２０１０年第３８卷第１０期 流体机械 ５３ 文章编号：１００５—０３２９（２０１０）１０—００５３—０５ 变频滚动转子压缩制冷系统 ‘０’ 过热度性能 影响试验研究 韩磊，陶乐仁，黄礼号，杨志强，张淑红 （上海理工大学制冷与低温研究所，上海２０００９３） 摘要：将膨胀阀开度连续变化使蒸发器出口由大过热度到一定量的回液这一过程分为四种情形，通过试验了解系统 及压缩机在各状态下的性能。结果表明：压缩机在３０Ｈｚ到８０Ｈｚ各频率下，过热度从ｌ０～７Ｏ℃降到蒸发器出口大量回 液，系统性能系数均在‘０’过热有最高点。相对于过热度２～７０％制冷量Ｑ。增大４％～１２％，ＣＯＰ提高６％一１３％，在 ‘０’过热后回液量进～步加大系统性能降低，但在‘０’过热点附近蒸发器出口存在明显震荡。 关键词： ‘０’过热度；滚动转子压缩机；回气带液；变频制冷系统 中图分类号：ＴＨ４５ 文献标识码： Ａ ｄｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００５—０３２９．２０１０．１０．０１２ Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ Ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｔｈｅ Ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ‘０’Ｓｕｐｅｒｈｅａｔ ｏｎ ｔｈｅ Ｉｎｖｅｒｔｅｒ Ｒｏｔａｒｙ Ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ Ｓｙｓｔｅｍ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ＨＡＮ Ｌｅｉ，ＴＡＯ Ｌｅ—ｒａｎ，Ｈｕａｎｇ Ｌｉ—ｈａｏ，ＹＡＮＧ Ｚｈｉ—ｑｉａｎｇ，ＺＨＡＮＧ Ｓｈｕ—ｈｏｎｇ （Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｓｈａｎｇｈａｉ ｆｏｒ Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｓｈａｎｇｈａｉ ２０００９３，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｌｉｑｕｉｄ—Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｒｅｔｕｒｎ ｉｓ ｄｉｖｉｄｅｄ ｉｎｔｏ ｆｏｕｒ ｃａｓｅ ｂｙ ａｍｏｕｎｔ ｏｆ ｌｉｑｕｉｄ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｆｒｏｍ ｅｖａｐｅｒａｔｏｒ．Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｓ ａｒｅ ｃａｒｒｉｅｄ ｏｕｔ ｔｏ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅ ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｓｕｐｅｒｈｅａｔ ａｎｄ ｌｉｑｕｉｄ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｆｌｏｏｄｂａｃｋ ｄｅｇｒｅｅ ｏｎ ｔｈｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｉｎｖｅｒｔｅｒ ｕ— ｎｉｔ ａｎｄ ｒｏｔａｒｙ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ．Ｗｈｅｎ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｖａｒｙ ｆｒｏｍ ３０ｈｚ ｔｏ ８０ ｈｚ，ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｉｎｄｉｃａｔｅｄ ｔｈａｔ ｓｙｓｔｅｍ ｐｅｒｆｏｍｅｎｅｅ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｒｅａｃｈ ｔｈｅ ｈｉｇｈｅｓｔ ｐｏｉｎｔｓ ａｔ‘０’ｓｕｐｅｒｈｅａｔ ｐｏｉｎｔ．Ｃｏｏｌｉｎｇ ｃａｐａｃｉｔｙ ｉｎｃｒｅａｓｅｄ ｂｙ ４％一１ ２％ｃｏｍｐｒｅｄ ｗｉｔｈ ２～７０％ｓｕｐｅｒｈｅａｔ ｄｅｇｒｅｅ ｃａ— ｓｅｓ．ｗｈｉｌｅ ＣＯＰ ｉｃｒｅａｓｅｄ ｂｙ ６％～１ ３％．Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｄｅｃｒｅａｓｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ａｍｏｕｎｔ ｏｆ Ｌｉｑｕｉｄ—Ｒｅｆｉｒｇｅｒａｎｔ ｒｅｔｕｒｎ． １ｅａｄｉｎｇ ｔｏ ｐｅｒｉｏｄｉｃ ｏｓｃｉｌｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ ｃｙｃｌｅ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ： ‘０’ｓｕｐｅｒｈｅａｔ；ｒｏｔａｒｙ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ；ｌｉｑｕｉｄ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｆｌｏｏｄｂａｃｋ；ｉｎｖｅｒｔｅｒ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ １前言 大的范围，每一种回液形式对压缩机及系统性能 的影响均不一样，而且各种压缩机对各种回液的 液击对于往复式压缩机系统是最致命的危害 承受和反应也不一样。对于开启式和半封闭式， 之一，为了避开液击控制上留出很大的过热度安 特别是往复压缩机对回液反映激烈、敏感即便小 全间隙，一般设定在５～１０℃，这样就大大降低了 液滴也可能使排气阀片打碎 ，而且盲目减小过 蒸发器的利用率，因为过热区制冷系数还不到两 热度，追求经济性会诱发制冷系统产生振荡 ，但 相区的１／５ ，适当减小蒸发器的运行过热度可 对于螺杆机、带有汽液分离器的转子机及涡旋压 获得１０％的节能效益 。从过热到回液是个很 缩机等回气带液会产生不同情况的影响 。 收稿日期：２００９—１２—０１修稿日期：２０１０—０６—２９ 基金项目：国家高技术研究发展计划资助项目（８６３计划）（Ｎｏ．２００８ＡＡ０５Ｚ２０４） ＦＬＵＩＤ ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ Ｖｏ１．３８，Ｎｏ。１０，２０１０ 电子膨胀阀因反应迅速，控制精度高正越来 胀阀ＤＰＦ１．６，开度通过步进电机控制器手动设 越多应用在制冷系统中。它可在蒸发器出口过热 定。膨胀阀前接液视镜观察膨胀阀人口制冷剂的 度很低的情况下也能保证制冷系统安全可靠的运 流动状态，膨胀阀后接石英玻璃管用于观察膨胀 行，这就使得系统在更小过热度下安全稳定运行 阀出口制冷剂的流动状态。在膨胀阀的进、出口 成为可能。