离心或混流涡轮机械的制作方法

专利名称：离心或混流涡轮机械的制作方法
技术领域：
本发明涉及涡轮机械，该涡轮机械包括输送液体的离心泵或混流泵，用于压缩气体的鼓风机或压缩机，并特别涉及这样的涡轮机械，该涡轮机械的叶轮具有流体动力学改进的叶片形状以抑制辅流的经向分量。
通常，在离心或混流涡轮机械叶轮流道中，由于流道中的静压梯度，壁表面上边界层中低能量流体的运动导致的辅流对流道中的主流产生影响。这个现象导致了流股状涡流的形成或流道中不均匀速度的流动，而该结果又不仅在叶轮中而且在叶轮下游的扩散器或导流叶片中导致大量的流体能量损失。
辅流定义在为垂直于主流的方向上具有速度分量的流动。由辅流引起的总的能量损失称为辅流损失。流道中某个区域积聚的低能量流体会导致大规模的流动分离，因而得到绝对倾斜的特性曲线并且进而妨碍了涡轮机械的稳定运行。
有两种用于抑制涡轮机械中辅流的已知方法，一种是使叶轮具有特定的流道几何形状，另一种是从外界提供能量。作为采用特定流道形状的前一种方法的一个例子，有一种已知的方法，该方法中轴流涡轮机械的叶轮叶片沿其周向方向倾斜，或沿吸入或沿排出侧的方向倾斜(L.H.Smith和H.Yeh，“轴流涡流机械中的掠过和两面效果”，ASME会刊，基本工程杂志，卷85，NO.3，1963，P401～416)，一种方法为该方法中经向转子在翼展方向具有叶片弯曲部分，该部份具有一个凸出的叶片正压表面和/或一个凹陷的叶片负压表面(GB2224083A)，或一种方法，该方法中涡轮机械级联的叶片朝其周向倾斜或弯曲(W.Zhongqi等人，“矩形涡轮机械级联中使用带倾角的倾斜叶片减小辅流损失的原因的实验研究”，ASME论文88-GT-4)。这些方法已知在适当应用的情况下对于级联中的辅流具有满意的影响。
但是，叶片弧线的形状或叶片截面对辅流的影响还没有完全搞清，所以叶片倾斜或翼展向叶片曲率对辅流的影响的利用受到一定的限制，没有大幅度改变叶片弧线或叶片截面。另外，日本专利NO.63-10281提出了一种结构，该结构中在涡轮机械叶轮毂表面和叶片表面的夹角处具有一个凸出部分以减少辅流损失。因为这种流道形状其特定的叶片形状具有非轴对称叶轮毂表面，所以叶轮难于制造。
在上述以前文献的所有情况中，获得效果的方法都没有得到充分的研究。
因此，在不同的设计条件下对于不同型式的涡轮机械，抑制辅流的通用方法还没有建立起来。在这种情况下，有许多时候上述效果减小了，或效果更糟了，产生了相反的效果。因此到目前为止，还没有采用特定流道形状来减少辅流的标准设计准则。所以，叶轮的三维几何形状是采用试差法来设计以得到抑制辅流的叶轮的最佳外形。
作为后一种方法的一个例子，该方法中从外界供给能量以抑制辅流，为了避免涡轮机械的不稳定，人们已提出一种方法，该方法中涡轮机械级联的辅流通过向级联的入口吹入流体来控制(T.E.Biesinger和D.G.Gregory-Smith，“通过上游边界层的喷吹来减少涡轮机械级联中的辅流和能量损失”ASME论文93-GT-114)，或一种方法，该方法中通过向叶轮的入口吹入射流来控制叶轮中的辅流(PCT/JP92/01280)。但是，这些所提出的方法具有缺点，即需要吹入流体或射流的能源及相应的附属装置。另外，为了抑制辅流需要经常性的能量消耗也是一个缺点。
本发明涉及前一种方法，即采用特定流道形状的方法。从辅流理论可明显得知，叶轮中的辅流是由叶轮旋转产生的Corioli力的作用而引起的，以及由流股线曲率的影响而引起的。叶轮中的辅流大致分为二类，一种是沿覆板表面或叶轮毂表面产生的叶片至叶片的辅流，另一种是沿叶片正压表面或负压表面产生的辅流的经向分量。
人们知道，叶片至叶片的辅流可以通过使叶片后掠来减小。对于另一种形式的辅流，即辅流的经向分量，则难以减弱或消除。如果我们希望减弱或消除辅流的径向份量，则需非常认真地优化流道的三维几何形状。
本发明的目的就是抑制离心或混流涡轮机械中辅流的经向分量。
作为采用本发明的涡轮机械典型叶轮的一个例子，闭式叶轮的三维几何形状如

图1(A)和1(B)所示，该图中覆板表面的大部分被去掉了。图1(A)为透视图，部分为剖面，图1(B)为沿A-A′线的剖面图即经向剖面图。图1(A)和1(B)中叶轮毂表面2从旋转轴1沿经向向外伸展，所以它具有类似于玉米表面的弯曲表面。叶轮毂表面2上具有大量的叶片3，叶片沿经向从旋转轴1向外伸展并以相同的间隔布置在周向上。叶片3的上边3a盖有覆板4，如图1(B)所示。流道由2个互相面对的叶片3、叶轮毂表面2和覆板表面4来确定，所以流体从叶轮入口6a流向叶轮出口6b。当叶轮6以角速度ω绕旋转轴1的轴线旋转时，从叶轮入口6a流入流道的流体流向叶轮6的叶轮出口6b。在这种情况下，面对旋转方向的表面为正压表面3b，而正压表面3b的反面为负压表面3c。在开式叶轮中没有形成覆板表面4的独立部件，但是包围叶轮6的一个外壳(图中未示出)起到覆板表面4的作用。所以，在辅流的经向分量的产生和抑制方面，开式叶轮和闭式叶轮之间没有基本的流体动力学差别，因此以下仅描述闭式叶轮。
具有大量叶片3的叶轮5是一个集成的主要部件，旋转轴1与传动源相连接，因而一起构成涡轮机械。流体通过吸入管线引入叶轮入口6a，由叶轮6输送并从叶轮出口3b排出，然后通过排出管线排至涡轮机械的外部。
涡轮机械叶轮中未解决的严重问题是辅流经向分量的抑制。辅流的经向分量的产生机理解释如下，该经向分量的抑制是本发明的目的。
如图1(B)所示，考虑到相对流动，定义为P*＝P-0.5ρU2的对比静压分布是通过离心力W2/R的作用和Corioli力2ωW的作用而形成的，该离心力是由于主流的流股线曲率而产生的，该Corioli力是由于叶轮的旋转而产生的，其中W是流动的相对速度，R是流股曲率的半径，W是叶轮的角速度，We是W在圆周方向上相对于旋转轴1的分量，P*是对比静压，P是静压，ρ是流体密度，U是离开旋转轴1某个半径位置上的圆周速度。对比静压P*的分布中，叶轮毂侧压力较高而覆板侧压力较低，所以压力梯度平衡了指向叶轮毂侧的离心力W2/R和Corioli力2ωW。
在沿叶片表面的边界层中，因为相对速度W受到壁表面的影响而减小，所以作用于边界层中流体上的离心力W2/R和Corioli力2ωW变小。结果他们不能平衡主流中的对比静压梯度，并且边界层中的低能量流体流向低对比静压P*区域，因而导致辅流的经向分量。即，如图1(A)中正压表面3b上的虚线和负压表面3c上的实线所示，流体在正压表面3b上和负压表面3c上沿叶片表面从叶轮毂侧流向覆板侧，形成辅流的经向分量。
负压表面3c和正压表面3b上均产生辅流的经向分量。一般地，由于负压表面3c上的边的界层要比正压表面3b上的边界层厚，所以负压表面3c上的辅流对涡轮机械的性能影响要大。本发明的目的就是抑制叶片负压表面上的辅流分量。
当边界层中的低能量流体从叶轮毂侧流向覆板侧时，从叶轮毂侧至覆板侧的中间位置附近形成流体流动以补偿已经流走的流体流率。因此，如图2(B)所示，该图为图2(A)中沿B-B′线的剖面图，当流体向出口流动时，在两个叶片之间的流道中形成了具有不同涡旋方向的一对涡流。这些涡流被称为辅流涡流。流道中的低能量流体由于涡流而在叶轮出口方向的某个位置聚集，该处对比静压P*最低，并且这种低能量流体与流道中稳定流动的流体相混合，导致产生大的流动损失。
