泵作透平定常流動數(shù)值計算

孫 曉，曾凡康，周楓林，楊加兵，張玉良

（1.湖南工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，湖南 株洲 412007；2.衢州學(xué)院 機械工程學(xué)院，浙江 衢州 324000）

1 研究背景

近年來，隨著能源短缺加劇和國家對二次能源開發(fā)的日益重視，泵作透平作為一種新型的能量回收利用設(shè)備，具有體積小、無污染、便于使用等特點。采用泵作透平進行高壓能量回收再利用是節(jié)能環(huán)保的一個重要研究方向。離心泵在作透平的過程中其內(nèi)流特性相較泵會發(fā)生較大的變化，因此有必要對泵及泵作透平的內(nèi)流結(jié)構(gòu)和特性進行研究。

國外學(xué)者S.Derakhshan 等[1]對4 臺低比轉(zhuǎn)速的離心泵進行了反轉(zhuǎn)實驗，推導(dǎo)預(yù)測出了泵與透平最佳效率點的關(guān)系式，提出了一種小型水泵的選型方法。Morros C.Santolaria 等[2]選取一臺單級單吸蝸殼式離心泵為研究對象，根據(jù)計算結(jié)果得到泵反轉(zhuǎn)作液力透平時的內(nèi)部流場分布。S.V.Jain 等[3]針對葉輪進口直徑、葉片進口邊修圓與轉(zhuǎn)速對透平性能的影響進行了試驗研究，通過回歸分析，給出了透平高效點參數(shù)預(yù)測的經(jīng)驗系數(shù)表達(dá)式，進一步將預(yù)測精度提高到了10%以內(nèi)。J.Fernández 等[4]通過實驗對比了不同轉(zhuǎn)速下離心泵的性能參數(shù)，并通過實驗數(shù)據(jù)和計算數(shù)值對比分析得到了根據(jù)泵推測透平性能曲線的方法。E.Frosina 等[5]選取3 臺不同比轉(zhuǎn)速的工業(yè)離心泵為研究對象，利用CFD（computational fluid dynamics）技術(shù)對離心泵反轉(zhuǎn)作透平進行了數(shù)值計算，并對透平的外特性進行了評估。

國內(nèi)學(xué)者Yang S.S.等[6-7]總結(jié)了泵作透平的相關(guān)理論，分析了泵作透平的外特性，建立了離心泵全流道的簡化模型，使用CFD 技術(shù)對網(wǎng)格類型和湍流模型進行了研究。并對泵作透平的性能進行了數(shù)值計算，提出了一種較為準(zhǔn)確預(yù)測泵作透平的經(jīng)驗公式。楊軍虎等[8-9]對3 個比轉(zhuǎn)速不同的泵作透平進行了數(shù)值計算，擬合出離心泵反轉(zhuǎn)工況時的性能預(yù)測計算式，并對一臺中比轉(zhuǎn)速的離心泵反轉(zhuǎn)的力學(xué)特性進行了研究，驗證了數(shù)值計算方法對離心泵的性能分析的可靠性。袁亞飛[10]采用統(tǒng)計的方法，對4 臺低比轉(zhuǎn)速離心泵的數(shù)值試驗結(jié)果進行了分析，得到了泵的外特性與反轉(zhuǎn)作為能量回收透平時的外特性之間的關(guān)系。黃思等[11]通過CFD 軟件對單級離心泵進行了全三維流場的常態(tài)、瞬態(tài)模擬計算，并研究了葉輪內(nèi)部流道的流固耦合、空化等內(nèi)部特性。史廣泰等[12]通過改變一臺離心泵的導(dǎo)葉數(shù)及進口截面面積，對其內(nèi)部流場進行了對比計算，得到了透平蝸殼與葉輪內(nèi)壓力脈動情況。王曉暉等[13]采用數(shù)值計算模擬了泵與透平在工況下的速度滑移特性，揭示了滑移系數(shù)的變化規(guī)律，提出了一個考慮滑移系數(shù)時計算泵工況與透平工況揚程換算關(guān)系的新方法。

以上研究均采用CFD 技術(shù)對離心泵作透平相關(guān)特性進行了探究，減少了實驗所需特定環(huán)境的時間和成本。同時，對比實驗數(shù)據(jù)可驗證數(shù)值計算正確性和可靠性。本文以一臺低比轉(zhuǎn)速的離心泵為例，建立了離心泵的簡化模型，使用ANSYS-CFX 流體仿真軟件對不同工況下的離心泵進行模擬計算，得到泵及透平流場的外特性，同時在后處理中可獲得該透平泵的內(nèi)流特性，并將最優(yōu)工況下的泵和泵作透平進行對比分析。

