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1、 1 前 言 透平膨胀机则是实现接近绝热等熵膨胀过程的一种有效机械.目前,从空 调设备、低温环境模拟到空气与多组分气体的液化分离以及极低温氢、氦的 液化制冷,都有透平膨胀机的实际应用.在能源的综合利用方面,透平膨胀机 作为回收能量的机械也得到了广泛的应用. 对于应用天燃气作为燃料的国家,利用液化天燃气的冷量是很重要的, 可以利用冷热进行发电.按利用的方法有直接膨胀、直接膨胀加郎肯循环以 及混合工质等三种.不管是那一种方法,都采用透平膨胀机回收功率.可见发 展前景还是十分可观。相信通过广大的科研工作人员的努力，透平膨胀机将 会获得前所未有成就及更广的应用。 本毕业设计题目是 10000 m3/h
2、 增压透平膨胀机设计。 限于时间和水平，本设计难免存在一些缺点和错误，敬请导师、专家 批评、指正、以便修改。 2 摘 要 透平膨胀机是通过将来自上游的高压气流膨胀机为低压气流，连续不 断的转化为机械能。高速气流使叶轮旋转，再通过由轴承支撑的转轴将机械 能传递给压缩机、发电机，也可用油制动、风机制动消耗。 关键词: 透平膨胀机 轴承 转轴 压缩机 油制动 Abstract Turboexpander is a machine,which continuously converts kinetic energy into mechanical energy.This is done expendi
3、ng the high pressure gas from upstream to a lower pressure downstream through the expander.The high pressure gas causes the radial expander to rotate .Rotation is transmitted to the shaft,which is supported by a set of bearings.The power transmitted to the shaft can be used to drive a compressor,dri
4、ve an electrical generator or can be dissipated through an oil brake or air brake. Key words: Turboexpander Bearings shaft compressor brake oil 3 目 录 第一章 绪 论 6 1.1 透平膨胀机的应用 6 1.2 透平膨胀机的分类 6 1.3 国内外透平膨胀机的发展概况 7 第二章 增压透平膨胀机的设计 11 2.1 设计参数 11 2.2 透平膨胀机的热力计算 11 2.2.1 已知条件 11 2.2.2 估取及选用值 11 2.2.2.1 估 取
5、11 2.2.2.2 选 定 12 2.2.2.3 选 取 12 2.2.2.4 估取扩压比 15 2.2.3 焓降计算 15 2.2.3.1 喷嘴计算 16 2.2.3.2 工作轮计算 20 2.2.3.3 扩压器的计算 27 2.2.3.4 工作轮型线的计算 28 2.2.4 工作轮内部损失 32 4 2.2.4.1 工作轮轮背摩擦损失 32 2.2.4.2 工作轮内泄漏损失 35 2.3 增压机计算 36 2.3.1 设计参数 36 2.4 主轴的设计 41 第三章 轴的强度计算及转子的临界转速 43 3.1 轴的强度计算 43 3.1.1 轴向力的计算 43 3.1.2 轴的弯矩计算
