最优工况点计算
水轮机特性曲线
二、工作特性曲线
n 、转是n速指尺不寸变（条D1件）下确，定其的主水要轮工机作，参在数水之头间H的
关系曲线，常见的有以下。
1.出力特性曲线 Q , ,a 0fP
PfH
2. 效率与水头关系曲线 fH
曲线特点: 当水头低于最高效率点所对应的水头时，水轮
机效率的变化比较急剧，相反，效率变化比较缓
慢。
3. 流量与水头关系曲线 Qf H
曲线特点: 在小开度时，曲线接近于直线，但在大开度 时，呈现非直线。
注意
不同比转速的水轮机其水头特性也不同: 从下图可以看出，
此类曲线常用于模型试验中，试验中改
n 变
比 H 改变容易得多。
常见的有以下。
1. 出力与转速关系曲线 Pf n
2. 效率与转速关系曲线
f n
3. 流量与转速关系曲线 Qf n
注意
不同比转速的水轮机其转速特性也不同: 从下图可以看出，
①低比转速水轮机的效率对转速的变化比较 敏感，在偏离额定转速时，水轮机的效率下降 较快，而高比转速水轮机的效率下降较慢。
思考题：为什么轴流式水轮机不绘制5% 的出力限制线？
⒋ 冲击式水轮机
冲击式水轮机的过流量与水轮机的转速无 关，仅与喷嘴的开度有关，因此，它的等开度 线是与 坐标轴垂直的直线。
思考题：冲击式水轮机为什么不绘制5% 的出力限制线和空化系数线？
二、不同型式水轮机模型综合特性曲线特征比较
⒈ 等开度线比较 ⑴ CJ式水轮机：等开度
水轮机综合特性曲线——表示水轮机两个以 上参数之间的关系曲线。
最优点数计算
最优点数计算
最优点数计算通常是指在数学优化问题中，寻找函数在其定义域内取得最大值或最小值时对应的自变量取值。
对于一元函数f(x)，通过求导数并令其等于零来找出可能的极值点（即f'(x)=0），再结合函数图像与边界条件判断是否为最优点。
对于多元函数，可通过建立拉格朗日函数、偏导数为零以及满足海森矩阵正定性等条件求解最优点。
实际应用中，如线性规划、二次规划等问题，可借助专门的优化算法（如单纯形法、KKT条件等）进行最优点数的计算。
最佳工况参数
最佳工况参数在工程技术和科学研究中，最佳工况参数是一个核心概念，它关乎系统、设备或过程在特定条件下的最优性能。
这些参数是经过精心计算和实验验证得出的，旨在确保系统以最高效率、最低能耗和最佳可靠性运行。
本文将深入探讨最佳工况参数的意义、确定方法以及在实际应用中的重要性。
一、最佳工况参数的意义最佳工况参数是指在一系列可能的操作条件中，能够使系统或设备达到最佳性能状态的具体数值或设置。
这些参数可能包括温度、压力、流量、速度、电压、电流、频率等，它们对于系统的运行状态和性能表现具有决定性影响。
通过优化这些参数，可以实现以下目标：1. 提高效率：系统或设备在最佳工况下运行，能够最大限度地减少能量损失和浪费，从而提高能源利用效率。
2. 降低能耗：优化工况参数有助于降低系统或设备的运行能耗，这对于节能减排和降低成本具有重要意义。
3. 增强可靠性：合适的工况参数可以减少设备磨损和故障率，延长使用寿命，提高系统的稳定性和可靠性。
4. 提升产品质量：对于生产过程而言，最佳工况参数能够确保产品的一致性和高质量。
二、确定最佳工况参数的方法确定最佳工况参数是一个复杂而系统的过程，通常涉及以下几个步骤：1. 理论分析：基于物理学、化学、工程学等基本原理，建立系统或设备的数学模型，分析不同参数对性能的影响。
2. 实验设计：设计并实施一系列实验，以验证理论模型的正确性，并探索最佳工况参数的可能范围。
3. 数据处理与分析：收集实验数据，运用统计学和数据分析方法，找出影响性能的关键因素及其最优值。
4. 优化算法应用：借助优化算法（如遗传算法、神经网络等），在大量可能的参数组合中搜索最佳工况参数。
5. 验证与调整：在实际系统或设备中应用所得的最佳工况参数，观察性能表现，并根据实际情况进行必要的调整和优化。
三、最佳工况参数在实际应用中的重要性最佳工况参数的概念广泛应用于各个领域，如能源、制造、交通、环保等。
以下是几个具体的应用示例：1. 能源领域：在发电厂中，通过调整锅炉的燃烧温度、压力和空气流量等参数，可以实现燃料的充分燃烧和能量的高效利用。
华北水利水电学院水电站前五章复习重点
名词解释1. 设计保证率：水电站的设计保证率是指水电站正常发电的保证程度。
一般用正常发电总时段与计算期总时段壁纸的百分数表示。
2. ★保证出力：指水电站相应于设计保证率的枯水时段发电的平均出力。
3. ★多点平均发电量：水电站隔年发电量的平均值。
4. ★最优工况：即效率最高工矿，水轮机达到运行效率最高时的工况。
在水轮机模型综合特性曲线上最内图等效率曲线中面积的集合中心效率最高。
该店相应的工况即为最优工况。
5. 限制工况：用于限制水轮机在增大流量是，由于效率过低反而会发生出力下降的情况，或是限制影响最大出力的因素所规定的相应工况。
6. 吸出高：水轮机的吸出高Hs。
从理论上讲应是转轮中压力最低位置到下游面得垂直高度，但在不同工况时次压力最低位置亦有所不同。
7. ★单位参数：通常采用将模型试验的成果都化为D1m=1m,H1m=1m标准情况下的参数，次参数称为单位参数。
分别用表示。