另外，当低相对速度(高损失)流体和高相对速度(高损失)流体的不充分混合导致的不均匀流动排至叶片的下游流道时，两种流体的混合便产生大的流动损失。
离开叶轮的这种不均匀的流动，使扩散器入口的速度三角形不理想并导致扩散器叶片上的流动分离或无叶片扩散器中的反向流动，从而大大降低涡轮机械的总体性能。
还有，在流道某一位置积聚的高损失流体区域，容易产生大规模的反向流动，因而得到绝对倾斜的特性曲线。所以会产生脉动、振动、噪音等，并且涡轮机械不能稳定地运行。
所以，为了改进离心或混流涡轮机械的性能并实现涡轮机械的稳定运行，在设计流道的三维几何形状时应尽可能抑制辅流。这样辅流涡流的形成、及其产生的不均匀流动和大规模的流动分离等会被阻止。
所以本发明的一个目的就是克服涡轮机械损失增加和不稳定运行的缺点，该缺点是由叶轮中辅流经向分量的不充分抑制而引起，并提供可减小以上损失和改善涡轮机械运行稳定性的下述四种设计方式。
(1)根据本发明的第一个方面，离心或混流涡轮机械具有一个叶轮，其特点是，所述叶轮负压表面上叶轮毂和覆板间的对比静压差ΔCp或相对马赫数差值ΔM，在无因次经向距离为0的位置(叶轮入口)和无因次经向距离为1的位置(叶轮出口)之间，当所述无因次距离增大时呈现出明显减小的趋势。还有，对比静压差ΔCp(或马赫数差ΔM)在叶轮入口和叶轮出口之间接近叶轮出口时近似变为零或从正到负改变其符号。
通过按以下方式设计对比静压差ΔCp的分布，在对比静压差ΔCp或相对马赫数差ΔM呈现明显减小趋势的位置，辅流的经向分量得到明显的抑制。因此，整个叶轮上的辅流径向分量得到有效地抑制。在这种情况下，如果对比静压ΔCp明显减小的程度和发生减小的位置是最佳的，则辅流的经向分量的抑制效果最大。
当最小对比静压差ΔCp(或相对马赫数差ΔM)和某位置上对比静压差ΔCp(或相对马赫数差ΔM)之差不小于0.20(或相对马赫数差0.15)时，明显减小的程度为最佳，该位置对应的无因次经向距离为代表所述最小值的无因次经向距离减去无因次经向距离0.4所得到的值。当发生明显减小趋势的位置位于无因次经向距离不小于m＝0.4时，该位置是最佳的。这里无因次经向距离在如图1(B)所示叶轮的经向表面平面上来定义。在覆板侧，无因次经向距离m定义为m＝ls/lr，s，该值为经向距离ls和经向距离lr，s的比值，ls是从叶轮入口6a沿覆板测量出的值，而lr，s是在叶轮入口6a和叶轮出口6b之间沿覆板测量出的。与此类似，在叶轮毂上，无因次经向距离m定义为m＝lH/lT，H，该值为lH和lT，H的比值，lH为从叶轮入口6a沿叶轮毂测量出的经向距离，而lT，H在叶轮入口6a和叶轮出口6b之间沿叶轮毂测量出的经向距离。所以m＝0对应于叶轮入口6a，而m＝1.0对应于叶轮出口6b。
当ΔCp(或ΔM)在不小于m＝0.6的某个位置上的值接近于零或其值由正变负时，辅流的经向分量受到抑制。当该位置处于无因次经向距离m＝0.65～0.9的范围内时，辅流经向分量的抑制效果最好。
顺便说说，对比静压差ΔCp用于液体泵中的非压缩性流体，而相对马赫数差ΔM用于压缩机中的压缩性流体。它们对产生辅流的影响在流体动力学方面是等效的。所以下面的描述仅使用对比静压差ΔCp。
(2)根据本发明的第二个方面，离心或混流涡轮机械具有一个叶轮，其特点为，沿经向距离方向上rve的经向导数分布，即(rVe)/m。
这里，r是如图1(B)所示柱坐标系统的经向坐标，vV的圆周速度分量Ve的切向平均值。所设计的叶轮使其覆板上(rVe)/m的最大值出现在叶片的前部，并且叶轮毂上(rVe)/m的最大值出现在叶片的后部。
另外，叶轮的设计使其在无因次经向距离为0附近位置(叶轮入口侧)覆板上的(rVe)/m要大于叶轮毂上的值，而所述rVe的经向导数即(rVe)/m在无因次距离为1.0的位置附近(叶轮出口侧)，其覆板上的值要小于叶轮毂上的值，并且叶轮毂上的所述rVe的经向导数分布，在无因次经向距离为0(叶轮入口)的所述位置和无因次经向距离为1.0(叶轮出口)的所述位置之间，与覆板上的rVe的经向导数分布相交叉。
通过设计叶轮使其实现以上(rVe)/m分布，叶轮入口处的叶片荷载在覆板侧较大而在叶轮毂侧较小，并且叶轮出口处的叶片荷载在覆板侧较小而在叶轮毂侧较大。因此，以上所述反映在本发明的第一个方面中，因为在叶轮入口处得到相对较大的对比静压差ΔCp而在叶轮出口处得到相对较小的对比静压差ΔCp。所以对比静压差ΔCp可以得到明显减小的趋势，因而有效地抑制辅流的经向分量。
在这种情况下，如果覆板和叶轮毂间的rVe经向导数的所述交叉点位置是最佳的，则辅流经向分量的抑制效果最大。合适的位置是无因次经向距离m不小于0.5，并且最佳位置位于无因次经向距离m＝0.55～0.85的范围。覆板上的(rVe)/m在叶轮前部具有最大值的位置如果位于无因次经向距离m＝0～0.3的范围内，则该位置是适当的，并且叶轮毂上的(rVe)/m在叶轮后部具有最大值的位置如果位于无因次经向距离m＝0.6～1.0的范围内则该位置是适当的。
(3)根据本发明的第三个方面，叶片在叶轮入口和叶轮出口之间的整个部分或一部分上沿周向方向倾斜，所以在叶轮旋转方向上叶轮毂侧的叶片要先于覆板侧的叶片，并且叶片角γ不保持恒定并使其在叶轮出口方向上具有减小的趋势。这里，叶片倾角γ定义为流通截面上覆板表面和叶片中心线的夹角，并且图11(c)展示了叶轮出口截面上的叶片倾角γ，该图为图10的E-E′视图。除此以外，在从叶轮入口侧看去的叶轮平面视图上，叶片出口角αTE(图11(c))从叶轮毂侧的值αTE，H减小至覆板侧的值αTE，S，该角TE定义为出口处叶片弧线和切向方向的夹角，并且叶轮平面图上叶轮毂侧的叶片角αH(图11(c))在叶轮出口一侧设计成具有最大值或局部最大值，该角αH定义为叶片弧线和切向方向的夹角。
也就是说，叶轮毂上叶片形状的改进使叶轮后部叶片的后掠角度减小，并且沿叶轮出口方向相对于覆板侧的叶片角αS增大了叶轮毂侧的叶片角αH，因而所设计的流道在叶轮旋转方向上其叶轮毂侧先于覆板侧。
通过以这种方式设计叶片使其在圆周方向倾斜，覆板侧的对比静压P*增大，因而其压力系数Cp减小。另一方面，叶轮毂侧的对比静压P*减小，因而其压力系数增大。以上反映在本发明的第一个方面中，并且在叶轮入口和叶轮出口之间特别是当接近叶轮出口时，，对比静压差ΔCp呈现减小的趋势。
在这种情况下，当叶片的形状在周向倾斜适当时，辅流的抑制效果最大。也就是说，从叶轮入口处看去的叶轮平面视图上，折转点的位置不小于半径比r*＝(r-r1H)/(r2H-r1H)＝0.6或不小于无因次经向距离m＝0.7，该折转点处叶轮毂侧的叶片形状具有最大叶片角αH。沿叶轮出口方向覆板侧的叶片后掠程度要大于叶轮毂侧(图11(c))，并且满足以下关系{d(rθ)/dr}s＞{d(rθ)/dr}H。这里，r和θ分别是柱坐标系的经向和角坐标。当以叶轮的逆时针方向为基准度量时，角坐标θ定义为正值。叶片倾斜比率S定义为S＝(θTE，S-θTE，H)/(θTE，M-θLE，M)，作为表示叶片倾斜总体情况的一个参数，并且最佳叶片倾斜比不小于S＝0.14。这里，θTE，S为覆板侧叶轮出口的角坐标，θTE，H为叶轮毂侧叶轮出口的角坐标，θTE，M为中间跨度位置叶轮出口的角坐标，即覆板和叶轮毂的中间位置，θLE，M为所述中间跨度位置(图11(c))上叶轮入口的角坐标。
