C200汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及懸架統(tǒng)設(shè)計(jì)【雙橫臂式獨(dú)立懸架】（含CAD圖紙?jiān)次募?/h1>

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 附錄 泵式渦輪機(jī)的現(xiàn)代設(shè)計(jì) P.諾維茨基 安德里茨水輪發(fā)電機(jī)公司，德國 摘要： 在日益增加的市場利益和挑戰(zhàn)下，泵式渦輪機(jī)領(lǐng)域需要新的發(fā)展。對于安德里茨水輪發(fā)電機(jī)桐柏項(xiàng)目開發(fā)的一種新型水泵渦輪機(jī)，應(yīng)用現(xiàn)代流動模擬的數(shù)控方法對所有組件進(jìn)行優(yōu)化，對于模型的性能檢測和驗(yàn)證試驗(yàn)使該項(xiàng)新型水泵渦輪機(jī)的發(fā)展得以實(shí)現(xiàn)。對于在水泵渦輪機(jī)的尾水管渦流、渦輪同步、轉(zhuǎn)子-定子互動等地方發(fā)生的不穩(wěn)定現(xiàn)象的研究，一直是近幾年來安德里茨特殊研究的一個項(xiàng)目專題。 在新型水泵渦輪機(jī)的設(shè)計(jì)中，更詳細(xì)的了解這一現(xiàn)象將有助于改善外形設(shè)計(jì)，避免或減少這些不穩(wěn)定因素的影響。在抽水蓄能電站計(jì)劃中，桐柏項(xiàng)目中共有四個泵式渦輪機(jī)，每個泵式渦輪機(jī)配有額定功率為306兆瓦的發(fā)電機(jī)組。這一整體設(shè)計(jì)已經(jīng)展示，并且一些特殊性能的機(jī)械化設(shè)計(jì)像蝸殼，特別強(qiáng)化了導(dǎo)葉軸承和導(dǎo)葉片的安全設(shè)計(jì)。本文將記錄并呈現(xiàn)該項(xiàng)目在調(diào)試期間的第一份性能行為性測試結(jié)果。 一、導(dǎo)言 近幾年，對于新型或者強(qiáng)效型泵式蓄能系統(tǒng)的需求已經(jīng)被全世界所認(rèn)同，在與中國一樣的經(jīng)濟(jì)擴(kuò)大的國家里，日益增加的對于能源的需求呼喚著新的發(fā)電廠的建設(shè)落實(shí)。在國家電網(wǎng)中，?抽水蓄能電站計(jì)劃在平衡電力的供應(yīng)和需求方面，受到極為重要的關(guān)注。抽水蓄能電站能夠在電網(wǎng)提供平衡的電壓和頻率方面起到穩(wěn)定的作用。此外，它們可以在幾秒鐘的時間內(nèi)提供快速的電壓調(diào)節(jié)響應(yīng)，從而適應(yīng)迅速的變電需求。當(dāng)然，抽水蓄能電站是一種種電能儲存在低需求期間的成熟技術(shù)。 在過去的幾年里，安德里茨水輪發(fā)電機(jī)公司在泵式渦輪機(jī)的發(fā)展中做出了不斷的努力，在歐洲，一些現(xiàn)代化項(xiàng)目也取得了成功的進(jìn)展，像捷克共和國的Dalesice計(jì)劃、波蘭的Zarnowiec項(xiàng)目等。目前，為奧地利Hintermuhr項(xiàng)目的新泵式渦輪機(jī)正在開發(fā)中。在中國市場，2001和2002年，安德里茨水輪發(fā)電機(jī)承擔(dān)了桐柏抽水蓄能電站、狼牙山發(fā)電站兩大發(fā)電站的項(xiàng)目，這兩個項(xiàng)目都需要設(shè)計(jì)一個全新的液壓系統(tǒng)，以滿足并擔(dān)保機(jī)械儲能系統(tǒng)的高性能設(shè)計(jì)要求。 二、桐柏項(xiàng)目簡介 桐柏項(xiàng)目的主要供應(yīng)范圍包括：四個可逆式水泵（發(fā)電機(jī)額定功率為306兆瓦），包括閥門和電機(jī)發(fā)電機(jī)，數(shù)字式電子調(diào)速器，包括高低壓電纜及輔助系統(tǒng)的主變壓器和附加設(shè)備（如激勵系統(tǒng)，數(shù)字保護(hù)，計(jì)算機(jī)監(jiān)控系統(tǒng)，靜態(tài)頻率轉(zhuǎn)換器）等。