单级单吸清水离心泵说明书

1、单级单吸清水离心泵设计摘要离心泵是一种用量最大的水泵，在给水排水及农业工程、固体颗粒液体输送工程、 石油及化学工业、航空航天和航海工程、能源工程和车辆工程等国民经济各个部门都有 广泛的应用。在此设计中，关键词：离心泵；叶片；压水室；吸水室AbstractCentrifugal pump is a kind of the most consumable in pumps, water drainage and in agricultural engineering, solid particles liquid transportation engineering, oil and chemic

2、al industry, aerospace and Marine engineering, energy engineering and vehicle engineering, etc all departments of national economy is widely used.In this design, including single-stage single-suction clean water centrifugal pump design, the basic parameters centrifugal pump, centrifugal pump hydraul

3、ic design of leaves, water pump pressurized water chamber design, the water pump suction chamber design. As well as axial force and radial force balance, and finally to the strength check.The biggest difficulty pump design is the design of the pump seal, the new packing seal it can according to the

4、change of the pressure to change the device sealing force.Keywords： Centrifugal pump;Leaves; Pressurized water chamber; Suction chamber摘要 I Abtract I 第 1 章绪论 11.1 选此课题的意义 11.2 本课题的研究现状11.3 本课题研究的主要内容1第 2 章泵的基本知识 12.1 泵的功能 12.2 泵的概述 12.2.1 离心泵的主要部件12.2.2 离心泵的工作原理12.3 泵的分类 2第 3 章离心泵的水力设计 23.1 泵的基本设计参数

5、 23.2 泵的比转速计算 23.3 泵进口及出口直径的计算 23.4 计算汽蚀比转速 23.5 泵的效率计算 23.5.1 水力效率 23.5.2 容积效率 23.5.3 机械效率 23.5.4 离心泵的总效率 23.6 轴功率的计算和原动机的选择 23.6.1 计算轴功率 23.6.2 确定泵的计算功率 33.6.3 原动机的选择 33.7 轴径与轮毂直径的初步计算 33.7.1 轴的最小直径 33.7.2 轮毂直径的计算 33.8 泵的结构型式的选择 3第 4 章叶轮的水力设计 34.1 确定叶轮进口速度 34.2 计算叶轮进口直径 34.2.1 先求叶轮进口的有效直径D034.2.2

6、叶轮进口直径44.3 确定叶轮出口直径 44.4 确定叶片厚度 44.5 叶片出口角的确定 44.6 叶片数 Z 的选择与叶片包角 44.7 叶轮出口宽度 54.8 叶轮出口直径及叶片出口安放角的精确计算54.9 叶轮轴面投影图的绘制 54.10 叶片绘型 5第5 章压水室的水力设计 65.1 压水室的作用 65.2 蜗型体的计算 65.2.1 基圆直径的确定 65.2.2 蜗型体进口宽度计算 65.2.3 舌角 65.2.4 隔舌起始角 65.2.5 蜗形体各断面面积的计算 65.2.6 扩散管的计算 75.2.7 蜗形体的绘型 7第6 章吸水室的设计 76.1吸水室尺寸确定 7第7 章径向

7、力轴向力及其平衡 87.1 径向力及平衡 87.1.1 径向力的产生 87.1.2 径向力的计算 87.1.3 径向力的平衡 87.2 轴向力及平衡 87.2.1 轴向力的产生 87.2.2 轴向力计算 87.2.3 轴向力的平衡 8第 8 章泵零件选择及强度计算 108.1 叶轮盖板的强度计算 108.2 叶轮轮毂的强度计算 108.3 叶轮配合的选择 118.4 轮毂热装温度计算 128.5 轴的强度校核 128.6 键的强度计算 148.6.1 工作面上的挤压应力 148.6.2 切应力 158.7 轴承和联轴器的选择 15第 9 章泵体的厚度计算 179.1 蜗壳厚度的计算 179.2

8、 中段壁厚的计算 17第 10 章泵的轴封 1810.1 常用的轴封种类及设计要求 1810.2 填料密封的工作原理 1810.3 传统填料密封结构及其缺陷 1910.3.1 传统填料密封结构 1910.3.2 传统填料密封的不足 1910.4 填料密封的结构改造 19结论 20参考文献 22致谢 24第1章绪论1.1 选此课题的意义1.2 本课题的研究现状1.3 本课题研究的主要内容第2章泵的基本知识2.1泵的功能2.2泵的概述2.2.1 离心泵的主要部件2.2.2 离心泵的工作原理L叶轮"孝秀十兼轴H入口 S-MIAK 防单独黑mT-18A 时搭出口萨排出售 in-调节阔2.3泵