8. 比转速：水轮机在工作水头H=1m，出力N=1kw是所具有的转速称为水轮机的比转速。
9 抽水蓄能电站：是一种控制系统，由多余电能，在电气系统中起调峰作用的电站，包括抽水蓄能和放水发电两个过程：系统负荷低时，将下库水抽到上库（电动机+水泵）；系统负荷高时，将水库的水放出发电（水轮机+发电机）。
填空1. 确定Ny（装机容量）的简化方法：年利用小时数法、保证出力倍比法、套用定型机组法。
2. 水电站按其开发方式的不同分为：坝式水电站、引水式水电站和混合式水电站3. 反击式水轮机按转轮区的水流相对于水轮机主轴的方向的不同，可分为混流式，轴流式，斜流式和贯流式。
简答、计算、设计1.各类水电站的特点及其适用范围。
答：（1）坝式水电站：在河道上修建拦河大坝抬高上游水位以集中落差，并形成水库调节流量。
这种水电站适宜建在流量较大，坡度较小的山谷河段上，可分为坝后式和河床式水电站两种。
坝后式水电站的主要特点是厂房布置在紧靠大坝下游。
河床式水电站的厂房布置在河床中作为坝的一部分，有挡水作用。
基于遗传算法的水轮机最优工况参数计算
Ｐ 一Ｐ ＜２ ；流 量 Ｑ 的定 义 域 长 度 为 Ｑ ） 一 Ｑ ，
当水流满足无撞击进 口和法向出口 （ 或略具有 正环量）条件时 ，水轮机的效率最高 。对于形状和 尺寸均已确定 的水轮机 ，这种最优工况只会在某水 头、流量和转速的条件下才能形成。但水轮机在实 际运行 中 ，水 头 、流量 总是 变化 的 ，不可 避 免地 要 偏离最优工况 。而且 ，随着负荷 的变化 ，必须随时 调 节水 轮 机 的流 量 。 为了使水轮机经常处于高效率区运行 ，必须使 负荷 （ 或水 轮 机 出力 ）与 水 头 日、流 量 Ｑ 满 足 一 定的匹配关 系。对 给定 的水 电站 ，已知 日负荷 曲
要求精确到 ０ １ ３ ，则基 因链的第二部分需要 ， ．ｍ， ｓ Ｉ ２
位 （ ２２ ＜ ＜ ×１ 设 ＂ Ｑ 一Ｑ ） ０＜２２ ，；水 头 日 的定
义域长度为 日 一皿 ，要求精 确到 ００ｍ，则基 因 ．１
链的第三部分需要 ｎ 位 ，即 ２ ＜ （ × ３ ＂ ３ Ｈ 一Ｈ ）
算水轮机的效率。 水轮机的效率表征 了水轮机能量转换能力的大 小 ，是衡量水 电站经济运行 的一个重要指标。 根据水 轮 机基 本方 程式 ［ ： １ 】
１
Ｄ
（） ４
月 ÷ （ｌ ｌ ｌ ） ＝ １口 —‘ ‘。 ２
（） ３
约束条件如下 ： 出力 Ｐ （ 负荷 ） （Ｗ） Ｐ ≤Ｐ≤Ｐ ；流量 Ｑ １ ： ｃ 【 ｕ （３ ） Ｑ≤ ；水 头 Ｈ （ ：Ｈ ｍ／ ：Ｑ ≤ ｓ ｍ） ≤Ｈ≤ 风 ；
…
…
１ １ １ １ ０ １０ １ １ １ ， １ １ １ １ ０ ０ ０ ０ １ １
水轮机计算部分
D1
7
转速计算值介于发电机同步转速 107.1r/min 和 100r/min 之间。
（1-4）
2
（《水轮机》P165）
（3）效率 的计算：
查表，得
HL240
型水轮机模型参数：转轮直径
D 1m
=
0.35
m，最优工况下的最高
效率 mo = 0.92。则可求出原型效率为：
max 1 (1mo)5
D1m D1
g
（1-15）
查《水轮机》，得 HL160 的最优单位转速 n110 = 77r/min。取最优单位转速 n110 与出 力限制线交点的单位流量为设计工况点的单位流量，则 Q11r = 1.098 m3/s，对应的模型效 率 m = 0.895。暂取效率修正值△ = 0.03，则设计工况下原型水轮机效率 = m +△ =
（备注：《水轮机》 P371） 1.3.2 对 HL240 型水轮机工作点的检查和修正 I 方案：6 台机组，单机 41.7 万千瓦。水轮机基本参数计算： (1)转轮直径 D1 的计算： 水轮机额定出力
Pt
nG
g
417000 0.98
425510（KW）
（1-2）
查《水轮机》，得 HL160 的最优单位转速 n110 = 77（r/min）。取最优单位转速 n110 与
（1-20）
Qr Q11r D12 Hr 1.0986.52 94 442.4 （m3/s） （5）几何吸出高度 Hs 的计算：
（1-21）
在设计工况下，模型水轮机的空化系数 m = 0.114
(《水轮机》P321)
查《水轮机》图 3-7，得 = 0.02。
则吸出高度 H s 为：
水泵的最优工况
水泵的最优工况水泵的最优工况，也被称为最佳工作点或最佳效率点，是指水泵在其性能曲线上能够达到最高能效的运行状态。
在这个工况下，水泵的能耗最低，同时能够提供满足系统需求的水流量和扬程。
以下是确定水泵最优工况时需要考虑的几个关键因素：1. 流量：水泵的流量应与系统的需求量相匹配。
选择过大的水泵可能导致频繁启停或长时间低负荷运行，而选择过小的水泵则可能导致无法满足系统需求。
2. 扬程：水泵的扬程应略高于系统所需的扬程，以克服管道阻力、高度差等因素。
但过高的扬程会造成能源浪费。
3. 效率：水泵的效率是衡量其将输入能量转化为输出能量（即泵送水的能力）的指标。
在最优工况下，水泵的效率应尽可能高。
4. 功率：水泵的轴功率与其效率和扬程、流量有关。
最优工况下的水泵应在满足扬程和流量需求的同时，具有较低的轴功率。
