont analysé les caractéristiques dynamiques transitoires de la pompe et ont confirmé par des expériences : ils ont constaté que les caractéristiques dynamiques de la pompe s'écartent fortement de ses caractéristiques en régime stationnaire. Xu Jianjun et al. (2010), Li Jianjun et al. (2010) et Li Jianjun (2009) ont établi un modèle de système complet incluant les tuyaux de circulation et les pompes. Français Dans la simulation numérique du processus de démarrage rapide d'une pompe centrifuge en utilisant la méthode du maillage glissant, l'évolution de l'écoulement instable à l'intérieur de la pompe centrifuge dans des conditions transitoires a été analysée. Ping Zhiqiang et al. (2007) ont établi l'équation de base pour décrire le démarrage rapide des pompes centrifuges. Prenant comme exemple une pompe à démarrage rapide à écoulement mixte, ils ont effectué une analyse théorique et des calculs numériques des processus transitoires du champ d'écoulement dans le régime transitoire rapide et ont constaté que les caractéristiques initiales de la pompe au démarrage sont significativement différentes de celles du processus quasi-stationnaire. Wang Zhiqiang et al. (2017) ont étudié les caractéristiques transitoires d'une pompe centrifuge à vitesse spécifique ultra-basse pendant le processus de démarrage dans des conditions de fermeture de vanne en les comparant au processus quasi-stationnaire et ont constaté que l'ampleur de l'accélération de démarrage a un effet important sur la pression de choc transitoire finale de fermeture de vanne. Au début du processus de démarrage, la différence de distribution de pression statique entre les deux est la plus grande. À mesure que la vitesse de rotation augmente, la différence entre elles diminue progressivement.
À l'heure actuelle, les scientifiques nationaux et étrangers maîtrisent parfaitement les caractéristiques transitoires du démarrage des pompes centrifuges. Cependant, la plupart des recherches sur ces caractéristiques se limitent aux pompes centrifuges monoétagées. Comparativement aux pompes centrifuges monoétagées, la structure séquentielle complexe des pompes centrifuges multiétagées complexifie l'écoulement interne (Zhang Jianjun et al., 2012 ; Liu Jianjun et al., 2014 ; Wang Jianjun et al., 2017). En raison du transfert des états d'écoulement entre les étages, le démarrage est plus turbulent. L'écoulement interne à mi-transitoire sera plus turbulent.
CAP1400 est un nouveau réacteur de troisième génération. Il est donc nécessaire d'étudier les performances de nombreux équipements, notamment les équipements de pompage, essentiels à la sûreté. L'objectif de recherche et l'innovation de cet article sont d'identifier la réponse transitoire des nouvelles pompes nucléaires à l'aide des méthodes existantes, afin de fournir une base pour la conception de la sûreté des centrales nucléaires. Par conséquent, en s'appuyant sur les travaux précédents, cet article approfondit l'étude de la réponse transitoire des pompes centrifuges multicellulaires par des méthodes de simulation numérique. La recherche sur la réponse transitoire des pompes centrifuges multicellulaires basse fréquence au démarrage est essentielle pour la sûreté et la fiabilité des équipements et systèmes nucléaires.
Zhang Jianguo (2013) a dérivé une équation d'Euler généralisée adaptée au processus de démarrage transitoire d'une pompe centrifuge basée sur le théorème du moment angulaire et la loi de conservation de l'énergie, comme indiqué dans l'équation (1).
Dans la formule, Vu1 et Vu2 sont respectivement les composantes circonférentielles de la vitesse absolue des particules de fluide aux bords d'attaque et de fuite de la roue ; u1 et u2 sont respectivement les vitesses circonférentielles des particules de fluide aux bords d'attaque et de fuite de la roue ; ω est la vitesse angulaire instantanée de la roue ; Q est le débit volumétrique instantané et D est le diamètre nominal de la roue. Pour une roue centrifuge radiale, D = D2. ΩJ et ΩM sont deux coefficients d'influence des pales différents ; leurs dimensions sont liées aux paramètres géométriques de la roue, tels que la forme et l'épaisseur des pales.