2 模型參數(shù)

本研究中離心泵的額定參數(shù)如下：流量Q=25 m3/h，揚程H=12.5 m，轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min。該離心泵作液力透平的主要幾何參數(shù)見表1。

表1 模型主要幾何參數(shù)Table 1 Main geometric parameters of the model

3 數(shù)值模擬方法

3.1 網(wǎng)格生成

為研究泵內(nèi)流體復(fù)雜的三維流動結(jié)構(gòu)及全過程的壓力、速度等變化特性，本文采用ANSYS ICEM對離心泵進行六面體網(wǎng)格劃分，透平模式下網(wǎng)格劃分如圖1 所示。

圖1 網(wǎng)格模型Fig.1 Grid model

將劃分之后的網(wǎng)格從90×104到165×104不同的網(wǎng)格數(shù)量進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，結(jié)果如圖2 所示。

圖2 網(wǎng)格無關(guān)性驗證Fig.2 Grid independence verification

由圖2 可以看出，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量為120×104以上時，泵的揚程變化在0.5%的范圍內(nèi)，此后網(wǎng)格數(shù)量繼續(xù)增加對泵的揚程計算變化不敏感，因此選擇數(shù)量在120×104以上的網(wǎng)格比較合適，并在葉片表面和蝸舌處進行網(wǎng)格加密處理。整個計算域網(wǎng)格數(shù)量總數(shù)為1 194 160，其中葉輪網(wǎng)格數(shù)量為480 612，蝸殼網(wǎng)格數(shù)量為455 152。

3.2 邊界條件

采用ANSYS-CFX 軟件進行定常計算。進口邊界條件設(shè)置為恒壓進口，出口邊界條件設(shè)置為質(zhì)量流量。通過改變出口流量來獲得泵及泵作透平的外特性曲線。設(shè)置收斂精度為10-5，葉輪表面和其他壁面均無滑移，在近壁低雷諾數(shù)區(qū)域采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法處理高雷諾數(shù)湍流模型帶來的問題，輸送介質(zhì)為常溫清水。為了計算過程的穩(wěn)定性，將入口管道延長至進口直徑的2 倍，出口管道延長至出口直徑的5 倍[14]。選用SIMPLEC 算法及k-ε 湍流模型進行相應(yīng)的計算，過流部件動靜結(jié)合部位被設(shè)置為interface 連接。

4 計算結(jié)果與分析

4.1 外特性

圖3 所示為計算得到的泵及泵作透平的外特性曲線。可見，透平的最高效率為78.1%，其對應(yīng)的流量為32.5 m3/h，揚程為21 m，軸功率為1.86 kW。

圖3 泵及泵作透平外特性曲線Fig.3 External characteristics curves of the pump and pump as the turbine

泵的效率和透平效率都存在一個峰值。泵的最高效率點在設(shè)計工況點，其效率為62.5%。流量在0.7Qp～1.3Qp（Qp為泵額定工況流量）之間，效率相對于最高點變化了1.5%～6.5%；流量在0.5Qp～0.7Qp之間，效率相對于最高點變化了6.5%～22.7%；流量在1.3Qp～1.5Qp之間，效率相對于最高點變化了6.5%～14.9%。可見，低流量工況下和高流量工況下效率變化幅度較大。該泵作透平的最高效率為78.1%，其流量在0.7Qt～ 1.3Qt（Qt為透平最優(yōu)工況流量）之間，效率相對于最高點變化了6.4%～10.9%；流量在0.5Qt～0.7Qt之間，效率相對于最高點變化了10.9%～68.3%；流量在1.3Qt～1.5Qt之間，效率相對于最高點變化了6.4%～12.3%；流量在1.5Qt～1.7Qt之間，效率相對于最高點變化了12.3%～18.4%。可見，透平在其低流量工況下的效率變化幅度較大，與泵不同的是，透平在高流量工況下效率變化幅度較緩，說明透平在高流量工況下高效區(qū)寬闊。透平的最大效率值是泵最大效率值的1.25 倍。