5. NPSH（净正吸入头）：NPSH是衡量水泵进口处最低允许压力的指标，以避免发生汽蚀现象。
最优工况下的水泵应具有足够的NPSH值。
6. 运行范围：水泵的运行范围应与系统的需求相匹配。
如果可能，最好选择一个能够在较宽范围内高效运行的水泵。
7. 调节方式：水泵可以通过阀门调节、变频调节等方式来改变其运行状态，以适应不同的系统需求。
8. 可靠性和维护：在考虑最优工况时，还应考虑水泵的可靠性和维护成本，以确保长期稳定运行。
9. 成本效益分析：在选择水泵时，应对不同型号和配置进行成本效益分析，以找到最经济有效的解决方案。
综上所述，水泵的最优工况是一个综合考虑多个因素的结果，包括流量、扬程、效率、功率、NPSH等。
在选择水泵时，应根据系统的具体要求和运行条件来确定最优工况，以确保水泵能够高效、稳定地运行。
混流式水轮机活动导叶CFD计算分析
表 １ 水 轮 机 主 要 参 数
网 格划 分 是在 模 型 构 建完 成 以后 ， 对计 算 区域在 空 间
上 进 行 离 散 。本 文采 用 六 面 体 单 元 的 非 结构 化 网格 划 分 整 个 流场 （ 如 图 １所示 ） ， 共有 ５ ２ ５ ２ ０个 网格单 元 。
少 。事 实 上 ， 表 征 水轮 发 电机组 的工 作效 率 、 稳定性 、 气 蚀 性 等 指标 的优 劣 ， 主 要取 决 于 机 组 内部 的水 流状 态 。在 泥 沙磨损 、 空 化 等 不 利 因 素作 用 下 ， 导 叶 经 常 会 出 现 磨 损 严
重、 气蚀破坏等现象 ， 导 致 其 立 面 翼 型 的 型线 发 生 改 变 ，
＝
＝
㈩ ¨
定， 活 动 导 叶运 行 中 出现 的 问题 基 本 是 由水 力 因 素 引起 。
因此 ， 对 导 叶进 行 内部 流 场 分 析 ， 有 利 于 了 解 各 个 工 况 点
嘉 簧
譬 ２
式中 ， 为湍流涡粘系数 ； ｋ为 湍 流 脉 动 动 能 ； ｅ 为 湍流耗散率 ； Ｇ 为 平 均 速 度 梯 度 引起 的 湍 动 能 ｋ的 生 成 项； 为 有 效粘 性 系数 。
表 ２ 活 动 导 叶部 分 相 关 参数
高度 ｂ 。 １ 分布圆直 【 导叶数 目 导 叶最大开 相对偏心 弦长 最大厚度 （ ｍ ｍ ） Ｊ 径Ｉ ） ０ （ ｍ ｍ） Ｊ Ｚ ０ 度ｏ ／ ０ （ ｍ ｍ） 距 Ｍ Ｌ（ ｍ ｍ） ｓ ｎ （ ｍ ｓ ）
ｒ
转轮公 称 额定水头 额定出力 额定转速 飞逸转速 Ｉ 额定流量
直径 （ ｍｉ ｌ １ ）
水轮机特性曲线
保证出力与额定出力之间有什么关系，他们之间的区别是什么？分别怎样计算？保证出力指的是机组在各个运行水头稳定运行的出力范围。
有最大保证出力，也有最小保证出力。
各种机型的保证出力是不一样的。
比如混流式的保证出力定义是：在最小到最大水头范围内水轮机出力是45~100%。
那么最大保证出力就是某水头时的100%，最小出力为最大出力的45%。
保证出力受能量性能（效率），气蚀等诸多因素的影响。
例如，某水轮机出力在设计水头下为8333kw，那么，在这个水头下最大出力就8333kw,最小出力就是8333X45%=3750kw.。
以上最大最小出力在行业规范中有具体的规定。
额定出力是指机组在最优工况点的出力（既选择的运转特性曲线上效率最大点的水头和流量）。
设计出力指的是在设计点的出力（设计水头，设计流量，设计效率）。
出力计算公式：N=9.81QHη（千瓦）其中：9.81是水的比重常数Q—通过水轮机的流量（立方米/秒）H—水轮机的工作水头（米）η—水轮机的工作效率（％）水轮机的线型特性曲线可用转速特性曲线、工作特性曲线及水头特性曲线三种不同形式表示。
线型特性曲线具有简单、直观等特点，所以常用来比较不同型式水轮机的特性。
一、转速特性曲线转速特性曲线表示水轮机在导水叶开度、叶片转角和水头为某常数时，其他参数与转速之间的关系。
在水轮机的模型试验中，常规的做法是保持一定的水头，通过改变轴上的负荷（力矩）来改变转速，达到调节工况的目的。
故整理模型试验的数据时，以转速特性曲线最为方便，水轮机的其他特性曲线，实际上都是从转速特性曲线换算而得。
如图下图所示。
由水轮机转速特性曲线可以看出水轮机在不同转速时的流量、出力与效率，还可以看出水轮机在某开度时的最高效率、最大出力及水轮机的飞逸转速。
不同比转速的水轮机其转速特性也不同，比较图8-2曲线可以看出，低比转速水轮机的效率对转速的变化比较敏感，在偏离额定转速时，水轮机的效率下降较快；而高比转速水轮机则下降较慢。
最优工况点计算
3.2.8最优方案工作点参数计算按最优方案的参数（管径、泵机组型号及组合、泵站数等），计算求解工作点。
求泵站——管道系统的工作点，除了图解方法以外，也可以根据压头供需平衡的原则，列出管道的压力供应特性方程和压力需求特性方程，使两者相等求解工作点。
