水轮机毕业设计 外文翻译.docx

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水轮机毕业设计外文翻译

毕业设计（论文）

外文翻译

题目电站水轮机结构设计

专业热能与动力工程

班级

学生

指导教师

第一部分：

外文译文

第7章

离心泵，风机和压缩机

介绍

本章涉及基本流量分析和初步设计的径流叶轮机，包括离心泵、风机和压缩机。

主要讨论部分是围绕着压缩机进行，因为这些机械的基本操作在很多方面是一样的。

叶轮机采用离心的原理来增加流体压力，这种方法被使用已经有超过一世纪的时间了。

最早利用这个原理的机器无疑是液压泵，随后就是通风机和鼓风机。

柴郡（1945）记载，离心压缩机是组成惠特尔涡轮喷气发动机的一部分。

根据记录，以涡轮喷气发动机为动力的飞机第一次成功试飞是在1937年8月27日，于德国瓦尔内明德的Marienebe机场（燃气轮机新闻1989）。

有奥斯·冯·奥安设计的发动机，包含了一台轴流式压缩机。

装有离心压缩机的惠特尔涡轮喷气发动机，收益用于飞行是在1941年5月15日，于英国克伦威尔（seeHawthorne1978）。

离心式压缩机的发展一直持续到20世纪50年代中期，但在此之前的很长一段时间，对它的了解已经很全面了。

坎贝尔与塔尔伯特在1945年和莫特尔与皮尔逊1951年指出，飞机推进动力所需越来越大的发动机，轴流压缩机是最好的选择。

使用轴流压缩机作为引擎，不仅迎风面（阻力）更小，并且在相同的工作条件下，其效率会高3%或4%。

然而，在非常低的空气流动速率下，轴流式压缩机的效率急剧下降，叶片小，与离心式压缩机之间难以明确绝对的优势。

在20世纪60年代中期，需要以小型燃气轮机发动机为动力的军用直升飞机，这为采用离心式压缩机的进一步快速发展提供了必要的推动。

在离心式压缩机应用这广泛领域的技术进步为设计提供了一种激励，例如应用小型燃气涡轮发动机在越野车和商用直升机以及柴油发动机涡轮增压器，化工厂工艺，工厂车间的空气供应和大型空调厂等。