La formule montre que la portance de la pompe centrifuge lors du démarrage transitoire se compose principalement de deux éléments. La première partie est la portance stable de la pompe centrifuge à la vitesse correspondante lors du démarrage, comme illustré sur la figure. Le premier terme est à droite de la formule ; l'autre partie est la force de levage lors du démarrage et la pression supplémentaire due à l'inertie de l'écoulement, comme illustré par les deuxième et troisième termes à droite de la formule. Cette dernière est la principale cause de l'effet transitoire lors du démarrage de la pompe centrifuge.
Le démarrage d'une pompe centrifuge est indispensable au fonctionnement normal d'un système de pompage. Ce processus désigne généralement la phase où le débit augmente progressivement de zéro à la valeur nominale (Li Jianjun, 2012). Afin d'éviter toute surcharge de la puissance de démarrage d'une pompe centrifuge multicellulaire, le démarrage comprend généralement deux étapes : le démarrage à la fermeture de la vanne et le contrôle de son ouverture. Cet article adopte un démarrage à pleine tension avec variation linéaire de la vitesse du moteur. Comme illustré à la figure 1, la phase de transition à la fermeture de la vanne est divisée en deux étapes : la première étape est l'accélération de la roue et la deuxième étape est la fermeture de la vanne. En cas de point mort de la vanne fermée, la vitesse de la roue augmente rapidement de zéro à la vitesse nominale, puis la pompe centrifuge multicellulaire fonctionne au point mort critique à une vitesse stable. Lors du démarrage à la fermeture de la vanne, lorsque le couple minimal et le débit maximal sont respectés, un démarrage à pleine pression est préférable. Les troisième et quatrième étapes correspondent aux phases de transition à l'ouverture de la vanne. Lors de la troisième étape, une fois que la roue a atteint sa vitesse nominale, la vanne s'ouvre selon la règle définie et le débit augmente progressivement de zéro à la valeur nominale. La quatrième étape correspond à la phase de fonctionnement stable. Lors de la phase transitoire d'ouverture de la vanne, l'évolution des conditions limites au démarrage étant incertaine, cet article utilisera respectivement les logiciels Flowmaster et CFX pour la simulation. Le logiciel Flowmaster permet d'abord d'établir un modèle fonctionnel de la pompe centrifuge multicellulaire et d'obtenir les paramètres des conditions limites correspondantes. Ces conditions limites sont ensuite saisies dans le logiciel CFX pour réaliser la simulation numérique de l'ouverture de la vanne.
Les principaux paramètres de conception de la pompe centrifuge multicellulaire sélectionnée dans cet article sont : débit Qd = 34,1 m³/h, pression H = 1800 m, vitesse de rotation n = 2985 tr/min, ns = 26,3. Les principaux paramètres géométriques des parties d'écoulement de la pompe modèle sont présentés dans le tableau 1.
À l'aide du logiciel commercial Cero, un modèle tridimensionnel de la partie écoulement de la pompe centrifuge multicellulaire a été créé, incluant la chambre d'aspiration, les roues de tous les étages, les aubes radiales et le corps de pompe. Contrairement aux aubes directrices des autres étages, l'aube directrice du dernier étage est dépourvue d'aubes anti-directrices, et sa sortie est en contact direct avec le champ d'écoulement du corps de pompe. Le modèle du champ d'écoulement de la pompe centrifuge multicellulaire est illustré à la figure 2. Compte tenu des importantes variations de l'écoulement interne du fluide au démarrage, la roue est divisée en un maillage hexagonal structuré, comme illustré à la figure 3.
Figure 2. Région liquide d'une pompe centrifuge multicellulaire. (A) Chambre d'aspiration, (B) corps de pompe, (C) aube directrice d'extrémité, (D) roue, (F) aube directrice radiale, (G) région d'écoulement intégral d'une pompe centrifuge multicellulaire.