該電站被設(shè)想為一個具有2個壓力管道通過水閘連接2個天然水庫的地下洞穴。每個通水隧道源于各自水庫的底部，通水隧道設(shè)有緊急閘門。主要的泵式水輪機(jī)和桐柏項(xiàng)目的數(shù)據(jù)如表1所示。 該合同已于2001年12月被授予安德里茨海德魯，第一單元于2006年5月25日完成試運(yùn)行，之后投入正常運(yùn)營。 表1 桐柏項(xiàng)目主要數(shù)據(jù) 地理位置 中國浙江省 最終用戶 桐柏抽水蓄能電力公司 同步轉(zhuǎn)速 300rpm 頻率變化（正常/異常） 49.7 - 50.4 Hz / 49.0 -51.0 Hz 液壓額定功率/最大輸出電功率 306 MW / 334 MVA 額定水頭高度/水頭總范圍/ Hmax/Hmin值 244 m / 234.8 - 286.2 m /1.22 泵：最大流量（Qmax/ Qmin值） 118 m3/s / 1.31 渦輪：標(biāo)稱放電量Qnom 142 m3/s 極速最高效率(nq = n · Q1/2 / H3/4) 44 轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)，檢票閘數(shù)，固定導(dǎo)葉數(shù) 7, 20, 20 蝸殼進(jìn)水口直徑 3.1 m 泵口外徑-D1 4.8 m 定子直徑 9.2 m 數(shù)便門伺服電機(jī) 2 調(diào)試時間 2006 三、液壓布局 液壓布局是一個關(guān)鍵的工藝設(shè)計(jì)過程，需確定水力特性和主要尺寸，盡可能以最佳方式滿足客戶指定的基本要求。這種趨勢曲線如圖1所呈現(xiàn)，它給出了由安德里茨水電和其他供應(yīng)商的工廠設(shè)計(jì)的幾個抽水蓄能水頭的特定速度范圍。為達(dá)到良好的水力性能和最低的總體尺寸的前提下，高速是可以實(shí)現(xiàn)的，因?yàn)樵黾拥膭恿梢蕴峁┰龃蟮乃俣?，所以，安全和適當(dāng)?shù)囊簤汉蜋C(jī)械操作最終限制了泵式渦輪機(jī)能達(dá)到的轉(zhuǎn)速。 圖1 桐柏抽水蓄能電站的特點(diǎn)是大范圍的水頭總頭。在泵模式中的Hmax / Hmin比率超過1.2。以300 rpm的同步轉(zhuǎn)速和充足的動力，這些機(jī)器符合現(xiàn)代的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。在中國，對于抽水蓄能電站計(jì)劃的一個總體要求能夠是在相對較大的電網(wǎng)頻率和持久的變化工作需求環(huán)境中的操作。這些變化都必須在液壓布局和一開始的設(shè)計(jì)過程中考慮到，如表1，因?yàn)樗鼈償U(kuò)大了Hmax到Hmin連續(xù)操作中指定的范圍。泵的最大水頭模式將提供于避免不穩(wěn)定運(yùn)行時，在最低總頭處，最大的輸入功率必須控制在設(shè)計(jì)時電動發(fā)電機(jī)所限制的功率范圍內(nèi)。在設(shè)計(jì)低壓側(cè)的轉(zhuǎn)輪葉片輪廓時，必須考慮忽略掉的大量的氣穴對于泵內(nèi)的整個頭部范圍的作用影響。 四、水力設(shè)計(jì)和計(jì)算方法 為了滿足桐柏項(xiàng)目的所有要求，安德里茨準(zhǔn)備了全新的水力設(shè)計(jì)。對于水泵水輪機(jī)設(shè)計(jì)，安德里茨對于開發(fā)過程中使用的程序和組件的設(shè)計(jì)進(jìn)行了優(yōu)化，采用先進(jìn)的CFD流體力學(xué)計(jì)算方法（參考文獻(xiàn)1，2，3，4）。這些模塊組成的設(shè)計(jì)過程基本上是這樣的：計(jì)算機(jī)輔助的輪廓幾何定義，在不同的工作點(diǎn)對計(jì)算機(jī)配置文件的修改，流道的輔助數(shù)值模擬以改善穩(wěn)定性，盡量減少流場損失。 各組件的主要尺寸是基于數(shù)據(jù)與標(biāo)準(zhǔn)型材的結(jié)合，采用簡化的一維計(jì)算工具進(jìn)行設(shè)計(jì)給定。