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1、畢業(yè)設計（論文） 外 文 翻 譯 題 目電站 水輪機結構設計 專 業(yè) 熱能與動力工程 第一部分：外文譯文 第7章 離心泵，風機和壓縮機 介紹 本章涉及基本流量分析和初步設計的徑流葉輪機，包括離心泵、風機和壓縮機。主要討論部分是圍繞著壓縮機進行，因為這些機械的基本操作在很多方面是一樣的。 葉輪機采用離心的原理來增加流體壓力，這種方法被使用已經有超過一世紀的時間了。最早利用這個原理的機器無疑是液壓泵，隨后就是通風機和鼓風機。柴郡（1945）記載，離心壓縮機是組成惠特

2、爾渦輪噴氣發(fā)動機的一部分。 根據(jù)記錄，以渦輪噴氣發(fā)動機為動力的飛機第一次成功試飛是在1937年8月27日，于德國瓦爾內明德的Marienebe機場（燃氣輪機新聞 1989）。有奧斯馮奧安設計的發(fā)動機，包含了一臺軸流式壓縮機。裝有離心壓縮機的惠特爾渦輪噴氣發(fā)動機，收益用于飛行是在1941年5月15日，于英國克倫威爾（see Hawthorne 1978）。 離心式壓縮機的發(fā)展一直持續(xù)到20世紀50年代中期，但在此之前的很長一段時間，對它的了解已經很全面了。坎貝爾與塔爾伯特在1945年和莫特爾與皮爾遜1951年指出，飛機推進動力所需越來越大的發(fā)動機，軸流壓縮機是最好的選擇。使用軸流壓縮機作為引

3、擎，不僅迎風面（阻力）更小，并且在相同的工作條件下，其效率會高3%或4%。然而，在非常低的空氣流動速率下，軸流式壓縮機的效率急劇下降，葉片小，與離心式壓縮機之間難以明確絕對的優(yōu)勢。 在20世紀60年代中期，需要以小型燃氣輪機發(fā)動機為動力的軍用直升飛機，這為采用離心式壓縮機的進一步快速發(fā)展提供了必要的推動。在離心式壓縮機應用這廣泛領域的技術進步為設計提供了一種激勵，例如應用小型燃氣渦輪發(fā)動機在越野車和商用直升機以及柴油發(fā)動機渦輪增壓器，化工廠工藝，工廠車間的空氣供應和大型空調廠等。 赫斯（1985）描述了，離心壓縮機作為制冷設備是合理的選擇和壓縮式熱泵在區(qū)域供熱計劃中的使用。這些容量范圍從低

4、于1兆瓦至近30兆瓦的壓縮機是優(yōu)先選擇的，因為他們具有良好的經濟性，低維護性和絕對的可靠性。迪安(1973)引述，壓力比為4和6之間的單級離心壓縮機的總靜態(tài)效率為80%至84%。在單級壓縮機中，高壓力比相對與低壓力比會更加優(yōu)良，但是在降低工作效率和有限氣流范圍（即波動）的條件下。比如，肖爾等人（1971）在只有10%設計速度的氣流范圍下，設計和測試了一臺壓力比為10和72%效率的單級離心壓縮機。 卡恩（1978）描述了了一個有著30度后彎葉片，壓力比為6.5的離心壓縮機的設計和測試過程，其葉輪的等熵總對總效率超過85%。整體總效率為76.8%，喘振裕度為15%，壓力比為6.8的離心壓縮機被人

5、意識到了。與較早沒有后彎葉片的設計，使用后彎葉片設計和避免高葉片負荷都成為了顯著提升性能的重要因素。 帕爾默和沃特曼（1995）給出了關于使用在直升機上先進的兩級離心壓縮機的細節(jié)，其壓力比為14，質量流動速率為3.3公斤每秒，整體總效率為80%。處于低氣動載荷，并使用后彎葉片（約47度）的這兩個階段，是通過采用數(shù)量相對較多的葉片（19全葉片和19分流葉片）的方法來實現(xiàn)的。 威金斯（1986）描述，一個有趣并且新穎的壓縮機是“axi-fuge”，其采用混流設計，并具有高效率的潛力。在測試中，在等熵效率（未定義）為84%時，它的壓力比為6.5。從本質上講，該機器有典型的短離心壓縮機環(huán)，但實際上

