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嘉兴学院毕业设计外文翻译

原文题目：

ExitFlowMeasurementsofaCentrifugalPumpImpeller

译文题目：

离心泵叶轮出口流量测量

学院名称：

机电工程学院　专业班级：

机械092　学生姓名：

胡爱立

离心泵叶轮出口流量测量

Soon-SamHong,Shin-HyoungKang*

SchoolofMechanicalandAerospaceEngineering,SeoulNationalUniversity,Seoul151-742,Korea

ABSTRACT：

Dischargeflowsfromacentrifugalpumpimpellerwithaspecificspeedof150[rpm,ma/min,m]wereexperimentallyinvestigated.Alargeaxisymmetriccollectorinsteadofavolutecasingwasinstalledtoobtaincircumferentiallyuniformflow,i.e.withoutinteractionoftheimpellerandthevolute.Theunsteadyflowwasmeasuredattheimpellerexitandvanelessdiffuserusingahotfilmprobeandapressuretransducer.Theflowatimpellerexitshowedpronouncedjet-wakeflowpatterns.Thewake,whichwasonthesuction/hubsideathighflowrate,becameenlargedpitchwiselyonboththehubandtheshroudsideastheflowratedecreases.Thepitchwisenon-uniformityoftheflowrapidlydecreasedalongthedownstreamandthenon-uniformityalmostdisappearedatradiusratioof1.18formediumflowrate.Themeanvanelessdiffuserflowwasreasonablypredictedusingaonedimensionalanalysiswhenanempiricalconstantwasusedtospecifytheskinfrictioncoefficient.ThedatacanbeusedforacentrifugalpumpimpellerdesignandvalidationofCFDcodesandflowmodeling.

摘要：

对特定转速为150[rpm,m^3/min,m]的离心泵的流量进行了实验研究。

为了获得周向均匀的流动，安装了一个大的轴对称收集器来代替蜗壳。

用热膜探头和压力传感器在叶轮出口与无叶扩压器处测量非定常流动。

在叶轮出口处表现出明显的喷气尾流模式。

在吸入轮毂的高流量侧，轮毂与护罩的间距会随着流量的减少而有明显的放大。

节距方向的非均匀性流动沿着下游迅速的降低，在半径比为1.18时，介质流率的非均匀性几乎消失。

当一个经验常数，用于指定表面摩擦系数时，无叶扩压器的流量可以用一维分析合理地预测。

这些数据可以用于离心泵叶轮的设计，以及验证的CFD代码和流动造型。

KEYWORDS:

CentrifugalPump,ImpellerDischargeFlow,Jet-Wake,VanelessDiffuser,HotFilmProbe

关键词：

离心泵，叶轮下泄流量，射流—尾迹，无叶扩压器，热膜探头

术语

b：

通道宽度

：

切线方向的相对气流角

C：

绝对速度

：

流量系数

Cslip：

滑移速度

：

运动粘度

PS：

压力侧

：

密度

Q：

流量

：

滑移系数1-Csilp/U2

r：

半径

：

总压力系数

U22

Re：

雷诺数

s：

静态压力系数

U22

S：

吸入侧对压力侧的协调下标

SHR：

轮缘2：

叶轮出口

SS：

侧吸m：

径向分量

U：

叶轮的圆周速度t：

切向分量

W：

相对速度

z：

轮缘－轮毂方向坐标

：

切线方向的绝对流动角

1引言

离心式叶轮通常伴随着下游扩散器或蜗壳。

对于一个良好性能的泵，匹配叶轮排出流的下行流组件是很重要的。

排放流的稳定性和三维高度取决于组件之间的交互。

即使没有相互作用，仍然需要调查叶轮的排出流，测量的数据将被用于验证各种CFD代码和流程建模。

许多研究一直关注着离心式压缩机。

Eckardt（1975）测量的喷射唤醒从叶轮排出流。

Johnson和Moore（1983）测量的叶轮中的流动，并且显示唤醒的大小如何随着流速的增加而下降。

Inoue和Cumpsty（1984）测量了无叶片和带叶片扩散器的详细流程。

Pinarbasi和Johnson（1994）测量了一个无叶扩压器在非设计流量条件下的三维速度场。

Choi（1994a,1994b）执行空气动力学和声学测量在离心式水泵上，使用空气作为工作流体并将此联系到叶轮噪声的产生。

对于离心泵，Murakami等人（1980）测得离心泵叶轮的流量模式是使用旋转偏转探头和油面流量法。

Hamkins和Flack用激光测速仪测定叶轮和蜗壳的内在速度，并表明开始叶轮的流滑比闭式叶轮高出30%。

Asakura等人（1999）测量了放电流在空气条件下，当发生汽蚀时，流滑和水力损失增加。

大多数泵的工程是从非轴对称的蜗壳得到的，所以排出流可能不是均匀的沿涡卷圆周。

本研究的目的是研究出流量，并观察叶轮和它的下行流组件在没有相互作用时的数据。

安装了一个轴对称的搜集室来代替螺旋式，所以流量是沿周向均匀的，除了叶片间的不稳定。

在叶轮出口和无叶扩压器处的不稳定的速度测量是通过使用一个热膜探头和压力传感器来实现的。

2实验设备和仪器仪表

2.1试验台和叶轮

试验台上的概要如图1所示。

叶轮在一个封闭的环境中被一个变速马达所驱动。

它的流速是通过节流阀和流速喷嘴控制的。

测试部分是由一个叶轮,一个无叶扩压器,和一个收集器组成的。

笼罩的离心式叶轮如图2所示，前端直径为260毫米，有6个切线方向为25度的叶片。

叶轮具有低的转速，150[rpm，m3/min，m]。

本实验转速被逆变器控制，并固定在300rpm。

叶扩压器拥有14.9毫米厚的平行壁，还有直径为330毫米的电源插座。

扩散器之后是一个搜集器，它的横截面为300毫米乘以300毫米。

在叶轮排出处的轴对称设计是为了提供周向均匀的水流条件。

图3所示为离心泵叶轮内部的剖面图，同时也是测量的部位。

速度和压力的量在叶轮的三个径向位置（r/r2=1.02，1.10，1.18）的下游。

速度测量在8点从集线器到护罩（z=1，2，4，6，8，10，12，和14毫米）。

图1试验台示意图

图2叶轮几何图

图3叶轮和扩散器横截面位置的测量

=1.02,1.10和1.18

2.2仪器仪表

一个单一的热膜探针的I型（Dantec55R11纤维膜探针），用于测量瞬时的速度和流动方向。

两个速度组件在径向和圆周方向上的量也被测量，因为轴向分量被认为非常的小。

测量是在两个探头60度左右的部分。

此方法类似于使用单一的热丝探针法，由Inoue和Cumpsty（在1984年用的）。

一个压力传感器（KuliteXTM-190）安装于护罩侧扩散壁上，用于测量壁面静压。

总压力是由静态压力和速度计算的。

A-D转换器的采样速度为3千赫兹，这样100个数据会被接收在叶片桨距的300rmp范围内。

由于排出流是高度湍流，所以使用锁相环的采样和合奏平均技术。

轴每旋转一周就从光传感器长生一个脉冲，并用一个触发信号来综合平均值。

从热膜探头或压力换能器的非稳态信号一起获取的触发信号，然后由合奏平均技术进行数据还原。

3结果与讨论

3.1瞬时流场

如图4所示，叶轮出口的静压流速，泵的叶轮和蜗壳的原始显示出最佳的效率在