在幾個優(yōu)化循環(huán)中，通過三維（3D）的流動模擬方法對這些組件進(jìn)行三維流動影響的研究分析。該優(yōu)化循環(huán)的目標(biāo)是實(shí)現(xiàn)靜止部件之間以及在兩個方向流動的液體相互作用的優(yōu)化。同時，對該組件尺寸依據(jù)有關(guān)規(guī)定在安全和服務(wù)組件的機(jī)械設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)等方面進(jìn)行第一次檢查。全液壓設(shè)計(jì)過程的合理時間控制立足于由安德里茨水輪發(fā)電機(jī)公司研發(fā)的集成了內(nèi)部和商業(yè)工用的特制軟件開發(fā)包的運(yùn)用。 圖2： 轉(zhuǎn)輪設(shè)計(jì)過程是通過運(yùn)用3D歐拉代碼參數(shù)的快速變化的方法啟動，由此產(chǎn)生的初步轉(zhuǎn)輪配置文件用于詳細(xì)的摩擦損失和湍流效應(yīng)的粘性分析（參考文獻(xiàn)1，2，3，4，5，6）。如果有必要，外形尺寸應(yīng)適應(yīng)結(jié)果的提高。設(shè)計(jì)過程以在轉(zhuǎn)輪流動與毗鄰的組件連接的耦合計(jì)算結(jié)束。該液壓系統(tǒng)的運(yùn)行以整個工作范圍內(nèi)從最低到最高水頭流量來平衡。 在過去的泵式渦輪機(jī)的設(shè)計(jì)都主要集中在泵的運(yùn)行，現(xiàn)在設(shè)計(jì)還需要對發(fā)電機(jī)的運(yùn)行進(jìn)行研究。?葉片輪廓的優(yōu)化是一個典型的平衡優(yōu)化過程，覆蓋了從整個指定頭部在兩種操作模式下的流量范圍，這意味著需要特別注意的是，不僅要支持最佳操作條件，同時也要關(guān)注非設(shè)計(jì)性操作。在流道內(nèi)的渦流模式檢測是用來評估在極端條件下的工作行為，如渦輪部分負(fù)荷或在接近最大水頭處的抽水狀況。 圖3： 對于泵系統(tǒng)的操作應(yīng)特別注意避免對壓力和吸力面的氣蝕，這意味著設(shè)計(jì)時應(yīng)對泵中轉(zhuǎn)子的邊緣進(jìn)行最大和最小流量的優(yōu)化，如圖3，不同的顏色表明靜壓的不同層次，光滑連續(xù)的變化表明流場的損耗較低。 安德里茨所運(yùn)用Navier - Stokes方程為在渦輪機(jī)和水泵水輪機(jī)流模擬的是Ansys CFX ，這種商業(yè)CFD軟件是渦輪機(jī)械領(lǐng)域所公認(rèn)的，它提供了多種粘性的方法求解雷諾平均Navier- Stokes方程的解。該方程組是由一個封閉的粘性湍流模型的數(shù)量解決方案構(gòu)成。對于桐柏模擬井的k -ε湍流模型，該方法可以用于求解泵系統(tǒng)的黏性項(xiàng)，一般的電網(wǎng)接口允許非匹配型網(wǎng)格相連接，并參考和多幀滑動網(wǎng)格提供時間的平均或瞬時轉(zhuǎn)子定子的互動性能。 五、模型試驗(yàn) 對于桐柏項(xiàng)目，泵渦輪機(jī)的客戶不僅需要大量的流量計(jì)算，還需要進(jìn)行流體力學(xué)模型的試驗(yàn)證明，保證液壓指定的主要性能數(shù)據(jù)得到滿足。因此，需對一個同源比例為1：11.93的模型進(jìn)行設(shè)計(jì)、制造和優(yōu)化。測試條件應(yīng)當(dāng)對正常運(yùn)行中的測試頭至少有60米的最低距離限度。在第一步的水力設(shè)計(jì)中，主要是對性能的檢查，并通過對液壓輪廓稍作修改以使系統(tǒng)在達(dá)到最大功率方面獲得最佳的操作條件，保證加權(quán)效率的汽蝕泵模式。 圖4 圖5 最后的測驗(yàn)，是由客戶代表的證實(shí)，不僅包括液壓系統(tǒng)的驗(yàn)證，也要對便門扭矩進(jìn)行檢查，在尾水管、轉(zhuǎn)輪的液壓推力的4個性能特點(diǎn)的壓力脈動象限作以計(jì)算為基礎(chǔ)的各種瞬變情況分析。 六、非定?，F(xiàn)象 對于泵式渦輪機(jī)，能夠在廣闊的工作范圍內(nèi)平穩(wěn)的運(yùn)行是非常重要的，非定?