6、包含著類似于軸流壓縮機的六階段轉子和定子。“axi-fuge”被稱為，具有軸流壓縮機的效率和壓力比，但保留了離心壓縮機的結構緊湊和簡單。 一些定義 在使用徑流類型和不同風扇的渦輪機所產生的大多數(shù)壓力上升，相當于水泵的水從幾毫米至幾百米所產生的效果。術語中，“泵”指的是增加流動液體的壓力的機械。“風機”是增加流動氣體較小的壓力的機械。通常的壓力上升情況，氣體可以被認為是不可壓縮的。“壓縮機”則是大幅度增加流動氣體的壓力。就風機和壓縮機之間的定義界限而言，通常是整個機器的密度比為1.05。有時候，但是很少情況，會使用術語“鼓風機”來替代“風機”。 一臺離心壓縮機或泵主要組成部分為一個

7、裝有擴壓器的旋轉葉輪。圖7.1展示了離心壓縮機的各組成部分。流體被吸入并通過殼體的入口進入葉輪入口。葉輪的作用是通過向外旋轉增加能量，從而增加流體的角動量。葉輪的靜態(tài)壓力和速度都在增加。擴壓器的作用是將離開葉輪的流體的動能轉化為壓能。這個過程可以通過葉輪周圍環(huán)形空間的自由擴散完成，或者如圖7.1所示，通過一排固定葉片使得擴散變得非常小。排氣擴壓器是卷渦形或是卷旋形的，其功能是手機來自擴壓器的流體并提供出口。通常情況下，在低轉速壓縮機和泵的超效率的簡單而且低成本的計算中，蝸殼是緊隨葉輪之后的。 圖7.1離心壓縮機葉輪入

8、口和出口的速度圖 圖7.2 徑向泵的流量和速度三角形 輪轂是葉輪的a-b旋轉曲面；導流罩形成了流體流動的外邊界c-d曲面。葉輪可以被附有葉片端部的導流罩包圍（稱為閉式葉輪），或者是處于葉片端部和固定壁之間一個未封閉的小間隙。無論葉輪表面是否被包圍，c-d一般都被稱為導流罩。被包圍的葉輪具有消除了葉頂間隙泄漏損失的優(yōu)點，但同時增加了摩擦損失。NACA試驗已經證明，籠罩一個葉輪，可能在高速中是有害的，在低速下是有益的。在葉輪入口處，流體有一個相對速度ω1，對于旋轉軸有個β1的角度。這種相對的流動變?yōu)檩S向方向，是由有時會被稱為為旋轉導葉的導

9、流部分造成的。導流起始于葉輪入口，通常在流體流動變?yōu)閺较蚍较虻膮^(qū)域結束。一些設計先進的壓縮機，其導流部分延伸到相對擴散明顯減少的徑向流動區(qū)。 為了簡化生產和降低成本，很多風機和泵被限制在一個如圖7.2所示的二維徑向截面。這種布置，可以預料到會有一些效率損失。為了最實用的目的，本章中得到的關系一般為三維壓縮機結構方面。 離心式壓縮機的理論分析 通過壓縮機的氣流運動是高度復雜的，三維運動和全面分析存在著很多高難度的問題。不過，我們可以通過簡化的流程模型，很容易地得到近似的解決方案。我們采用的是所謂的一維法，假定通過一定流量的橫截面的流體是均勻。為了方便，截取葉輪前后或者機器的出入口部