9、的分类第3章离心泵的水力设计3.1泵的基本设计参数3)工作介质为清水4)必要汽蚀余量NPSHr=4m3.2 泵的比转速计算(3-1)3.3 泵进口及出口直径的计算(3-2)(3-3) 3.4计算汽蚀比转速(3-4)3.5泵的效率计算3.5.1 水力效率(3-5)3.5.2容积效率(3-6)3.5.3 机械效率3.5.4离心泵的总效率(3-8) 3.6轴功率的计算和原动机的选择3.6.1 计算轴功率Q 153(3-9)3-10)Qt= =15.8m3/sv 0.95(3-11)式中Ht理论扬程(m);Qt理论流量(m3/s)03.6.2 确定泵的计算功率(3-12)3.6.3原动机的选择3.7轴

10、径与轮毂直径的初步计算3.7.1 轴的最小直径(3-13)确定出3.7.2轮毂直径的计算(3-14)(3-15)3.8泵的结构型式的选择第4章叶轮的水力设计4.1确定叶轮进口速度(4-1)4.2计算叶轮进口直径4.2.1 先求叶轮进口的有效直径(4-2)表4-1系数Ko的选择Ko效率与汽蚀指标适用范围3.54.0效率较局，抗汽蚀性多级泵次级叶轮及要求效率较图而对抗汽蚀性能差能要求小局的场合>4.54.5效率及抗汽蚀性能中一般清水泵的单级单吸及双吸叶轮和多级泵第等一级叶轮>4.55.0效率较低，抗汽蚀性锅炉给水泵第一级叶轮及对抗汽蚀性能要求较能较好高的场合>5.0>5.5

11、效率后较大的降低，冷凝泵有前置诱导轮的离心泵高抗汽蚀性能4.2.2 叶轮进口直径(4-3)4.3 确定叶轮出口直径(4-4)(4-5) 4.4确定叶片厚度(4-6)表4-2系数K与ns和材料的关系4.5 叶片出口角的确定4.6 叶片数Z的选择与叶片包角表4-3离心泵的叶片数Z4.7 叶轮出口宽度(4-7)(4-8) 4.8叶轮出口直径及叶片出口安放角的精确计算(4-9)(4-10) (4-11)(4-12)(4-14) 4.9 叶轮轴面投影图的绘制图4-1叶轮轴面投影图4.10 叶片绘型(4-15)(4-16)11)以H为圆心，以OH为半径作圆弧，此圆弧必通过 G点；12)以E和H为圆心，分别

12、以AE+6和DH +6为半径作弧，并适当削圆叶片进口, 即得圆柱形叶片形状。其中为叶片真实厚度。第5章压水室的水力设计5.1压水室的作用5.2蜗型体的计算5.2.1 基圆直径的确定(5-1)522蜗型体进口宽度计算(5-2)523 舌角(5-3)524隔舌起始角表5-1隔舌起始中05.2.5 蜗形体各断面面积的计算(5-4) V3 蜗形体各断面中的平均速度(m/s);H泵的扬程(m);g重力加速度，g=10m/S2;360 -103,15 = 14.6 m /h360(5-5)K3速度系数，由图5-335中查得。通过查表5-335可得K3=0.55 通过Vffl断面的流量按式5-445计算。Q

13、 =360 一。QQw= Q360式中中0隔舌起始角(度)；Q泵的扬程(m/s)。Vffl断面由式 5-455得。Qm/v3=14.6/3600/14.6=0.00028病(5-6)5.2.6 扩散管的计算x0.00028/3.14(5-7)(5-8)527蜗形体的绘型8、R、R6应随断面第6章 吸水室的设计6.1吸水室尺寸确定(6-1)(6-2) LX =60mm。结构图见 6-1。图 6-1 吸水室第7章径向力轴向力及其平衡7.1 径向力及平衡7.1.1 径向力的产生7.1.2 径向力的计算压水室是涡室的泵，在偏离设计工况时的径向力可按式9-1计算Fr =9.81KrHD2b2 103 =