泵的揚程隨著流量增大而逐漸減小。流量在0.3Qp～1.5Qp范圍內(nèi)，泵揚程減少了5.4 m。流量在0.7Qp時揚程為13.28 m，該點處揚程的減少率（單位變化流量的揚程減少量）為0.107，流量在Qp時揚程為12.37 m，該點處揚程的減少率為0.112，在1.3Qp時揚程為11.09 m，該點處揚程的減少率為0.327。可見，泵的揚程隨著流量變化減少幅度增大。與泵不同的是，透平揚程隨流量增加而增加。流量為0.5Qt～1.5Qt范圍內(nèi)，透平揚程增加了27.2 m。流量為0.7Qt時的揚程為14.94 m，該點處揚程的增加率（單位變化流量的揚程增加量）為0.53。流量為Qt時的揚程為21.02 m，該點處的揚程增加率為0.72。流量為1.3Qt時的揚程為30.52 m，該點處的揚程增加率為1.1。可見，透平揚程隨著流量增加增長率變大。泵和透平在各自最優(yōu)工況點時，透平揚程是泵揚程的1.7 倍。

泵與透平的功率隨著流量增大而逐漸增大。流量為0.5Qp～1.5Qp，泵功率增加了0.72 kW；流量為0.5Qt～1.5Qt，透平功率增加了3.43 kW，可見透平的功率隨流量增加增幅比泵大。當(dāng)流量低于35 m3/h 時，泵的功率比透平的功率大；流量為35 m3/h 時，泵與透平的功率基本相等。在流量為Qp時，泵的功率為1.35 kW，該點處的功率增長率（單位變化流量的功率的增加量）為0.04。在流量為Qt時，透平的功率為1.44 kW，此時的功率增長率為0.09。在流量為1.3Qp時，泵的功率為1.59 kW，該點處的功率增長率為0.025。在流量為1.3Qt時，透平的功率為2.56 kW，該點處功率增長率為0.13。流量為1.5Qp時，泵的功率為1.68 kW，該點處功率增長率為0.016。流量為1.5Qt時功率為3.45 kW，該點處功率增長率為0.15。可見，隨著流量繼續(xù)增大，透平功率的增長速度比泵要快，且增長率也不斷增加。泵和透平在各自最優(yōu)工況點時，透平功率是泵功率的1.07 倍。

綜上所述，透平的最高效率大于泵的最高效率。在各自最優(yōu)工況點處，透平的最大效率值是泵最大效率值的1.25 倍。透平揚程是泵揚程的1.7 倍，透平功率是泵功率的1.07 倍。可見，該離心泵反轉(zhuǎn)用作透平，對其揚程影響最大。

4.2 內(nèi)流場特性

泵的進口（透平出口）壓力設(shè)置初值為101 325 Pa，透平的進口壓力初值設(shè)為303 975 Pa，分別計算出泵與透平的壓力、速度、流線等相關(guān)參數(shù)變化。

1）壓力場分布

圖4 是泵與透平在最優(yōu)工況下，中間平面的流場壓力分布情況。從圖中可看出，泵及透平內(nèi)部流場壓力分層明顯。泵的靜壓從蝸舌到出口處分為2 層，壓力變化范圍為160～220 kPa，透平從入口到蝸舌處的靜壓分為4 層，壓力變化范圍為200～280 kPa，由此可見，從蝸舌到透平出口靜壓變化比泵要大。泵貼近蝸舌處的靜壓急劇增大，約為240 kPa。透平的靜壓在此處變化相對較小，約為200 kPa。該處壓力變化與蝸舌所處位置及形狀有關(guān)，在蝸舌處管道直徑變小且形狀不規(guī)則，造成了局部壓力變大。從圖中可以看出，泵的壓力在泵葉輪進口（透平葉輪出口）處的相對壓力較小，透平的低壓區(qū)分布更廣。沿葉片向外伸展，靜壓不斷增大，泵和透平的靜壓變化范圍在80～220 kPa。靠近泵葉輪進口處，流體受到葉片制約，壓力分布沿著進口半徑方向展開。

圖4 泵與透平中間平面的流場靜壓分布Fig.4 Static pressure distribution of flow field in the middle surface between pump and turbine