10、分作為斷面。給進入葉輪的流體提供預旋的葉片處，一維的處理是不再有效，然后需要更為深入的分析。 吸入室 在圖7.3中，流體從速度c0加速至c1,靜態(tài)壓力從p0下降至p1。由于穩(wěn)定時滯止焓是固定的，絕熱流動是無軸工作的，則h00=h01或者 h0+c2 0=h1+c2 1 一些適用于這個過程的效率的定義在第二章中敘述。 圖7.3離心壓縮機的焓-熵圖 葉輪 一般的三維運動有三個速度分量cγ，cθ和cχ分別在徑向，切向和軸向方向并且c2=c2 γ+c2 θ+c2 χ。 因此，根據(jù)公式（2.12e），滯止焓 I=h+(c2 γ+c2 θ+

11、c2 χ-2Ucθ) 加減U2變成 I=h+{(U-cγ)2+c2 θ+c2 χ-U2} （7.1） 如圖7.1所示,根據(jù)速度三角形得，U-cθ=ωθ并且ω2=c2 γ+ω2 θ+c2 χ，公式（7.1）變?yōu)? I=h+(ω2-U2) 或者 I=h0rel-U2 因為 h0rel=h+ω2 因為在葉輪中，I1=I2,所以 h2-h1=(U2 2-U2 1)+（ω2 1-ω2 2） （7.2） 上述表達式成立的條件是離心壓縮機的靜態(tài)焓的提升相比于單級軸向壓縮機的要大得多。在式子的右邊，第二

12、項(ω2 1-ω2 2)是由相對速度的擴散和軸向壓縮機中得來的。第一項(U2 2-U2 1)，是因為在葉輪前后流線保持相同的半徑，離心力的作用為零。 根據(jù)公式（7.2），圖7.3中的狀態(tài)點1和2之間的關系可以很容易地得到。 參照圖7.1和特定的入口速度圖，流體的絕對運動沒有旋轉或角動量，并且cθ1=0。在離心式壓縮機和泵中，流體自由地軸向流入，是一種正常情況。對于流體這樣特定的流動，根據(jù)公式（2.12c），寫為 ΔW=U2cθ2=h02-h01 (7.3a) 在壓縮機的情況下，有 ΔW=U2cθ2=gH

13、ｉ （7.3b） 在泵的情況下，Hｉ(即理想水頭)為忽略內部損耗時泵的上升總水頭。在高壓力比壓縮機中，有必要使進入葉輪的流體預旋，作為一種降低高相對入口速度的一種方法。高速在葉輪入口的影響是普遍的，比如壓縮機的馬赫數(shù)影響和泵的氣蝕空化影響。就愛努力預旋方法通常需要在葉輪的上游側安裝一排進口導葉，位置取決于入口的類型。如果有相反的說明，則為本章沒有預旋的部分。 滯止焓的守恒 多年以來，穩(wěn)定分析和旋轉系統(tǒng)的相對流動中的一個基本定理就是，流體的滯止焓性

14、能不變。流體流經葉輪和轉子時，其滯止焓不變的情況早已被一些研究人員密切關注。萊曼（1993）回顧物理方程，渦輪機中流體穩(wěn)定的滯止焓，發(fā)現(xiàn)在穩(wěn)定，粘性流動，無熱傳遞或者體積力的情況下，滯止焓會增長。他用數(shù)學證明，滯止焓的增長是由于流體和壓縮機的固定罩產生的摩擦作用。他用簡單術語進行分析，推斷出： h02-h01=(Ucθ)2-(Ucθ)1+Wf/m (7.4) Wf=m(I2-I1)=∫nτWdA是由于流體于固定罩的摩擦而產生的功率損失，n單位法向矢量，W是相對速度矢量，dA是表面積的一個微元。萊曼并沒有給出任何數(shù)值，以支持他的分析。 在萊曼的