同时使用电子膨胀阀可将蒸发器出口 用Ｔ型热电偶测量温度（管壁），用压力传感器测 冷凝器出口连接高压储液器，容积约２Ｌ，用 过热度控制在较低水平，充分利用了蒸发器的换 量膨胀阀进口压力。 热面积，提高了系统蒸发压力和蒸发温度，使得 制冷系统的制冷量和能效比得到较大的提高。目 于储存制冷循环多余的制冷剂。压缩机吸入口连 前转子机多为带有气液分离器结构耐液击性能 接汽液分离器，容积约０．７Ｌ，用于保护压缩机以 好，在家用空调中应用普遍，在整个能耗中占有很 防吸入过多的液态制冷剂。为防止停机过程中制 大比重。通过试验研究发现在一定范围内（特别 冷剂迁移作用，在膨胀阀前有１个电磁阀。 是‘０’过热时）的回液对系统有益，不仅使制冷 量、ＣＯＰ提高，还能有效降低压缩机排气温度压缩 机。梁彩华，张小松等也对过热度在不同阶段对 制冷系统性能影响做了分析，但其过热度紧为 １０℃～２℃区段，但对‘０’过热附近及以后并没有 做出分析 。 ２试验系统介绍 交流变频 压缩机 液分离器 试验系统原理如图１所示，总体结构为一台 小型变频水冷冷水机组。压缩机选用日立立式交 图１系统原理 流变频滚动转子压缩机ＦＧＺ２０ＴＧ２ＵＹＡ，制冷剂为 Ｒ２２，压缩机额定输入功率８０Ｈｚ／１２５５Ｗ，（蒸发温 ３各过热度下制冷系统性能分析 度７．２℃，冷凝温度５４．４Ｃｃ，膨胀阀前过冷度 ８．３℃，回气温度３５℃），电压频率（Ｖ／ｆ）１．９，采用 系统试验过程划分为如图２～３中所示虚线 台达通用型变频器驱动，可以手动设定压缩机工 把曲线分为四段：（１）第一条虚线前为过热度 作频率。 ＡＴＳＨ＞０情况；（２）第一和第二条虚线间为蒸发 蒸发器为ＢＬ２６—２０型板式换热器，蒸发器内 器出口交替出现过热蒸汽和湿蒸汽的‘０’过热度 制冷量通过冷冻水循环与热水箱内电加热器产生 时到排气压力最高点的第二阶段；（３）第二和第 的热负荷平衡，冷冻水流量通过阀门手动设定，选 三条虚线间为回液量进一步加大使出口完全为雾 用浮子流量计显示水流量，冷冻水的温度由电加 状蒸汽流第三阶段；（４）第四条线后为随回液增 热器恒定，电加热量由调压调功器自动调节，温度 大使液滴的数量和液滴大小均增大的第四阶段。 由温控器手动设定并自动控制设定。蒸发器出口 ３．１ 第一阶段过热度大于‘０’阶段 连接石英玻璃管用于观察蒸发器出口制冷剂的流 制冷剂流量相对较小，过热度大于‘０’。此 动状态，在蒸发器进出口布置Ｔ型热电偶测量温 时蒸发器进口为两相分层流，出口为全干气体。 度（管壁），用压力传感器测量压力；选用罗斯蒙 蒸发器内两相区较短很快达到干涸点，蒸发器高 特压差传感器显示换热器进出压差。 冷凝器为ＢＬ２６—２６型板式换热器，其热量由 效换热面积相对较小。 膨胀阀开度变化对流量和流型影响很大，如： 冷却水平衡，冷却水的流量和旁通流量通过阀门 手动设定，冷却水的温度由电加热器补偿恒定，电 加热器由调压调功器自动调节，控温由温控器手 在５０ｈｚ下膨胀阀开度由１１到１２，过热度降由 １０．２２降到低６．４℃、蒸发温度提高３．５￣Ｃ、排气温 度下降４．３０Ｃ，蒸发器传热系数增加０．２５ｋＷ （１ＴＩ～・Ｋ），制冷量Ｑ。增大２４．１３％，ＣＯＰ增大 动设定并自动控制。 节流机构选用步进电机驱动的直动式电子膨 ２５．４％，传热系数增加５０％。 ２０１０年第３８卷第１０期 蜊 赠 ｉ髅 ｌ５ ｌ９ 膨胀阀开度（％） 图２ ５０ｈｚ蒸发温度、过热度随开度变化曲线 蕞 ３ 氢 赠 划 ２２ ３Ｏ ３８ 膨胀阀开度（％１ 图３ ８０ｈｚ蒸发温度、过热度随开度变化曲线 一 ∞ — 一 出 １２ ｌ５ １９ 膨胀阀开度（％） 图４ ５０ｈｚ冷凝压力Ｐｋ变化曲线 １３・７ 一 ｌ３．４ １３．