為進一步探究泵和透平在工作過程中的能量變化過程，將計算域劃分為如圖5 所示的幾個部分進行分析。

圖5 各截面位置示意圖Fig.5 Position diagram of individual section

各截面的總壓力如圖6 所示。在泵和透平的內(nèi)部流道內(nèi)，能量不斷發(fā)生變化。泵出口處的壓力值為15.20 kPa，泵進口處設(shè)置的壓力值為101.331 kPa，其中，泵出口段產(chǎn)生的壓力損失為1.92 kPa，蝸殼段產(chǎn)生的壓力損失為19.25 kPa，進口段產(chǎn)生的壓力損失為0.19 kPa，而泵在葉輪區(qū)域獲得的壓力約為150 kPa。蝸殼段產(chǎn)生了較大的水力損失，包括渦流損失、沿程損失、圓盤損失等。透平內(nèi)部流道壓力不斷減小，透平進口段壓力損失為0.30 kPa，蝸殼段損失約為13.75 kPa, 葉輪區(qū)域壓力減少了139.80 kPa，出口段壓力損失為3.36 kPa。由此可見，管道內(nèi)壁、動靜干涉以及其他因素對內(nèi)部流場產(chǎn)生了一定的壓力損失。其中，泵在蝸殼內(nèi)產(chǎn)生了較大的水力損失。在葉輪區(qū)域，葉輪與水的相互作用產(chǎn)生了較大的能量轉(zhuǎn)換。

圖6 各截面總壓力Fig.6 Total pressure of individual section

為了直觀地看到葉輪區(qū)域的能量變化，將葉片從葉輪計算域內(nèi)提取出來，其靜壓分布如圖7 所示。

圖7 不同工況的葉片靜壓分布云圖Fig.7 Blade static pressure distribution under different working conditions

由圖7 可知，沿著葉片伸展方向，葉片的壓力變化量逐漸增大。

圖8 為葉片部分的應(yīng)變速率分布圖。

圖8 不同工況的葉片應(yīng)變速率分布云圖Fig.8 Blade strain rate distribution under different working conditions

圖8a 和圖8b 上葉片的平均應(yīng)變速率分別為19 327.1, 43 928.8 s-1。從圖中可以看出，各葉片上的應(yīng)變速率分布較為均勻，不同葉片間差別不大。透平葉片靠近蝸舌處的兩個葉片應(yīng)變速率較大，其余葉片相對較小。泵與透平葉片工作面應(yīng)變速率比背面要大，葉片上應(yīng)變速率最小處位于背面并靠近進口（透平出口）處，其大小分別為472, 883.4 s-1。在葉片工作面上，泵的應(yīng)變速率沿葉片伸展方向呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，葉片中部的應(yīng)變速率值最小。在葉片相對長度為0～0.3的范圍內(nèi)，其大小為2.03×104～7.11×104s-1。透平的應(yīng)變速率沿葉片伸展方向（與泵反向）大都呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢，遠(yuǎn)離蝸舌的葉片具有與泵葉片相似的規(guī)律。在葉片相對長度為0.7～1.0 的范圍內(nèi)，其大小在每個葉片上分布差異較大。靠近蝸舌的兩個葉片上，應(yīng)變速率為1.33×105～2.49×105s-1。遠(yuǎn)離蝸舌葉片上，應(yīng)變速率為7.11×105～1.33×105s-1。在葉片背面，泵的應(yīng)變速率沿葉片伸展方向呈現(xiàn)出先增大后減小的變化趨勢，相對葉片長度為0.2～0.4 范圍內(nèi)的應(yīng)變速率值最大，其大小為7.11×105s-1。透平背面的應(yīng)變速率與泵的變化規(guī)律相同。在相對葉片長度在0.6～0.8 范圍內(nèi)的應(yīng)變速率值最大，其大小為1.33×105s-1。

取6 個葉片的中截面進行分析，如圖9 所示。理論上講，液力透平的內(nèi)部流道是軸對稱的，由于受到蝸舌等因素的影響，使得葉輪內(nèi)部流動并不是完全的軸對稱，不同葉片上的壓力和載荷會有所不同。葉片上的壓力分層明顯。

圖9 液力透平葉輪及整體投影云圖Fig.9 Hydraulic turbine impeller with its overall projection

如圖10 所示為各個葉片在最優(yōu)工況下工作面及背面的靜壓系數(shù)[15]分布曲線。其中，靜壓系數(shù)Cp的表達(dá)式為

式（1）中：p 為葉片中截面上某點的靜壓；

paver為葉片中截面上的平均靜壓；

ρ 為流體的密度；

ω 為葉片旋轉(zhuǎn)角速度；

R 為葉片上某點距中心處的距離。

圖10 最優(yōu)工況下透平葉片靜壓系數(shù)分布圖Fig.10 Static pressure coefficient distribution of turbine blade under optimal conditions

