4.7. Optimization design of radial

4.7. Optimization design of radial inflow turbineThe numerical calculation of the turbine is carried out using theoptimized nozzle and rotor models. The total-to-static efficiency is usedas an indicator to analyze the original design and the optimized modelof the turbine. In the turbine model, there are 12 rotor blades, 17 nozzleblades and 19 optimized nozzle blades. The number of rotor singlepassage grids is 460,000, that of nozzle single passage grids is 200,000,and that of whole flow passage grids is about 8.3 million. The nozzleinlet takes the pressure boundary, the total pressure is 0.393 MPa, andthe total temperature is 345.15 K. The rotor outlet takes the pressureboundary, the pressure is 0.102 MPa, and the working fluid is R123.The rotor flow passage adopts a rotating coordinate system, and therotational speed of the rotor is set to 54,950 r/min, the nozzle flowpassage is a stationary coordinate system. The interface boundary isused to connect the moving area to the static area, and the wall conditionis set to the adiabatic wall condition.The static pressure distribution of the turbine before and after theoptimization is shown in Fig. 19. The cross section at 50% of the bladeheight is selected for observation. The trends of corresponding workingfluid flow before and after optimization are basically the same. Afterthe working fluid passes through the throat of the nozzle blade, thepressure begins to decrease, as shown in Fig. 19(a). There is a highpressure region near the suction surface at the outlet of the nozzleblade, and a small amount of low pressure region is located near thepressure surface, which is consistent with the analysis result of thesingle passage. In the nozzle inlet region, the pressure of the workingfluid is considerably lower than that in the blade. There is a localizedhigh pressure region near the suction surface of the rotor inlet, which isrelated to the shape of the rotor inlet. The optimized turbine flowcharacteristics are superior in Fig. 19(b). The pressure drop gradient ofthe working fluid in the nozzle flow passage is obvious, and the highpressure region of the rotor inlet substantially disappears. The flowcharacteristics of the working fluid have been redistributed, whichimproved the performance of the turbine.The streamline distribution of 50% of the blade height of turbinebefore and after the optimization is shown in Fig. 20. The velocitystreamline of the flow passage in the nozzle is the same, and it issmoother in the flow passage without obvious vortex. At the rotor inlet,there is a small amount of high velocity area, in the velocity streamlineof the working fluid, and the velocity at the pressure surface is relativelyhigher. The velocity of the gas at the rotor outlet is significantlyhigher and there is no remarkable separation. Overall, there is a dramaticalincrease in the velocity of the airflow in the nozzle and rotorflow passage. The nozzle plays a major role in accelerating the workingfluid, and the rotor plays a good guiding role.

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4.7。徑流式渦輪機的優化設計 的渦輪機的數值計算進行了使用 優化的噴嘴和轉子的模型。總與靜態效率被用來 作為指標來分析原始設計和優化的模型 渦輪的。在該渦輪機模型，有12個轉子葉片，17噴嘴 葉片和19優化的噴嘴葉片。轉子單的數目 通道網格是460000，噴嘴單通道格柵的即200,000， 並且整個流道的網格為約830萬。噴嘴 入口取壓力邊界，總壓力為0.393兆帕，和 總溫度是345.15 K.轉子出口開出壓力 邊界，壓力為0.102兆帕，並且工作流體是R123。 轉子流道採用的旋轉坐標系，並且 所述轉子的旋轉速度被設定為54950轉/分，噴嘴流 路是一個固定的坐標系。接口邊界被 用於將移動區域連接到靜態區域，並且所述壁的條件 被設定為絕熱壁狀態。 在之前和之後的渦輪機的靜壓分佈 優化示於圖19.在所述葉片的50％的橫截面 高度被選擇用於觀察。相應的工作的趨勢， 優化前後的流體流動基本上是相同的。後 工作流體穿過噴嘴葉片的喉部時， 壓力開始下降，如圖19（a）中。有很高的 吸附面接近在噴嘴的出口壓力區 刀片，和低壓區域的少量位於靠近 壓力面，它是與所述的分析結果是一致的 單一通道。在噴嘴入口區域，該工作的壓力 流體比在葉片顯著地降低。有一個本地化的 轉子入口，這是的抽吸表面附近的高壓區域 與所述轉子入口的形狀。優化渦輪流量 特性是在圖優異。19（b）中。的壓降梯度 在噴嘴流路的工作流體是顯而易見的，並且高 轉子的壓力區入口基本上消失。流動 的工作流體的特性進行了重新分配，這 提高了渦輪機的性能。 的渦輪機的葉片高度的50％的流線分佈 的優化前和後示於圖20的速度 在噴嘴的流道的流線是相同的，並且它是 無明顯的渦流在流動通道平滑。在轉子進口， 有一個小的量高的速度區域，在速度流 的工作流體的，並且速度在壓力表面相對 更高。在轉子出口處的氣體的速度是顯著 更高，並且沒有顯著的分離。總體而言，有一個的顯著的 在噴嘴和轉子的氣流的速度增加 流動通道。噴嘴起到加速工作中起主要作用 的流體，以及轉子起到了很好的指導作用。

