CN108678960A - 一种高效对旋轴流泵 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种高效对旋轴流泵，包括前置叶轮、后置叶轮和双转子对转电机；所述前置叶轮与双转子对转电机的外转子轴连接；所述后置叶轮与双转子对转电机的内转子轴连接；所述前置叶轮和后置叶轮旋转方向相反，且所述前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径D和轮毂直径d_h相等。本发明在原有轴流泵叶轮设计方法的基础上结合对旋轴流泵结构特点及流动状况进行了合理的优化设计，尤其是对旋轴流泵前后置叶轮耦合流动处的翼型安放角进行了合理流动设定，提高了对旋轴流泵的水力效率。

Description

一种高效对旋轴流泵

技术领域

本发明属于轴流泵研究领域，特别针对于一种高效对旋轴流泵。

背景技术

轴流泵是一种叶片泵，它靠旋转叶轮的叶片对液体产生的作用力使液体沿轴线方向进行输送。轴流泵是动力式泵中比转速最高的一种，主要适用于超大流量的场合，如灌溉、排涝、船坞排水、运河船闸的水位调节，或用作电厂大型循环水泵。

与传统单级轴流泵相比，对旋轴流泵是将传统轴流泵的后置静叶用后置动叶代替，前后置叶轮反向旋转而得到的轴流泵。后置叶轮不仅可以回收前置叶轮出口的动能，同时给液流二次加功，因而对旋轴流泵具有体积小、扬程高、空化性能好等特点，且在同样的设计参数下，对旋轴流泵可以有效缩小泵体尺寸，降低大型轴流泵因制造加工带来的困难等。另外近年来，由于对旋式水力机组具有双向运行的特性，近年来，开始应用于海洋水下发电、潮汐发电等领域。

从2002开始，国内清华大学的王德军等开始了对旋轴流泵的系列研究，建立模型设计的基本理论和基本方法，提出“上翘形”的叶片设计和联合优化方法，但此后就鲜有对对旋轴流泵的相关研究和专利报道，2014年华中科技大学王凯对可逆式对旋轴流泵进行了模型设计及相关的数值分析研究，但是他们仅限于对负荷分配系数作单一的研究，没有对转速分配上进行以及前后置叶轮耦合流动作进一步分析，本发明在前人的基础上，对转速和负荷分配做了细致的定义和研究，进一步改进前后置叶轮耦合流动特性，通过对对旋轴流泵前后置叶轮系列进行建模分析，并通过ANSYS CFX进行模拟，提出一种高效对旋轴流泵叶轮结构及水力设计技术，可供做设计参考。

发明内容

通过研究，本发明提供了一种高效对旋轴流泵叶轮。本发明的目的在于，通过对前后置叶轮的设计参数重新定义以及重要的叶轮几何参数优化设计，改善前后置叶轮对旋流动中耦合流动情况，提高对旋轴流泵的效率。

本发明需要确定前置叶轮1和后置叶轮2的设计参数和几何参数，设计参数包括前置叶轮的设计转速n_F和后置叶轮的设计转速n_R，前置叶轮的名义比转速n_qF和后置叶轮的名义比转速n_qR，几何参数包括前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径D，轮毂直径d_h，前置叶轮的叶轮叶片数Z_F和后置叶轮的叶轮叶片数Z_R，前置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iF和后置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iR，前置叶轮分流面的叶片前缘安放角β_iF1和后缘安放角β_iF2，后置叶轮分流面的β_iR1叶片前缘安放角和后缘安放角β_iR2。

实现上述目的所采用的技术方案是：一种高效对旋轴流泵，包括前置叶轮、后置叶轮和双转子对转电机；

所述前置叶轮与双转子对转电机的外转子轴连接；所述后置叶轮与双转子对转电机的内转子轴连接；所述前置叶轮和后置叶轮旋转方向相反，且所述前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径D和轮毂直径d_h相等；

所述后置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角β_iR1和后缘安放角β_iR2符合以下关系：

所述前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角β_iF1和后缘安放角β_iF2适合以下关系：

其中，β_iF1—前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；β_iR1—后置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；β_iR2—后置叶轮第i个分流面的叶片后缘安放角，度；π—圆周率；i—分流面序号数；H—设计工况总扬程，米；n_qR—后置叶轮的名义比转速；λ_h—负荷分配系数；d_h—叶轮轮毂直径，米；Q—设计流量，立方米/秒；g—重力加速度，平方米/秒；n_R—后置叶轮转速，转/分；D_i—第i个分流面的直径，米；D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米；n_qF—前置叶轮的名义比转速；n_F—前置叶轮转速，转/分。