。

流体分别在

.的情况下测量流速。

把集成在叶轮出口处的径向速度的平均值与流量计获得的值进行比较。

在设计和高流速的两个测量值彼此一致时，误差小于4％。

然而，在低流量条件下的集成的流量比流量计读数高15％。

由于在低流率的绝对流动角是从切线方向约5度，0.5度的角度偏移，可以使集成的流量差10％。

图4泵的性能测量图

图5示出了在

时，叶轮出口的中间通路宽度的流率平均速度分量。

典型的喷气尾流模式可以在图中观察的到，其中示出的速度分量超过两个叶片节距，压力侧上的径向速度高于吸入侧。

相对速度也较压力侧高，虽然切向速度与压力速度的趋势相反。

径向速度的小值相对于切向速度有一个小流量角。

图5平均流速的变化

尾流的范围和位置受流量和叶轮的几何形状的影响。

为了观察公约轮廓径向速度在三个流速射流尾流图案，如图中6示出。

叶片间距到叶轮出口宽度的实际比率为9.1，虽然在图6的物理规模被修改，使得展向的规模是约5倍的节距。

图中显示的是一个叶片变桨的速度分布，阴影部分显示的是速度水平小于平均值的低径向速度尾流区。

尾流区位于接近油脂/轮毂侧

，当流率减小到

，唤醒护罩侧，以及轮毂侧。

进一步的减少流量到

，会造成护罩侧上的尾迹进一步被放大。

Eckardt（1976）,Johnson和Moore（1983）,和InoueandCumpsty（1984）也表明面积和位置的变化会改变流速。

图6在三种流动速率下的径向速度（

）等值线图；

图7显示了在

时，三个半径的平均流量，在节距方向测量每100个数据，显示20个数据。

随着半径的增加，节距非单向畸形的流量变小是由于喷气机和尾迹的混合。

在r/2=1.18时，射流和尾迹的混合快速的径向非均匀性几乎消失。

径向空间速度的中期宽度（z/b2=0.54）在图8中显示。

可以清楚地观察到径向变化的节距方向的非均匀性。

图7在三种半径下的整体流量分布；

图8切向速度与半径的变化

3.2平均流场

统计平均流量的节距，再次看到了侧向流量的变化。

图9示出了在三个流速测量的平均流量。

在

时径向速度呈现出近乎线性的展向分布，变成了对称的界线层型在

。

当

时，逆向流动可以在护罩和轮毂上观察到。

护罩侧上的径向流速的变化比轮毂侧上的大。

随着流量的减少，切向速度在整体上会呈现增加的趋势。

绝对流动角随流率变化，与径向速度有非常相似的图案。

图9在三种流动速率下轮缘－轮毂方向的平均（a）速度和（b）绝对流动角的变化；

这里应当指出的是排放流是沿周向均匀的，因为叶轮是跟随一个轴对称的集电极。

平均结果可提供数据用于叶轮，扩压器和蜗壳的设计和性能预测。

为了查看流量变化的一般视图，侧翼流量再次变为平均流量，如图10所示。

随着流量减少的切向速度的增加，绝对和相对气流角的流量减少。

相对流动角高于绝对流动角，两个角度之间的差异随着流量减少而变化。

滑移系数示出一个几乎恒定的测量流速的值为0.7。

Wiesner（1967）和Noorbakhsh（1973）的叶轮滑移系数的预测值分别是0.82和0.75.前者经常被发现用于叶轮压缩机，后者是基于几个泵叶轮的测试结果。

两者的相关性功能与叶片数和出口的叶片角度有关，而与具体的速度无关。

本测试叶轮的特定速是低于Noorbakhsh（1973），即出口宽度的半径（b2/r2）比叶轮小三倍。

这可能是目前的测试叶轮的滑移系数比Noorbakhsh（1973）的经验关系式低的原因。

图10变化的平均值（a）切向速度（b）流动角及（c）滑移系数：

图11示出了半径平均流量的变化，当流速

。

径向速度与半径的逐渐变化。

切向速度的值随半径而增加，是由于角动量守恒和壁皮肤摩擦。

绝对流量角度保持几乎恒定在约7.5度，但一般中期通路壁和侧壁之间的角度差随半径的增加而增加。

这归因于一个事实，即靠近墙壁的流动角半径减小是由于壁皮肤摩擦。

图11轮缘－轮毂方向的（a）速度及（b）绝对流动角在三种半径下的变化；

翼展方向的平均流沿无叶片扩散器之间所测得的数据和一维无叶片扩散器性能模型进行比较，Stanitz（1952）。

在附录中的模型方程可以直接求解叶轮出口和无叶片扩散器空间的外半径的数值。

但是，重要的是要指定一个适当的值的皮肤摩擦系数，以获得合理的预测。

Japikse（1982）使用了以下形式的皮肤摩擦系数：

（1）

其中Re为雷诺数定义为

。

Japikse等（1997）指出的经验值的k=0.01是用于审查工业上经常使用的不同的无叶扩压器，但是，应用程序已经存在的值的一半这个水平，或将近两倍，这个水平是必要的。