，F(xiàn)象是由轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)流場所的不穩(wěn)定引起的。因此，調(diào)查這些不穩(wěn)定因素的影響，有助于系統(tǒng)完善運(yùn)行行為的建立。 在發(fā)電機(jī)的運(yùn)行測試中，對尾水管渦流的不穩(wěn)定效果的可靠性分析是必須的一個環(huán)節(jié)，如圖.2 所示研究的是，由離開流場的強(qiáng)烈影響，在運(yùn)行范圍引起的尾水管渦流的壓力脈動，安德里茨對這些問題進(jìn)行了多年激烈的特殊項(xiàng)目研究，因此擁有了系統(tǒng)的專業(yè)知識以利于提高轉(zhuǎn)輪的外形設(shè)計(jì)。 圖2： 在某些情況下，一臺泵在渦輪發(fā)電機(jī)的運(yùn)行的同步范圍內(nèi)發(fā)生不穩(wěn)定干涉，這種不穩(wěn)定可能是導(dǎo)葉和轉(zhuǎn)輪葉片之間不穩(wěn)定的原因，如圖. 3所示。一個旋轉(zhuǎn)流分離可能導(dǎo)致流場的速度和扭矩的變化，從而使同步運(yùn)行需要很長時間調(diào)整，甚至成為不可能。所以在詳細(xì)的調(diào)查時，我們應(yīng)當(dāng)提供更多的分析數(shù)據(jù)以助于減少這些不穩(wěn)定因素的影響，確保運(yùn)行的同步。 圖3： 七、一般的泵式渦輪機(jī)機(jī)組的設(shè)計(jì)理念 該泵式渦輪機(jī)旨在通過發(fā)電機(jī)替代部分渦輪機(jī)零件，見圖. 6。渦輪發(fā)電機(jī)組配有2個發(fā)電機(jī)徑向軸承和一個用于引導(dǎo)液流的泵式渦輪機(jī)導(dǎo)軸承徑向軸。推力軸承是結(jié)合較低的發(fā)電機(jī)導(dǎo)流軸承和發(fā)電機(jī)支架的下方支撐。經(jīng)銷商配備了連接到2個與油壓伺服電動機(jī)同步運(yùn)行的標(biāo)稱64個調(diào)節(jié)環(huán)。一個配備有2個伺服電機(jī)的球形閥位于上游的部位，并與壓力鋼管相連接。液壓式調(diào)速器和進(jìn)氣閥控制與分離器限制油壓裝置壓力。要啟動泵系統(tǒng)運(yùn)行，需在轉(zhuǎn)輪室加水加壓空氣壓進(jìn)，高壓空氣管應(yīng)固定在尾水管錐的上部，為了加快旋翼的額定轉(zhuǎn)速，需由一個靜態(tài)頻率轉(zhuǎn)換器進(jìn)行控制。 圖6 在設(shè)計(jì)渦輪機(jī)，特別是泵式渦輪機(jī)時，主要設(shè)計(jì)方面是機(jī)械零部件之間的流體受力情況分析與設(shè)計(jì)和技術(shù)協(xié)調(diào)。一個系統(tǒng)良好的振動行為（除其他因素影響）是實(shí)現(xiàn)液體在系統(tǒng)中流動的最直接最有效的方式。 八、預(yù)埋件座環(huán)蝸殼的設(shè)計(jì) 該座環(huán)蝸殼為泵式渦輪機(jī)的主要支撐結(jié)構(gòu)。它由焊接在一起的兩部分構(gòu)成，該座環(huán)固定安裝。為了優(yōu)化蝸殼壁厚，配備單節(jié)角撐板，見圖.7所示。 有了這些角撐板，就有了一個比周圍稍大的蝸殼鋼板墻厚度，從而減少了應(yīng)力在座環(huán)蝸殼與底板之間的過渡。因此該節(jié)蝸殼壁厚可以適當(dāng)?shù)臏p少。這個解決方案專利已被該工程所應(yīng)用。 圖7： 九、邊門軸承的改進(jìn) 在泵式渦輪機(jī)的閘門處應(yīng)裝有高動態(tài)力系統(tǒng)，尤其是在短暫的運(yùn)作階段。這些動態(tài)的激勵力量可能會引起系統(tǒng)不必要的震動?，F(xiàn)有工程中的差距通常在邊門軸承的選擇上。 圖8 為了避免這種軸承的消極影響，桐柏項(xiàng)目專門提供預(yù)應(yīng)力Teflon軸承（見圖.8），這種類型的軸承，不僅成功地應(yīng)用于新安德里茨的泵式渦輪機(jī)，也對邊門軸承進(jìn)行了更換翻新，以增加軸承的使用壽命和減少振動。