上述方案中，所述前置叶轮的设计转速n_F和后置叶轮的设计转速n_R，负荷分配系数λ_h，叶轮的设计初始名义比转速n_q0，前置叶轮的名义比转速n_qF和后置叶轮的名义比转速n_qR，与泵设计工况点性能参数之间适合以下关系：

其中，H—设计工况总扬程，米；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

n_qR—后置叶轮的名义比转速；

λ_h—负荷分配系数；

Q—设计流量，立方米/秒；

n—设计转速，转/分；

n_R—后置叶轮转速，转/分；

n_F—前置叶轮转速，转/分；

n_q0—叶轮的设计初始名义比转速；

e—自然底数。

上述方案中，所述前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径D和轮毂直径d_h符合以下关系：

其中，π—圆周率；

H—设计工况总扬程，米；

n_q0—叶轮的设计初始名义比转速；

d_h—叶轮轮毂直径，米；

n_R—后置叶轮转速，转/分；

n_F—前置叶轮转速，转/分；

D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。

上述方案中，所述负荷分配系数取值为0.6≦λ_h≦1.4。

上述方案中，所述前置叶轮的叶轮叶片数Z_F和后置叶轮的叶轮叶片数Z_R符合以下关系：

当λ_h>1时，Z_F＝3，Z_R＝4；

当λ_h≤1时，Z_F＝4，Z_R＝3；

其中，Z_F—前置叶轮的叶轮叶片数，个；

Z_R—后置叶轮的叶轮叶片数，个；

λ_h—负荷分配系数。

上述方案中，所述前置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iF和后置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iR适合以下关系：

其中，l_iF—前置叶轮的翼型弦长，米；

t_iF—前置叶轮的翼型栅距，米；

l_iR—后置叶轮的翼型弦长，米；

t_iR—后置叶轮的翼型栅距，米；

λ_iF—前置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；

λ_iR—后置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

n_qR—后置叶轮的名义比转速。

上述方案中，所述双转子对转电机为双转子对转永磁电机。

上述方案中，所述前置叶轮与外转子轴通过键连接；所述后置叶轮与内转子轴通过键连接。

与现有技术相比，本发明的有益效果为：对旋轴流泵是将传统轴流泵的后置静叶用后置动叶代替，前后置叶轮反向旋转而得到的轴流泵。后置叶轮不仅可以回收前置叶轮出口的动能，同时给液流二次加功，因而对旋轴流泵具有体积小、扬程高、空化性能好等特点，且在同样的设计参数下，对旋轴流泵可以有效缩小泵体尺寸。本发明提供的高效对旋轴流泵对转速和负荷分配进行了细致的定义，提出一种高效对旋轴流泵叶轮结构及水力设计方法，对前后置叶轮的设计参数重新定义以及重要的叶轮几何参数进行了优化设计，尤其是对旋轴流泵前后置叶轮耦合流动处的翼型安放角进行了合理流动设定，改善前后置叶轮对旋流动中耦合流动情况，提高对旋轴流泵的效率。

附图说明

图1是对旋轴流泵三维模型。其中旋转方向为从液流进口方向观察，底部箭头方向表示液流进入方向，左侧箭头表示对应的前后置叶轮的旋转方向。

图2是对旋轴流泵前后置叶轮的翼型，箭头方向分别表示前后置翼型的液流进入方向和对应的前后置叶轮的旋转方向。

图3是对旋轴流泵装配简图。

图4是根据该发明水力设计方法所设计的水力模型前后置叶轮外特性曲线图，其中Qa表示设计工况点流量。

图中，1：前置叶轮，2：后置叶轮，3：双转子对转永磁电机，4：外转子轴，5：内转子轴。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明进一步说明。

如图3所示，本发明所述高效对旋轴流泵包括前置叶轮1、后置叶轮2、双转子对转永磁电机3、外转子轴4和内转子轴5。

所述前置叶轮1由外转子轴4驱动旋转并且通过外转子轴4与前置叶轮1之间的键固定，后置叶轮2由内转子轴5驱动旋转并且通过内转子轴5与后置叶轮2间的键固定，内转子轴5与外转子轴4均固定于双转子对转永磁电机3内并由双转子对转永磁电机3驱动旋转。液流自前置叶轮1轴向流入，后置叶轮2流出，其中前置叶轮1和后置叶轮2旋转方向相反，且前置叶轮1和后置叶轮2两者的轮缘直径D和轮毂直径d_h相同。由于対旋轴流泵由双转子永磁电机3驱动，所以在对其负荷分配之时，需要根据负荷分配系数λ_H调整负荷分配比例及转速分配，负荷分配系数取值在0.6≦λ_h≦1.4。具体的叶轮设计三维图如图1所示，对旋轴流泵前后置叶轮的翼型如图2所示，下面对其设计方法作具体阐述。