Les aubes directrices radiales, la chambre d'aspiration et le corps de pompe sont divisés en maillages tétraédriques non structurés, facilement adaptables et permettant la création de maillages de structures complexes, garantissant une qualité de maillage supérieure à 3,0. Au début de l'étude, l'indépendance du réseau a été vérifiée pour une pompe monoétagée. Comme le montre la figure 3A, avec un nombre total de grilles de 1 584 810, la variation de charge était inférieure à 0,5 %. Finalement, il a été constaté que le nombre de cellules dans la chambre d'aspiration, le corps de pompe et la roue était respectivement de 570 325, 107 906 et 326 751. Le nombre final d'aubes directrices radiales était de 144 854 et le nombre total de grilles de 13 763 729.
Cet article complète le calcul numérique de la simulation transitoire de démarrage basé sur ANSYS CFX 18.1. Le modèle de turbulence adopte le modèle de transport de contraintes de cisaillement (SST), en utilisant les résultats du champ d'écoulement en régime permanent à vitesse et débit nuls comme fichier d'entrée. L'interface entre la roue et l'aube radiale est réglée sur le mode stator-rotor avec rotor gelé, la rugosité de paroi est fixée à 0,125 mm et la condition limite de paroi est fixée sur une paroi antidérapante. La condition limite d'entrée est fixée à la pression totale d'entrée et la pression de référence est fixée à 1 atm. La condition limite de sortie est fixée au débit massique de sortie. L'intensité de la turbulence est moyenne (intensité = 5 %). Lorsque la vanne de fermeture est au point mort de fermeture au démarrage, le débit peut être considéré comme nul. Mais en réalité, l'écoulement interne de la pompe centrifuge multicellulaire circule toujours à un faible débit. Le débit peut être considéré comme une valeur constante pendant toute la durée de la fermeture et du démarrage de la vanne (Shao Jianjun, 2016). Ce débit représente 1 à 5 % du débit nominal de la pompe. Dans cet article, le débit massique est fixé à 0,01 kg/s. En phase transitoire d'ouverture de la vanne, la condition limite du débit est la valeur de variation du paramètre d'écoulement obtenue par simulation Flowmaster.
Dans cet article, le temps de calcul total de la transition de fermeture de la vanne est fixé à 2,5 s, celui de l'ouverture de la vanne à 3,8 s et le pas de temps à 0,002 s. Afin de garantir une convergence absolue à chaque pas de temps, le nombre maximal d'itérations par pas de temps est fixé à 50 et la valeur résiduelle de convergence à 0,0001.
La vitesse nominale est de 2985 tr/min et le temps de calcul total est de 2,5 s. Pendant 0 ≤ t ≤ 2,1 s, la vitesse est uniformément accélérée jusqu'à la vitesse nominale de 2985 tr/min. Pendant 2,1 s ≤ t ≤ 2,5 s, la vitesse est stable à 2985 tr/min.
La formule de calcul de la fonction d'expression de la vitesse au stade de transition de la fermeture de la vanne est présentée dans l'équation (3).
Pendant la phase de transition d'ouverture de la soupape, la vitesse de rotation nt reste constante, c'est-à-dire nt=-2,985[rpm-1].
Dans l'équation (3), Ttol = 2,1 [s], ce qui signifie que le temps de démarrage est de 2,1 s. La fonction Step() est une fonction du CFX lui-même, et sa valeur d'expression est indiquée dans l'équation (4).
La formule de calcul, écrite en fonction de l'expression d'efficacité η, est présentée dans l'équation (9).
Lors du démarrage de la phase de transition de fermeture de la vanne, la vitesse de rotation augmente linéairement avec le temps de démarrage. Afin d'étudier la relation entre les caractéristiques de la pompe et les variations de vitesse de rotation lors du démarrage d'une pompe centrifuge multicellulaire, cet article utilise la période de rotation du rotor de la fonction f définie par l'utilisateur pour décrire la transition de fermeture de la vanne. L'évolution des caractéristiques de la pompe pendant le démarrage est présentée. La période de rotation du rotor f représente le temps nécessaire à chaque tour de roue. La formule de calcul est présentée dans l'équation (). 10).