6、43 3.1.3 法向应力 45 3.1.4 切向力的计算 46 3.2 键的校核 47 3.3 转子的临界转速 48 第四章 漏气损失 52 第五章 增压透平膨胀机典型结构 54 5.1 透平膨胀机 54 5.1.1 蜗壳 54 5.1.2 转子 54 5.1.3 主轴 55 5.1.4 轴承 55 5.1.5 轴密封 55 5.2 离心增压机 55 5 5.2.1 压机轮 55 5.2.2 扩压器 56 5.3 供油系统 56 5.4 紧急切断阀 54 5.5 增压机回流阀 55 5.6 增压机后冷却器 55 第五章 计算机编程 58 6.1 源程序说明 58 6.1 C 语言程序 58
7、6.2 运行结果及分析 65 总 结 69 参考文献 70 文献翻译 71 致 谢 75 6 第一章 绪 论 1.1 透平膨胀机的应用 总所周知，绝热等熵膨胀是获得低温的重要效应之一,也是对外做功的 一个重要热力过程,而透平膨胀机则是实现接近绝热等熵膨胀过程的一种有 效机械.目前,从空调设备、低温环境模拟到空气与多组分气体的液化分离以 及极低温氢、氦的液化制冷,都有透平膨胀机的实际应用. 在能源的综合利用方面,透平膨胀机作为回收能量的机械也得到了广泛 的应用.例如高炉气透平膨胀机、石油催化裂解再生气透平膨胀机、化工尾 气透平膨胀机、烟气透平膨胀机、天燃气透平膨胀机、液化天燃气透平膨胀 机、液化
8、天燃气冷热发电透平膨胀机、排热回收利用的郎肯循环透平膨胀机 等. 对于应用天燃气作为燃料的国家,利用液化天燃气的冷量是很重要的,可 以利用冷热进行发电.按利用的方法有直接膨胀、直接膨胀加郎肯循环以及 混合工质等三种.不管是那一种方法,都采用透平膨胀机回收功率. 1.2 透平膨胀机的分类 透平膨胀机是利用工质流动时速度的变化进行能量转换的,因此也称为 速度型膨胀机.工质在透平膨胀机的流通部分中膨胀获得动能,并由工作轴输 出外功,因而降低了膨胀机出口工质的内能和温度.工质在工作轮中膨胀的程 度称为反动度.具有一定反动度的透平膨胀机就称为透平膨胀机.如果反动度 很小以至接近于零,则工作轮基本上由喷嘴
9、出口的气流推动而对外作功,因此 称为冲动式透平膨胀机. 此外,根据工质在工作轮中的流动的方向可以有径流式、径-轴流式和轴 流式之分.按照工质从外围向中心或中心向外围的流动方向,径流式和径-轴 流式又有向心式和离心式的区别.事实上,由于离心式工作轮的流动损失大, 因此只有向心式才有价值. 如果工作轮叶片的两侧具有轮背和轮盖,则称为闭式工作轮,轮盖没有 7 只有轮背的称为开式工作轮,轮盖和轮背都没有的,或轮背只有中心部分而外 缘被切除的,则称为开式工作轮.只有在应力很大的场合才采用开式工作轮, 利用外缘的切除来降低离心力.低温装置中开式工作轮的应用并不普遍. 根据一台膨胀机中包含的级数多少又可以分
10、为单级透平膨胀机和多级 透平膨胀机.为了简化结构、减少流动损失,径流透平膨胀机一般都采用单级 或由几台单级组成的多级膨胀. 按照工质的膨胀过程所处的状态,又有气相膨胀机和两相膨胀机之分. 而两相膨胀机又有气液两相、全液两相及超临界状态膨胀的区别. 目前,在低温技术中应用最为广泛的是带有半开式工作轮的单级向心径 -轴反动式透平膨胀机.它的级比焓降大,允许转速高,结构简单,热效率较高. 它有膨胀机通流部分、制动器及机体三部分所组成.膨胀机通流部分是获得 低温的主要部件.工质从管道进入膨胀机的蜗壳,把气流均匀地分配给喷嘴. 气流在喷嘴中的第一次膨胀,把一部分比焓降转换成气流的动能,因而推动工 作轮输
11、出外功.同时,剩下的一部分比焓降也因气流在工作轮中继续膨胀而转 换成外功输出.膨胀后的低温工质经过扩压室排出到低温管道中.在这台透平 膨胀机中采用压缩机作为制动器.制动空气通过压缩机端盖上的进口管吸入, 经压缩机轮压缩后,在经无叶扩压器及压缩机蜗壳扩压,最后排入出口管道中.在 压缩机端盖中还设有电感式的测速器,用以测量透平膨胀机的转速.机体在这 里起着传递、支撑和隔热的作用.通过主轴把膨胀机工作轮的功率传递给右 端的压缩机,主轴支撑在机体中的轴承座上.为了防止不同温区的热量传递和 冷气体的泄漏,机体中还设有中间体和密封设备.由膨胀机工作轮、压缩机轮 和主轴等旋转零件组成的部件成为转子.在这里膨
