10000 m3h增压透平膨胀机设计毕业设计说明书

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增压透平膨胀机设计。

2、 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。 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 abstractturboexpander is a machine,which continuously converts kinetic energy into mechanical energy.this is done expending the high pressur

3、e 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,drive an electrical ge

4、nerator or can be dissipated through an oil brake or air brake.key words: turboexpander bearings shaft compressor brake oil 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 112.2.1 已知条件 112.2.2 估取及选用值 112.2.2.1 估 取 112.2

5、.2.2 选 定 122.2.2.3 选 取 122.2.2.4 估取扩压比 152.2.3 焓降计算 152.2.3.1 喷嘴计算 162.2.3.2 工作轮计算 202.2.3.3 扩压器的计算 272.2.3.4 工作轮型线的计算 282.2.4 工作轮内部损失 322.2.4.1 工作轮轮背摩擦损失 322.2.4.2 工作轮内泄漏损失 35§2.3 增压机计算 362.3.1 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 433.1.1轴向力的计算 433.1.2轴的弯矩计算 433.1.3法向应

6、力 453.1.4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 545.1.1蜗壳 545.1.2转子 545.1.3主轴 555.1.4轴承 555.1.5轴密封 55§5.2离心增压机 555.2.1压机轮 555.2.2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

7、语言程序 58§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

8、、液化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出

9、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为单级透平膨胀机和多级透平

10、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,因而推动工作轮输出外功.同时,剩下的一部分比焓降也因气流在工作

11、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

12、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

13、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

14、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

15、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

16、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;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

17、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,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

18、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

19、得到解决.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/h10000m3/h进口压力(a)0.89mpa0.58mpa进口温度175.0k288.0k出口压力（a）014mpa0915mpa效率86%78%调节范围±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/m3 膨胀机进气量 qv=10000 m3/h 进口压力 p0=0.89mpa 进口温度 t0=175.0k 出口压

20、力 p2=014mpa2.2.2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 l1/d1=0.04工作轮相对

21、轴向间隙 /l1=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=0.7752.2.2.2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=12°30°,2=20°45

22、°在上述范围内变化时,对效率的影响不大.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=30°15;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,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

23、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

24、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21，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显下降。轮径比是工作轮出口直径d2与进口直径d1之比如果是径-轴流式工作轮，则出口直径取为面积平均直径因此 (1)从欧拉方程式可知，透平膨胀机的轮轴功代入（1）式可得由此可见，轮径比直接影响透平膨胀机的轮轴功。对于向

25、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，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。d1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

26、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.在膨胀机进出口参数一定时,它直接反映了转速的影响.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 因而2.2.3焓降计算由p0、

27、t0及p2 、p3通过软件计算（pro2）得到膨胀机入口理想焓值 (用程序计算)膨胀机出口理想焓值 (用程序计算)工作轮出口理想焓值 (用程序计算)膨胀机总的理想比焓降通流部分理想比焓降等焓理想速度膨胀机进口的气体压缩因子 z0=0.9529(用程序计算)2.2.3.1喷嘴计算喷嘴中的等熵比焓降喷嘴出口实际速度 喷嘴出口理想比焓 喷嘴出口实际比焓 喷嘴出口压力 p1=0.387 mpa (用程序计算)喷嘴出口温度 t1=129.979 k (用程序计算)喷嘴出口气体的压缩因子 z1=0.9582(用程序计算)喷嘴出口气体密度 多变指数 喷嘴出口喉部截面速 由于,采用收缩喷嘴时,气流在斜切口有偏

28、转角, 代入数据可求得 偏转角 小于 可以忽略不计.喷嘴出口状态下的声速 喷嘴出口绝对速度马赫数 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叶型的选择.喷嘴中的能量损失 喷嘴中相对能量损失 工作轮气体进口密度 喷嘴喉部气流密度 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