La figure 4 illustre l'évolution des caractéristiques d'une pompe centrifuge multicellulaire en fonction du temps de démarrage lors du transitoire de fermeture de la vanne. Afin de mieux comprendre la nature de l'évolution de la fonction f, la plage de valeurs des ordonnées de la fonction tf de la figure 4 utilise une interpolation logarithmique naturelle.
La figure 4 montre qu'au stade initial de la fermeture de la vanne (stade I, 0 ≤ t ≤ 0,25 s), la période de rotation du rotor diminue rapidement de 25,2 à 0,169 s, tandis que la pression et la puissance restent quasiment inchangées. À ce stade, la pompe centrifuge multicellulaire vient de démarrer et le liquide est en régime permanent avant le démarrage. Bien que la roue commence à tourner, exerçant un travail sur l'écoulement, le liquide conserve ses caractéristiques d'origine sous l'action de la force d'inertie du liquide. Au niveau II, lorsque le processus de démarrage atteint 0,25 ≤ t ≤ 2,1 s à la fin du démarrage, la période de rotation du rotor diminue lentement jusqu'à une tendance linéaire décroissante, tandis que la pression et la puissance augmentent lentement au début de la fermeture de la vanne. À mesure que le temps de démarrage augmente, la période de rotation du rotor augmente progressivement jusqu'à une tendance linéaire croissante (Zhang et al., 2019a). Il est évident que la variation de pression et de puissance est étroitement liée à la variation de la période de rotation du rotor. Durant cette période, avec le début de la transition de fermeture de la vanne, la vitesse de rotation augmente, la puissance du liquide augmente, la force centrifuge de rotation du liquide augmente, la capacité à surmonter la force d'inertie du liquide augmente, et la pression et la puissance commencent à croître linéairement. À la fin de la transition de fermeture de la vanne (2,1 ≤ t ≤ 2,5 s), la période de rotation du rotor reste inchangée et est de 0,0201 s. À la fin du démarrage, le liquide maintient son accélération de rotation, et la pression et la puissance continuent d'augmenter pendant une courte période. Avec le temps, la pression et la puissance présentent progressivement des fluctuations périodiques. Pendant toute la durée de la transition de fermeture de la vanne, le liquide présente des caractéristiques d'écoulement transitoires évidentes.
Afin d'étudier l'effet transitoire d'une pompe centrifuge multicellulaire lors du démarrage de la phase de transition de fermeture de vanne, le champ d'écoulement en régime permanent à la même vitesse au moment correspondant a été simulé et comparé aux résultats de calcul des processus transitoires du démarrage de la phase de transition de fermeture de vanne. Dans cet article, cinq vitesses de rotation sont retenues : 600, 1 200, 1 800, 2 400 et 2 985 tr/min, et les temps de démarrage correspondants sont respectivement de 0,42, 0,84, 1,27, 1,69 et 2,1 s. La figure 5 présente un tableau comparatif des caractéristiques de la pompe au démarrage et en régime permanent à la même vitesse que la phase de transition de fermeture de vanne.
Figure 5. Comparaison du processus de démarrage de la transition de fermeture de vanne et des caractéristiques de la pompe en régime permanent à la même vitesse. L'indice S représente le régime permanent et l'indice T le régime transitoire.