当要抑制的辅流较强，并且仅采用本发明的第三个方面时，为了使抑制辅流经向分量的覆板和叶轮毂之间的对比静压差ΔCp得到充分减小的趋势，叶片沿周向倾斜的倾角加大到难以制造的程度，在这种情况下，本发明的第三个方面与第二个方面相结合可有效地抑制辅流的经向分量而不引起制造上的困难。
(4)根据本发明的第四个方面，离心或混流涡轮机械具有一个叶轮，其特点为，所述叶轮沿圆周方向测量的叶片角分布中，叶轮毂侧的叶片角βH和覆板侧的叶片角βS间的叶片角差βH-βS随无因次经向距离的增大呈现明显增大的趋势，该无因次经向距离从零(叶轮入口)增大到1(叶轮出口)。
这里，叶片角定义在从垂直于弯曲叶轮毂表面看去的叶片至叶片流股表面上，或定义在覆板表面上，并从切向方向度量。也就是说，βH为叶轮毂侧叶片弧线和半径r处切向方向的夹角，而叶片角βS为覆板侧叶片弧线和半径r处切线方向的夹角(图12(B)和12(c))。
通过按以上方式设计叶片角差值βH-βS的分布，当接近叶轮出口时叶轮毂侧叶片角βH变大，并且沿叶轮出口方向叶轮毂侧的叶片荷载可以变大。另一方面，当接近叶轮出口时覆板侧的叶片角βS变小，并且沿叶轮出口方向覆板侧的叶片荷载可以变小。因此，以上情况反应在本发明的第一个方面中，并且在叶轮出口可以得到相对较小的对比静压差ΔCp。即，叶轮入口和叶轮出口间对比静压差ΔCp的明显减小使辅流的经向分量得到有效的抑制。
在这种情况下，如果叶片角差值βH-βS的最大值或局部最大值以及该最大值或局部最大值出现的位置是最佳的，则辅流的经向分量的抑制效果是最大的。最大值或局部最大值不小于20度为最佳，并且最大或局部最大叶片角差和平均叶片角差的差值最好不小于10度，该平均叶片角差为经向距离m＝0～0.2范围内的平均值。出现最大值的位置位于无因次经向距离不小于m＝0.5的位置时是适当，并且该位置位于无因次经向距离m＝0.7～1.0范围内是最佳的。
有一种情况，该情况中叶片角差βH-βS的分布在无因径向距离m＝0～1.0的部分范围内呈现减小的趋势，随后随着无因次距离的增大而呈现明显增大的趋势。但是叶片角分布的这种明显的增大对辅流的抑制效果是基本相同的。
附图中图1和2是展示背景文献的视图；图1(A)和1(B)是以闭式叶轮的三维几何形状展示辅流经向分量的视图，图1(A)是透视图，部分为剖面，图1(B)是图1(A)中沿A-A′线的经向剖面图；图2(A)和2(B)是展示闭式叶轮辅流经向分量引起的辅流涡流的视图，图2(A)是透视图，部分为剖面，图2(B)是图2(A)中沿B-B′线的剖面图3至14是展示实施本发明的最佳状态的视图；图3至6是展示无因次经向距离m和压力系数Cp之间关系的曲线图；图7(A)、7(B)和8是展示无因次经向距离m和(rVe)/m之间关系的曲线图，/(rVe)/m是rVe(角动量)的经向导数，该角动量是流道半径r和半径r处绝对速度V的圆周速度分量Ve的切向平均值的乘积；图9至11是展示叶片圆周方向倾斜情况的视图；图9(A)是叶轮的透视图、部分为剖面，图9(B)是图9(A)中沿C-C′线的剖面图；图10是叶轮的长向剖面图；图11(A)、11(B)、11(C)的上图和下图分别是图10中沿D-D ′线和E-E ′线的视图，图11(A)展示的是传统的设计方法设计的叶轮，图11(B)展示的是用传统设计方法设计倾斜叶片的叶轮，图11(C)展示的是具有用本发明设计的倾斜叶片的叶轮；图12(A)、12(B)、12(C)展示了在叶片至叶片流股表面上定义的叶片角度，图12(A)是叶轮的透视图，图12(B)是图12(A)中F方向沿叶轮毂2的叶片至叶片流股表面的视图，图12(C)是图12(A)中G方向沿覆片4的叶片至叶片流股表面的视图；图13(A)和13(B)是展示无因次经向距离m和叶片角之间关系的曲线图，图13(A)展示了叶轮毂上的叶片角度βH曲线，图13(B)展示的是覆板上的叶片角度βS曲线；图14展示了叶轮毂上叶片角度βH和覆板上叶片角度βS的差值βH-βS的曲线；图15至74展示了实施本发明的最佳状态的验证数据；
图15至26展示了低比速离心泵叶轮的各种曲线图，图15、18、21和24展示了压力系数Cp曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图16、19、22、25展示了叶片荷载(rVe)/m曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图17、20、23和26展示了辅流向量图，图15至17展示的是传统设计方法设计的情况，图18至20展示的是根据本发明在圆周方向仅使用倾斜叶片的情况，图21至23展示的是根据本发明考虑倾斜叶片和叶片荷载(rVe)/m而设计的情况，图24至26展示的是根据本发明仅使用叶片荷载(rVe)/m而设计的情况；图27至38展示的中比速、混流泵叶轮的验证数据，图27、30、33和36展示了压力系数Cp曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图28、31、34和37展示了叶片荷载(rVe)/m曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图29、32、35、38展示了辅流速度向量图，图27至29展示的是传统设计方法设计的情况，图30至32展示的是根据本发明仅在圆周方向使用倾斜叶片的情况，图33至35展示的是根据本发明同时考虑倾斜叶片和叶片荷载的情况，图36至38展示的是根据本发明仅考虑叶片荷载(rVe)/m的情况。
图39至50是离心压缩机叶轮的验证数据，图39、42、45和48展示的是相对马赫数M曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图40、43、46和49展示的是叶片荷载(rVe)/m曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图41、44、47和50展示了辅流向量图，图39至41展示的是传统设计方法设计的情况，图42至44展示的是根据本发明仅在圆周方向考虑叶片倾斜的情况，图45至47展示的是根据本发明同时考虑叶片倾斜和叶片荷载(rVe)/m而设计的情况，图48至50展示的是根据本发明仅考虑叶片荷载(rVe)/m而设计的情况；图51至62是混流压缩机叶轮的验证数据，图51、54、57和60展示了相对马赫数M曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图52、55、58和61展示了叶片荷载(rVe)/m曲线(实线代表叶轮毂上的曲线而虚线代表覆板上的曲线)，图53、56、59和62展示了辅流向量图，图51至53展示的是根据传统设计方法设计的情况。图54至56展示的是根据本发明仅在圆周方向考虑叶片倾斜的情况，图57至59展示的是根据本发明同时考虑叶片倾斜和叶片荷载(rVe)/m而设计的情况，图60至62展示的是根据本发明仅考虑叶片荷载(rVe)/m而设计的情况；图63至74展示了经向距离和叶片角度的关系曲线，该曲线比较了传统设计方法设计的情况和根据本发明仅在圆周方向考虑叶片倾斜的情况，或根据本发明同时考虑圆周方向叶片倾斜和叶片荷载(rVe)/m的情况，或根据本发明仅考虑叶片荷载(rVe)/m的情况；图63至65是低比速离心泵叶轮的情况，图63展示了叶轮毂上的叶片角βH曲线，图64展示了覆板上的叶片角βS曲线，图65展示了叶片角差值βH-βS曲线；图66至68是中比速混流泵叶轮的情况，图66展示了叶轮毂上的叶片角βH曲线，图67展示了覆板上的叶片角βS曲线，图68展示了叶片角差值βH-βS曲线；图69至71是离心压缩机叶轮的情况，图69展示了叶轮毂上的叶片角βH曲线，图70展示了覆板上的叶片角βS曲线，图71展示了叶片角差值βH-βS曲线；图72至74是混流压缩机叶轮的情况，图72展示了叶轮毂上的叶片角βH曲线，图73展示了覆板上的叶片角βS曲线，图74展示了叶片角差值βH-βS曲线；图75(A)和75(B)是展示混流泵叶轮叶片倾斜差别的透视图，图75(A)是根据本发明仅在圆周方向考虑叶片倾斜的情况，图75(B)是根据本发明同时考虑叶片倾斜和叶片荷载(rVe)/m的情况；图76是展示三维反向设计方法数值计算的流程图，该方法用于获得本发明涡轮机械叶轮的验证数据。