本发明通过以下几个关系式来确定前置叶轮1和后置叶轮2的设计参数和几何参数，设计参数包括前置叶轮的设计转速n_F和后置叶轮的设计转速n_R，前置叶轮的名义比转速n_qF和后置叶轮的名义比转速n_qR，几何参数包括前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径D，轮毂直径d_h，前置叶轮的叶轮叶片数Z_F和后置叶轮的叶轮叶片数Z_R，前置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iF和后置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iR，前置叶轮分流面的叶片前缘安放角β_iF1和后缘安放角β_iF2，后置叶轮分流面的β_iR1叶片前缘安放角和后缘安放角β_iR2，此实施例是在给定设计工况流量Q＝0.36m³/s、设计工况扬程H＝8m、设计工况转速n＝1450r/min，取λ_h＝1计算前置叶轮和后置叶轮相关参数：

式中：

H—设计工况总扬程，米；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

n_qR—后置叶轮的名义比转速；

λ_h—负荷分配系数；

Q—设计流量，立方米/秒；

n—设计转速，转/分；

n_R—后置叶轮转速，转/分；

n_F—前置叶轮转速，转/分；

n_q0—叶轮的设计初始名义比转速；

e—自然底数。

所述前置叶轮1和后置叶轮2的轮缘直径D和轮毂直径d_h适合以下关系：

式中:

π—圆周率；

H—设计工况总扬程，米；

n_q0—叶轮的设计初始名义比转速；

d_h—叶轮轮毂直径，米；

n—转速，转/分；

D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。

前置叶轮1的叶轮叶片数Z_F和后置叶轮2的叶轮叶片数Z_R适合以下关系：

当λ_h>1时，Z_F＝4，Z_R＝3 式九

当λ_h<1时，Z_F＝3，Z_R＝4 式十

式中：

Z_F—前置叶轮的叶轮叶片数，个；

Z_R—后置叶轮的叶轮叶片数，个；

λ_h—负荷分配系数。

前置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iF和后置叶轮分流面处的叶片稠密度λ_iR适合以下关系：

式中:

l_iF—前置叶轮的翼型弦长，米；

t_iF—前置叶轮的翼型栅距，米；

l_iR—后置叶轮的翼型弦长，米；

t_iR—后置叶轮的翼型栅距，米；

λ_iF—前置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；

λ_iR—后置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

n_qR—后置叶轮的名义比转速。

前置叶轮分流面的叶片前缘安放角β_iF1和后缘安放角β_iF2适合以下关系：

式中:

β_iF1—前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；

β_iF2—前置叶轮第i个分流面的后缘安放角，度；

π—圆周率；

i—分流面序号数；

H—设计工况总扬程，米；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

λ_H—负荷分配系数；

d_h—叶轮轮毂直径，米；

Q—设计流量，立方米/秒；

g—重力加速度，平方米/秒；

n—转速，转/分；

D_i—第i个分流面的直径，米；

D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。

后置叶轮分流面的β_iR1叶片前缘安放角和后缘安放角β_iR2适合以下关系：

式中：

β_iF1—前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；

β_iR1—后置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；

β_iR2—后置叶轮第i个分流面的叶片后缘安放角，度；

π—圆周率；

i—分流面序号数；

H—设计工况总扬程，米；

n_qR—后置叶轮的名义比转速；

λ_h—负荷分配系数；

d_h—叶轮轮毂直径，米；

Q—设计流量，立方米/秒；

g—重力加速度，平方米/秒；

n—转速，转/分；

D_i—第i个分流面的直径，米；

D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。

计算得：

n_R＝n_F＝n＝1450r/min

n_qF＝n_qR＝n_q0＝1125

D＝0.3m

d_h＝0.116m

Z_F＝4，Z_R＝3

λ_1F＝0.93，λ_2F＝0.89，λ_3F＝0.84，λ_4F＝0.80，λ_5F＝0.75

λ_1R＝0.90，λ_2R＝0.84，λ_3R＝0.78，λ_4R＝0.71，λ_5R＝0.65

D₁＝0.116m，D₂＝0.162m，D₃＝0.208m，D₄＝0.254m，D₅＝0.3m

β_1F1＝39.8°，β_2F1＝30.6°，β_3F1＝24.6°，β_4F1＝20.5°，β_5F1＝17.7°

β_1F2＝67.6°，β_2F2＝41.4°，β_3F2＝29.6°，β_4F2＝23°，β_5F2＝18.8°

β_1R1＝28.7°，β_2R1＝24.8°，β_3R1＝21.3°，β_4R1＝18.5°，β_5R1＝16.3°

B_1R2＝40.8°，β_2R2＝31.3°，β_3R2＝25°，β_4R2＝20.6°，β_5R2＝17.5°

本发明采用精确公式对对旋轴流泵前后置叶轮进行水力设计，尤其针对对旋轴流泵前后置叶轮耦合流动进行分析，使对旋轴流泵水力效率有很大提高，具有良好的经济效益。如图4所示，在设计流量点处，前置叶轮效率最高为86％，后置叶轮效率最高为80％，且前后置叶轮高效区较宽，性能良好。

以上，为本发明专利参照实施例做出的具体说明，但是本发明并不限于上述实施例，也包含本发明构思范围内的其他实施例或变形例。

Claims (8)

1.一种高效对旋轴流泵，其特征在于，包括前置叶轮(1)、后置叶轮(2)和双转子对转电机；

所述前置叶轮(1)与双转子对转电机的外转子轴(4)连接；所述后置叶轮(2)与双转子对转电机的内转子轴(5)连接；所述前置叶轮(1)和后置叶轮(2)旋转方向相反，且所述前置叶轮(1)和后置叶轮(2)的轮缘直径D和轮毂直径d_h相等；

所述后置叶轮(2)第i个分流面的叶片前缘安放角β_iR1和后缘安放角β_iR2符合以下关系：

所述前置叶轮(1)第i个分流面的叶片前缘安放角β_iF1和后缘安放角β_iF2适合以下关系：

其中，β_iF1—前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角；β_iR1—后置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角；β_iR2—后置叶轮第i个分流面的叶片后缘安放角；π—圆周率；i—分流面序号数；H—设计工况总扬程；n_qR—后置叶轮的名义比转速；λ_h—负荷分配系数；d_h—叶轮轮毂直径；Q—设计流量；g—重力加速度；n_R—后置叶轮转速；D_i—第i个分流面的直径；D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径；n_qF—前置叶轮的名义比转速；n_F—前置叶轮转速。

2.根据权利要求1所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述前置叶轮(1)的设计转速n_F和后置叶轮(2)的设计转速n_R，负荷分配系数λ_h，叶轮的设计初始名义比转速n_q0，前置叶轮(1)的名义比转速n_qF和后置叶轮(2)的名义比转速n_qR，与泵设计工况点性能参数之间适合以下关系：

其中，H—设计工况总扬程；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

n_qR—后置叶轮的名义比转速；

λ_h—负荷分配系数；

Q—设计流量；

n—设计转速；

n_R—后置叶轮转速；

n_F—前置叶轮转速；

n_q0—叶轮的设计初始名义比转速；

e—自然底数。

3.根据权利要求1或2所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述前置叶轮(1)和后置叶轮(2)的轮缘直径D和轮毂直径d_h符合以下关系：

其中，π—圆周率；

H—设计工况总扬程；

n_q0—叶轮的设计初始名义比转速；

d_h—叶轮轮毂直径；

n_R—后置叶轮转速；

n_F—前置叶轮转速；

D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径。

4.根据权利要求1-3任意一项所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述负荷分配系数取值为0.6≦λ_h≦1.4。

5.根据权利要求4所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述前置叶轮(1)的叶轮叶片数Z_F和后置叶轮(2)的叶轮叶片数Z_R适合以下关系：

当λ_h>1时，Z_F＝3，Z_R＝4；

当λ_h≤1时，Z_F＝4，Z_R＝3；

其中，Z_F—前置叶轮的叶轮叶片数；

Z_R—后置叶轮的叶轮叶片数；

λ_h—负荷分配系数。

6.根据权利要求1所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述前置叶轮(1)分流面处的叶片稠密度λ_iF和后置叶轮(2)分流面处的叶片稠密度λ_iR符合以下关系：

其中，l_iF—前置叶轮的翼型弦长；

t_iF—前置叶轮的翼型栅距；

l_iR—后置叶轮的翼型弦长；

t_iR—后置叶轮的翼型栅距；

λ_iF—前置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；

λ_iR—后置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；

n_qF—前置叶轮的名义比转速；

n_qR—后置叶轮的名义比转速。

7.根据权利要求1所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述双转子对转电机为双转子对转永磁电机(3)。

8.根据权利要求1所述的一种高效对旋轴流泵，其特征在于，所述前置叶轮(1)与外转子轴(4)通过键连接；所述后置叶轮(2)与内转子轴(5)通过键连接。