La figure 5 montre qu'à vitesse constante, les courbes de pression et de puissance en régime permanent et les courbes de pression et de puissance de service de la section de transition de fermeture de la vanne sont globalement identiques, ce qui indique que les résultats de la simulation numérique présentés dans ce chapitre pour le processus de démarrage de la section de transition de fermeture de la vanne sont corrects. Pendant le temps de transition de démarrage 0 ≤ t ≤ 2,1 s, les valeurs correspondantes de puissance et de levée en régime permanent sont supérieures à celles du régime transitoire. À la fin du processus de démarrage, les états de puissance et de levée sont globalement identiques, indiquant que la vanne est fermée. Pendant ce processus, il existe une certaine hystérésis dans l'état du fluide par rapport à l'état du fluide à vitesse constante. Au démarrage de la section de transition de fermeture de la vanne, l'état d'écoulement est instable en raison de la rotation du fluide et de l'accélération de l'écoulement, et en raison de l'inertie de l'écoulement. Lors du démarrage de la section de transition de la vanne, le champ d'écoulement est extrêmement irrégulier, ce qui aggrave les pertes hydrauliques dans le canal. Par conséquent, la pression et la puissance lors du démarrage transitoire d'une vanne fermée sont inférieures à celles en régime permanent.
Français Dans cette section, l'écoulement à la même vitesse et l'écoulement en régime permanent au temps correspondant sont combinés, la différence dans la distribution du champ de vitesse et du champ de pression dans le processus de démarrage de transition de fermeture de vanne est comparée, l'effet des processus transitoires sur la distribution du débit interne est analysé, et l'effet de l'état transitoire pendant le démarrage du processus de fermeture de vanne sur la distribution du débit interne est discuté (Zhang et al., 2019b). Parmi eux, les figures 6 à 8 montrent respectivement le processus de démarrage de transition de fermeture de vanne et le diagramme de distribution de vitesse de la roue du premier étage dans l'état de vitesse constante en régime permanent à n = 600, 1800 et 2985 tr/min. Les figures 9 à 11 montrent respectivement le processus de démarrage de transition de fermeture de vanne et le diagramme de distribution de pression statique de la roue du premier étage dans l'état de vitesse constante en régime permanent à n = 600, 1800 et 2985 tr/min.
Figure 6. Distribution de la vitesse de la roue du premier étage à n = 600 tr/min. (A) Processus de fermeture transitoire de la vanne au démarrage et (B) état stable à la même vitesse.
Figure 7. Distribution de la vitesse de la roue du premier étage, n = 1800 tr/min. (A) Processus transitoire lorsque la vanne se ferme, (B) État stable à la même vitesse.
Figure 8. Distribution de la vitesse de la roue du premier étage, n = 2985 tr/min. (A) Transitoire de fermeture de la vanne au démarrage et (B) régime permanent à la même vitesse.
Fig. 9. Distribution de la pression statique de la roue du premier étage à n = 600 tr/min. (A) Processus de fermeture transitoire de la vanne au démarrage et (B) régime permanent à la même vitesse.
Fig. 10. Distribution de la pression statique de la roue du premier étage à n = 1800 tr/min. (A) Processus transitoire de fermeture de la vanne au démarrage et (B) régime permanent à la même vitesse.
Fig. 11. Distribution de la pression statique de la roue du premier étage, n = 2985 tr/min. (A) Processus de fermeture transitoire de la vanne au démarrage et (B) régime permanent à la même vitesse.
En comparant la distribution de la pression statique et la distribution de la vitesse dans les deux états, on constate qu'à mesure que la vitesse de la turbine augmente, la vitesse à l'entrée de la turbine du premier étage augmente progressivement, tout comme la pression statique dans le canal d'écoulement. En effet, avec le temps, la vitesse de la turbine continue d'augmenter, la force agissant sur le liquide augmente également, ainsi que l'énergie mécanique totale convertie dans le liquide, c'est-à-dire la hauteur manométrique et la hauteur statique. Cependant, comparée au démarrage à vitesse constante, au même instant, la vitesse interne de la turbine est relativement élevée lors du démarrage à vitesse variable en régime transitoire, tandis que la pression statique dans le canal d'écoulement est relativement faible. Ceci montre que, lorsque la turbine effectue le même travail, l'énergie mécanique est convertie en énergie cinétique lors du démarrage à vitesse variable en régime transitoire, et l'énergie de pression est plus faible. Ceci est une manifestation typique des processus transitoires de fermeture et de démarrage de la vanne. Ceci est également cohérent avec le phénomène selon lequel la courbe de pression de l'écoulement de transition au moment correspondant est inférieure à la courbe de pression de l'écoulement stationnaire à la même vitesse.