以下描述如本发明第一个方面的实施例。
叶轮流道中相对流动的主流受粘度的影响可以忽略不计，因此下式基本适用于液体泵中的不可压缩流体。
PTrel＝P*+0.5ρW2＝常数其中PTrel是叶轮上游的相对滞止压力。
另外，作为叶片表面上对比静压P*的无因次量，压力系数Cp以下式来定义Cp＝(PTrel-P*)/(0.5ρU2)＝(W/U)2其中U代表叶轮出口的圆周速度。
图3展示了叶轮毂上和叶片覆板上无因次经向距离m和压力第数Cp之间的关系。从上述方程可清楚地看到，在覆板上压力系数Cp较大，该处对比静压P*较小，而在叶轮毂上压力系数Cp较小，该叶轮毂上对比静压P*较大。如上所述，因为叶片负压表面上辅流的经向分量从具有较大对比静压P*的叶片毂一侧指向具有较低对比静压的覆板一侧，所以辅流的经向分量可以通过减小压力差ΔCp来抑制。顺便提及，在非压缩性流体的情况下，压力系数Cp等于(W/U)2，其中W是相对速度。对于压缩机中的可压缩流体，与辅流的情况有关的物理量是相对马赫数。为简化起见，以下仅描述压力系数Cp的分布。非压缩性流体中压力系数Cp的分布对辅流的经向分量的影响等于压缩性流体中相对马赫数的影响。
因为叶片表面边界层的厚度从叶轮入口至叶轮出口逐渐变厚，该边界层沿叶轮中的流道壁形成。所以本发明在考虑叶轮后半部分压力系数Cp的分布的情况下，提出了用于抑制叶片负压表面上辅流经向分量的结构。即叶片的形状设计成使其具有如图4所示的压力分布，以使负压表面上叶轮毂侧和覆板侧的压力差在叶轮出口方向呈现明显的减小趋势。叶片上的压力分布可以通过以下方法获得，该压力分布中，压力差ΔCp沿叶轮出口方向明显减小(a)如图5所示，增加叶轮毂一侧的叶片荷载，即在叶轮毂一侧，叶片的正压表面和负压表面间的压力差沿叶轮出口方向明显减小。
(b)如图6所示，沿叶轮出口方向，在覆板一侧明显减小叶片荷载。
(c)将(a)和(b)结合起来。
在任何情况下，必须使叶片上的压力分布中，叶片负压表面上的压力差ΔCp沿叶轮出口方向明显减小，如图4所示。
根据大量的验证数据，在以下情况下，上述压力差明显减小的趋势为最佳，该情况即对比静压差ΔCp(或相对马赫数差ΔM)的最小值和某位置上对比压力差ΔCp(或相对马赫数差ΔM)的值的差值不小于0.2(对于相对马赫数差为0.15)。该差值对应于最小的无因次经向距离减去无因次经向距离0.4的值。验证数据还显示，出现明显减小趋势的最佳位置是在无因次经向距离m＝0.4～1.0的范围之内。
在低比速离心叶轮或混流叶轮中，叶轮出口的宽度较窄，并且叶轮毂表面和覆板表面的压力差较小。所以压力差ΔCp在叶轮出口处通常较小，如图4所示，即在无因次经向距离m＝1.0的位置。另一方面，在叶轮入口处，覆板上的压力系数大于叶轮毂上的压力系数。相应地，离心叶轮中叶片负压表面上的压力差ΔP沿叶轮出口方向也有与图4所示方式相似的减小趋势。但是，为了抑制这种叶轮中的辅流，必须使压力差ΔCp几乎变为零，或压力差ΔCp变为负值，即加大压力差ΔCp减小的趋势以使叶轮毂侧的压力系数Cp大于覆板一侧的压力系数。根据大量的验证数据，当某个位置的无因次经向距离不小于m＝0.6，并且该位置上ΔCp接近零或其符号由正变负时，该位置是较合适的，当该位置位于无因次径向距离m＝0.65～0.9范围内时，该位置是最佳的。在传统的设计中，因没有这种考虑，所以不能有效抑制辅流的经向分量。
下面将再描述如本发明第二个方面的实施例。
为了实现上述对比静压P*分布，本发明提出了一种结构，该结构中的叶片形状由流体的周向平均角动量rVe在无因次经向距离m方向的导数来决定，该角动量由叶轮做的功来提供。
一般地，涡轮机械中叶轮的叶片荷载，即正压表面和负压表面的压力差P*(+)ρ-P*(-)ρ＝π(Wb1rVe)/B，其中Wb1是叶片表面位置的相对速度，B为叶片数，是给出空间坐标初级导数的微分因子，Ve的切向平均值，如图12(C)叶轮毂上叶片到叶片平面所示。
从上述方程得知，正压表面和负压表面的压力差与rVe(角动量)的经向导数密切相关，该角动量为流道半径与该半径处绝对速度的圆周速度分量Ve的切向平均值的乘积。
所以如图5和图6所示，为了增大或减小压力系数Cp，rVe的经向导数应定为适当的值。本发明中，rVe的经向导数给出如下叶轮毂上(rVe)/m的分布使得(rVe)/m在靠近叶轮入口处有一个小的数值而在靠近叶轮出口处具有最大值，如图7(A)所示，这样，叶轮毂表面上的叶片荷载P*(+)-P*(-)在叶轮的后部增大而在叶片的前部减小。另外，覆板表面上的(rVe)/m分布使得靠近叶轮入口处(rVe)/m具有最大值，而在靠近叶轮出口处具有一个小的数值，如图7(B)所示，这样，覆板表面上的叶片荷载P*(+)-P*(-)在叶轮的前部增大而在叶片的后部减小。在图8中，通过叶轮毂表面和覆板表面上的(rVe)/m分布相对比可以看出，在靠近叶轮入口处，覆板上rVe的经向导数比叶轮毂上rVe的经向导数要高，而在叶轮出口处，叶轮毂上rVe的经向导数比覆板上rVe的经向导数高。在这种情况下，叶轮毂上(rVe)/m的分布曲线与覆板上的分布曲线相交，交点在无因次经向距离m＝0～1.0范围内。通过采用这种类型的(rVe)/m分布，可以使对比静压差ΔCp在经向方向朝叶轮出口处的减小趋势大大加强，因为这种类型的分布使靠近叶轮入口处ΔCp的值比较大而靠近叶轮出口处ΔCp的值比较小。因而叶片负压表面辅流的经向分量可得到有效地抑制。许多验证数据证明，两曲线的相交位置最好是无因次经向距离不小于m＝0.5的位置并且在m＝0.55～0.85的范围内是最佳的。当某位置在无因次经向距离m＝0～0.3范围内， 并且该位置覆板上的(rVe)/m在叶轮的前部有一个最大值时，该位置是适当的，当某位置在无因次经向距离m＝0.6～1.0范围内，并且该位置叶轮毂上的(rVe)/m在叶轮的后部有一个最大值时，该位置是适当的。