12、胀机工作轮和压缩机轮是 悬挂在主轴两端的,称为双悬臂式转子.在采用压缩机制动的透平膨胀机中, 几乎毫无例外地采用这种型式的转子. 1.3 国内外透平膨胀机的发展概况 采用透平膨胀机作为获得低温的膨胀机的想法早在 1898 年就由英国人 Lord Reyleigh 提出,以后又有不少人提出了具体的设想.但是始终未能取 8 得成功.直到 1930 年德国的林德工厂才成功地把一台单级轴流冲动式透平膨 胀机用于气体的液化装置中.1936 年以后,意大利人 Guide Zerkowite 提出 的向心径流式透平得到了成功的应用.这种型式的透平膨胀机一直沿用到 50 年代的产品上。它采用了悬臂式转子，具有
13、冲动式短叶片的向心径流式工作 轮。改进后的这种透平膨胀机的等熵效率可达 65%70%,制冷量采用开启喷 嘴组的部分进气方法调节. 在透平膨胀机的发展中有较大影响的应力为 1939 年苏联.Kannua 院士提出的反动式向心径流透平.它的通流部分与前一种相比,它的根本特点 在于:在工作轮的通流部分中也完成了一部分比焓降,因而表现在结构上具有 较大的进、出口轮径比.由于采用了这种结构型式,使透瓶膨胀机的等熵效率 首次达到 80%,成为现代透平膨胀机发展的基础.到 1942 年美国 J.S.Swearingen 博士描述的改进后的向心径流反动式透平膨胀机就成了现 代透平膨胀机的基础模式,它的等熵效率
14、超过了 80%,有的可能达到 90%.这种 膨胀机的通流部分特点是结构简单,流动损失较小. 以后的改进是局部性的.例如在密封设备中增设了一股常温的密封气, 以减少冷气体的外泄漏;采用径-轴流式工作轮和闭式工作轮,以降低通流部 分的流动损失;采用转动喷嘴叶片的调节方法,以提高工况时的调节性能;改 进轴承结构,提高工作转速,以适应大比焓降膨胀的需要等方面. 70 年代以来,两相透平膨胀机的出现,指出了设计理论方面新的研究方 向. 由于向心径流反动式透平膨胀机的体积流量大,结构简单,工作可靠,因 而首先被应用到低压空气分离和液化装置中.由于它的体积流量大,效率又得 到提高,因而使一度被淘汰的空气制冷
15、装置又获得了一定的应用.例如用于- 60-80的大型低温环境模拟装置,有现成压缩空气的飞机空调装置等场合.这 种型式的透平膨胀机允许的级比焓降的增加,使它也伸展到中、高压的空分 装置及天燃气、油田气液化装置中.此外,由于采用了高速、可靠、少污染的 气体轴承,使这种透平膨胀机也有一定的适用范围.在比焓降较小而体积流量 9 很大时,特别是在大功率能量回收装置中,则以采用轴流式透平膨胀机为宜. 在比焓降很大的场合,就需要采用多级膨胀.在体积流量很小时,采用容积式 膨胀机的效率就比较高. 正是由于透平膨胀机具有尺寸小、重量轻、寿命长、结构简单、操作 维护方便、工质少受污染等优点,和活塞式、螺杆式等所谓
16、容积型膨胀机相 比,获得了日益广泛的应用.50 年代主要用于低压、大流量的场合,60 年代发 展到了中小流量和中高压装置中,70 年代更扩展到了更小流量的低温装置和 微型制冷机中.透平膨胀机已经伸展到了过去活塞膨胀机占优势的领域中. 我国在解放后,随着国民经济的发展,低温装置不断出现,透平膨胀机也 获得了广泛的应用.1957 年首先在飞机空调装置中采用了向心径流冲动式透 平膨胀机.从 1960 年开始,我国又自行设计和试验了低压空分装置中采用了 向心径流反动式透平膨胀机.1966 年以后,相继设计和制造了标态产氧量从 600 到 30000m3/h 的各类全低压空分装置使用的低压空气透平膨胀机