Lors du démarrage transitoire de la vanne fermée, de nombreuses sections à vitesse nulle s'étendent de l'entrée de la turbine à la zone du canal central. Ces sections de vitesse, de différentes tailles, sont principalement concentrées près de la sortie arrière de la pale, tandis qu'elles sont moins réparties dans la zone de sortie de la surface de travail de la pale, et la zone de vitesse maximale se situe principalement dans le canal central, près de la sortie de la turbine. Sous l'action de la force centrifuge de la turbine, une faible quantité de liquide se répartit à la sortie arrière de la pale. Lors du démarrage transitoire de la vanne fermée, la zone à vitesse nulle est une zone morte, c'est-à-dire qu'aucun liquide ne la traverse. Si cet état persiste longtemps, la turbine sera fortement sollicitée pour remplir sa fonction, et le corps de pompe et le liquide généreront de la chaleur pendant le démarrage (Li et al., 2019). Comparé au démarrage transitoire à vitesse variable, lors de la transition de fermeture de la vanne, le gradient de vitesse dans le canal de la turbine est plus uniforme lors du démarrage à vitesse constante. Il n'y a pas de zone de vitesse nulle à la sortie de la turbine, mais des zones de vitesse nulle dispersées à cette sortie lors du démarrage à vitesse variable en régime transitoire. Sur le diagramme de pression statique du démarrage lors de la transition de fermeture de la vanne, la distribution de la pression statique est identique à différents instants. Les quatre principales zones tourbillonnaires basse pression sont situées à la sortie de la turbine et réparties symétriquement au centre. Lors du démarrage en régime transitoire, les zones tourbillonnaires basse pression présentent une surface plus importante, une pression centrale plus faible, un gradient de pression plus important et un nombre plus élevé de chiffres, ce qui indique que la transition de démarrage à la fermeture de la vanne est plus turbulente et complexe que l'écoulement interne en régime transitoire.
Le processus de démarrage transitoire étudié pour l'ouverture de la vanne constitue l'étape suivante du processus de démarrage transitoire de la vanne fermée. Pendant ce temps, la roue maintient sa vitesse nominale et le débit augmente rapidement de zéro à la valeur nominale spécifiée. Étant donné la difficulté de simuler en laboratoire le processus transitoire d'ouverture de la vanne d'une pompe centrifuge multicellulaire, et l'impossibilité d'obtenir les conditions limites pour la simulation numérique du calcul du début de la transition d'ouverture de la vanne, les logiciels Flowmaster et CFX sont utilisés pour simuler l'ouverture de la vanne. Le processus de transition de démarrage est simulé numériquement. Le logiciel Flowmaster permet d'établir un modèle fonctionnel de la pompe centrifuge multicellulaire afin d'obtenir le débit de sortie et la pression d'entrée. Ensuite, les conditions limites sont saisies via la fonction UDF dans CFX afin de simuler l'écoulement interne de la pompe centrifuge multicellulaire pendant le processus transitoire d'ouverture de la vanne. Les étapes du processus de modélisation sont les suivantes : (1) collecter et systématiser les paramètres des composants ; (2) importer les paramètres et vérifier l'état de fonctionnement des composants ; (3) utiliser Flowmaster pour la modélisation et la simulation ; (4) importer les paramètres des conditions aux limites dans la simulation CFD ; logiciel de calcul numérique.
Cet article utilise le logiciel Flowmaster pour créer un modèle de fonctionnement de pompe centrifuge. Ce modèle est illustré à la figure 12. Il comprend principalement des conduites de circulation, des coudes, des pompes centrifuges, des régulateurs de couple, des vannes à boisseau sphérique et des réservoirs d'eau. Afin de rapprocher la simulation de la réalité, les paramètres de réglage de la pompe centrifuge sont déterminés à partir de mesures d'essai réelles. D'après le rapport d'essai de démarrage de la pompe centrifuge multicellulaire, ce chapitre détermine que le temps nécessaire pour que le débit passe de zéro au débit nominal lors de la phase de démarrage de la vanne est de 3 secondes, et que le temps de calcul total pour la simulation numérique de l'ensemble du processus de démarrage lors de la phase de transition d'ouverture de la vanne est de 3,8 secondes.