如果确定了荷载分布(rVe)/m的适当分布，那么可实现这种分布的叶轮的三维几何形状可采用流动分析方法通过试差修改叶片形状而确定。但这种三维几何形状也可以更有效地通过采用三维反向设计方法来确定，该方法是广为人知的一种方法，该方法用于数值计算三维叶片形状以实现设定的叶片荷载分布。人们提出了关于三维反向设计方法的不同的理论；例如，Zangeneh，M.1991年的“用于径向和混流涡轮机械叶片的可压缩三维叶片设计方法”，流体数值方法国际学报，卷13，页599～624，Borges，J.E.1990年的“涡轮机械的三维反向设计方法部分I-理论”，ASME会刊，涡轮机械杂志，卷112，页346～354，Yang，Y.L.，Tan，C.S.和Hawthorne，W.R.1992发表的“三维流动中的涡轮叶片的空气动力设计应用于径向内流涡轮机械”，ASME，论文92-GT-74，Dang，T.Q.1993发表的“超音速流动中的涡轮机械叶片的全三维反向方法”，ASME会刊，涡轮机械杂志，卷115，页354～361。由M.Zangeneh(1991)提出并用于本发明中的方法简要解释如下。叶片用涡流层来表示，涡流层沿叶片弧线分布，涡流的强度由设定的rVe的分布来确定，rVe为圆周速度Ve的切向平均值与半径r的乘积。Ve可以很容易地由叶片荷载分布(rVe)/m和经向几何条件，通过(rVe)/m沿无因次距离m积分来确定。实现本发明设定的叶片荷载分布的叶片形状可以通过利用以下条件来确定，该条件即流道中涡流层导致的速度必须与叶片表面相一致。三维反向方法中的数值计算流程如图76所示，并简要描述如下。
(步骤1)通过沿无因次经向距离m方向积分设定的荷载分布(rVe)/m，计算rVe在经向平面的分布。
(步骤2)估算速度Vm的经向分量，该速度Vm决定于叶轮设定的设计质量流量和设定的经向几何形状的截面积。
(步骤3)通过在叶轮中每个位置上用半径r去除rVe来估算速度Ve的切向分量。在这个节段，得到的速度场是实际速度场的初始近似值，因为叶片形状的影响没有准确地考虑。
(步骤4)采用速度场和非粘性滑动条件在每个位置上计算叶片形状，该条件意味着相对流动必须与叶片表面校准。叶片形状通过求解一阶双曲偏微分方程算出，所以通过设定沿叶片出口方向的θ分布作为积分的初始值，可以给出叶轮出口处的叶片倾斜度。
(步骤5)根据步骤1计算出的rVe分布和本节段从步骤4得到的叶片形状，计算整个叶片区域的速度分布。
(步骤6)利用步骤5得到的速度分布和步骤4计算出的叶片形状，通过求解控制偏微分方程，计算速度场。
(步骤7)带着步骤6得到的修改的速度场返回步骤4，重复步骤4至步骤7直到两次迭代中叶片形状的变化小于某个给定的误差为止。
下面将描述如本发明第三个方面的实施例。
根据本发明，为了优化叶轮中的对比静压P*的分布，叶片在圆周方向倾斜，即叶轮毂侧的叶片比覆板侧的叶片在叶轮的旋转方向上其位置要靠前。与图1(A)相似，图9(A)展示了闭式叶轮三维几何形状的透视图部分为剖面。图9(B)展示了图9(A)中沿C-C′线的剖面图。这里图9(A)和图9(B)中的符号与图1(A)中相同的符号代表相同的部件。
如图9(B)所示，由于叶片正压表面3b和负压表面3c间的压力差，流体的力以接近垂直于叶片表面的方向作用于叶片，而其反作用力沿相反的方向作用于流体，该反作用力的方向指向叶片负压表面3c并近似垂直于叶片3。如图9(B)中虚线所示，当叶片在周向没有倾斜角时，反作用力沿周向作用于流体，并且没有垂直于叶轮毂或覆板的分力。
另一方面，如果叶片的倾斜方式使得在叶轮旋转方向上叶轮毂侧3CH的叶片先于覆板侧的叶片，那么作用于流体的力具有垂直于覆板表面的分力，该作用力从流道的正压侧指向负压侧，如图9(B)所示。因此，流道中产生一个对比静压场以平衡上述作用于流体的叶片力，并且与没有叶片倾斜角的情况相比，该对比静压P*在覆板表面有较大的值而在叶轮毂表面具有较小的值。所以如图3中压力系数Cp分布中的叶轮毂表面与覆板表面间的压力差减小，从而可形成适合抑制辅流的压力场，如图4所示。
通过对轴流涡轮机械的传统的研究，叶片沿周向的倾斜度对辅流的经向分量的影响有了定性的了解。但是，因为叶片几何形状对辅流的影响还没有充分地和定量地了解，所以叶片倾斜效果的利用在传统的叶片倾斜方式中受到一定的限制，传统的叶片倾斜方式是在周向偏移叶片的覆板一侧，并保持叶片倾斜角r在叶片入口处和叶片出口处相同，或沿弯曲的展翼方向堆积线堆起传统的叶片外形曲线。
图10展示了闭式叶轮的简要经向剖面，沿图10中D-D′方向从叶轮入口6a看去的平面图和沿图10中E-E′方向从叶轮出口看去的平面图一起分别展示在图11(A)、11(B)和11(C)的上图和下图中。如日本专利NO.55-134798所述，当传统的叶片倾斜方式应用于图11(A)所示传统叶轮中时，叶轮的平面图如图11(B)所示。在这种传统的叶片倾斜方式中，覆板侧的叶片在周向简单偏移，而没有改变覆板侧的叶片几何形状。在这种情况下，叶轮毂2侧叶片弧线的折转点q的位置与图11(A)所示的传统叶轮的折转点相同，在该折转点位置叶片曲率改变其符号。另外图11(B)的上图还显示，叶片倾斜角r在接近叶轮出口处基本保持恒定，该倾角定义为叶片3的中心线与覆板表面4的夹角。
另一方面，在本发明的第三种方式中，通过沿径向向外偏移折转点q的位置，叶轮毂侧叶片的形状进行了更主动的修改，因而减小了叶片后部的后掠角。即，叶轮毂侧的叶片角αH沿叶轮出口方向增加，并且流道的叶片几何形状的设计使叶片在叶轮旋转方向上其叶轮毂侧应先于覆板侧。如图11(C)所示，在这种情况下，与图11(B)所示的传统叶片倾斜方式相比，叶轮毂侧叶片弧线的折转点q向叶轮出口方向转移了。叶轮的设计还使覆板侧的后掠角即{d(rθ)/dr}沿叶轮出口方向增大，从而{d(rθ)/dr}S＞{d(rθ)/dr}H。其中下标“S”指的是覆板侧的值而“H”指的是叶轮毂侧的值。
还有，叶片倾角r的合适的设计应使其沿叶轮出口方向表现出减少的趋势，如图11(C)所示。这里没必要保持叶片倾角r为一恒定值。在这种情况下，由于入口处叶片倾角r的值相对较大，叶片倾角的影响较小，所以入口处压力差ΔCp相对较大，并且沿叶轮出口方向由于叶片倾角r的值相对较小，叶片倾角的影响较大，所以ΔCp有明显减小的趋势。除了这些，如图11(C)所示，叶轮的设计应使叶片出口角αTE从叶轮毂2侧的角度αTE，H至覆板4的角度αTE，S有减小的趋势，并且叶轮毂侧的叶片角αH在叶轮的出口处具有一个最大值或局部最大值。
除了通过沿叶轮旋转的相反方同移动叶片覆板侧而产生的传统叶片倾斜方式，再通过特别考虑叶轮毂侧的叶片形状，叶片倾斜的影响变得更加有效。许多验证数据证实，折转点的合适的半径位置位于半径比不小于r*＝(r-r1H)/(r2H-r1H)＝0.6的位置或位于无因次经向距离m＝0.7之后的位置，在折转点上，叶片角αH最大并且叶轮毂侧的叶片曲线改变其曲率的符号。其中，r1H为叶轮毂侧的叶轮入口半径而r2H为叶轮毂侧的叶轮出口半径，如图10所示。许多验证数据还证实，当叶片倾斜比S大于S＝(θTE，S-θTE，H)/(θTE，M-θLE，M)＝0.14时，叶片倾斜的效果最佳。其中，θ为图11(C)所示的柱坐标系统的周向坐标，下标“TE”代表叶片出口(叶片拖尾边)处的值，“LE”代表叶片入口(叶片引导边)处的值，“S”代表位于覆板4侧的值，“H”代表在叶轮毂2侧的值，以及“M”代表中间跨度位置的值。
但是，为了完全抑制离心或混流涡轮机械中辅流的经向分量，该离心或混流涡轮机械中的辅流要比轴流涡轮机械严重，叶片沿周向方向需要过分的叶片倾斜，由于制造上的困难以及结构和强度上的问题，这种倾斜方式的应用是不实际的。另一方面，根据本发明提出了一种方法，该方法通过采用第二个方面(优化叶片荷载分布(rVe)/m)，同时采用没有制造困难也没有结构和强度问题的叶片倾斜方式来抑制辅流的经向分量。