17、;标志 产氧量为 150 和 300m3/h 中的中压空分透平膨胀机.在这同时,还发展了各种 其他用途的透平膨胀机.其中有标态进气量达 180000m3/h 的高空环境模拟装 置用透平膨胀机,也有温度低达 15K 的宇宙环境模拟装置用的氦气透平膨胀 机,转速达 12 万 r/min 的高能物理用大型氦液化器的氦气透平膨胀机,还有 用于氢、天燃气的液化以及回收能量的氢、天燃气、油田气、化工尾气、烟 气、高炉气等透平膨胀机.此外,还有低比焓降的空分-氮洗联合流程用大气 量、低转速的透平膨胀机和高比焓降的中压氮液化装置用分两级膨胀的中压 膨胀机. 在型式方面,除了应用广泛的径-轴流反动式透平膨胀机外
18、,还出现了轴 流式透平膨胀机和多级透平膨胀机.在结构方面,有半开式工作轮,也有闭式 工作轮.有风机制动的,也有发电机制动的.有转动叶片调节的,也有开启喷嘴 组调节的. 为了配合低温装置发展的需要,有关单位也开展了一系列试验研究工作.例 如试验了带固定喷嘴、喷嘴宽度调节、转动喷嘴叶片和部分进气调节等各种 10 调节方法;试验了风机和发电机制动的性能,编制了比较符合实际的转子-轴 承系临界转速的计算程序;开始了对带液的两相透平膨胀机的研究. 在制造工艺方面,也先后试验成功了工作轮的精密浇铸成型、闭式工 作轮的轮盖钎接工艺、工作轮的电火花加工工艺成型、气体轴承的挤压成型 等新工艺. 当然,与国际上的
19、先进水平相比,我国在透平膨胀机的发展方面任存在 着一定的差距.例如对流通部分的气动性能试验研究较少,设计中还缺少综合 性的最优化设计方法,三元流叶轮的制造工艺也存在一定的困难,自动控制和 调节的配套能力还跟不上发展的需要.随着科学技术的现代化,这些差距必将 一一得到解决. 11 第二章 增压透平膨胀机的设计 21 设计参数 膨胀机 增压机 工作介质 空气 空气 流量（0、101.325Kpa） 10000m3/ h 10000m3/ h 进口压力(A) 0.89Mpa 0.58Mpa 进口温度 175.0K 288.0K 出口压力（A） 014Mpa 0915Mp a 效率 86% 78% 调
20、节范围 20% 22 透平膨胀机的热力计算 2.2.1 已知条件 工质:空气,气体常数 R=287.2N.m/(kg.K) 等熵指数 k=1.4 相对密度 =1.2928 kg/m 3 膨胀机进气量 q v=10000 m3/h 进口压力 P 0=0.89Mpa 进口温度 T 0=175.0K 出口压力 P 2=014Mpa 12 2.2.2 估取及选用值 2.2.2.1 估取 气体在喷嘴内的流动损失是不可避免的.不仅有气流与壁面的摩擦,还 有气体内部相互间的摩擦.这就引起了气流内部的能量交换,使喷嘴出口气流 的实际速度 C1低于理想速度 C1S,而实际的出口比焓值高于理论的比焓值.在 一元流
21、动时,这一损失通常用经验的速度系数 来反映.因此速度系数 是 一种综合性的损失系数,它的影响因素很多,如喷嘴的结构尺寸、叶片形状、 加工质量、气流参数等。中等叶高时 值一般在 0.920.98 之间. 值 一般在 0.750.90 之间. 喷嘴中气流的速度系数 =0.96 工作轮中气流速度系数 =0.84 工作轮叶高轮径比 L 1/D1=0.04 工作轮相对轴向间隙 /L 1=0.01 喷嘴出口减窄系数 N=0.98 工作轮进口减窄系数 1=0.965 工作轮出口减窄系数 2=0.775 2.2.2.2 选定 喷嘴出口角 1与工作轮出口角 2是属于几何参数,它直接反映了 气流的流动方向.由欧拉