軸承由兩個錐形套管構(gòu)成，里面包括強(qiáng)化聚四氟乙烯襯套陪襯，可以承擔(dān)在一個共同的徑向變形的效果，?并對這徑向變形進(jìn)行調(diào)整，以產(chǎn)生所需的徑向預(yù)應(yīng)力。 圖9： 圖.9顯示了新的軸承減少泵振動的一個典型瞬態(tài)模式，可見，具有預(yù)應(yīng)力的渦輪機(jī)在系統(tǒng)振動行為上的差異是顯而易見的。 十、保險(xiǎn)桿導(dǎo)葉 在結(jié)束行程時如果邊門被異物阻塞，則邊門桿扭矩的傳送就應(yīng)被迫中斷。桐柏項(xiàng)目中，這個功能通過一個具有特殊杠桿摩擦墊片來實(shí)現(xiàn)，它允許的扭矩閾值精確調(diào)整（見圖.10），保險(xiǎn)桿導(dǎo)葉的安全杠桿已經(jīng)過測試，能夠非常精細(xì)的界定其在操作過程中的各個行為。通過靜態(tài)和動態(tài)對邊門桿扭矩進(jìn)行實(shí)時計(jì)算和驗(yàn)證。對于一個應(yīng)用純摩擦來調(diào)節(jié)的扭矩門杠桿，觸發(fā)后的制動力矩常數(shù)以及可調(diào)導(dǎo)葉區(qū)位是它最大的優(yōu)勢。 圖10 十一、運(yùn)行試驗(yàn)分析 液壓同步過程中的穩(wěn)定性和甩負(fù)荷對于每個可逆式泵式渦輪機(jī)都會有顯示的不穩(wěn)定區(qū)域，在桐柏模型試驗(yàn)中，對泵式渦輪機(jī)的水力方面進(jìn)行了分析，特別是在不穩(wěn)定區(qū)域和同步區(qū)域。在與瞬態(tài)仿真布局階段分析中，沒有出現(xiàn)任何不穩(wěn)定瞬態(tài)工況的危險(xiǎn)。調(diào)試過程也通過同步和空載試驗(yàn)驗(yàn)證了這一分析結(jié)果，沒有發(fā)生不穩(wěn)定時的關(guān)閉，也沒有在無負(fù)荷的條件下同步運(yùn)行（見圖.11）。 圖11： 十二、壓力脈動 在平穩(wěn)運(yùn)行時，系統(tǒng)的壓力脈動符合期望。桐柏項(xiàng)目和一個類似系統(tǒng)之間的比較如圖.12所示。泵可變的渦輪測量壓力脈動和速度也是在這個圖中表示出來。 圖12 在泵與變速渦輪機(jī)的壓力脈動減少值超過50％時，部分負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)。在滿負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)時，泵的變量和定速渦輪機(jī)壓力脈動幾乎是相同的。 噪聲測量，如圖13所示： 在尾水管測量噪聲的圖中顯示，尾水管錐傳遞到混凝土的底環(huán)力量，應(yīng)對其進(jìn)行嚴(yán)格的設(shè)計(jì)控制，錐形不是嵌入在周長允許進(jìn)入的導(dǎo)軸承和葉片下，而是應(yīng)該嵌入在方便維修的混凝土中。?在尾水管接入的噪音（即使尾水管錐不完全轉(zhuǎn)化為具體的嵌入式）顯示出正?？山邮艿闹怠Ｖ档靡惶岬氖?，所有在招標(biāo)文件中的限制要求，只允許80到85分貝，這主要應(yīng)用一個聲音隔離門來實(shí)現(xiàn)噪聲控制。 十三、跳動和振動軸的軸承 軸承座振動的測量是首選的振動速度測量指標(biāo)，在指定的工作范圍測量振動速度，如圖14所示，桐柏項(xiàng)目中，軸承的振動是在一個很好的液壓機(jī)水平指定的操作范圍。在ISO10816-5“測量非旋轉(zhuǎn)部件上的機(jī)械振動” 評價，尤其是表中所示，在此提供的數(shù)字是無效的，也無法設(shè)置緊急停機(jī)和無瞬態(tài)工況排放的有效運(yùn)作。 圖14 這個情況是可以理解的，而如果在正常操作范圍內(nèi)的數(shù)值與振動在緊急關(guān)機(jī)的高一個數(shù)量級的順序下進(jìn)行比較，則結(jié)果如圖15所示： 圖15 十四、甩負(fù)荷時軸向力的預(yù)測 即使有進(jìn)展的預(yù)測軸向力，很多時候的精度也是有限的，特別是在不穩(wěn)定的操作系統(tǒng)中。