下面将描述符合本发明第四个方面的实施例。
考虑(rVe)/m分布的优化，或沿周向方向的叶片倾斜，或根据本发明二者均考虑，叶片的三维形状按着图76中的流程，通过三维反向设计方法可被计算出来。并且人们已证实，能有效抑制辅流经向分量的叶轮具有特征的叶片角分布，即本发明的第四个方面是将叶轮设计成使其具有以下叶片角分布。
(a)叶轮毂侧相对于无因次距离的叶片角分布沿叶轮出口方向明显增大，如图13(A)所示。
(b)覆板侧相对于无因次距离的叶片角分布沿叶轮出口方向明显减小，如图13(B)所示。
(c)叶片角分布中叶轮毂侧和覆板侧的叶片角差值相对于无因次距离沿叶轮出口方向明显增加，如图14所示。
这种情况下，当叶片角度差最大值的位置不小于无因次经向距离m＝0.5或更有效地位于无因次经向距离m＝0.7～1.0范围内，并且最大叶片角差值不小于20度时，许多验证数据都证明，辅流的经向分量的抑制效果是明显的。验证数值还证实，在无因次经向距离m＝0.0～0.2的范围内，叶片角差值的最大值高出平均叶片角差值10度以上。上述叶片角的定义见图12(A)和图12(B)。图12(A)展示了闭式叶轮的透视图，部分为剖面，该图对应于图1(A)。图12(B)是图12(A)沿F向的视图，该图展示了从垂直于叶轮毂2的方向看去叶片在叶轮毂表面2上沿其弯曲表面2的曲线。叶轮毂2侧的叶片角βH定义为叶片3的弧线与离开旋转轴1的径向距离r处的切向的夹角。图12(C)是图12(A)中沿G向的视图，该图展示了从垂直于覆板4的方向看去叶片在覆板表面4上的外形曲线。覆板4侧的叶片角βS定义为叶片3的弧线和离开旋转轴1的径向距离r处的切向的夹角。叶片角差值βH-βS定义为叶轮毂2侧的叶片角βH和覆板4侧的叶片角βS的差。思考如图4所示抑制辅流经向分量的基本结构，可以理解叶片角特性分布的物理意义。因为叶片角(从一周向方向定义)变大，所以从叶轮排出的流体具有较大的起涡速度，因而叶轮对流体做的功较大。这时，负压表面和正压表面的压力差也变大，因而叶片荷载增大，该压力差产生叶轮功。即，如图13(A)所示，由于沿叶轮出口方向叶轮毂表面的叶片角增大，所以叶轮毂表面上相应的叶片荷载(图5中实线和虚线围绕的区域)沿叶轮出口方向增加，如图5所示。另一方面，如图13(B)所示，由于覆板表面的叶片角沿叶轮出口方向减小。所以人们可以理解，通过设计叶轮使其具有这种叶片角分布，可以实现有效抑制辅流经向分量的叶片压力分布。从图4的说明中可明显看出，因为辅流切向分量抑制效果决定于叶片负压表面上叶轮毂和覆板间的对比静压分布之差，所以实际上叶轮毂和覆板间的叶片角差值是重要的。故叶轮的叶片形状的特点反映在图14所示的叶片角差值分布中，该特点可有效地抑制辅流的经向分量。
有一种情况，该情况中叶片角差值βH-βS的分布在无因次距离m＝0～1.0间的一个部分呈现减小的趋势，而后当无因次距离增加时呈现明显增大的趋势。但是，叶片角差值的这种明显的增大对辅流的抑制效果基本相同。
叶片角分布的上述特征反应在本发明的第三个方面中，即在圆周方向上叶片倾斜的特征。折转点的位置给出了本发明的第三个方面的特征，并确定为在径向方向(rθ)变化最小的位置，即d((rθ)/dr最小的位置，在折转点位置，如图11(C)所示，叶轮毂侧叶片曲线改变其曲率的符号。另一方面，图12(B)定义的叶片角βH由tanβH＝{dm/d(rθ)}H给出。这里，tanαH＝{dr/d(rθ)}H＝{dm/d(rθ)}H＝tanβH(dr/dm)H，并且一旦确定了经向几何形状，(dr/dm)H的值便计算出来。因而，{d(rθ)/dr}H最小的位置与βH最大的位置紧密相关。由于这一点人们很容易得知，叶轮毂上这种折转点的最有效的位置是无因次半径比不小于r*＝0.6或无因次距离不小于m＝0.7的位置，该最有效位置是本发明第三个方面的特征。
以下将描述确定上述实施例的验证数据。
图15至26和图27至38展示了泵叶轮的验证数据，图15至26展示的是低比速离心叶轮的情况，而图27至38展示的是中比速混流叶轮的情况。图39至50和图51至62展示了压缩机叶轮的验证数据，图39至50展示的是离心叶轮的情况而图51至62展示的是混流叶轮的情况。为了得知辅流经向分量的抑制效果，使用了数值分析的结果，该数值分析是通过非常确定的三维粘性计算方法来完成的(Dawes，W.N.1988，“三维Navier-Stores解法用于各种涡轮机械的开发”ASME论文号NO.88-GT-70)。图17、20、23、26、29、32、35、38、41、44、47、50、53、56、59、62展示了数值分析预测的在叶片负压表面附近的流速向量以及沿负压表面边界层中的辅流的流动情况。
现在本发明将更多地根据图15至26中用于离心泵叶轮的验证数据来进行描述。在传统叶轮的设计中，没有考虑叶轮中辅流的抑制，而且叶片负压表面上叶轮毂和覆板间的压力系数差ΔCp沿这种叶轮出口方向增大，这种压力系数Cp的经向分布中，抑制辅流的ΔCp减小量不充分，如图15所示。如图16所示(rVθ)/m的分布在覆板侧和叶轮毂侧都比较平坦，而且不同于本发明第二个方面所述的分布，该分布适合抑制辅流。因此可以确认在传统设计的荷载分布中没有考虑抑制辅流。所以叶片负压表面上从叶轮毂至覆板，数值分析预测出强的辅流，如图17所示表现出不适当的流动方式。
另一方面，在图18至20的验证数据情况下，该情况采用了本发明的第三个方面，由于圆周方向上叶片倾斜的效果，实现了本发明的第一个方面。图18中负压表面上叶轮毂和覆板间的压力系数差ΔCp沿叶轮出口方向呈现出明显的减小趋势，并且ΔCp在无因次经向距离大约为0.7的位置改变符号，从而具有足够的抑制辅流的趋势。在这种情况下，虽然覆板上的最大荷载出现在叶片的前部，但叶轮毂上的最大荷载不在叶片的后部并且本发明的第二个方面没有充分满足。但是通过采用叶片倾斜比S＝0.142，本发明的第三个方面得到完全利用，从而获得如图18所示的合适的压力分布。因此，负压表面上从叶轮毂至覆板的辅流得到完全的抑制，并且得到如图20的数值分析结果所示的合适的流动方式。
图21至23展示了本发明的第三个方面和第二个方面相结合的情况。由叶片周向倾斜的第三个方面和叶片荷载的第二个方面的协同效果，负压表面上叶轮毂和覆板间的压力系数差ΔCp沿叶轮出口方向获得明显的减小趋势，并且ΔCp在无因次经向距大约为0.75的位置改变符号，从而具有足够的抑制辅流的趋势。因此，负压表面上从叶轮毂至覆板的辅流被抑制并得到如图23中数值分析结果所示的合适的流动方式。在这种情况下，叶片倾斜比率为S＝0.078，该值大约为图18至20仅采用第三个方面设计所得到的值的一半。正因为如此，才成功地获得了三维流道几何形状，该流道几何形状更适合于制造。
图24至26展示了仅采用本发明第二个方面的结果。由于图25的叶片荷载(rVe)/m的适当分布，负压表面上叶轮毂和覆板间的压力系数差ΔCp，与传统设计的情况相比，沿叶轮出口方向呈现出明显减小的趋势，从而具有抑制辅流的明显趋势。正因为如此，负压表面上从叶轮毂至覆板的辅流如图26数值分析的结果所示，与图17的传统设计情况相比受到完全抑制。但是，从图18与24的比较中可清楚地看到，图24中负压表面上叶轮毂和覆板间的压力系数的减小趋势不如图18中的明显。正因为如此，从图20和26的比较中可清楚地看到，辅流的抑制不如前面采用本发明第三个方面的设计有效。