１ ２２ ３Ｏ ３８ 膨胀阀开度（％） 图５ ８０ｈｚ冷凝压力Ｐｋ变化曲线 流体机械 ６０ 一 一 ３Ｏ 赠 盎 Ｏ ｌ５ １９ 膨胀阀开度（％） 图６ ５０ＨＺ排气温度变化曲线 一８ 一 廷４ Ｊ止 膨胀阀开度（℃） 图７ ８０ＨＺ排气温度变化曲线 ０ 。 薹。 螯０ ＝｝ｌ｝９ １５ １９ 膨胀阀开度（％） 图８ ５０ｈｚ蒸发器传热系数变化曲线 鲁 一 兰 涟 ２２ ３０ ３８ 膨胀阀开度（％） 图９ ８０ｈｚ蒸发器传热系数变化曲线 ５５ ５６ ＦＬＵＩＤ ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ Ｖｏ１．３８，Ｎｏ．１０，２０１０ 蒸发器传热系数迅速增大一方面是由于此时 显变化，而过多的液体使环状流长度减少，回液部 传热温差增大，另一方面是两相区加长增大蒸发 分制冷剂在蒸发器外蒸发没有形成有效制冷量，器换热面积。 ３．２第二阶段蒸发器出口‘０’过热度 使制冷量Ｑ 在制冷剂流量ｑ 增大时反而稍微减 少。在这阶段比较明显的现象是排气压力 从 对８０Ｈｚ来说为开度２７以后。开 在蒸发器出口的玻璃管中可以看到明显的过 这点开始下降，热蒸汽流和雾状流交替出现，此时两相区在蒸发 度增大到此由于蒸发器侧（包括气液分离器）内 器中已达到最长，蒸发器有效换热面积也达到最 制冷剂量明显加大，冷凝器侧制冷剂迁移而减少，大。相对过热度△ ＞０情况，节流阀开度增大 冷凝器换热面积增大而此时由于压缩机排气量变 使蒸发压力Ｐ。增大， 增大进一步使吸气比容ｖ 减小、制冷剂流量ｇ 增大，此时制冷量Ｑ。也达到 最大。同时压比８减小，单位制冷剂输入功率减 小，能效比ＣＯＰ增大。以５０Ｈｚ为例：在５０Ｈｚ下 膨胀阀开度由ｌ２到１３，过热度降低５￣Ｃ、蒸发温 度提高２℃、排气温度下降６￣Ｃ，蒸发器传热系数 增加０．２ｋＷ／ｍ～・Ｋ，制冷量Ｑ 增大９．０２％， ＣＯＰ增大７．５％，传热系数增加４５％。在这一阶 段内开度增大蒸发器传热系数基本保持不变或略 微减小。 排气温度 排下降，有两方面因素引起的，一 是压比降低，另一个是少量小液滴进人压缩机汽 缸内汽化吸热。排气温度 排下降在一定范围内 是我们希望看到的， 排下降可使冷凝器侧负荷 降低，同时冷凝侧传热温差降低不可逆损失ＡＳ相 应减小。 一 一 啦ｆ｝ １ 磊 ７ ２２ ３７ 膨胀阀开度（％） 图１Ｏ不同频率下制冷量随膨胀阀开度变化曲线 ３．３第三阶段蒸发器出口雾状流 蒸发器出口液滴直径较小呈薄雾状。此时沿 吸气管进人气液分离器的更多小液滴透过金属过 滤网被吸气管吸入压缩机缸内。同时蒸发器内润 滑油与制冷剂湿蒸汽互溶，在观察管中以看不到 明显油膜。在气缸内小液滴和润滑油一同附着在 汽缸壁面吸热汽化使缸体温度下降，排气温度明 显下降５～１０℃。相对０过热时制冷量Ｑ。没有明 化不大使排气压力降低，传热温差减小，这对于冷 凝器换热有利。 在压缩机频率为５０Ｈｚ条件下，相对△ ＞ ０，制冷量Ｑ 增大１．６％，ＣＯＰ减小５％。相对于 ‘０’过热时制冷量Ｑ 减小５．６％，ｃｏＰ减小 １５％，但换热系数却随膨胀阀开度增大大幅提高。 从蒸发其出口可以看到随膨胀阀开度增大流速加 快，两相流中气泡增多。 ３．４ 第四阶段蒸发器出口出现液滴 此时进入气液分离器的是带有大量液滴的两 相流，经过滤网后大量的液滴进入分离器的液体 中。由于压缩机只能吸人气体，但气液分离器换 热情况不是很好，致使压缩机进气量减少。同时 大量的制冷剂液体进入气液分离器后与润滑油互 溶，油的比重小于制冷剂使通过回流孔返回压缩 机的润滑油含有大量制冷剂液体使油的粘性降 低，不能起到润滑和密封的作用，加剧了缸体个运 动部件的磨损。 润滑油以液体形式粘附在气腔面上、转子面 上、汽缸内壁上阻碍了制冷剂气体直接泄漏。