14、9.81 0.080 35 0.150 0.005 103 =20.6N(7-1)式中Fr 偏离设计工况时的径向力(N);B2 包括前、后盖板的叶轮出口宽度，取B2 = 0.01140m；Kr 实验系数，查取得Krw0.080。7.1.3 径向力的平衡7.2 轴向力及平衡7.2.1 轴向力的产生7.2.2 轴向力计算3 一 一(7-2)(7-3) qm叶轮的质量流量(m /s );V0叶轮进口处的速度(m/s)03)总的轴向里F = F1 -F2 =428-8.75 = 419.5 N(7-4)根据计算结果可知，轴向力指向入口。7.2.3 轴向力的平衡常用水力方法平衡部分或全部轴向力。这一方法

15、包括使叶轮或整个表面上的压力对称分布，或增设在所有运转工况下保证轴向力平衡的系统。但是完全做到轴向力平衡是很难的，因此必须用止推轴承承受未被平衡的轴向力，而且要采用双向都能承受轴向力 的轴承4。本次设计的泵是单级叶轮，所采取的措施是开平衡。在叶轮的后盖板上对着叶轮入口开几个平衡孔，如图7-1所示，使后盖板前后空间想通，同时在后盖板后侧的轴向力增设密封环，其直径与叶轮进口密封环直径相同。这 种结构简单，但增加了内泄露，同时也使进口水流更加紊乱，降低水泵效率。图7-1平衡孔第8章泵零件选择及强度计算8.1叶轮盖板的强度计算盖板中的应力主要是由离心力引起的，如应力的前后盖板是等厚的，半径越小的地 方

16、圆周应力越大，在D0和Dx处的应力近似由式10-42计算，叶轮材料采用ZG1CU3, 许用应力二=98130Mpac =0.8252； =0.825 7800 23.52 = 3.6Mpa ："-98130MPa(8-1)式中 仃一一盖板中D0和Dx处得圆周应力(Pa);P一材料密度(kg/m3);U2盖板外径的圆周速度(m/s);仃许用应力(Pa)。计算结果说明叶轮安全。按等强度设计盖板时，盖板直径 Dx=0.08m处的厚度，首先得计算出角速度角速度0n = 2950'3.14 = 308.8rad/s(8-2)3030')盖板直径Dx=0.08m处的厚度，可按式1

17、0-435计算pw2 D22_Dx27800M 308.82 /1552，。821222Q 4 I2 >980660004 I，八八、6x=62ej= 0.04e1=0.0043 mm (8-3)式中加一一盖板直径Dx=0.08m处的厚度；之一一叶轮最大直径处盖板的厚度，参考其他叶轮尺寸，综合考虑取 4mm;8.2叶轮轮毂的强度计算叶轮旋转时，叶轮的质量能够产生离心力。离心力使轮毂内孔处产生的圆周方向应力可用如下近似公式10-455进行计算二u =0.825 ：u2 =0.825 7800 23.52 =3.6 MPa(8-4)叶轮材料为 ZG1CU3,二S =362Mpa安全系数n =

18、£s =竺2 =100.5 23（8-5）1.1 u 3.6根据计算结果，叶轮强度满足要求式中 国轮毂内孔处的圆周方向应力（Pa）P材料密度（kg/m3）；U2 叶轮外径的圆周速度（m/s）。8.3 叶轮配合的选择在离心力的作用下，叶轮轮毂内控增大，对于热装的叶轮，轮毂与轴的最小过盈量 要大于离心力使轮毂内控产生的变形量。3.6 106 0.045 -0.035(8-6)离心力使轮毂内孔直径的变形量可按式 10-465-102.1 10本处的配合是过盈配合，轮毂与轴的最小过盈量要大于离心力使轮毂内孔产生的变 形量。根据计算结果AD=80 pm,参考其他离心泵的轮毂配合进行计算，综合考

19、虑要把 过盈余量保持在80160仙m即可。1）确定基准制：按照其不受原材料、标准件和结构的限制，选基孔制。2）确定孔的公差带：配合公差Tf = Ymax -Ymin = （-160） -（-80） =80 m,这个数值应大于或等于孔与轴的公差之和,孔与轴的公差应在Tf / 2 = 40仙m左右。这时要看孔、轴的标准公差等级，如在 7级以上，则取孔比轴低一级，如在 8级以 下，则可取孔、轴同级。查附表3-17,得IT7=57卜m。可取孔的标准公差等级为7级，即孔的公差带为H7,并可开始画公差带图。3）确定轴公差带：因为是过盈配合，可以知道轴的公差带位置在零线的上方。(8-7)X min - es