图27至38展示了混流泵叶轮的验证数据，辅流抑制效果类似于上述离心泵叶轮的情况(图15至26)，可以确定的是，本发明也适用于混流泵叶轮。
以下将详细描述图39至50的离心压缩机叶轮的验证数据。如前面所述，在压缩性流体中，物理变量为相对马赫数分布，该变量与辅流的行为密切相关并用于本发明的第一个方面中。在传统设计的叶轮中，没有考虑辅流的抑制，并且沿叶轮出口方向相对马赫数M的经向分布，在负压表面上叶轮毂和覆板之间没有表现出充分的减小趋势，如图39所示。另外，图40中的叶片荷载在叶轮毂侧和覆板侧均表现出相对平坦的分布，并且与适合抑制辅流的分布不同。因而可以确认，传统设计中没有考虑抑制辅流的荷载分布。所以图41所示的数值分析1的结果，预测出较严重的辅流，该辅流沿叶轮出口方向位于从叶轮毂至覆板间的叶片负压表面上。
另一方面，在图42至44的验证数据情况下，由于周向叶片的倾斜效果，实现了本发明的第一个方面，在这些验证数据中采用了本发明的第三个方面。负压表面上叶轮毂和覆板间的相对马赫数差ΔM沿叶轮出口方向呈现明显减小的趋势，如图42所示，并且ΔM在无因次经向距离大约为0.8的位置改变其符号，从而具有充分的抑制辅流的趋势。在这种情况下，覆板上的最大荷载出现在叶片的后部，并且本发明的第二个方面没有充分满足。但是充分利用了本发明的第三个方面，并因此得到如图42所示的合适的相对马赫数分布。正因为如此，负压表面上从叶轮毂至覆板的辅流受到完全抑制，并得到如图44数值分析结果所示的适当的流动方式。
图45至47展示了本发明的第三和第二个方面相结合而得到的结果。由于叶片周向倾斜的第三个方面和叶片荷载的第二个方面的协同效果，负压表面上叶轮毂和覆板间的相对马赫数差值沿叶轮出口方向呈现一个明显减小的趋势，如图45所示，图中显示ΔM在无因次经向距离大约为0.75的位置改变其符号，从而具有足够的抑制辅流的趋势。正因为如此，负压表面上从叶轮毂至覆板的辅流受到抑制并且得到如图47的数值分析结果所示的适当的流动方式。在这种情况下，叶片倾斜率类似于图42至44的情况，该情况的设计仅采用了本发明第三个方面。但是，从图42和45的对比中明显看出，通过结合采用本发明的第二个方面，相对马赫数得到明显减小的趋势。
图48至50展示了仅采用本发明第二个方面的结果。由于图49中叶片荷载(rVθ)/m的适当分布，负压表面上叶轮毂和覆板间的相对马赫数差ΔM沿叶轮出口方向呈现出减小的趋势，并且ΔM在无因次距离大约为0.9的位置非常接近零，因而给出了抑制辅流的适当分布。正因为如此，负压表面上从叶轮毂至覆板的辅流完全被抑制，如图50的数值分析结果所示，并且得到了适当的流动方式。
图51至62展示了混流压缩机叶轮的验证数据和抑制辅流的效果，该效果类似于上述离心压缩机叶轮的情况，并且本发明的适用性被确认也可用于混流压缩机叶轮。
图63至74展示了根据本发明的第四个方面的特征叶片角分布。通过与图15至38所示的数值分析得到的辅流的经向分量的预测结果相比较，可以确认，当叶片角分布的特征性特点变得明显时，辅流经向分量的抑制效果增强。
即，离心泵叶轮数值分析的结果在图20、23和26中顺序展示了辅流抑制效果的增强，并且在图65的相应的叶片角差值分布中，叶片角差值沿叶轮出口方向以相同的次序呈现出更明显的增大趋势。故本发明的第四个方面的有效性得到明显的确认。还有，叶轮毂和覆板上的叶片角分布表现出如图13(A)和(B)所描述的本发明的第四个方面的特征。
在混流泵叶轮的验证数据中，叶片角βH和βS的特征可从图66至68看到。与离心泵叶轮的情况相类似，可以确认图68中本发明的第四个方面与图32、35和38所显示的辅流抑制程度紧密相关。
在上述图中，用传统设计方法设计的叶轮的叶片角分布用虚线表示。传统方法和本发明的差别可明显地得知。根据离心或混流泵叶轮的传统设计方法，该方法如A.J.Stepanoff的“离心或轴流泵”，第二版，John Willy & Sons，纽约，1957，P95～104，或J.L.Dicmas的“垂直透平机、混流和螺旋泵”，MacGraw-Hill，纽约，1989，P305～311，一旦叶轮入口和叶轮出口的叶片角通过设计要求确定，则叶轮入口和叶轮出口间的叶片角分布可以通过用一条曲线连接它们来大致确定，该曲线变化平缓、光滑。所以在传统的设计方法中根本不考虑辅流的抑制。图63至68中的虚线展示了通过这种传统设计方法设计的叶轮的叶片角分布。因此，在传统叶轮中辅流得不到抑制，并且这一点通过图17和29的数值分析结果得到确认，该图对应于图65和68中虚线所表示的传统叶轮。图69至74展示了压缩机叶轮的验证数据。该叶轮具有本发明第四个方面的叶片角分布的特征。通过与图44、47、50、56、59、69中数值分析预测的经向辅流相比较，可明显确认，当第四个方面的叶片角分布特征变得逐渐明显时，辅流抑制的效果增强。这里，图69至74中的虚线展示了典型压缩机的传统叶轮的叶片角分布。在该压缩机中，由于为减小摩擦损失沿覆板表面的流动的减速在叶片的前部已完成，所以叶片角分布不同于泵叶轮的叶片角分布。但是，由于根本没考虑辅流的抑制，所以辅流的经向分布没有得到抑制。这一点可通过图41和53所示的数值分析的相应结果得到确认。
图75展示了混流泵叶轮中叶片倾斜的第三个方面与叶片荷载的第二个方面相结果的效果。仅采有本发明的第三个方面设计的叶轮的几何形状其叶片倾斜比为S＝0.217，如图75(A)所示，该叶轮在圆周方向表现出很大的叶片倾斜而具有非常小的叶片倾斜角γ，并且叶轮的形状难于制造。另一方面，采用本发明的第三个方面和第二个方面相结合而设计的叶轮具有减半的叶片倾斜比S＝0.1，和如图75(B)所示的相对较大的倾斜角r，因而解决了制造上的困难，并且本发明的效果也得到确认。
工业适用性本发明在设计涡轮机械叶轮中具有以下几个方面的特征。
(1)对比静压差ΔCp或相对马赫数差ΔM相对于无因次经向距离表现出明显减小的趋势。
(2)rVe的经向导数即(rVe)/m沿经向距离方向具有这样的分布，即覆板上(rVe)/m的最大值出现在叶片的前部，和/或叶轮毂上(rVe)/m的最大值出现在叶片的后部。
(3)叶片在周向的倾角r不是一恒定的值，所以在叶轮的旋转方向上叶轮毂侧的叶片要领先于覆板侧的叶片。
(4)叶轮毂上的叶片角βH和覆板上的叶片角βS之间的叶片角差值βH-βS相对于无因次经向距离呈现明显增大的趋势。
根据以上几个方面的特征，辅流的经向分量可被有效地抑制，所以涡轮机械或下游流道中的损失可以减少，可以避免出现绝对倾斜的特征曲线，并且可改进运行的稳定性。因此，本发明在工业中具有很大的实用价值。
考虑到以上4个方面，通过与反向设计方法和流动分析技术相一致的验证数据，这些适用性得到了增强，因此本发明可有效地用于工业中。
权利要求
1.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其特点为所述叶轮的设计使叶片负压表面上叶轮毂和覆板间的对比静压差ΔCp或相对马赫数差ΔM，在无因次经向距离m＝0(叶轮入口)的位置和无因次经向距离m＝1.0(叶轮出口)的位置之间，当所述无因次经向距离增大时，呈现明显减小的趋势。