假设一条管道上有N 座泵站，全线管径相同，无分支，首站进站压头和各站内摩阻均为常量，可写出全线的压力供需平衡关系式如下()()221m m s Z Q m SZ H N A BQ fLQ Z Z Nh H --+-=+-++ （3-25）由公式（3-25）可求出管道的工作流量()121ms Z Q m SZ H NA Z Z Nh H Q NB fL -⎡⎤+----=⎢⎥+⎢⎥⎣⎦（3-26）式中 Q ——全线工作流量，3m ； N ——全线工作站泵数；f ——单位流量的水力坡降，()23m m -；1s H ——管道首站进站压头，m 液柱； SZ H ——管道终点剩余压力， m 液柱； L ——管道总长度，m ；Q Z 、Z Z ——管道起点和终点的高程，m ； m h ——每个泵站内的站内损失，m 液柱。
对于本设计的工作点，有()()221()m m s Z Q m SZ H N A BQ f L f L Q Z Z Nh H --+-=++-++主主变变 （3-27）f 主——主管单位流量的水力坡降，()23m m s -；0.255 4.750.000010970.02460.03220.518mm f d νβ-=⨯=主＝f 变——副管单位流量的水力坡降，()23m m s-。
0.255 4.750.000010970.02460.16990.365mm f d νβ-=⨯=变＝由公式（3-27）可求出管道的工作流量()121ms Z Q m SZ H NA Z Z Nh H Q NB f L f L -⎡⎤+----=⎢⎥++⎢⎥⎣⎦主主变变11.75305805.4(105.875.2)539.88305832.820.03225763490.16993651⨯---⨯-⎡⎤⎢⎥⨯+⨯+⨯⎣⎦＋＝30.354/m s =确定工作点之后的泵站扬程为：2 1.75805.40.00051274.4669.5m c H A BQ -=-=-⨯= m水力坡降（最大值）为：25m mmQ i d νβ--=主主1.750.254.750.3540.000010970.02460.518⨯=⨯ 0.005232=25m mmQ i d νβ--=变变1.750.254.750.3540.000010970.02460.365⨯=⨯0.0276= 确定水力摩阻系数λ：5612.812.812.8440.354Re 1.12100.5187.7910o ooCCCvdQd νπνπ-⨯====⨯⨯⨯⨯柴，柴，柴，5612.812.8440.354Re 5.31100.518 1.6410o ooC CCvd Qd νπνπ-⨯====⨯⨯⨯⨯煤，12.8煤，煤，6612.812.8440.354Re 1.05100.5180.8310o ooC CCvdQd νπνπ-⨯====⨯⨯⨯⨯汽，12.8汽，汽，Re 0.2Re 0.3Re 0.5Re =++o o o 汽，12.8C 煤，12.8C 柴，12.8C5560.2 1.12100.3 5.31100.5 1.0510=⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯ 57.05810⨯＝0.3164λ⨯⨯5－0.25＝（7.05810）0.0109＝求出工作流量后，即可根据站间压力供需平衡的原则，确定各站的进出站压力，第一站间11d s c m H H H h =+- （3-28） 22111m s d H H fQ L Z -=-⋅+∆ （3-29）式中 1L 、1Z ∆——第一站间管道长度及高差，m ； 1d H ——首站出站压头； 1s H ——首站进站压头， c H ——泵站扬程。
水轮机最优工况名词解释
水轮机最优工况名词解释
水轮机最优工况是指水轮机在运行中处于最优化的状态,即最大限度地发挥其性能,同时最小化其成本和能耗。
以下是水轮机最优工况的一些名词解释: 1. 最优工况:指水轮机在运行中达到最佳性能的状态。
这种状态可以通过计算来确定,通常涉及到水轮机的效率和功率利用等方面。
2. 效率:指水轮机将输入的水流转化为机械能的效率。
效率通常以百分比来表示,即输出的能量与输入的能量之比。
3. 功率利用:指水轮机在运行时将输入的水流转化为机械能的效率,同时也包括水轮机的热能利用效率。
4. 最佳运行温度:指水轮机在运行时的最佳水温。
最佳运行温度取决于水轮机的材质、结构和使用情况等因素。
5. 最佳流量:指水轮机在运行时的最佳流量。
最佳流量取决于水轮机的结构和使用情况,以及输入的水流强度等因素。
6. 最优压力:指水轮机在运行时的最佳压力。
最优压力取决于水轮机的结构和使用情况,以及输入的水流强度等因素。
7. 最优水位:指水轮机在运行时的最佳水位。
最优水位取决于水轮机的结构和使用情况,以及输入的水流强度等因素。
水轮机最优工况的确定对于优化水轮机的性能和降低其成本非常重要。
在确定最优工况时,需要考虑水轮机的效率和功率利用,同时也要考虑成本和能耗等因素。
此外,水轮机的最优工况还需要根据具体的应用场景进行调整,以满足用户的需求。
叶片式水力机械的全特性(Q-H)
叶片式水力机械的全特性（Q ~H 坐标）（1）转速为正（n >0）时轴流式机组特性曲线。
如图3-3（a ）所示，曲线AB 段的H 、Q 、n 、M 均为正值，则QH >0，ωM P =>0，由工况定义知，AB 为水泵工况。