29、根据经验取喷嘴喉部宽度 bn= 21 mm膨胀机内气体的质量流量 喷嘴叶片高度 取 (圆整)叶片形状大致如下图:2.2.3.2工作轮计算工作轮入口叶片高度取为 b1= 10.3 mm工作轮入口处气体的体积流量 工作轮入口气流截面积 工作轮直径 取 d1= 200 mm工作轮的周向速度 工作轮转速 取 工作轮出口圆周速度 1工作轮进口气流角 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 可以看出,这里的冲击角很小.进工作轮相对速度 进工作轮相对速度的圆周分速 进工作轮相对速度的径向分速 工作轮处相对速度的马赫数 一般希望,以避免过大的进口损失.工作轮进口冲击损失 工作轮进口比焓由于

30、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)工作轮出口等熵比焓降 不考虑内部损失时,工作轮出口理想相对速度 工作轮出口实际相对速度 工作轮中能量损失 工作轮中相对能量损失 工作轮出口实际比焓 工作轮出口实际温度 (用程序计算)工作轮出口气体的压缩因子 (用程序计算)工作轮出口实际气体密度 工作轮出口气流的绝对速度方向 工作轮出口气流绝对速度 余速损失 相对余速损失 流道效率 工作轮出口直径 d2=ud1 =0.498×200 mm =99.6 mm工作轮出口截面 工作轮出口内径 导流锥直径等于工作轮出口内径.工作轮出口外径 由经验，要取

31、大值，故取d2，= 129 mm2.2.3.3扩压器的计算扩压后气流速度 扩压器出口气体密度 (用程序计算)扩压器出口温度 (用程序计算)扩压器出口气体截面 扩压器出口直径 取 扩压器进口直径 取扩压器出口扩张角 扩压器长度取 2.2.3.4工作轮型线的计算已知:工作轮进口直径 d1= 200 mm 工作轮出口内径 工作轮出口外径 d2，= 129 mm工作轮出口平均直径 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工作轮出口气流绝对速度 c2=68078 mm/s 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

32、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 zr=15工作轮出口气流角 叶型部分轴向宽度 导向段出口叶片平均跨度 导向段轴向宽度 取 bd=25 mm工作轮出口角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/(2×587.028/ ri) = ri x2/1174.056y= ri x2/1174.056 =35×252/1174.0

33、56 =18.632=180×18.632/(3.14×35) =30.51°0=360/15 =24°叶片过盖度 =-0 =30.51°-24° =6.51°平均直径处的叶片厚度t2t0=2/sin2=2/sin43.9°=2.8843 mmtg= (t2t0-1)/2/35=(2.8843-1.5)/70=0.019776叶片根部厚度 d= d2m tg×2+1.5 =79.68×0.019776×2+1.5 =4.65145 mm叶片在不同半径下的厚度方程:ti=2.9356-0

34、.019776 riy= ri x2/1174.056x=025；ri=079.68；根据以上数据通过编程可在数控五轴联动铣床上加工出叶轮叶片.2.2.4工作轮内部损失 级中叶轮对气体所做的总功，不可能全部变为有用的能量，而有一部分损失耗掉。这一部分损耗就是无用的能量损失。压缩机级中的能量损失，基本上包括三部分：流动损失，轮阻损失及内漏气损失。 在透平膨胀机的流道内，气流流动现象是很复杂的。有关产生流动损失的各种机理、现象的研究及计算方法也很不完备。这里，为了方便起见，将流动损失大致分为摩擦损失、分离损失、二次流损失及尾迹损失等四个方面。但这些损失都不是孤立的，而是相互联系、相互影响的，实际上

35、是很难分开的。2.2.4.1工作轮轮背摩擦损失气流的粘性是产生流动损失的根本原因。当气流流经压缩机级的通流部分时，由于粘性的存在，在最贴近流道壁的地方，流速最小，而在中间部分的主流中，流速最大。这样就可以将气流分成许多层，而层与层之间的速度各不相同，于是产生了摩擦效应。此外，流动着的气流和流道壁也发生摩擦，这种摩擦就使气流的一部分能量转变为无用的热量。而这种摩擦现象，在气流接近物体表面的很薄一层，即所谓边界层中最为严重。因此可以把经过物体附近的流动分为两个区域：主流区和边界层区。边界层中由于速度梯度大，摩擦起着重大作用，在边界层以外的主流中，由于速度梯度很小，摩擦可以忽略不计。 除了边界层中因