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4.7. 徑向流入渦輪的優化設計 渦輪的數值計算使用 優化的噴嘴和轉子型號。使用總靜態效率 作為分析原始設計和優化模型的指標 渦輪。在渦輪模型中，有 12 個轉子葉片，17 個噴嘴 刀片和 19 個優化的噴嘴刀片。轉子單數 通道網格為 460，000，噴嘴單通道網格為 200，000， 整個流通電網約830萬。噴嘴 入口取壓力邊界，總壓力為0.393 MPa，並且 總溫度為 345.15 K。轉子出口承受壓力 邊界，壓力為 0.102 MPa，工作液為 R123。 轉子流道採用旋轉坐標系，並且 轉子的轉速設置為 54，950 r/min，噴嘴流量 通道是一個靜止坐標系。介面邊界為 用於將移動區域連接到靜態區域，以及牆麵條件 設置為絕熱壁條件。 渦輪前後的靜態壓力分佈 優化如圖 19 所示。刀片 50% 處的橫截面 高度選擇用於觀察。相應工作的趨勢 優化前後的流體流動基本相同。後 工作流體通過噴嘴刀片的喉嚨， 壓力開始下降，如圖19（a）所示。有一個高 噴嘴出口處吸入面附近的壓力區域 刀片，和少量的低壓區域位於附近 壓力錶面，這與 單通道。在噴嘴入口區域，工作壓力 流體比刀片中的液體低得多。有一個當地語系化的 轉子入口吸入面附近的高壓區域，即 與轉子入口的形狀有關。優化的渦輪流量 圖19（b）中具有優異特性。壓降梯度 噴嘴流道中的工作流體明顯，且 轉子入口的壓力區域顯著消失。流 工作流體的特性已經重新分配，這 提高了渦輪機的性能。 渦輪葉片高度 50% 的流線分佈 優化之前和之後如圖 20 所示。速度 噴嘴中的流通道的流道的流道的流道是相同的，它是 流道更平滑，沒有明顯的渦流。在轉子入口， 有少量的高速面積，在速度流線 工作流體，壓力錶面的速度相對 高。轉子出口處的氣體速度顯著 更高的，有沒有顯著的分離。總體而言，有一個戲劇性的 噴嘴和轉子中氣流速度的增加 流通道。噴嘴在加速工作中起著重要作用 流體，轉子起著很好的引導作用。

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4.7條。徑流式水輪機的優化設計 渦輪的數值計算使用 優化的噴嘴和轉子模型。使用總靜態效率 作為分析原始設計和優化模型的名額 渦輪的。在渦輪模型中，有12個轉子葉片，17個噴嘴 葉片和19個優化噴嘴葉片。單轉子數 通道網格46萬，噴嘴單通道網格20萬， 整個過流網格約830萬個。噴嘴 入口為壓力邊界，總壓力為0.393Mpa，且 總溫度為345.15 K。轉子出口承受壓力 邊界壓力為0.102mpa，工作液為R123。 轉子流道採用旋轉坐標系 轉子轉速設定為54950r/min，噴嘴流量 通道是一個固定的坐標系。介面邊界是 用於連接移動區域和靜態區域，以及牆壁狀況 設定為絕熱壁條件。 汽輪機前後的靜壓分佈 優化如圖19所示。葉片50%處的橫截面 選擇高度進行觀察。相應的工作趨勢 優化前後的流體流動基本相同。之後 工作流體通過噴嘴葉片的喉部 壓力開始下降，如圖19（a）所示。有一個很高的 噴嘴出口吸力面附近的壓力區 葉片，少量低壓區位於 壓力面，與分析結果一致 單通道。在噴嘴入口區域，工作壓力 流體比葉片中的流體要低得多。有一個當地語系化的 轉子進口吸力面附近的高壓區，即 與轉子入口形狀有關。優化的渦輪流量 特性優於圖19（b）。壓力降梯度 噴嘴流道內工作流體明顯，且 轉子進口壓力區基本消失。流動 重新分配了工作液的特性 改善了渦輪的效能。 水輪機50%葉片高度的流線分佈 優化前後如圖20所示。速度 噴嘴內流道的流線相同 流道更光滑，無明顯渦流。在轉子入口， 在速度流線中有少量的高速區 在壓力面上的速度 較高的。轉子出口處的氣體速度明顯 更高，沒有明顯的分離。總的來說，有一個戲劇性的 噴嘴和轉子中氣流速度的新增 流道。噴嘴在加速工作中起著重要作用 流體，對轉子起到很好的導向作用。

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