BC 段的Q 、n 、M 为正，H 为负，则QH <0，水流经过转轮后能量减少，ωM P =>0，转轮输入功率，此为制动工况。
C 点M =0，亦即P =0，QH <0，为飞逸工况，水流流经转轮减少的能量用于克服飞逸时的机械损耗。
C 点以下的Q 、n 为正，H 、M 为负，则QH <0，水流能量减少，ωM P =<0，转轮向外输出功率，此为水轮机工况。
不过这时的水流由尾水管流向蜗壳，是倒冲式水轮机工况，一般称为反水轮机工况。
A 点以左，Q 为负值，其它参数均为正值，则QH <0，ωM P =>0，亦为制动工况。
所以n 为某一正值时，水力机组自左至右经历了制动工况、水泵工况、制动工况及反水轮机工况四个工作状态。
图3-3 三种转速下水力机组的全特性曲线（2）转速为零（n =0）时轴流式机组的特性曲线。
此时水力机组在循环管道上实际上就成为局部阻力，因此，不管流量是正还是负，水流流经转轮后能量总是减少的，也不管扭矩是正还是负，因为转速为零，所以功率也必为零。
故当转速为零时，整个特性曲线上的工况均为制动工况，转轮处的局部损失222KQ gv h ==∆ζ，所以()Q f H =曲线亦为抛物线，又因QH <0，则H 为正时，Q 必为负，反之亦然，故()Q f H =曲线贯穿于Ⅱ、Ⅳ象限，如图3-3（b ）所示，但此抛物线不是水力机组相似工况点的抛物线。
水流对转轮的作用力矩等于水流进出转轮的动量（mv ）的变化量，由此可知，力矩的大小与流量的平方成正比，所以()Q f M =亦是一抛物线，其方向当n =0时，水头为正，力矩也为正，反之，水头为负，力矩亦为负。
优化气举工艺和措施
优化气举工艺和措施一、确定气举井的最优工作点在气举过程中，确定气举井的最优工作点是至关重要的。
最优工作点是指气举井在生产过程中，能够获得最大经济效益的工况点。
通过对气举井进行详细的分析和计算，确定最优工作点，可以确保气举系统的高效运行，提高采油效率。
二、选择合适的气举阀气举阀是气举工艺中的重要组成部分，选择合适的气举阀对于气举系统的正常运行至关重要。
在选择气举阀时，需要考虑其耐压、耐温、密封性能和使用寿命等因素，以确保气举系统的可靠性和稳定性。
三、确定合理的注入压力注入压力是影响气举效果的重要参数。
在气举过程中，注入压力不能过高或过低，需要根据气举井的实际情况进行合理调整。
通过实验确定合理的注入压力，可以避免对地层造成过度伤害，同时提高气举效果。
四、控制注入量与采出量的平衡在气举过程中，需要控制注入量与采出量的平衡，以保持气举系统的稳定运行。
如果注入量过大或过小，会导致采出量不稳定，进而影响气举效果。
因此，需要根据实际情况调整注入量，确保采出量的稳定。
五、优化气举液的注入量气举液的注入量是影响气举效果的重要因素。
在气举过程中，需要根据实际情况优化气举液的注入量。
如果注入量过小，会导致气举效果不佳；如果注入量过大，会导致地层堵塞和能量浪费。
因此，需要合理控制气举液的注入量，以提高气举效果。
六、合理利用地层能量地层能量是气举过程中的重要资源。
在气举过程中，合理利用地层能量可以提高采油效率。
通过对地层进行充分分析，制定合理的开采方案，可以更好地利用地层能量，提高采油效率。
七、监测气举井的动态对气举井进行实时监测和动态分析是优化气举工艺的重要手段。
通过监测气举井的压力、温度、流量等参数，可以及时发现异常情况并采取相应措施，避免事故发生，同时为优化气举工艺提供有力支持。
八、提高气举系统的效率提高气举系统的效率是优化气举工艺的重要目标。
通过改进气举设备、优化工作参数和提高操作水平等措施，可以提高气举系统的效率，从而提高采油效率和经济收益。
《流体机械原理》思考题-图文
《流体机械原理》思考题-图文姓名：学号：班级：成绩：《流体机械原理》思考题1.绘制水轮机的分类图表2.绘制水泵的分类图表3.水轮机的主要过流部件有哪些？各部分的主要作用是什么？作用原理是什么？有哪些主要的形式？P30P57（原理）(与ppt对照看)答：水轮机的主要过流部件有：引水室，导水机构，转轮，尾水管。
①引水室的作用是将水流按所需要的速度（大小和方向）引入转轮。
其原理是引水室内速度矩保持不变。
主要形式：开式引水室，闭式引水室。
②导水机构作用是控制和调节水轮机的流量，以改变水轮机的功率，适应负荷的姓名：学号：班级：成绩：《流体机械原理》思考题变化；在非蜗壳式引水室中，导水机构还用来改变水流方向，以适应转轮需要。
其原理是导叶转动，改变了水流的方向及过水断面的大小，从而改变流量大小。
主要形式：径向导水机构（圆柱式），斜向或圆锥式导水机构，轴向或圆盘式导水机构。
③转轮作用是改变水流方向并产生能量。
其原理是水流对转轮叶片做功，使水的动能和压力能转换为转轮机械能。
主要形式：混流式，斜流式，轴流式（定桨式和转桨式）。
④尾水管作用是将离开转轮的水引导至下游并利用转轮出口水流的部分能量。
原理是能量守恒（伯努利方程）原理。
主要形式：直锥式，弯管，肘形。
4.水泵的主要过流部件有哪些？各部分的主要作用是什么？作用原理是什么？有哪些主要的形式？P32P62（原理）（与ppt对照看）答：水泵的主要过流部件有：吸水室，叶轮，压水室（扩压元件）。