22、方程可知, 1与 2的减少对增加轮周功是有 利的.但是它们使叶片倾斜角减少,流道长度及曲率增加,因此增加了流动损 失.同时还使叶片出口边宽度增加,造成出口边分离损失增大.最终使速度系 数减少.在工作轮中,过小的 2角还会增加叶片的出口边高度 L2,引起子 午面扩张角增大,造成附加的分离损失.因此,在透平膨胀机中通常在下述范 围内选取 1=1230, 2=2045 在上述范围内变化时,对效率的影响不大. 13 喷嘴出口叶片角 1=16; 工作轮进口叶片角 1=90; 工作轮出口叶片角 2=3015; 2.2.2.3 选取 工作轮不但接受从喷嘴出来的气流的动能,而且气体还在工作轮中继续 膨胀作功,
23、进一步降低比焓和温度.根据气体在工作轮中的膨胀的程度,工作 轮又有冲动式和反动式的区别.在冲动式工作轮中,机械功几乎全部由喷嘴出 来的气流动能转换而得,因而膨胀机的总比焓降几乎全部在喷嘴中膨胀完成. 这时在工作轮中气体的相对速度和密度变化不大,因而工作轮进出口流道截 面积基本上相同.反动式工作轮除去一部分比焓降在喷嘴中完成外.还有一部 分则在工作轮中继续膨胀.这样,膨胀机总的比焓降就分成两部分,它们的大 小通常用所谓的反动度 来表达.它是工作轮中的等熵比焓降与膨胀机总的 等熵比焓降之比. 通常 =0 时称为纯冲动式膨胀机; 0.1 时习称带有小反动度的冲 动式; 0.1 时称为反动式. 正是由
24、于在工作轮中实现膨胀,利用膨胀时反作用力来进一步推动工作 轮作功,因而把它称为反动式.显然,在相同的进出口参数条件下,冲动式透平 膨胀机出喷嘴的气流速度要比反动式大,从工作轮排出的气流速度也比反动 式大,形成很大的流动损失,降低了它的效率.因而目前在低温装置的透平膨 胀机中冲动式工作轮已经很少采用. 反动度代表着喷嘴和工作轮气体膨胀时能量的分配。过小的反动度意味 着从喷嘴出口的气流速度大，工作轮的轮周功主要由气流的冲击推动获得， 因而从工作轮的气流速度也大。这些都将造成较大的流动损失，所以冲动式 透平膨胀机的等熵效率较低。但是过大的反动度将同样造成从工作轮排出的 气流速度过大，增大余速损失。在
25、向心式透平膨胀机中，为了保证工作轮流 道内的流动为加速运动，即 2 1，响应地存在一个最小反动度。当反动 度小于最小反动度时，气流将出现减速运动，这时工作轮中的速度系数将明 14 显下降。 轮径比 是工作轮出口直径 D2与进口直径 D1之比21u 如果是径-轴流式工作轮，则出口直径取为面积平均直径 22m1D 因此 (1)1u 从欧拉方程式可知，透平膨胀机的轮轴功 222111C uW 代入（1）式可得 222111 由此可见，轮径比直接影响透平膨胀机的轮轴功。对于向心式 1，因此 上式右边第三项为正值，可增加轮周功；对于轴流式 1，因此上式右边 第三项接近零 ，轮周功较小；对于离心式则为 ，
26、第三项为负值，论周 功最小。因此轮径比从透平膨胀机的基本结构型式上决定了对膨胀机作功能 力的影响。但是同为过小的轮径比会带来不利的因素。例如在流量一定时， 的减小意味着工作轮直径 D1增大，叶片高度减少，这就增加了工作轮子 午面的扩张角，以至出现流道内的减速运动，增大损失。D 1的增大还将提高 轮背摩擦损失。因此 值不宜太小，在透平膨胀机中一般在 0.30.5 范围 内选取,它的大小与流量及比焓降有关.大流量、小比焓降的膨胀机取大值; 小流量、大比焓降的膨胀机取小值.具体应通过方案比较. 特性比 1是工作轮进口处的圆周速度与膨胀机等熵理想速度之比.它 是透平膨胀机中最重要的影响因素之一.在膨胀
27、机进出口参数一定时,它直接 15 反映了转速的影响. 在反动度不变时,喷嘴损失基本上与 1无关. 在反动度不变时,工作轮损失随特性比的增加而减少. 特性比由小向大变化时,余速损失将由大变小,到达某一最小值后,又由 小变大.把上述三种损失叠加后,就可以获得流道效率与特性比的关系.很明 显,存在一个最佳特性比.在反动式透平膨胀机中,特性比一般在 0.650.70 之间.当特性比偏离最佳值时,都将导致流道效率的下降. 反动度 =0.49; 轮径比 =0.498; 特性比 1=0.66; 2.2.2.4 估取扩压比 23P.04 因而 231.045.MPa 2.2.3 焓降计算 由 P0、T 0及
