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1、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 外 文 翻 譯 題 目電站 水輪機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(fēng)機(jī)和壓縮機(jī) 介紹 本章涉及基本流量分析和初步設(shè)計(jì)的徑流葉輪機(jī)，包括離心泵、風(fēng)機(jī)和壓縮機(jī)。主要討論部分是圍繞著壓縮機(jī)進(jìn)行，因?yàn)檫@些機(jī)械的基本操作在很多方面是一樣的。 葉輪機(jī)采用離心的原理來增加流體壓力，這種方法被使用已經(jīng)有超過一世紀(jì)的時(shí)間了。最早利用這個原理的機(jī)器無疑是液壓泵，隨后就是通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)。柴郡（1945）記載，離心壓縮機(jī)是組成惠特

2、爾渦輪噴氣發(fā)動機(jī)的一部分。 根據(jù)記錄，以渦輪噴氣發(fā)動機(jī)為動力的飛機(jī)第一次成功試飛是在1937年8月27日，于德國瓦爾內(nèi)明德的Marienebe機(jī)場（燃?xì)廨啓C(jī)新聞 1989）。有奧斯馮奧安設(shè)計(jì)的發(fā)動機(jī)，包含了一臺軸流式壓縮機(jī)。裝有離心壓縮機(jī)的惠特爾渦輪噴氣發(fā)動機(jī)，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(jī)的發(fā)展一直持續(xù)到20世紀(jì)50年代中期，但在此之前的很長一段時(shí)間，對它的了解已經(jīng)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(jī)推進(jìn)動力所需越來越大的發(fā)動機(jī)，軸流壓縮機(jī)是最好的選擇。使用軸流壓縮機(jī)作為引

3、擎，不僅迎風(fēng)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(jī)的效率急劇下降，葉片小，與離心式壓縮機(jī)之間難以明確絕對的優(yōu)勢。 在20世紀(jì)60年代中期，需要以小型燃?xì)廨啓C(jī)發(fā)動機(jī)為動力的軍用直升飛機(jī)，這為采用離心式壓縮機(jī)的進(jìn)一步快速發(fā)展提供了必要的推動。在離心式壓縮機(jī)應(yīng)用這廣泛領(lǐng)域的技術(shù)進(jìn)步為設(shè)計(jì)提供了一種激勵，例如應(yīng)用小型燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)在越野車和商用直升機(jī)以及柴油發(fā)動機(jī)渦輪增壓器，化工廠工藝，工廠車間的空氣供應(yīng)和大型空調(diào)廠等。 赫斯（1985）描述了，離心壓縮機(jī)作為制冷設(shè)備是合理的選擇和壓縮式熱泵在區(qū)域供熱計(jì)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(jī)是優(yōu)先選擇的，因?yàn)樗麄兙哂辛己玫慕?jīng)濟(jì)性，低維護(hù)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(jī)的總靜態(tài)效率為80%至84%。在單級壓縮機(jī)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(shè)計(jì)速度的氣流范圍下，設(shè)計(jì)和測試了一臺壓力比為10和72%效率的單級離心壓縮機(jī)。 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(jī)的設(shè)計(jì)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(jī)被人

5、意識到了。與較早沒有后彎葉片的設(shè)計(jì)，使用后彎葉片設(shè)計(jì)和避免高葉片負(fù)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(guān)于使用在直升機(jī)上先進(jìn)的兩級離心壓縮機(jī)的細(xì)節(jié)，其壓力比為14，質(zhì)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(shí)現(xiàn)的。 威金斯（1986）描述，一個有趣并且新穎的壓縮機(jī)是“axi-fuge”，其采用混流設(shè)計(jì)，并具有高效率的潛力。在測試中，在等熵效率（未定義）為84%時(shí)，它的壓力比為6.5。從本質(zhì)上講，該機(jī)器有典型的短離心壓縮機(jī)環(huán)，但實(shí)際上

6、包含著類似于軸流壓縮機(jī)的六階段轉(zhuǎn)子和定子?！癮xi-fuge”被稱為，具有軸流壓縮機(jī)的效率和壓力比，但保留了離心壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)緊湊和簡單。 一些定義 在使用徑流類型和不同風(fēng)扇的渦輪機(jī)所產(chǎn)生的大多數(shù)壓力上升，相當(dāng)于水泵的水從幾毫米至幾百米所產(chǎn)生的效果。術(shù)語中，“泵”指的是增加流動液體的壓力的機(jī)械?！帮L(fēng)機(jī)”是增加流動氣體較小的壓力的機(jī)械。通常的壓力上升情況，氣體可以被認(rèn)為是不可壓縮的?！皦嚎s機(jī)”則是大幅度增加流動氣體的壓力。就風(fēng)機(jī)和壓縮機(jī)之間的定義界限而言，通常是整個機(jī)器的密度比為1.05。有時(shí)候，但是很少情況，會使用術(shù)語“鼓風(fēng)機(jī)”來替代“風(fēng)機(jī)”。 一臺離心壓縮機(jī)或泵主要組成部分為一個