Fig. 12. Modèle de fonctionnement d'une pompe centrifuge multicellulaire. 8 : Réservoir d'eau ; 10 : Pompe centrifuge ; 11 : Vanne à boisseau sphérique ; 15, 17, 9, 14, 18 : Tuyaux ; 12, 13, 16 : Coude ; Autre : Régulateur de couple ;
Lors du démarrage transitoire d'une pompe centrifuge multicellulaire avec vanne entièrement ouverte, le débit varie avec le temps de démarrage. L'évolution des caractéristiques de la pompe au fil du temps lors du démarrage transitoire est illustrée à la figure 13. La figure 14 illustre l'évolution de la hauteur manométrique des différents étages lors du démarrage transitoire avec vanne entièrement ouverte. La levée monoétagée est obtenue en calculant la différence de pression entre l'entrée de la roue et la sortie de l'aube directrice. Compte tenu du nombre important de niveaux, seuls les niveaux typiques 1, 2, 3, 7, 8 et 13 sont retenus pour l'analyse.
La figure 13 montre que, lors du démarrage de la phase de transition d'ouverture de la vanne, le débit et le rendement varient en fonction du temps de démarrage, de la période initiale (0 ≤ t ≤ 0,25 s) à la période tardive (2,75 s). Pour ≤ t ≤ 3,04 s, le débit et le rendement augmentent régulièrement. Au démarrage, le débit et le rendement augmentent linéairement. Au début du démarrage, la pression diminue avec l'augmentation du temps de démarrage. À t = 1,01 s, la pression commence à augmenter et un premier pic local apparaît à t = 1,22 s. La pression diminue ensuite à nouveau et un minimum local apparaît à t = 1,61 s. La pression recommence ensuite à augmenter et un deuxième maximum local apparaît vers t = 1,89 s, les deux maximums étant quasiment égaux. Ensuite, à mesure que le temps de démarrage augmente, la hauteur manométrique continue de baisser.
Comme le montre la figure 14, la charge de pression du premier étage est très différente de celle des autres étages, avec notamment de fortes fluctuations sur deux périodes de t ≤ 1 s et 1,75 s ≤ t ≤ 2,66 s. Les autres étages présentent des fluctuations différentes en début de démarrage. Dans la simulation numérique transitoire du processus de démarrage de la section de transition de l'ouverture de la vanne, la condition limite à l'entrée est la pression totale, ce qui ne correspond pas exactement à la situation réelle du processus de démarrage de la section de transition de l'ouverture de la vanne, ce qui entraîne de fortes variations de la pression statique à l'entrée. La montée du premier étage diffère de celle des autres étages. La différence est flagrante. À l'exception du premier étage, la tendance de variation de la charge de pression dans les autres étages est identique à celle de la pression totale, et des doubles bosses sont présentes à des degrés divers. La première bosse de la courbe de pression d'écoulement à chaque niveau apparaît à environ t = 1,21 s, mais la seconde bosse apparaît à des moments différents. La deuxième crête de la courbe de pression hydraulique du 8e niveau apparaît en dernier, suivie de la crête unique du 8e niveau. La pression de l'eau est également la plus élevée.
Afin d'analyser plus en détail l'influence des processus transitoires sur les performances de la pompe lors de l'ouverture de la vanne, notamment sur la bosse d'écoulement, les performances de la pompe en régime permanent et en régime de démarrage transitoire au même débit ont été comparées. Les débits de bouchons sont de 6,84, 8,10, 9,75, 11,39, 14,44, 17,48, 18,91, 20,33, 27,20 et 34,20 m³/h, et les temps de transition de démarrage correspondants sont respectivement de 0,93, 1,01, 1,11, 1,22, 1,41, 1,61, 1,71, 1,89, 2,35 et 3,10 s. La figure 15 illustre la comparaison des performances de la pompe entre l'ouverture de la vanne et le démarrage en régime permanent au même débit. L'indice S sur la figure représente l'état stable et l'indice T représente l'état transitoire.