15、論文討論中，摩爾透露，離心式壓縮機的早期粘性流量運算。離心壓縮機的功率損耗，表現(xiàn)出滯止焓生產總量達到總工作輸入的1.2%。由于剪切力在葉輪罩中做功量和在葉輪中的輪盤摩擦損失為同一數(shù)量級。在初步設計計算中，輪盤摩擦損失往往被忽略。后來，通過博斯曼和Jaday（1996）對數(shù)量級的詳細調查表明, 通過離心壓縮機葉輪的滯止焓變化在典型工作條件下可以忽略不計。他們還認為不可能準確地計算滯止焓的變化，由于不精確的湍流模型和截斷誤差的影響將遠遠超過不守恒的滯止焓。 擴壓器 如圖7.3所示，流體在絕熱情況下速度從c2降到c3，靜態(tài)壓力從p2上升到p3。因為蝸殼和排氣擴壓器影響到進一步的降速，因此很方

16、便地將點2到點3狀態(tài)變化歸類。在無軸工作時的絕熱流動情況下，滯止焓是穩(wěn)定的，h02=h03或者h2+c2 2=h3+c2 3。圖7.3中的2至3過程被繪制成是不可逆的，在過程中滯點壓力p02-p03有損失。 入口速度的限制 入口是離心泵和壓縮機在設計階段需要認真考慮的一個重要的關鍵區(qū)域。如果在泵的入口處，流體的相對速度過大，可能會導致空化產生，從而造成葉片被侵蝕甚至性能降低。在壓縮機中，過大的相對速度可能會師葉輪中的總壓力損失增加。在高速離心壓縮機中，過大的入口相對速度使得馬赫數(shù)的影響變得很重要。通過確定合適的入口處相對速度，或者一些想過參數(shù)，可以最直接地得到最佳入口流體條件。作為

17、一個例子，下面的分析展示了一個以不可壓縮理論為基礎的低速壓縮機的簡單優(yōu)化程序。 根據(jù)圖7.1中所示的入口的幾何形狀，入口絕對速度被假定為均勻的和軸向。入口的相對速度是ω1=（c2 χ1+U2）1/2，顯然最大導流頂端半徑為rs1。流量為 Q=cχ1A1=π（r2 s1-r2 h1）(ω2 s1-Ω2 r2 s1)1/2 （7.5） 對于Q和rh1，值得注意的是： (1) 根據(jù)連續(xù)性，如果rs1較大，則軸向速度較低而葉片速度較大。 (2) 如果rs1和葉片速度都較小，軸向速度則會較大。 這兩種極端情況都會產生較大的相對速度，當相對速度最小時存在最

18、佳半徑rs1。 最大流量為零時，與遵從于rs1（ωs1保持恒定）的公式（7.5）不同。 1/π= 0 =2 rs1(ω2 s1-Ω2 r2 s1)1/2-（r2 s1-r2 h1）Ω2 rs1/(ω2 s1-Ω2 r2 s1)1/2 簡化后， 2(ω2 s1-Ω2 r2 s1)=（r2 s1-r2 h1）Ω2， 2c2 x1=kU2 s1 有k=1-（rh1/rs1）2和Us1=Ωrs1。因此，入口速度最佳系數(shù)是 =cx1/Us1=cots1=(k/2)1/2 （7.6） 方程（7.6）指出，根據(jù)輪轂與尖端半徑之比的速度三角形的

19、最優(yōu)條件。對于這個比值的常取值（0.3 rh1/rs10.6），導流頂端最佳相對氣流角s1處于50度至60度之間。 泵入口的優(yōu)化設計 在第一章中討論的，當局部靜態(tài)壓力降低至與蒸汽壓強pv大致相等時，液體的空化開始發(fā)生。 在一下對泵的分析中，在此假定泵的流動幾何形狀為圖7.1中所示。葉輪前側的靜壓力p1=p01-pc2 x1,其中p01是滯壓力，cx1是軸向速度。 第二部分：外文原文

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