20、因已知要求最小过盈余量Ymin =40 pm,即轴基本偏差应接近80m 查附表3-26,取轴的基本偏差为r, es=+108轴的公差应初步确定为Ts =Tf -Th =80 -57 =23 a m（8-8）查附表3-16得知，取IT6=36仙m这时ei =es_IT6=108 -36 = 72 p m（8-9）轴的公差带确定为r6最后，配合选取，35H7/r6。8.4 轮毂热装温度计算加热轮毂，使其内控产生的变形（内孔增大）应为最大过盈量的1.5倍，可进行装配，加热后的温度称为热装温度，可用式计算。1.5 匚 Dtmax二 t1Dm：200.0108 1.510 11.1 10”(8-10)=

21、 165.9Ct1=20C, ADmax=, Dm = , 口 = 11.1 父 10，（1/deg）式中t热装温度（C）；t1室温（c）；Dm a-最大过盈量（cm）；Dm轮毂的平均直径（cm）;-叶轮材料的线膨胀系数（1/deg）。8.5轴的强度校核1）转子的重量因为是卧式泵，转子的重量是径向力，而且是固定方向的径向力。轴的重量是均布 载荷，但为了简化计算，可以吧轴分成几段变成集中载荷，泵采用蜗形体，在设计工况 下没有附加径向力，另外轴也没有皮带的拉力或者齿轮的啮合力，因此，固定方向的径 向力就只有转子的重量。叶轮重量估算为 260N。2）轴向力液体作用在叶轮和平衡盘上的轴向力，在水力设计

22、是进行计算了。作用在叶轮上的 轴向力F=419.5N。3)支反力固定方向径向力作用在两个轴承 A、B上的支反力分别用Ra、Rb表示，具方都假 设向上。叶轮与轴承 A的距离为209mm,轴承之间的距离为190mm。支反力之和等于所有径向力之和。Ra+Rb-260=0(8-11)对B点取矩-Ra 0.19 260 0.209 0.19 =0解之得Ra=546NRb=-286N4)弯矩图及扭矩图M口 F2 3. 4N, m24. 4N.加图8-1弯矩图及扭矩图通过弯矩图及扭矩图可知，最危险断面在轴承A处。可以按第三强度理论来进行校核。- -1 .M2 T2 323 23.42 24.42 = 3.7

23、MPa "二=竺=28.3 MPa (8-12)W冗(45 黑 10')3根据计算结果，轴的强度满足要求8.6 键的强度计算对泵来说，联轴器处得键所传递的扭矩最大。对于单机泵，可近似地认为叶轮处得 键所传递的扭矩同联轴器处得相同。键强度计算的目的是校验键在所传递扭矩的作用下，键所产生的剪切应力与键接触零件（例如：联轴器、叶轮、平衡盘 等转子零件）的有效传递扭矩的工作面上的挤压 应力（当然也包括键，但通常是校验抗挤压差的零件）是否满足强度要求。根据叶轮处直径选择键为标准圆头普通平键（A）,键的宽度b=0.008m,键的高度 h=0.008m,键的总长L=0.025m。结构形式见

24、图8-2.8.6.1 工作面上的挤压应力键及其联接零件传递扭矩的工作面上挤压应力应满足如下公式10-555要求:(8-13)二j 二幽j dhl j式中咒一一工作面上的挤压应力 （Pa）;Mn一一键所传递的扭矩，与轴所传动的扭矩相等（N m）;d安装叶轮处的轴径 （m）;h 键的高度（m）;l 键的有效长度，l =L b = 0.025 0.010 = 0.015（mm）;叼材料的许用挤压应力 （Pa）。键采用的材料为45号钢材，所以ffj =150MPa代入数据得4Mtdhl4 24.40.035 0.008 0.015=23.2 三O j =150MPa(8-14)根据计算结果可知，满足强