對比圖10 中各個葉片的靜壓系數(shù)值發(fā)現(xiàn)，各個葉片上相對應(yīng)位置的數(shù)值相差不多且分布規(guī)律相似，說明透平葉輪內(nèi)部沿葉片伸展方向波動不大。從圖10a 中可以看出，在透平葉片進口（泵葉片尾緣）處葉片靜壓突然增大，這是流體動靜壓變換的結(jié)果。其中，葉片1～6 的工作面靜壓系數(shù)最大值分別為0.50, 0.48, 0.50, 0.42, 0.51, 0.51，最小值分別為-0.63,-0.59, -0.48, -0.55, -0.54, -0.48。可見，各葉片工作面增加的靜壓系數(shù)值在0.5 左右。其中葉片5、6 的工作面靜壓系數(shù)值最大，葉片上隨著相對長度增加其工作面和背面的靜壓系數(shù)逐漸減小。在相對長度小于0.5 時，葉片工作面上的壓力系數(shù)均為正值。在相對長度為0.1～0.5 時，葉片6 的工作面靜壓系數(shù)最低，可見，在相對長度為0～0.1 之間時，葉片6 靜壓系數(shù)下降最多，其大小為0.16。在葉片工作面相對長度為0.5 時，葉片1 的靜壓系數(shù)最大，最大值為0.12。葉片3 的靜壓系數(shù)最小，最小值為0.01。葉片1～6 工作面靜壓系數(shù)方差分別為0.109，0.093，0.074，0.271，0.293，0.255。可見，葉片1 工作面受到蝸舌的影響，壓力變化波動相對較大。在整個工作面上，葉片1 壓力的變化幅值為1.13，葉片6 壓力的變化幅值為0.99。葉片1、2、4 工作面壓力系數(shù)在相對長度為0.3～0.6范圍內(nèi)高于其他葉片，在相對長度大于為0.6 時壓力系數(shù)低于其他葉片。

從圖10b 中可以看出，葉片1～6 背面靜壓系數(shù)最大值分別為0.58, 0.59, 0.58, 0.57, 0.58, 0.56，最小值分別為-0.32, -0.32, 0.34, -0.30, -0.29, 0.31。在葉片進口處，背面的靜壓系數(shù)最大值均在0.58 左右，葉片4 的背面靜壓系數(shù)值最小。各葉片背面壓力系數(shù)在相對長度低于0.8 的范圍內(nèi)變化較小且有相同趨勢。在相對長度高于0.8 的范圍各葉片壓力系數(shù)均有所上升，其中葉片6 上升幅度最大，最大值為0.06。葉片1～6背面靜壓系數(shù)方差分別為0.048, 0.063, 0.057,0.059, 0.059, 0.043。可見，在整個葉片背面，葉片2 背面壓力變化波動最大。在葉片相對長度小于0.4時，葉片背面靜壓系數(shù)值為正值。在相對長度為0.9時，葉片背面各葉片的靜壓系數(shù)值相差較大，其中，葉片2 的靜壓系數(shù)值為-0.27，葉片6 的靜壓系數(shù)值為-0.16，兩者差值為0.11。在相對長度小于0.5 時，葉片1、6 的背面靜壓值要低于其他葉片的，在相對長度大于0.5 時，葉片1、6 背面的靜壓值大于其他葉片。葉片背面的靜壓值葉片背面相較工作面的變化相對平穩(wěn)。

總的來說，隨著相對長度的增加，葉片上的靜壓系數(shù)總體呈下降趨勢。背面的靜壓系數(shù)要高于工作面的靜壓系數(shù)，葉片工作面的靜壓系數(shù)變化幅度略低于背面。

2）速度場分布

圖11 所示為設(shè)計工況下泵及泵作透平軸面速度分布圖。

圖11 泵及泵作透平最優(yōu)工況下的軸面速度云圖Fig.11 Axial plane velocity cloud map of pump and pump as the turbine under optimal conditions

泵和透平軸平面平均速度分別為2.08, 2.72 m/s。泵進口流道內(nèi)流速較為均勻，在葉輪區(qū)域由于葉輪做功，流體速度逐漸增加且分層明顯，蝸殼與葉片交界處流速達(dá)最大值，泵流道內(nèi)流速最大值為12.5 m/s。透平流道內(nèi)流速最大值為16.7 m/s。泵在入口流道內(nèi)的流速為1～3 m/s，進入葉輪區(qū)域后流速急劇增大，在葉片尾緣達(dá)到最大。泵和透平在蝸殼中的速度大致相同，速度大小為10～12 m/s。透平在出口流道內(nèi)的流速為1～5 m/s，透平流速從蝸殼到出口流道逐漸減少且存在分層現(xiàn)象，在出口流道內(nèi)存在速度波動。