Fig. 15. Comparaison des caractéristiques transitoires et stationnaires lors du démarrage avec un débit constant au stade d'ouverture de la vanne.
Comme le montre la figure 15, dans le même régime permanent d'écoulement et au début de la transition d'ouverture de la vanne, lorsque la transition d'ouverture de la vanne démarre à une vitesse de 27,20 m³/h ≤ Q ≤ 34,20 m³/h aux stades intermédiaire et avancé du développement, la courbe d'efficacité d'écoulement suit essentiellement la courbe de pression d'écoulement ; lorsque Q ≤ 20,33 m³/h, trois bosses apparaissent sur la courbe de pression dans le même régime permanent d'écoulement, et l'amplitude des oscillations de bosse est inférieure à celle de l'écoulement. La courbe de pression pendant le démarrage de la transition d'ouverture de la vanne est illustrée à la figure 15.
Afin d'étudier l'effet du processus transitoire sur la saillie pendant le processus de démarrage dans la section de transition de l'ouverture de la vanne, quatre points d'écoulement sont sélectionnés dans cet article : les positions maximale et minimale de la saillie, Q = 8,10 m3/h, Q = 11,39 m3/h, Q = 17,48 m3/h, Q = 20,33 m3/h, une analyse comparative de la distribution des lignes de courant entre les pales de la roue du deuxième étage à différents points d'écoulement sous le même régime d'écoulement stationnaire et l'effet transitoire du processus de démarrage dans la section de transition de l'ouverture de la vanne. La figure 15 montre la distribution des lignes de courant entre différentes pales d'écoulement pendant le processus de démarrage de la section de transition de l'ouverture de la vanne. La figure 16 montre la distribution des lignes de courant entre différentes pales d'écoulement dans le même état d'écoulement stationnaire.
Fig. 16. Distribution des lignes de courant entre les pales ayant des vitesses d'écoulement différentes pendant le démarrage transitoire de l'ouverture de la vanne. (A) Q = 8,01 m3/h, (B) Q = 11,39 m3/h, (C) Q = 17,48 m3/h, (D) Q = 20,33 m3/h.
En comparant les figures 16 et 17, on constate que, quel que soit le démarrage, lors de la phase de transition d'ouverture de la vanne ou en régime permanent avec un débit constant, le désordre d'écoulement dans le passage de la turbine et les différents degrés de groupes de blocage sont les principales causes de la bosse sur la courbe débit-pression. Cependant, lors de la phase de transition d'ouverture de la vanne, le groupe de blocage apparaît dans une plage plus large et leur nombre est plus important. Par exemple, pour des débits Q = 17,48 m³/h et Q = 20,33 m³/h, des groupes de blocage apparaissent non seulement à l'entrée et à la sortie de la turbine, mais également dans le canal d'écoulement intermédiaire. Lors de la phase de transition d'ouverture de la vanne, l'inertie du fluide entraîne un décalage entre la variation de débit et la variation de pression, et l'augmentation du débit aggrave le blocage. Par conséquent, lors de la phase de transition d'ouverture de la vanne, une oscillation de bosse dépassant le régime permanent avec un débit constant se produit.
Figure 17. Distribution des lignes de courant entre les pales ayant des débits différents en mode de flux constant en régime permanent. (A) Q = 8,01 m3/h, (B) Q = 11,39 m3/h, (C) Q = 17,48 m3/h, (D) Q = 20,33 m3/h.
Cet article utilise une turbine à deux étages (seconde turbine) pour analyser les variations du champ d'écoulement interne lors du démarrage de la transition d'ouverture de la vanne. La distribution de la pression statique de la turbine du second étage pendant ce processus est illustrée à la figure 18.
Date de publication : 10 janvier 2025