25、度条件。8.6.2 切应力键的切应力产生最大的切应力，其值应满足如下公式10-565的要求:2Mtdbl(8-15)式中 t 切应力（Pa）;b 键的宽度（m）;7材料的许用切应力，键的材料为 45号钢材，所以取f=60MPa代入数据得2Mtdbl2 24.40.025 0.008 0.015= 24.4MPa 三=60 MPa(8-16)根据计算结果可知，满足强度条件8.7 轴承和联轴器的选择根据泵结构以及参考其他类型的结构，选轴承为：深沟球轴承6009型，两个轴承成对使用，具体结构见图8-3图8-3 6009型深沟球轴承此泵是进行全天24小时连续工作，轴承必须达到预期寿命。虽然两个轴承成对

26、使 用，但是必须计算轴承的寿命以保证安全。又因为两轴承载荷不同，现对较大的载荷进行计算就可。因为Fa/Fr <e=0.7,查得径向系数X=0.56,轴向系数Y= 1.4。轴的当量动载荷为(8-17)Pr =X Fr Y Fa =0.56 546 1.4 428 = 305.76 599.2 = 904.96N进行对轴承的寿命计算霜）1061 21000 '360M 2930 <904.96 J=70000 60000h(8-18)根据计算结果，轴承的寿命符合要求。式中 Cy泵的基本额定载荷（N）；Py泵的当量动载荷（N）；n泵的电机转速（r/min）。泵常用的联轴器有两种：

27、爪形联轴器和柱销联轴器，本次设计采用柱销联轴器，型 号为 B1101-6-20-35。第9章 泵体的厚度计算9.1蜗壳厚度的计算蜗壳的几何形状很复杂的，而且受力后产生的应力更复杂，因此很难用精确计算的方法求出壁厚，可用如下的经验公式 10-62进行计算。泵的 Q=35m, H=15m, n=2930r/min ,蜗壳的材料 HT200, j = 2000kg/m2,安全系数 n=4。二 D、P 184二17.7 36.8 一 1.1cm200018.5 (9-1)式中蜗壳壁厚（cm）;D蜗壳内壁最大径向尺寸，通常在压水室的4和8断面处（cm）;p包括进口压力的泵设计点压力（kg/cm2）;仃材

28、料的许用应力（kg/cm2）.材料的许用应力。=&，其中n为安全系数，其值与泵的结构、大小和比转速有 n关。本次设计的是单吸悬臂泵、n=415。小泵（如吸入口径不大于 50mm）和高比转速（高于250）的泵取大值；压力较高的泵和大泵取小值；一般的可取n=7。9.2中段壁厚的计算对于分段式多级泵，中段承受内压，在最后一个中段上承受着最大的内压力。中段 的形状近似圆筒，因此可按承受内压的薄壁圆筒来计算。但是本次设计的是单级单吸清水离心泵，不用考虑用内压进行计算。综合考虑，运用类比法对比其他IS型泵，取中段壁厚的厚度6=0.6cm。第 10 章 泵的轴封10.1 常用的轴封种类及设计要求泵内

29、液体和泵外空气之间压力不同， 顺着轴就要产生泄露， 为此需要设置密封装置，称其为泵的轴封。泵内轴封处的压力小于大气压力，轴封是用于防止空气进入泵内；泵内轴封处的压力大于大气压力，轴封是用以防止液体泄露。泵常用的轴封种类：1）填料密封；2）机械密封；3）浮动密封。设计密封装置的要求：1）密封可靠，能长期运转；2）消耗功率小；3）适应泵运转状态的变化。设计密封装置要考虑被密封液体的性能（腐蚀性、含杂质的磨损性、凝固性、侵透性、挥发性、有毒、引火、有位等） ，温度（高温、常温、低温温度变化范围）和压力（高压、常压、低压、真空、压力变化范围） 。根据本次的设计情况，选用已有的改进填料密封装置。10.2

30、 填料密封的工作原理填料密封式用填料填塞泄露通道阻止泄露的一种密封形式。其特点是结构简单、装拆维修方便、成本低廉而广泛用于离心泵上。在离心泵上的填料密封即是动密封，又是静密封，所用填料为由侵石棉盘根软填料。其不足之处在于密封性能较差，对轴或轴套磨损大，损失功耗大以及使用寿命短等。近几年，许多从事填料密封的研究工作者，在密封的机理以及结构研究上做了大量的工作，使得填料密封的结构更为科学合理，本次的填料密封采用了黑龙江科技学院机械系，韩建勇、王平山的离心清水泵填料密封的改进设计1 。10.3 传统填料密封结构及其缺陷10.3.1 传统填料密封结构在传统填料密封中，内部流体可能通过下列途径泄漏；1）