28、P2 、P 3通过软件计算（PRo2）得到 膨胀机入口理想焓值 (用程序计算)0i1562.78J/Kg 膨胀机出口理想焓值 (用程序计算)2S9 工作轮出口理想焓值 (用程序计算)i3./ 膨胀机总的理想比焓降 16 /S02hi1567817993JKg 通流部分理想比焓降 /S02hi156781253894JKg 等焓理想速度 /SC2h6179453ms 膨胀机进口的气体压缩因子 Z 0=0.9529(用程序计算) 2.2.3.1 喷嘴计算 喷嘴中的等熵比焓降 /1SSh0496175352JKg 喷嘴出口实际速度 /11SC h096924ms 喷嘴出口理想比焓 /1S02ih56
29、7813529JKg 17 喷嘴出口实际比焓 ./210S2i h568193514JKg 喷嘴出口压力 P 1=0.387 Mpa (用程序计算) 喷嘴出口温度 T 1=129.979 K (用程序计算) 喷嘴出口气体的压缩因子 Z 1=0.9582(用程序计算) 喷嘴出口气体密度 ./ 163P ZRT0895279Kgm 多变指数 2kn 14096357 喷嘴出口喉部截面速 * ./0kn1C2ZRT4135795872601ms 由于 ,采用收缩喷嘴时,气流在斜切口有偏转角,*1 18 .1n111nn02135711357357Sin P840802 代入数据可求得 .1 607
30、偏转角 小于 可以忽略不计. 2 喷嘴出口状态下的声速 /11CnZRT3570982197ms 喷嘴出口绝对速度马赫数 .1CMa2406359 一般 小于 1.11.2 时仍可采用收缩喷嘴,但是较大的马赫数时要注意1Ca 叶型的选择. 喷嘴中的能量损失 19 /2nSq1 h096351947JKg 喷嘴中相对能量损失 nSq h247093615 工作轮气体进口密度 30 8kg/m 喷嘴喉部气流密度 *./1n013572 8489kgm 喷嘴数的多少直接影响每一个喷嘴流道内气流分布的均匀性及流动损 失，喷嘴数目多就有较大的壁面摩擦损失，而气流分布比较均匀；数目少可 以减少摩擦损失，但
31、是气流分布不均匀，会造成局部气流脱离，形成旋涡。 随着气体动力学理论的发展，喷嘴通道内气流分布的均匀性有了很大 改善，因此喷嘴数目由以前的多叶片逐步向少叶片发展。一般只有 812 片。 在这里采用大叶片叶型，取 NZ8 根据经验取喷嘴喉部宽度 b N= 21 mm 膨胀机内气体的质量流量 20 / mvq501298367kgs 喷嘴叶片高度 *.mNqH CbZ1975826 取 (圆整)叶片形状大致如下图:.H78m 2.2.3.2 工作轮计算 工作轮入口叶片高度取为 b 1= 10.3 mm 工作轮入口处气体的体积流量 / mv13q 975082s 工作轮入口气流截面积 21 .v11
32、2qFCSin0846i739m 工作轮直径 m5.203sinDlq1111m1 ）（ 取 D 1= 200 mm 工作轮的周向速度 11uCcos 24.06379m/ 工作轮转速 1un D6023.79.48r/min 取 n27r/i 工作轮出口圆周速度 1/ 2m1u04983675s 22 工作轮进口气流角 11sintg uco Ci6.2073.9s414. .1 902956 由于 ,在斜切口气流发生偏斜,使进工作轮时气流有冲击,冲击角 *C1 02956 可以看出,这里的冲击角很小. 进工作轮相对速度 1Csin 24.06i1.207i957.m/s 进工作轮相对速度的