36、摩擦产生能量损失外，压缩机级中还常常出现边界层分离现象，它可造成旋涡区，并导致气流反向流动而引起很大的能量损失。此外，由于边界层增厚及分离，使主流有效通流面积减小，主流速度增大，因而也得不到预期的压力提高效果。 要避免或减小分离损失，就要先了解气流产生分离的原因。按照边界层性质，边界层内的压力是等于边界层外主流中的压力的，即dp/dy=0.边界层内气流之所以能克服摩擦力而继续向前流动，主要是靠主流中传递来的动能。但因压缩机通流部分是扩压性质的，主流沿通道流动方向的速度不断下降，压力不断上升。这样主流本身的动能也不断减小，于是就不可能传递给边界层以足够的动能，使之克服摩擦力继续前进。再加以沿流方

37、向压力愈来愈高，最终使边界层的气流滞止下来，进而产生旋涡，使气流边界层分离。而这种旋涡还会延续到后面各元件中去，影响后面元件的工作。所以对于无分离的气流来说，流动损失主要是摩擦损失。在有分离的情况下，分离损失就成为主要矛盾了。边界层分离和通道形状、粗糙度、雷诺数及气流的紊流度等许多因素有关，但其中以通流形状关系最大。如通道的扩张度很大，通流截面面积突然变化，通道急剧转弯等，都会促使分离现象容易发生。这是在设计透平膨胀机时特别注意的。在增压端，在设计工况下，在叶道中也常常出现气流分离现象。这种分离大多发生在非工作面，特别是接近叶轮出口处。这是由于一方面整个叶轮通道是扩压通道，叶道内边界层沿着通道

38、不断增厚。另一方面，由于二次涡流的存在，就使工作面的边界层被吸走，从而补充了新的具有较大动能的气流，而使非工作面的边界层增厚，以致易于在非工作面形成气流的分离。特别在非工作面的叶轮接近出口处，由于这儿扩压度大，边界层更易分离。当气流流过叶道时，由于叶片尾缘总有一定的厚度，因此，当气流从叶道中流出时，气流的通流面积突然扩大，而在叶片尾部形成了充满旋涡的气流，它称为尾迹或迹流。尾迹的存在，带来了能量损失，而叶片上边界层的增厚及分离，会加大尾迹区。尾迹区内气流的速度和压力，与主流区内的速度、压力相差很大。他们之间相互影响、混合，最后使气流又逐渐均匀化。在混合过程中，也产生能量损失。所以尾迹损失有时也

39、称混合损失，它与叶片出口速度、叶片尾部厚度及边界层的情况有关。一般都在叶片的非工作面削薄，它可以减弱轴向涡对叶片作功的影响，且有利于提高能量头系数。在这里只计算工作轮轮背摩擦损失由t1、p1可查得空气的动力黏度 1=8.8×10-6 pa.s运动黏度 以喷嘴出口参数定性的雷诺数 轮背摩擦系数 轮背摩擦功率 这里对闭式工作轮取 k=3 pb=k§f1 u13d12 =3×3.068×10-4×10.828×(231.679) 3×(0.16) 2 =3186.7 w 单位轮背摩擦损失 相对轮背摩擦损失 2.2.4.2工作轮内泄

40、漏损失 ql=§l hs=0.0184×61794.547=1140.015 j/kg膨胀机理论输出功 122.03 kw(用程序计算)增压机理论输入功 84.06 kw(用程序计算)轴承耗功 122.03-84.06=37.97 kw§2.3 增压机计算2.3.1设计参数 表示符号模型级参数增压机工作介质air空气空气流量（0、101.325kpa）(m3/h)qv1014010000进口压力(a) (mpa)p00.560.58进口温度(k)t0298.0288.0出口压力（a）(mpa)p209060.915气体常数r29.2729.27气体标态下的密度（k