31、流体通过填料本身的缝隙而出现渗漏；2）流体通过填料与转轴之间的缝隙而泄漏；3）流体通过填料与箱壁之间的缝隙而泄漏。填料置于填料箱中，通过压盖将填料压紧在轴上，填料依靠压盖轴向压紧，产生径向变形，填满间隙。填料在变形时，依靠径向变形产生的径向力紧贴转轴与填料箱内壁表面，实现密封。这就是说，在填料密封可能出现的三个泄露途径中，填料本身的缝隙泄露可以通过压实软填料的方法来消除；箱壁内表面与填料之间的泄露，因为无相对运动且填料被压实而与填料箱内壁表紧密贴合， 达到了止漏目的； 只有填料与转轴之间， 因有相对运动，并存在微小间隙，所以常造成泄露。10.3.2 传统填料密封的不足预紧力恒定。预紧力恒定，即

32、密封力恒定，而被密封介质的压力是波动变化的，这就可能出现密封填料过度密封或密封不足。轴或轴套磨损严重。密封力不足时，采取的方法往往是加大预紧力，这样使预紧力过大，造成密封填料与轴接触面之间的摩擦力加大，并导致填料对轴或轴套磨损严重，功率磨损增大，泵的机械效率降低。检修周期短。由于填料对轴或轴套磨损严重，为使泵正常运转，停机更换填料的次数就增多，这样运行成本就提高了。10.4 填料密封的结构改造在分析了传统填料密封结构、工作原理及其缺陷后，要想改善和提高填料密封的密封效果，在填料密封结构设计时要考虑解决的问题是：1）尽量使径向压紧力均匀且与泄漏压力规律一致，使轴套承压面受压均匀，从而使轴套磨损小

33、而且均匀。2）使填料密封结构中的填料具有补偿能力、足够的润滑性和弹性。3）密封的填料沿轴向抱紧力应均匀分布。鉴于以上分析，新型的填料密封结构应该是一种能够自动根据被密封介质压力的变化而变化密封力的填料密封结构。 改造后的填料密封结构见图 10-1。15681轴 2泵盖 3轴封腔套 4填料 5压盖 6弹簧 7调节螺母 8轴封腔套螺栓图10-1填料密封在此设计中，针对传统填料密封的结构特点与密封原理，分析了对密封填料加载所引起的密封填料受力的不合理性；从力学的角度出发，对传统填料密封的结构进行了改 造，提出了反向加力的新型填料密封的不足，使得填料密封的原理与结构更为合理，其 密封性能和使用寿命得到

34、提高，有一定的参考价值。1 王平山，韩建勇离心清水泵填料密封设计改进J 水泵技术. 2006, 2: 44-462 朱保林 , 张淑佳 , 林锋 , 胡清波 . 离心泵叶轮设计方法现状与发展趋势J. 水泵技术, 2005, (02) ： 21-254 .3 丁成伟 离心泵与轴流泵M 北京：机械工业出版社， 1981 4 关醒凡现代泵技术手册M 北京：宇航出版社， 19955 沈阳水泵研究所 叶片泵设计手册 M 北京：机械工业出版社， 198.6 王世刚，林景凡，李世桓 互换性与质量控制基础M 北京：中国科学技术出版社， 19997 查森 叶片泵原理及水力设计M 北京：机械工业出版社， 1998

35、.8 朱玉峰 . 离心泵叶轮绘型时叶片加厚的精确方法J 河北科技大学学报, 2000,(04) ：54-659 严敬 , 张江源 , 何敏 , 王桃 . 离心泵可控包角圆柱形叶片型线方程J 排灌机械 ,2008,(05) ： 72-83.10 许彦玲 . 离心泵叶轮轴面投影图的计算机辅助设计J. 石油大学学报( 自然科学版), 1996,20(5) ： 56-6011 陈乃祥，吴玉林 离心泵 M 北京：机械工业出版社，200212 Hawthorne WR， Tan C S， Wang C， McCune J E Theory of Blade Design for Large Deflections ： Part I-Two Dimensional Cascades ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Powe，r 1984， 106： 346-35313 Flowler H S The Distribution and Stability of Flow in a Rotating Passage (USA)ASME ， Journal of Engineering for Power， 1973， 95： 213-21614 Zangeneh