泄 油过程很复杂，高压侧制冷剂溶有大量润滑油，泄 漏过程由于压力和温度降低制冷剂在有种溶解度 降低，部分制冷剂逸出，油的粘度下降是泄漏更加 严重 Ｊ。这将导致润滑油润滑性能下降进而引起 泄漏。此时排气温度变化不大仅由蒸发压力上升 有１～２度下降，制冷量Ｑ。下降比较明显，同时系 统ＣＯＰ下降也比较多。此时排气温度 排下降 和压缩腔内制冷剂增多使系统排油量上升，使压 缩机更进一步进入缺油状态 …。在压缩机频率 为５０Ｈｚ条件下，相对△ ＞０，制冷量Ｑ。减小 １９．９％，ｃｏＰ减小４０％。相对于‘０’过热阶段制 冷量Ｑ 减小２５．６％，ＣＯＰ减小４６．２％。 ３ 结论 （１）蒸发器在不同过热度下对压缩机及系统 ２０１０年第３８卷第１０期 流体机械 ５７ 制冷性能产生不同影响。当过热度在‘０’附近时 ［３］Ｈｕｅｌｌｅ ＺＲ．Ｈｅａｔ Ｌｏａｄ Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｓ ｕｐｏｎ Ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ Ｐａ— 系统制冷量较前一开度增大６％～１０％，ＣＯＰ提 ｒａｍｅｔｅｒｓ［Ｃ］．ＸｌＩ Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｃｏｎｇｒｅｓｓ ｏｆ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａ— 高８％一１６％。充分利用了蒸发器换热器面积， ｔｉｏｎ，Ｍａｄｒｉｄ，１９６７，Ｎｏ．３．３２． 系统制冷量和能效比都得到较大提高。若能在蒸 ［４］缪道平．活塞式制冷压缩机，第一版北京：机械工业 发器稳定性控制上有新的技术出现，将过热度设 出版社，１９８４、２３—３３、４９—５１． 置在‘０’附近将能实现很大节能。 ［５］韩润虎．美国谷司压缩机技术讲座，第１４讲： （２）‘０’过热后进一步增大膨胀阀开度回液 压缩机故障分析（２）一液击［Ｊ］．制冷技术，２００４，３： ４３—４５． 量增大，系统及压缩机性能都会逐步降低。因此 ［６］ 张良，徐土呜．湿蒸汽两相压缩过程工作特性理论 系统在‘０’下运行性能较好。在压缩机频率由 研究［Ｊ］．节能技术，２００６，２４（１３６）：９９—１０２． ３０Ｈｚ到８０Ｈｚ各频率下，制冷量都在接近‘０’过热 ［７］ 藏润清，车晶．小型制冷压缩机湿行程及其防治 时达到最高点。 ［Ｊ］．压缩机技术，２０００，０３：０８—１０． （３）对于滚动转子压缩机，耐液击程度大于 ［８］ 梁彩华，张小松，徐国英．过热度变化对制冷系统性 活塞机。一旦出现系统故障使回液量增大也不会 能影响的仿真与实验研究［Ｊ］．流体机械，２００５，３３ 使压缩机马上破坏，而能持续运转，但能效大大降 （９）：４３—４７． 低。因此膨胀阀选型要按实际工况匹配，严格按 ［９］晏刚，吴建华，吴业正，等．滚动转子式压缩机内转 ｒＬ ５ 照正确方式安装。系统组装后要精心调试，出现 子径向间隙泄漏的研究［Ｊ］．流体机械，２００５，３３ ］ｊ（９）：７２—７５． 回液量异常要予以报警。 ［１０］ 涂虬，毛守博，国德防，等．多联机空调系统压缩机 贮油量的影响因素分析与试验验证［Ｊ］．制冷学报， 参考文献 ２００９，３０（４）：１４—１９． 陈芝久．新学科“制冷系统热动力学”初探［Ｊ］．制冷 学报，１９８７；４：１—１０． 作者简介：韩磊（１９８３一），男，硕士研究生，主要从事变流量 ［２］ 小宫靖雄．热ｏ￣ＮＮＮ［Ｊ］，冷冻，１９８１，５６：６４１一 制冷系统性能和强化换热的研究，通讯地址：２０００９３上海市军工 ６４４ 路５ ｌ６号上海理工大学制冷与低温工程研究所。 （上接第３２页） 用［Ｍ］．北京：清华大学出版社，２００４． 