①吸水室作用是按要求的速度和方向将流体引入叶轮。
其原理是吸水室中速度矩不变和连续性原理。
主要形式：直锥管形（包括喇叭形），弯管形，半螺旋形，环形。
②叶轮的作用是改变流体流动方向并对流体做功。
其原理是功能转换原理。
主要形式：离心式，混流式，斜流式，轴流式。
③压水室的作用是将从叶轮流出的流体收集起来并送往下一级或管道中，同时将其部分速度能转换成压力能以进一步提高压力。
原理是连续性定理和动量矩守恒定理。
水轮机的选型计算
目录一、水轮机选型计算的依据及其基本要求 (1)1水轮机选型时需由水电勘测设计院提供下列原始数据 (1)2水轮机选型计算应满足下述基本要求 (1)二、反击式水轮机基本参数的选择计算 (1)1根据最大水头及水头变化范围初步选定水轮机的型号 (1)2 按已选定的水轮机型号的主要综合特性曲线来计算转轮参数 (1)3效率修正 (4)4检查所选水轮机工作范围的合理性 (4)5飞逸转速计算 (5)6轴向推力计算 (5)三、水斗式水轮机基本参数的选择计算 (10)1水轮机流量 (10)2射流直径d0 (10)3确定D1/d0 (10)4水轮机转速n (10)5功率与效率 (11)6飞逸转速 (12)7水轮机的水平中心线至尾水位距离A………………………………………………1 28喷嘴数Z0的确定 (12)9 水斗数目Z1的确定 (12)10 水斗和喷嘴的尺寸与射流直径的关系 (13)11 引水管、导水肘管及其曲率半径 (13)12转轮室的尺寸 (14)A 水机流量 (17)B 射流直径 (17)C 水斗宽度的选择 (17)D D/B的选择 (17)E 水轮机转速的选择 (17)F 单位流量的计算 (17)G 水轮机效率 (18)H 飞逸转速 (18)I 转轮重量的计算 (18)四、调速器的选择 (20)1 反击式水轮机的调速功计算公式 (20)2 冲击式水轮机的调速功计算公式 (20)五、阀门型号、大小的选择 (21)1 球阀的选择 (21)2 蝴蝶阀的选择 (22)水轮机的选型计算一、水轮机选型计算的依据及其基本要求1水轮机选型时需由水电勘测设计院提供下列原始数据：1）装机容量、装机台数、单机额定出力Nr、最大出力Nmax和负荷性质；2）水电站的设计水头Hr，最大水头Hmax，最小水头Hmin，加权平均水头Hcp；3）水电站上下游水位与流量关系曲线，水头、流量过程线或保证率曲线，引水管损失等；4）水电站的泥沙资料（含沙量、泥沙类别、特性等），水质资料（水温、化学成分、PH值、硬度、含气量等）；5）水电站厂房形式，引水方式和引水管长度、直径；机组安装高程及允许吸出高度Hs＇；6）制造厂与水电站间的运输条件、水电站的安装条件（允许最大挖深值等）。
水泵、水轮机讲义
第一章概述1．基本概念（1）什么叫水轮机？答：将水能转变为旋转机械能的水力原动机叫做水轮机。
（2）冲击式水轮机与反击式水轮机的区别。
答：工作原理方面：利用水流的势能与动能做功的水轮机为反击式水轮机；利用水流的动能做功的水轮机为冲击式水轮机。
流动特征方面：反击式水轮机转轮流道有压、封闭、全周进水；冲击式水轮机转轮流道无压、开放、部分进水。
结构特征方面也显著不同。
如转轮的差别，有无喷嘴、尾水管。
（3）反击式水轮机的过流部件及其作用引水室：作用是引水流进入导水机构。
导水机构：作用是调节水轮机过流量，并使水流能按一定方向进入转轮。
转轮：将水流能量转换为固体旋转机械能量的部件。
尾水管：作用是将水流排下下游，并回收转轮出口的剩余动能。
（4）冲击式水轮机的主要部件喷嘴：水轮机自由射流的形成装置。
喷针：与喷嘴共同完成流量控制（以行程变化喷嘴控制喷嘴出口过流面积）。
转轮：由轮盘和轮盘外周均匀排列的水斗构成的组件，转换水流能量为固体旋转机械能。
折向器：自由射流流程内部件，可遮断射流，以防止转轮飞逸。
（5）我国关于水轮机标准直径的定义混流式：转轮叶片进水边上最大直径。
浆叶式（轴流式、斜流式、贯流式）：浆叶转动轴线与转轮室相交处直径。
冲击式：射流中心线与转轮相切处节圆直径。
（6）水轮机工作参数工作水头H ：水轮机的进口和出口处单位重量水流的能量差值。
流量Q ：单位时间内通过水轮机的水流体积。
转速n ：水轮机转轮单位时间内旋转的次数。
出力P ：水轮机轴端输出的功率。
效率η：水轮机的输入与输出功率之比。
2．基本计算（1）水电站的毛水头g H ：du g Z Z H －=其中：u Z ，d Z 分别为电站上、下游水位高度。
（2）水电站的工作水头H ：理论表达式：)2()2(2211g v p Z g v p Z H ∏∏∏∏I I ++-++=αγαγ式中参量见装置示意图。
测量与计算：因为如示意图所示，I -I 断面为距出口断面一定距离的下游断面γαγap Z g v p Z +≈++I ∏∏∏∏22，工作水头测量计算可如下进行。
工况点例题
工况点例题如下：
题目：两台不同型号的水泵并联工作，已知水泵扬程曲线（H-Q）1，（H-Q）2，进水管路和出水支管阻力参数SAM，SBM，干管阻力参数SMC，进、出水池水位Z1，Z2。
利用图解法求：
1.两台泵并联运行工况点；
2.并联运行时每台泵的工况点；
3.每台泵单独运行时的工况点。