7、裝有擴(kuò)壓器的旋轉(zhuǎn)葉輪。圖7.1展示了離心壓縮機(jī)的各組成部分。流體被吸入并通過殼體的入口進(jìn)入葉輪入口。葉輪的作用是通過向外旋轉(zhuǎn)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(kuò)壓器的作用是將離開葉輪的流體的動能轉(zhuǎn)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(kuò)散完成，或者如圖7.1所示，通過一排固定葉片使得擴(kuò)散變得非常小。排氣擴(kuò)壓器是卷渦形或是卷旋形的，其功能是手機(jī)來自擴(kuò)壓器的流體并提供出口。通常情況下，在低轉(zhuǎn)速壓縮機(jī)和泵的超效率的簡單而且低成本的計(jì)算中，蝸殼是緊隨葉輪之后的。 圖7.1離心壓縮機(jī)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(zhuǎn)曲面；導(dǎo)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(dǎo)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(dǎo)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(diǎn)，但同時(shí)增加了摩擦損失。NACA試驗(yàn)已經(jīng)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(zhuǎn)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(shí)會被稱為為旋轉(zhuǎn)導(dǎo)葉的導(dǎo)

9、流部分造成的。導(dǎo)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(jié)束。一些設(shè)計(jì)先進(jìn)的壓縮機(jī)，其導(dǎo)流部分延伸到相對擴(kuò)散明顯減少的徑向流動區(qū)。 為了簡化生產(chǎn)和降低成本，很多風(fēng)機(jī)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(yù)料到會有一些效率損失。為了最實(shí)用的目的，本章中得到的關(guān)系一般為三維壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)方面。 離心式壓縮機(jī)的理論分析 通過壓縮機(jī)的氣流運(yùn)動是高度復(fù)雜的，三維運(yùn)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(jī)器的出入口部

10、分作為斷面。給進(jìn)入葉輪的流體提供預(yù)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(shí)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(jī)的焓-熵圖 葉輪 一般的三維運(yùn)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?yàn)? h0rel=h+ω2 因?yàn)樵谌~輪中，I1=I2,所以 h2-h1=(U2 2-U2 1)+（ω2 1-ω2 2） （7.2） 上述表達(dá)式成立的條件是離心壓縮機(jī)的靜態(tài)焓的提升相比于單級軸向壓縮機(jī)的要大得多。在式子的右邊，第二

12、項(xiàng)(ω2 1-ω2 2)是由相對速度的擴(kuò)散和軸向壓縮機(jī)中得來的。第一項(xiàng)(U2 2-U2 1)，是因?yàn)樵谌~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(diǎn)1和2之間的關(guān)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(yùn)動沒有旋轉(zhuǎn)或角動量，并且cθ1=0。在離心式壓縮機(jī)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(jī)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(nèi)部損耗時(shí)泵的上升總水頭。在高壓力比壓縮機(jī)中，有必要使進(jìn)入葉輪的流體預(yù)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(jī)的馬赫數(shù)影響和泵的氣蝕空化影響。就愛努力預(yù)旋方法通常需要在葉輪的上游側(cè)安裝一排進(jìn)口導(dǎo)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(yù)旋的部分。 滯止焓的守恒 多年以來，穩(wěn)定分析和旋轉(zhuǎn)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(jīng)葉輪和轉(zhuǎn)子時(shí)，其滯止焓不變的情況早已被一些研究人員密切關(guān)注。萊曼（1993）回顧物理方程，渦輪機(jī)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(xué)證明，滯止焓的增長是由于流體和壓縮機(jī)的固定罩產(chǎn)生的摩擦作用。他用簡單術(shù)語進(jìn)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(chǎn)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(jī)的早期粘性流量運(yùn)算。離心壓縮機(jī)的功率損耗，表現(xiàn)出滯止焓生產(chǎn)總量達(dá)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(shè)計(jì)計(jì)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(xì)調(diào)查表明, 通過離心壓縮機(jī)葉輪的滯止焓變化在典型工作條件下可以忽略不計(jì)。他們還認(rèn)為不可能準(zhǔn)確地計(jì)算滯止焓的變化，由于不精確的湍流模型和截?cái)嗾`差的影響將遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過不守恒的滯止焓。 擴(kuò)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?yàn)槲仛ず团艢鈹U(kuò)壓器影響到進(jìn)一步的降速，因此很方

16、便地將點(diǎn)2到點(diǎn)3狀態(tài)變化歸類。在無軸工作時(shí)的絕熱流動情況下，滯止焓是穩(wěn)定的，h02=h03或者h(yuǎn)2+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(diǎn)壓力p02-p03有損失。 入口速度的限制 入口是離心泵和壓縮機(jī)在設(shè)計(jì)階段需要認(rèn)真考慮的一個重要的關(guān)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(dǎo)致空化產(chǎn)生，從而造成葉片被侵蝕甚至性能降低。在壓縮機(jī)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(jī)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(chǔ)的低速壓縮機(jī)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(dǎo)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(chǎn)生較大的相對速度，當(dāng)相對速度最小時(shí)存在最

18、佳半徑rs1。 最大流量為零時(shí)，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(dǎo)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(shè)計(jì) 在第一章中討論的，當(dāng)局部靜態(tài)壓力降低至與蒸汽壓強(qiáng)pv大致相等時(shí)，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(cè)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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