虽然泵在偏离设计工况下运行不可避免地在 朱嵩，王振宇，毛根海，等．弯肘形尾水管流场的 流态中要产生旋涡，但在工程中泵运行可靠性放 三维数值模拟研究［Ｊ］．水力发电学报，２００６，２５ 在第１位，高扬程的泵必须采用双蜗壳结构型式。 （１）：７６—８０． 因此，在水力设计上，应重视这种矛盾的存在。 Ｍｅｔｅｒ Ｆ Ｒ，Ｋｕｎｔｚ Ｍ，Ｌａｎｇｔｒｙ Ｒ．Ｔｅｎ ｙｅａｒｓ ｏｆ ｉｎｄｕｓｔｉｒａｌ ｅｘｐｅｒｉｅｎｃｅ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ＳＳＴ ｔｕｒｂｕｌｅｎｃｅ ｍｏｄｅｌ『Ｊ］．Ｈｅａｔ ａｎｄ Ｍａｓｓ Ｔｒａｎｓｆｅｒ，２００３，４：１—３． 参考文献 郭鹏程，罗兴镐，刘胜柱．离心泵内叶轮与蜗壳间 耦合流动的三维紊流数值模拟［Ｊ］．农业工程学报， Ｇｏｎｚａｌｅｚ Ｊｏｓｅ，Ｂｌａｎｃｏ Ｅｄｕａｒｄｏ，Ｓａｎｔｏｌａｒｉａ Ｃａｒｌｏｓ，ｅｔ ２００５，２１（８）：１－５． ａ１．Ｕｎｓｔｅａｄｙ ｆｌｏｗ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｎ ａ ｃｅｎｔｉｒｆｕｇａｌ ｐｕｍｐ：ｅｘ— Ｇｏｎｚａｌｅｚ Ｊｏｓｅ，Ｂｌａｎｃｏ Ｅｄｕａｒｄｏ，Ｓａｎｔｏｌａｒｉａ Ｃａｒｉｏｓ，ｅｔ ｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ａｎｄ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ａｐｐｒｏａｃｈｅｓ［Ａ］．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ ａ１．Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｄｙｎａｍｉｃ ｅｆｆｅｃｔｓ ｄｕｅ ｔｏ ｏｆ ｔｈｅ ＡＳＭＥ Ｆｌｕｉｄｓ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｄｉｖｉｓｉｏｎ Ｓｕｍｍｅｒ ｉｍｐｅｌｌｅｒ—ｖｏｌｕｔｅ ｉｎｔｅｒａｃｔｉｏｎ ｉｎ ａ ｃｅｎｔｉｒｆｕｇａｌ ｐｕｍｐ［Ｊ］． Ｍｅｅｔｉｎｇ［Ｃ］，Ｍｏｎｔｒｅａｌ，Ｃａｎａｄａ，２００２：７６１－７６８． Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｆｌｕｉｄｓ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｋｉｔａｎｏ Ｍａｊｉｄｉ．Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｔｕｄｙ ｏｆ ｕｎｓｔｅａｄｙ ｆｌｏｗ ｉｎ ａ ＡＳＭＥ，２００２，１２４：３４８—３５４． ｃｅｎｔｒｉｆｕｇａｌ ｐｕｍｐ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｔｕｒｂｏｍａｅｈｉｎｅｒｙ— Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ ＡＳＭＥ，２００５，１２７（２）：３６３—３７１． 丛国辉，王福军．双吸离心泵隔舌区压力脉动特性 作者简介：闵思明（１９６４一），男，教授级高工，主要从事水泵设 分析［Ｊ］．农业机械学报，２００８，３９（６）：６０－６３． 计开发及泵系统分析工作，通讯地址：２００２４５上海市闵行区江川 王福军．计算流体动力学分析一ＣＦＤ软件原理与应 路１４００号上海凯士比泵有限公司工程部。 ｒｌ６ ］ｊ