解析：并联机组的工况点由泵并联性能曲线和管路性能曲线的交点确定，只有确定了并联机组的工况点才能确定各泵的工况点。
离心泵的工况点除与泵有关外，还与管路情况有关。
装置需要扬程曲线与水泵扬程曲线的交点，实质为供、需能量平衡点。
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3.2.8最优方案工作点参数计算按最优方案的参数（管径、泵机组型号及组合、泵站数等），计算求解工作点。
求泵站——管道系统的工作点，除了图解方法以外，也可以根据压头供需平衡的原则，列出管道的压力供应特性方程和压力需求特性方程，使两者相等求解工作点。
假设一条管道上有N 座泵站，全线管径相同，无分支，首站进站压头和各站内摩阻均为常量，可写出全线的压力供需平衡关系式如下()()221m m s Z Q m SZ H N A BQ fLQ Z Z Nh H --+-=+-++ （3-25）由公式（3-25）可求出管道的工作流量()121ms Z Q m SZ H NA Z Z Nh H Q NB fL -⎡⎤+----=⎢⎥+⎢⎥⎣⎦（3-26）式中 Q ——全线工作流量，3m s ； N ——全线工作站泵数；f ——单位流量的水力坡降，()23m m s -；1s H ——管道首站进站压头，m 液柱； SZ H ——管道终点剩余压力， m 液柱； L ——管道总长度，m ；Q Z 、Z Z ——管道起点和终点的高程，m ； m h ——每个泵站内的站内损失，m 液柱。
对于本设计的工作点，有()()221()m m s Z Q m SZ H N A BQ f L f L Q Z Z Nh H --+-=++-++主主变变 （3-27）f 主——主管单位流量的水力坡降，()23m m s -；0.255 4.750.000010970.02460.03220.518mm f d νβ-=⨯=主＝f 变——副管单位流量的水力坡降，()23m m s -。
0.255 4.750.000010970.02460.16990.365mm f d νβ-=⨯=变＝由公式（3-27）可求出管道的工作流量()121ms Z Q m SZ H NA Z Z Nh H Q NB f L f L -⎡⎤+----=⎢⎥++⎢⎥⎣⎦主主变变11.75305805.4(105.875.2)539.88305832.820.03225763490.16993651⨯---⨯-⎡⎤⎢⎥⨯+⨯+⨯⎣⎦＋＝30.354/m s =确定工作点之后的泵站扬程为：2 1.75805.40.00051274.4669.5m c H A BQ -=-=-⨯= m水力坡降（最大值）为：25m mmQ i d νβ--=主主1.750.254.750.3540.000010970.02460.518⨯=⨯ 0.005232=25m mmQ i d νβ--=变变1.750.254.750.3540.000010970.02460.365⨯=⨯0.0276= 确定水力摩阻系数λ：5612.812.812.8440.354Re 1.12100.5187.7910o ooCCCvdQd νπνπ-⨯====⨯⨯⨯⨯柴，柴，柴，5612.812.8440.354Re 5.31100.518 1.6410o ooC CCvd Qd νπνπ-⨯====⨯⨯⨯⨯煤，12.8煤，煤，6612.812.8440.354Re 1.05100.5180.8310o ooC CCvdQd νπνπ-⨯====⨯⨯⨯⨯汽，12.8汽，汽，Re 0.2Re 0.3Re 0.5Re =++o o o 汽，12.8C 煤，12.8C 柴，12.8C5560.2 1.12100.3 5.31100.5 1.0510=⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯ 57.05810⨯＝0.3164λ⨯⨯5－0.25＝（7.05810）0.0109＝求出工作流量后，即可根据站间压力供需平衡的原则，确定各站的进出站压力，第一站间11d s c m H H H h =+- （3-28） 22111m s d H H fQ L Z -=-⋅+∆ （3-29）式中 1L 、1Z ∆——第一站间管道长度及高差，m ； 1d H ——首站出站压头； 1s H ——首站进站压头， c H ——泵站扬程。
将本设计的首站进站压头定为30m ，通过一系列的试算可将一二站之间的站间距定为127km ，此时两站之间的高差为31.7m 。
若此段不铺设变径管，则依据上述公式可计算出：1659.62d H m = 232.09s H m =其它站间参数计算依次类推。
可对布站编程，输入站间距和高差后计算进、出站压头然后对下一站进站压头作出判断，看是否在合理范围，否则重新调整站间距。
表3-18 布站相关参数表首站 第二站 第三站 第四站 第五站 末站 进站压头（m ）30 26.86 26.86 27.02 26.39 98.2首站 第二站 第三站 第四站 第五站 末站 出站压头（m ） 659.62 656.48 656.48 656.64 656.01 —— 站间距（km ）12711913611187站里程数（km ） 0 127 246 382 493 5803.2.9布站按水力坡降和工作点的压头在纵断面图上布置泵站，确定泵站的位置。