本试验的预测的多种k的结果如图12所示。

在叶轮出口开始计算，给出的初始值，并继续通过无叶扩压器。

根据研究结果，k=0.01是合理的。

流叶轮出口急剧变化密切，这似乎是为什么预测与显示稍有不同的原因，在

时。

图12计算的（a）切向速度（b）静态压力和（c）总压力系数分布在无叶扩压器的分布；

4总结

离心式泵叶轮的出口处测得的瞬时速度表明位置和区域的改变受流速的影响。

随着地区位于吸/管尺寸为高流量,然而无论是在护罩和轮毂侧低，设计流量。

节距方向的非均匀性的流量减小是由于喷墨和尾迹在下游的混合，并且非均匀性几乎消失在r/r2=1.18,

。

径向速度和滑移系数在护罩侧的流量变化大于在轮毂侧的变化。

翼展方向平均切向速度与流率有关，它是减少绝对和相对流动角与流速关系的结果。

滑移系数示出测量流率0.7为恒定值，随着测量半径的增加，径向和切向速度下降，绝对流动角恒定在7.5度。

致谢

这项研究得到了韩国首尔国立大学机械和航空航天工程BK21计划的支持。

参考文献

[1]Asakura,E.,Hasegawa,Y.,Kikuyama,K.andNomura,R.,1999,"StudyonExitFlowofaCentrifugalPumpImpellerinCavitatingCondition,"Proceedingsofthe3rdASME/JSMEJointFluidsEngineeringConference,FEDSM99-7211.

[2]Choi,J.S.,1994a,"DischargeFlowMeasurementsofaCentrifugalTurbomachinery,"KSMEInternationalJournal,Vol.8,pp.152--160.Choi,J.S.,1994b,"AerodynamicNoiseGene-rationinCentrifugalTurbomachinery,"KSMEInternationalJournal,Vol.8,pp.161~174.

[3]Eckardt,D.,1975,"InstantaneousMeasurementsintheJet-WakeDischargeFlowofaCentrifugalCompressorImpeller,"ASMEJournalofEngineeringforPower,pp.337~346.

[4]Eckardt,D.,1976,"DetailedFlowInvestigationswithinaHighSpeedCentrifugalCompressorImpeller,"ASMEJournalofFluidsEngineering,pp.390~402.

[5]Hamkins,C.P.andFlack,R.D.,1987,"LaserVelocimeterMeasurementsinShroudedandUnshroudedRadialFlowPumpImpellers,"ASMEJournalofTurbomachinery,Vol.109,pp.70~76.

[6]Inoue,M.andCumpsty,N.A.,1984,"ExperimentalStudyofCentrifugalImpellerDischargeFlowinVanelessandVanedDiffusers,"ASMEJournalofEngineeringforGasTurbineandPower,Vol.106,pp.455~467.

[7]Japikse,D.,1982,"AdvancedDiffuserLevelsinTurbochargerCompressorsandComponentMatching,"TurbochargingandTurbochargers,IMechE,C45/82,pp.143~155.

[8]Japikse,D.,Marscher,W.D.andFurst,R.B.,1997,CentrifugalPumpDesignandPerformance,ConceptsETI,Inc.,pp.3-10~3-11.

[9]Johnson,M.W.andMoore,J.,1983,"TheInfluenceofFlowRateontheWakeinaCentrifugalImpeller,"ASMEJournalofEngineeringforPower,Vol.105,pp.33~39.

[10]Murakami,M.,Kikuyama,K.andAsakura,E.,1980,"VelocityandPressureDistributionsintheImpellerPassagesofCentrifugalPumps,"ASMEJournalofFluidsEngineering,Vol.102,pp.420~426.

[11]Noorbakhsh,A.,1973,"TheoreticalandRealSlipFactorinCentrifugalPumps,"vonKarmanInstituteforFluidDynamics,TechnicalNote93.Pinarbasi,A.andJohnson,M.W.,1994,"OffDesignFlowMeasurementsinaCentrifugalCom-pressorVanelessDiffuser,"ASMEPaper94-GT-42.

[12]Stanitz,J.D.,1952,"One-DimensionalCompressibleFlowinVanelessDiffusersofRadialandMixed-FlowCentrifugalCompressors,IncludingEffectsofFriction,HeatTransferandAreaChange,"NACATechnicalNote2610.

[13]Wiesner,F.J.,1967,"AReviewofSlipFactorsforCentrifugalImpellers,"ASMEJournalofEngineeringforPower,Vol.89,pp.558~572.

附录

施塔尼茨（1952）开发了一种分析一维，可压缩流与摩擦，传热和面积变化的方法，在无叶片扩散器与任意轴向-径向平面。

当该方法呈现在径向平面平行壁无导叶扩压器的一维的、带摩擦的不可压缩流上时，将得到下面的方程式：

（2）

（3）

（4）

式

（2）〜（4）分别代表径向平衡，切向平衡和连续性。