41、g/m3）01.29281.2928质量流量（kg/s）qm1.97511绝热指数k1.41.4压比1.6061.47叶轮外径（mm）d1218转速（r/min）n2346027700出口叶片高度（mm）b212.8叶轮进口外径（mm）d2125.5叶轮进口内径（mm）d253.3增压机进口状态下的体积流量 取增压机进口管直径为 d0=0.2 m进口气体速度 模型级进口体积流量 按压比相同模化系数 1=r t0(k-1)/k-1) =29.27×285.0×(1.47(1.4-1)1.4-1) =970.684 2=r t0(k-1)/k-1) =29.27×29

42、8.0×(1.606 (1.4-1)1.4-1) =1264.2727所需圆周速度 u2=()0.5×3.14 d1n/(60×1000) =(0.7678)0.5×3.14×218×23460/60000 =234.6398 m/s所需叶轮直径 d2=60×u2×1000/(3.14 n) =60×234.6398×1000/(3.14×27700) =203 所需叶轮直径圆整 d2=210 按速度三角形完全相似模化:模型级叶轮进口平均直径 模型级进口平均直径速度 ulcp= 3.1

43、4 dlcpn/(60×1000) =3.14×96.414×23460/60000 =118.431 m/s新设计叶轮平均直径 dlcp=60×dlcp×1000/(3.14 n)=60×96.414×1000/(3.14×27700)=66.5 叶轮进口气流绝对速度 新设计叶轮进口面积 新设计叶轮进口外径 由经验可知，取大值，d1，=126 mm新设计叶轮进口外径 由经验可知，取大值，故d1，=60.6 mm新设计叶轮进口叶片高度 新设计叶轮出口叶片高度 新设计叶轮外径 圆整外径时叶片高度 扩压器直径 d3=1

44、.78 d2=1.78×0.184×1000=297.3 m扩压器宽度 b3=0.82 b2s =0.82×0.00803×1000=6.58 mm§2.3 主轴的设计已知:轴传递的额定功率即膨胀机的输出功率:p=122.03 kw轴的转速:n=27700 r/min轴选材:40cr初步设计轴中专螺纹孔近似空心轴 内径d0与外径d之比=1/3取a=100轴径当有两个键槽时,其增大值为715%取轴增加15%d=16.46×(1+15%)=18.929 mm为安全经济合理起见,轴径圆整到30这里采用的是阶梯轴它的最粗度要满足临界转速的要求

45、草图如下图所示.第三章 轴的强度计算及转子的临界转速§3.1轴的强度计算在透平膨胀机的轴上作用有:传动功率的力矩、因转子本身重力而引起的弯矩、由于转子气体压力的不平衡而引起的轴向力等.3.1.1轴向力的计算3.1.2轴的弯矩计算主轴的基本尺寸如下图所示 工作轮重量 g=10 n 压机轮重量近似 g=11 n轴端重量同理可得 g2=5.5 n g3=2.8 n g4=110 n g5=2.8 n g6=5.3 n g7=2.5 nfn1+fn2= g+g1+g2+g3+g4+g5+g6+g7+g (1)式对受力fn1点进行取距(g+g1)×78.5+g2×38.5+

46、g3×9.5+fn2×268-(g4×134+g5×277.5+g6×305.5+(g7+g)×341.5)=0 (2)式由把各数值代入1,2两式可解得 fn2=76.5 n fn1=76.1 n由图可见c点截面为危险截面 弯矩tw=94 n.3.1.3法向应力该截面面积该截面的抗弯截面系数为法向应力为 3.1.4切向力的计算扭矩: 因力矩而引起的切向力 按第三强度理论,最大合成应力为 =40.08 mpa<=200 mpa它不超过许用应力.对于低温膨胀机的转轴,由于工作条件比较苛刻,故安全系数要求很高.§3.2 键的校核键高均为 h=10 mm工作轮端平键联接的强度条件 故满足条件要求压机轮端平键联接的强度条件故满足条件要求§3.3 转子的临界转速 和叶片的振动一样,在一定的支撑型式下的转子也有它的自振频率.如果转速和它的自振频率相等,就要产生共振现象,这时的转速就称为转子的临界转速 ncr. 与横向振动的固有频率一样,转子轴的临界转速往往不止一个,它与系统的自由度数目有关.实际上任何轴系都是有多个自由度的,因此有多个临界转速.临界转速数值的大小与转子的质量及轴上的位置、转子的几何形