2.如权利要求1的离心或混流涡轮机械，其中所述明显减小的趋势使得对比静压差ΔCp的最小值和某位置上对比静压差ΔCp的差值不小于0.2，该位置对应于所述最小值的无因次距离减去0.4所得到的无因次经向距离的位置，或使得相对马赫数差ΔM的最小值和某位置上相对马赫数差ΔM的差值不小于0.15，该位置对应于所述最小值的无因次经向距离减去0.4所是到的无因次经向距离的位置。
3.如权利要求1或2的离心或混流涡轮机械，其中所述明显减小的趋势出现在无因次经向距离m＝0.4～1.0的范围内的某位置上。
4.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其特点为，所述叶轮的设计使得叶片负压表面上叶轮毂和覆板间对比静压差ΔCp或相对马赫数差ΔM，在无因次经向距离为零的位置(叶轮入口)和无因次经向距离为1.0的位置(叶轮出口)之间，变得接近为零或从正到负改变其符号。
5.如权利要求4所述的离心或混流涡轮机械，其中所述ΔCp或ΔM接近为零或所述从正到负改变符号发生的位置位于无因次经向距离不小于0.6的位置(叶轮出口侧)。
6.如权利要求4的离心或混流涡轮机械，其中ΔCp(或ΔM)的所述接近零或所述从正到负改变符号发生的位置位于无因次经向距离m＝0.65～0.9的范围内。
7.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其特点为，所述叶轮的设计使rVe的经向导数即(rVe)/m在叶轮前部位置覆板上具有最大值，该rVe为叶轮半径r和所述叶轮流道中流体绝对速度V的圆周速度分量的切向平均值的乘积，和/或所述rVe的经向导数即(rVe)/m在叶轮的后部位置上的叶轮毂侧具有最大值。
8.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其特点为，所述叶轮的设计使得rVe的经向导数即(rVe)/m，在无因次距离m＝0附近(叶轮入口处)位置上，叶片覆板侧的值要大于叶片叶轮毂侧的值，rVe为叶轮半径r和所述叶轮流道中流体绝对速度V的圆周速度分量Ve的切向平均值的乘积，并且所述rVe的经向导数，即(rVe)/m，在无因次距离m＝1.0的附近位置(叶轮出口)其覆板侧的值小于其叶轮毂侧的值，并且叶轮毂侧rVe的所述经向导数分布，在无因次经向距离为零的所述位置(叶轮入口)和无因次经向距离为m＝1.0的位置(叶轮出口)之间，与覆板侧的rVe的所述经向导数分布相交叉。
9.如权利要求8所述的离心或混流涡轮机械，其中所述交叉发生在无因次经向距离不小于0.5(叶轮出口侧)的范围内。
10.如权利要求8所述的离心或混流涡轮机械，其中所述交叉发生在无因次经向距离为0.55～0.85(叶轮出口侧)的范围内。
11.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片在无因次距离m＝0(叶轮入口)的位置和无因次距离m＝1.0(叶轮出口)的位置之间沿圆周方向倾斜，所以在所述叶轮的旋转方向上叶轮毂侧的叶片要先于覆板侧的叶片，并且叶片倾角r沿所述叶轮的出口方向呈现出减小的趋势，该倾角r定义为流道剖面图上覆板表面和叶片中心线的夹角。
12.如权利要求11的离心或混流涡轮机械，其中叶片角αTE，由叶轮毂侧的值αTE，H减小至覆板侧的值αTE，S，该叶片角αTE定义为从叶轮入口侧看去的所述叶轮平面视图上出口处的叶轮弧线和切线方向的夹角。
13.如权利要求12的离心或混流涡轮机械，其中叶片角αH在叶轮出口侧具有最大值或局部最大值，该角定义为从叶轮入口看去的所述叶轮平面图中叶片弧线和叶轮毂侧切线方向的夹角。
14.如权利要求13的离心或混流涡轮机械，其中叶片角αH的所述最大值或局部最大值出现在无因次经向距离不小于m＝0.7的位置或出现在无因次半径比不小于r*＝0.6(叶轮出口侧)的位置。
15.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片在无因次经向距离m＝0的位置(叶轮入口)和无因次经向距离m＝1.0的位置(叶轮出口)这间沿圆周方向倾斜，所以在所述叶轮的旋转方向上叶轮毂侧的叶片要先于覆板侧的叶片并且叶片的后掠角在覆板侧沿叶轮出口方向变得很大，使{d(rθ)dr}S＞{d(rθ)dr}H。
16.如权利要求11至15之一的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片在圆周方向倾斜的设计使得叶片倾斜比S不小于S＝0.14，该S值代表了叶片倾斜的总体程度并定义为S＝(θTE，S-θTE，H)/(θTE，M-θLE，M)其中θTE，S覆板侧出口处的角坐标，θTE，H为叶轮毂侧出口处的角坐标，θTE，M为覆板和叶轮毂中间点出口的角坐标，θLE，M为覆板和叶轮毂中间点处叶轮入口的角坐标。
17.如权利要求1至10之一的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片沿圆周方向倾斜，所以在叶轮旋转方向上叶轮毂侧的叶片先于覆板侧的叶片。
18.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其特点为，所述叶轮的设计使得从周向度量的叶片角分布中，叶轮毂侧的叶片角βH和覆板侧的叶片角βS之间的叶片角差βH-βS，在无因次距离为零的位置(叶轮入口)和无因次距离为1.0的位置(叶轮出口)之间，随着无因次经向距离的增大呈现明显增大的趋势。
19.具有一个叶轮的离心或混流涡轮机械，其特点为，所述叶轮的设计使得从周向方向度量的叶片角分布中，叶轮毂侧的叶片角βH和覆板侧的叶片角βS之间的叶片角差βH-βS，在无因次经向距离为零的位置(叶轮入口)和无因次距离为1.0的位置(叶轮出口)之间某部分中，随着所述无因次距离的增大呈现减小的趋势。
20.如权利要求18或19的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片角差βH-βS具有一个不小于20度的最大值或局部最大值。
21.如权利要求18或19的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片角差βH-βS具有一个最大值或局部最大值，该值比无因次距离m＝0～0.2(叶轮入口侧)范围内的平均叶片角差值至少大10度。
22.如权利要求20或21的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片角差βH-βS的所述最大值出现在无因次经向距离不小于0.5(叶轮出口侧)的位置上。
23.如权利要求20或21的离心或混流涡轮机械，其中所述叶片角差βH-βS的所述最大值出现在无因次经向距离m＝0.7～1.0的位置上(靠近叶轮出口)。
全文摘要
涡轮机械叶轮(6)具有叶片(3)，该叶片的设计使得叶片(3)负压表面(3c)上叶轮毂(2)和覆板(4)间的对比静压差ΔCp，从叶轮入口(6a)和叶轮出口(6b)之间靠近叶轮出口时，在叶轮出口(6b)附近呈现明显减小的趋势。
文档编号F04D29/66GK1156493SQ9419515
公开日1997年8月6日 申请日期1994年6月10日 优先权日1994年6月10日
发明者迈赫达德·苍格内, 原田英臣, 后藤彰 申请人:株式会社荏原制作所, 株式会社荏原综合研究所, 伦敦大学学院