赫斯（1985）描述了，离心压缩机作为制冷设备是合理的选择和压缩式热泵在区域供热计划中的使用。

这些容量范围从低于1兆瓦至近30兆瓦的压缩机是优先选择的，因为他们具有良好的经济性，低维护性和绝对的可靠性。

迪安（1973）引述，压力比为4和6之间的单级离心压缩机的总静态效率为80%至84%。

在单级压缩机中，高压力比相对与低压力比会更加优良，但是在降低工作效率和有限气流范围（即波动）的条件下。

比如，肖尔等人（1971）在只有10%设计速度的气流范围下，设计和测试了一台压力比为10和72%效率的单级离心压缩机。

卡恩（1978）描述了了一个有着30度后弯叶片，压力比为6.5的离心压缩机的设计和测试过程，其叶轮的等熵总对总效率超过85%。

整体总效率为76.8%，喘振裕度为15%，压力比为6.8的离心压缩机被人意识到了。

与较早没有后弯叶片的设计，使用后弯叶片设计和避免高叶片负荷都成为了显著提升性能的重要因素。

帕尔默和沃特曼（1995）给出了关于使用在直升机上先进的两级离心压缩机的细节，其压力比为14，质量流动速率为3.3公斤每秒，整体总效率为80%。

处于低气动载荷，并使用后弯叶片（约47度）的这两个阶段，是通过采用数量相对较多的叶片（19全叶片和19分流叶片）的方法来实现的。

威金斯（1986）描述，一个有趣并且新颖的压缩机是“axi-fuge”，其采用混流设计，并具有高效率的潜力。

在测试中，在等熵效率（未定义）为84%时，它的压力比为6.5。

从本质上讲，该机器有典型的短离心压缩机环，但实际上包含着类似于轴流压缩机的六阶段转子和定子。

“axi-fuge”被称为，具有轴流压缩机的效率和压力比，但保留了离心压缩机的结构紧凑和简单。

一些定义

在使用径流类型和不同风扇的涡轮机所产生的大多数压力上升，相当于水泵的水从几毫米至几百米所产生的效果。

术语中，“泵”指的是增加流动液体的压力的机械。

“风机”是增加流动气体较小的压力的机械。

通常的压力上升情况，气体可以被认为是不可压缩的。

“压缩机”则是大幅度增加流动气体的压力。

就风机和压缩机之间的定义界限而言，通常是整个机器的密度比为1.05。

有时候，但是很少情况，会使用术语“鼓风机”来替代“风机”。

一台离心压缩机或泵主要组成部分为一个装有扩压器的旋转叶轮。

图7.1展示了离心压缩机的各组成部分。

流体被吸入并通过壳体的入口进入叶轮入口。

叶轮的作用是通过向外旋转增加能量，从而增加流体的角动量。

叶轮的静态压力和速度都在增加。

扩压器的作用是将离开叶轮的流体的动能转化为压能。

这个过程可以通过叶轮周围环形空间的自由扩散完成，或者如图7.1所示，通过一排固定叶片使得扩散变得非常小。

排气扩压器是卷涡形或是卷旋形的，其功能是手机来自扩压器的流体并提供出口。

通常情况下，在低转速压缩机和泵的超效率的简单而且低成本的计算中，蜗壳是紧随叶轮之后的。

图7.1离心压缩机叶轮入口和出口的速度图

图7.2径向泵的流量和速度三角形

轮毂是叶轮的a-b旋转曲面；导流罩形成了流体流动的外边界c-d曲面。

叶轮可以被附有叶片端部的导流罩包围（称为闭式叶轮），或者是处于叶片端部和固定壁之间一个未封闭的小间隙。

无论叶轮表面是否被包围，c-d一般都被称为导流罩。

被包围的叶轮具有消除了叶顶间隙泄漏损失的优点，但同时增加了摩擦损失。

NACA试验已经证明，笼罩一个叶轮，可能在高速中是有害的，在低速下是有益的。

在叶轮入口处，流体有一个相对速度ω1，对于旋转轴有个β1的角度。

这种相对的流动变为轴向方向，是由有时会被称为为旋转导叶的导流部分造成的。

导流起始于叶轮入口，通常在流体流动变为径向方向的区域结束。

一些设计先进的压缩机，其导流部分延伸到相对扩散明显减少的径向流动区。

为了简化生产和降低成本，很多风机和泵被限制在一个如图7.2所示的二维径向截面。

这种布置，可以预料到会有一些效率损失。

为了最实用的目的，本章中得到的关系一般为三维压缩机结构方面。

离心式压缩机的理论分析

通过压缩机的气流运动是高度复杂的，三维运动和全面分析存在着很多高难度的问题。

不过，我们可以通过简化的流程模型，很容易地得到近似的解决方案。

我们采用的是所谓的一维法，假定通过一定流量的横截面的流体是均匀。

为了方便，截取叶轮前后或者机器的出入口部分作为断面。

给进入叶轮的流体提供预旋的叶片处，一维的处理是不再有效，然后需要更为深入的分析。

吸入室

在图7.3中，流体从速度c0加速至c1,静态压力从p0下降至p1。

由于稳定时滞止焓是固定的，绝热流动是无轴工作的，则h00=h01或者

h0+

c20=h1+

c21

一些适用于这个过程的效率的定义在第二章中叙述。

图7.3离心压缩机的焓-熵图

叶轮

一般的三维运动有三个速度分量cγ，cθ和cχ分别在径向，切向和轴向方向并且c2=c2γ+c2θ+c2χ。

因此，根据公式（2.12e），滞止焓

I=h+

（c2γ+c2θ+c2χ-2Ucθ）

加减

U2变成

I=h+

{（U-cγ）2+c2θ+c2χ-U2}（7.1）

如图7.1所示,根据速度三角形得，U-cθ=ωθ并且ω2=c2γ+ω2θ+c2χ，公式（7.1）变为

I=h+

（ω2-U2）

或者

I=h0rel-

U2

因为