（详见图纸） 3.2.10工况校核取边界条件，即最高温度（22.4o C ）下的汽油和最低温度（3.7o C ）下的柴油运行工况校核。
1）进出站压力的校核：（1） 最低温度（3.7o C ）下的柴油运行工况：由于本设计的布站是按耗能最高（即最低温度（3.7o C ）下的柴油运行工况）来计算设计的，所以该工况校核符合要求。
（2） 最高温度（22.4o C ）下的汽油运行工况：0.255 4.750.000000760.02460.016520.518mm f d νβ-=⨯=主＝0.255 4.750.000000760.02460.087150.365mmf d νβ-=⨯=变＝ 由公式（3-24）可求出管道的工作流量：()121ms Z Q m SZ H NA Z Z Nh H Q NB f L f L -⎡⎤+----=⎢⎥++⎢⎥⎣⎦主主变变11.75305805.4(105.875.2)539.88305832.820.016525763490.087153651⨯---⨯-⎡⎤⎢⎥⨯+⨯+⨯⎣⎦＋＝30.4744/m s =确定工作点之后的泵站扬程为：2 1.75805.40.00051707.8578.6m c H A BQ -=-=-⨯= m水力坡降（最大值）为：25m mmQ i d νβ--=主主1.750.254.750.47440.000000760.02460.518⨯=⨯ 0.00448=25m mmQ i d νβ--=变变 1.750.254.750.47440.000000760.02460.365⨯=⨯0.0236=求出工作流量后，即可根据站间压力供需平衡的原则，确定各站的进出站压力，第一站间130578.639.88568.72d H =+-= m2568.720.0044812700031.734.25s H =-⨯+=即，将本设计的首站进站压头定为30m ，将一二站之间的站间距定为127km ，此时两站之间的高差为31.7m 。
若此段不铺设变径管，可计算出： 1568.72d H m = 234.25s H m = 其它站间参数计算依次类推，具体校核结果见下表：表3-19 工况校核结果首站 第二站 第三站 第四站 第五站 末站 进站压头（m ） 30 34.25 27.15 38.69 30.63 109.7 出站压头（m ） 568.7 573 565.9 577.4 569.4 —— 站间距（km ） 127 119 136 111 87 站里程数（km ） 0127246382493580本设计的设计压力为 5.83MPa ，由于汽油22.4o C 下的密度322.4752/oC kg m ρ=，化成最高温度（22.4o C ）下的汽油的压头值即为791m ，上表中各站的出站压头均小于设计压力下的压头换算值，所以安全。
而首站、中间站进站压头的最理想值为30m ，表中的进站压头值与其相差不大，末站的进站压头能量也可被合理利用。
所以进出站压力校核满足要求。
2）动、静水压力的校核：管道沿线任一点水力坡降线与纵断面线之间的垂直距离，表示液体流至该点时管内的剩余压头，又称动水压力x H 。
[]1()x x H H ix Z Z =-+- （3-30）原油及成品油的最底动水压力应高于0.2MPa （本设计中换算为最低地温下的柴油液柱即为22.9m ；换算为最高地温下的汽油液柱即为27.14m ），最高动水压力应在管道强度的允许值范围内（本设计中管线的设计压力为5.83MPa ，换算为最低地温下的柴油液柱即为667.1m ；换算为最高地温下的汽油液柱即为791m ）。
静水压力指油流停止流动后，由地形高差产生的静液柱压力。
（1）最低地温下的动、静水压力校核 最低动水压力，由公式（3-30）得：()656.6440.005232111000(49.5)26.3922.9x H m m =-⨯+-=>⎡⎤⎣⎦故最低动水压力满足要求。
最高动水压力，由公式（3-30）得：659.62667.1x H m m =<故最高动水压力在管线设计压力范围内。
静水压力，根据线路纵断面图可以看出油流停止流动后，最大地形高差为：105.3667.1Z m m ∆=<故最高动水压力在管道允许强度范围内。
（2）最高地温下的动、静水压力校核 最低动水压力，由公式（3-30）得：()5730.00448119000(12.7)27.1527.14x H m m =-⨯+-=>⎡⎤⎣⎦故最低动水压力满足要求。
最高动水压力，由公式（3-30）得：577.4791x H m m =<故最高动水压力在管线设计压力范围内。
静水压力，根据线路纵断面图可以看出油流停止流动后，最大地形高差为：105.3791Z m m ∆=<故最高动水压力在管线的设计压力范围内。
因此，动、静水压力得校核满足要求。
综上，可以看出进出站压力校核、动、静水压力校核均满足要求，所以工况校核满足设计要求，不需要再做调整。