33、圆周分速 1u1 Csin24.06si.20731.69587/ 进工作轮相对速度的径向分速 23 1r1 sin67.24i90256m/s 工作轮处相对速度的马赫数 1 MaC67.24035 一般希望 ,以避免过大的进口损失. 1a5 工作轮进口冲击损失 21u q0.5782J/kg 工作轮进口比焓 1 1u1iiq804.63.7229J/kgi 由于冲击损失很小,工作轮进口的状态可以认为与喷嘴出口状态相同. 工作轮出口等熵比焓 (用程序计算)2Si15./ 工作轮出口等熵比焓降 212hi804.63297.3895J/kg 24 不考虑内部损失时, 工作轮出口理想相对速度 22
34、2ss1rm122 h u3096.57.5.4831.679.8/ 工作轮出口实际相对速度 2S0.416.53m/s 工作轮中能量损失 2Sr 2 q160.853.169J/kg 工作轮中相对能量损失 rrsq h380596174 工作轮出口实际比焓 /2Sriq1957380904Jkg 工作轮出口实际温度 (用程序计算).2T6K 25 工作轮出口气体的压缩因子 (用程序计算).2Z09671 工作轮出口实际气体密度 ./3263P RT014978295kgm 工作轮出口气流的绝对速度方向 22msin tg uco i3015.48s658. 2 91 工作轮出口气流绝对速度
35、2 sin C135.6i30158.7m/s 余速损失 26 2kCq68.07231J/kg 相对余速损失 ksq h2317.69450 流道效率 uNrk 1 .39.610.375086 工作轮出口直径 D2=uD1 =0.498200 mm =99.6 mm 工作轮出口截面 m222qF C1.9750.368.04 27 工作轮出口内径 22mFD 07347968153 导流锥直径等于工作轮出口内径. 工作轮出口外径 22mFD 073479681 由经验，要取大值，故取 D2， = 129 mm 2.2.3.3 扩压器的计算 扩压后气流速度 /3C1ms 扩压器出口气体密度
36、(用程序计算)./3 547kg 扩压器出口温度 (用程序计算)3T986K 扩压器出口气体截面 m32qFC1975406 扩压器出口直径 28 34FD 061957m 取 32 扩压器进口直径 .k2D86 取扩压器出口扩张角 3 扩压器长度 3kL2tg0986t47m 取 L5 2.2.3.4 工作轮型线的计算 已知:工作轮进口直径 D 1= 200 mm 工作轮出口内径 .2mD538 工作轮出口外径 D 2， = 129 mm 工作轮出口平均直径 79.6 工作轮转速 n=27700 r/min 叶片顶部厚度 1=1.5 mm 叶片平均直径处的法向厚度 2=2.0 mm 工作轮出
37、口气流绝对速度 C 2=68078 mm/s 29 在叶轮旋转条件下,叶轮叶片使气体获得能量.叶片数目太少,会使叶道 的当量扩张角过大,以致容易引起气流边界层的分离,使效率下降.叶片数目 增多,可减少叶轮出口气流的偏斜,以致提高能量头系数.叶片数目过多,会增 加气流流动摩擦损失和叶道进口处的阻塞系数,使效率下降.结合以上原因并 为了防止也喷嘴发生共振, 故取工作轮叶片数 Z r=15 工作轮出口气流角 msu2co 15.486037 .29 叶型部分轴向宽度 r1B0.35D6m 导向段出口叶片平均跨度 2rtZ3145896m 导向段轴向宽度 30 2mDtB071598 取 B D=25 mm 工作轮出口角 .2ii iiCtg u60 R872314D2i iiPBtg 34815R70 以轴线为中心的等直径圆柱面上导流段的曲线按二次抛物线方程 y=x2/2p = x2/(2587.028/ Ri) = Ri x2/1174.056 y= Ri x2/1174.056 =35252/1174.056 =18.632