但是，推力軸承的設(shè)計(jì)也必須考慮瞬態(tài)工況時軸向力的影響，這就需要較高的安全邊際。因此，它是衡量效率在原型的動力系統(tǒng)中的指標(biāo)，與桐柏項(xiàng)目的預(yù)期相比較，加載過程中的泵式渦輪機(jī)不能拒絕軸向推力，但也要考慮到頂蓋和流場底部的壓力測量，見圖.16。 圖16 在圖16中，將平穩(wěn)運(yùn)行的液壓軸向推力在正常運(yùn)行的總推力負(fù)荷定義為100％。在關(guān)閉時速度增加，第一秒和軸向推力下降到80％，后增加至最高速度。第一次下降后，軸向推力增加，?在此壓力下的轉(zhuǎn)輪進(jìn)口壓力也隨之變化，當(dāng)在轉(zhuǎn)輪壓力排在第一位的軸向推力減小，反之亦然。在過渡模式的泵式渦輪機(jī)組接觸到的最高負(fù)荷和振動，只有在水工設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)及優(yōu)化設(shè)計(jì)時注意到這些過渡因素的影響才會導(dǎo)致良好的系統(tǒng)運(yùn)行行為。 十五、結(jié)論 對于桐柏抽水蓄能電站的項(xiàng)目，安德里茨開發(fā)和優(yōu)化出一個新的泵式渦輪機(jī)，設(shè)計(jì)過程對所有組件進(jìn)行了仔細(xì)的數(shù)據(jù)分析，并通過對流動模擬的現(xiàn)代工具手段對組件的相互作用進(jìn)行了透徹的分析，確保了新型液壓工作環(huán)境下對水利系統(tǒng)性能的改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)。 該試驗(yàn)?zāi)Ｐ驮诒挥糜隍?yàn)證數(shù)值分析的結(jié)果和配置文件時進(jìn)行了微調(diào)，桐柏項(xiàng)目系統(tǒng)顯示出良好的運(yùn)行行為，在一個與試驗(yàn)?zāi)Ｐ秃推渌麥y量結(jié)果原型實(shí)測數(shù)量的比較中，表現(xiàn)出良好的性能，并在設(shè)計(jì)階段的預(yù)測已達(dá)到非常好功能效果。該項(xiàng)目的現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法為幾個新的泵式渦輪機(jī)的設(shè)計(jì)和翻新提供了一個良好的反饋，為泵式渦輪機(jī)項(xiàng)目的進(jìn)一步推廣應(yīng)用奠定了可靠的基礎(chǔ)。 十六、參考文獻(xiàn) [1] Keck H., G?de E., Pestalozzi J., "Experience with 3DEuler Flow Analysis as a Practical Design Tool", IAHR Symposium 1990, Belgrade [2] Keck H., Drtina P., Sick M., "Numerical Hill Chart Prediction by Means of CFD Stage Simulation for a Complete Francis Turbine", XVIII IAHR Symposium 1996, Valencia [3] Sebestyen A., Jaquet M., Keck H., "CFD-Design Procedure for Runner Replacement of Reversible Pump-Turbines", XIX IAHR Symposium 1998, Belgrade [4] Sallaberger M., Fisler M., Michaud M., Eisele K., Casy M., ?The Design of Francis Turbine Runners by 3D Euler Simulations coupled to a Breeder Genetic Algorithm“, XX IAHR Symposium 2000, Charlotte [5] 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