h0rel=h+

ω2

因为在叶轮中，I1=I2,所以

h2-h1=

（U22-U21）+

（ω21-ω22）（7.2）

上述表达式成立的条件是离心压缩机的静态焓的提升相比于单级轴向压缩机的要大得多。

在式子的右边，第二项

（ω21-ω22）是由相对速度的扩散和轴向压缩机中得来的。

第一项

（U22-U21），是因为在叶轮前后流线保持相同的半径，离心力的作用为零。

根据公式（7.2），图7.3中的状态点1和2之间的关系可以很容易地得到。

参照图7.1和特定的入口速度图，流体的绝对运动没有旋转或角动量，并且cθ1=0。

在离心式压缩机和泵中，流体自由地轴向流入，是一种正常情况。

对于流体这样特定的流动，根据公式（2.12c），写为

ΔW=U2cθ2=h02-h01（7.3a）

在压缩机的情况下，有

ΔW=U2cθ2=gHｉ（7.3b）

在泵的情况下，Hｉ（即理想水头）为忽略内部损耗时泵的上升总水头。

在高压力比压缩机中，有必要使进入叶轮的流体预旋，作为一种降低高相对入口速度的一种方法。

高速在叶轮入口的影响是普遍的，比如压缩机的马赫数影响和泵的气蚀空化影响。

就爱努力预旋方法通常需要在叶轮的上游侧安装一排进口导叶，位置取决于入口的类型。

如果有相反的说明，则为本章没有预旋的部分。

滞止焓的守恒

多年以来，稳定分析和旋转系统的相对流动中的一个基本定理就是，流体的滞止焓性能不变。

流体流经叶轮和转子时，其滞止焓不变的情况早已被一些研究人员密切关注。

莱曼（1993）回顾物理方程，涡轮机中流体稳定的滞止焓，发现在稳定，粘性流动，无热传递或者体积力的情况下，滞止焓会增长。

他用数学证明，滞止焓的增长是由于流体和压缩机的固定罩产生的摩擦作用。

他用简单术语进行分析，推断出：

h02-h01=（Ucθ）2-（Ucθ）1+Wf/m（7.4）

Wf=m（I2-I1）=∫n·τ·WdA是由于流体于固定罩的摩擦而产生的功率损失，n单位法向矢量，W是相对速度矢量，dA是表面积的一个微元。

莱曼并没有给出任何数值，以支持他的分析。

在莱曼的论文讨论中，摩尔透露，离心式压缩机的早期粘性流量运算。

离心压缩机的功率损耗，表现出滞止焓生产总量达到总工作输入的1.2%。

由于剪切力在叶轮罩中做功量和在叶轮中的轮盘摩擦损失为同一数量级。

在初步设计计算中，轮盘摩擦损失往往被忽略。

后来，通过博斯曼和Jaday（1996）对数量级的详细调查表明,通过离心压缩机叶轮的滞止焓变化在典型工作条件下可以忽略不计。

他们还认为不可能准确地计算滞止焓的变化，由于不精确的湍流模型和截断误差的影响将远远超过不守恒的滞止焓。

扩压器

如图7.3所示，流体在绝热情况下速度从c2降到c3，静态压力从p2上升到p3。

因为蜗壳和排气扩压器影响到进一步的降速，因此很方便地将点2到点3状态变化归类。

在无轴工作时的绝热流动情况下，滞止焓是稳定的，h02=h03或者h2+

c22=h3+

c23。

图7.3中的2至3过程被绘制成是不可逆的，在过程中滞点压力p02-p03有损失。

入口速度的限制

入口是离心泵和压缩机在设计阶段需要认真考虑的一个重要的关键区域。

如果在泵的入口处，流体的相对速度过大，可能会导致空化产生，从而造成叶片被侵蚀甚至性能降低。

在压缩机中，过大的相对速度可能会师叶轮中的总压力损失增加。

在高速离心压缩机中，过大的入口相对速度使得马赫数的影响变得很重要。

通过确定合适的入口处相对速度，或者一些想过参数，可以最直接地得到最佳入口流体条件。

作为一个例子，下面的分析展示了

一个以不可压缩理论为基础的低速压缩机的简单优化程序。

根据图7.1中所示的入口的几何形状，入口绝对速度被假定为均匀的和轴向。

入口的相对速度是ω1=（c2χ1+U2）1/2，显然最大导流顶端半径为rs1。

流量为

Q=cχ1A1=π（r2s1-r2h1）（ω2s1-Ω2r2s1）1/2（7.5）

对于Q和rh1，值得注意的是：

（1）根据连续性，如果rs1较大，则轴向速度较低而叶片速度较大。

（2）如果rs1和叶片速度都较小，轴向速度则会较大。

这两种极端情况都会产生较大的相对速度，当相对速度最小时存在最佳半径rs1。

最大流量为零时，与遵从于rs1（ωs1保持恒定）的公式（7.5）不同。

1/π·

=0=2rs1（ω2s1-Ω2r2s1）1/2-（r2s1-r2h1）Ω2rs1/（ω2s1-Ω2r2s1）1/2

简化后，

2（ω2s1-Ω2r2s1）=（r2s1-r2h1）Ω2，

2c2x1=kU2s1

有k=1-（rh1/rs1）2和Us1=Ωrs1。

因此，入口速度最佳系数是

=cx1/Us1=cot

s1=（k/2）1/2（7.6）

方程（7.6）指出，根据轮毂与尖端半径之比的速度三角形的最优条件。

对于这个比值的常取值（0.3

rh1/rs1

0.6），导流顶端最佳相对气流角

s1处于50度至60度之间。

泵入口的优化设计

在第一章中讨论的，当局部静态压力降低至与蒸汽压强pv大致相等时，液体的空化开始发生。

在一下对泵的分析中，在此假定泵的流动几何形状为图7.1中所示。

叶轮前侧的静压力p1=p01-

pc2x1,其中p01是滞压力，cx1是轴向速度。

第二部分：

外文原文