圖12 所示為泵及泵作透平在最優(yōu)工況下的速度分布。從圖中可以看出，泵出口流速為1～5 m/s 且分布不均勻，蝸殼流道內(nèi)流體流速為6～8 m/s，葉片工作面流速為1～5 m/s，葉片背面流速為3～6 m/s 且葉片工作面相對長度在0.3～0.7 之間流體速度較低，該區(qū)域流體流速為1～3 m/s。透平入口段速度分層明顯，蝸舌處的速度較大，可達(dá)13.5 m/s。受動靜干涉影響，蝸殼內(nèi)的流速不穩(wěn)定，其速度變化在8～15 m/s 之間，靠近蝸殼壁面的速度相對較小。透平葉片工作面速度為1～4 m/s，背面速度為7～10 m/s，與泵不同的是，透平葉片工作面在相對長度為0.5～1.0 之間的流體流速最低，該區(qū)域流速為1～3 m/s。

圖12 泵及泵作透平最優(yōu)工況下的速度分布云圖Fig.12 Turbine velocity distribution of pump and pump as the turbine under optimal conditions

泵及泵作透平在葉片工作面的速度低于背面速度，因為葉片是有限個數(shù)，這與液體在流道內(nèi)產(chǎn)生的速度滑移有關(guān)。透平入口到蝸舌透平的速度逐漸增大且分層明顯，其中包含靜動壓力轉(zhuǎn)化。透平葉片工作面速度分布均勻，蝸殼與葉輪入口處存在動靜干涉。設(shè)計工況下泵及泵作透平中間平面的速度流線分布圖，如圖13 所示。

圖13 泵及泵作透平最優(yōu)工況下的速度流線分布云圖Fig.13 Turbine velocity streamline distribution of pump and pump as the turbine under optimal conditions

從圖13 中可以看出，葉輪各個流道內(nèi)其速度分布十分規(guī)律，其內(nèi)部從葉輪背面到葉輪的工作面，速度的變化趨勢是逐漸減小的。由此可以看出，葉輪流道內(nèi)部的流體速度增加的原因是受到了旋轉(zhuǎn)的葉輪作用，葉輪將能量源源不斷地傳遞給流體。還可以發(fā)現(xiàn)，在流體從葉輪出口流出到達(dá)蝸殼內(nèi)部時，流體速度的變化規(guī)律是先變大、后變小，這是因為流體受到了葉輪作用，到達(dá)出口時的動能增大，之后擴散進入蝸殼后流體被降速增壓，速度能轉(zhuǎn)化為壓力能。在透平的工作面進口處附近都有較大的漩渦，該漩渦的旋轉(zhuǎn)方向與葉輪的旋轉(zhuǎn)方向相反。葉片背面出現(xiàn)脫流現(xiàn)象，也存在漩渦，此漩渦旋轉(zhuǎn)方向與葉輪方向一致，強度弱于工作面的漩渦。

5 結(jié)論

本文通過CFX 軟件對所設(shè)計的離心泵及泵作透平進行數(shù)值計算，得到其內(nèi)部流場特性。通過對比得到離心泵在反轉(zhuǎn)過程中的壓力，速度及速度矢量的變化。通過伯努利方程計算得到相應(yīng)的外特性數(shù)據(jù)，其結(jié)果對離心泵作透平內(nèi)流結(jié)構(gòu)的研究有著一定的指導(dǎo)作用。結(jié)果顯示：

1）離心泵作透平的過程中，內(nèi)部壓力、速度分布較為均勻，兩者在葉片工作面的流速較背面流速大且在葉輪流道內(nèi)能量發(fā)生了較大的變化，泵與透平的效率都存在最高點，但透平在大流量區(qū)的效率下降相對平穩(wěn)；

2）泵作透平葉輪區(qū)域內(nèi)部壓力沿葉片伸展方向呈規(guī)律性變化，靠近進口段的葉片容易受到蝸舌結(jié)構(gòu)帶來的流動影響。葉片背面分布較工作面相對均勻且壓力系數(shù)相對較大；

3）泵和透平在最優(yōu)工況下的內(nèi)部流場速度不斷發(fā)生改變，在葉片工作面易產(chǎn)生漩渦，工作面流體速度較背面低。泵進口處較透平出口處的速度分布均勻且葉輪區(qū)域速度分層更加明顯。