CN111336131A - 一种屏蔽泵轴向力优化设计方法 - Google Patents

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隋廷宝
杨大伟
李志男
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    • F04D29/669—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for liquid pumps

Abstract

本发明提供了一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，通过合理设计叶轮进口直径、进口过渡段头部面积与过渡段尾部面积的比值、进口安放角，还通过在泵体的前腔和/或前端盖上设置平衡筋和在叶轮后盖板上设置平衡孔，改善了屏蔽泵的轴向力，使得屏蔽泵的轴向力得到大大的优化。

Description

一种屏蔽泵轴向力优化设计方法
技术领域
本发明涉及屏蔽泵领域，特别涉及一种屏蔽泵轴向力优化设计方法。
背景技术
由于环保要求的不断提高，屏蔽泵完全无泄漏的优势逐渐显现，有着替代传统离心泵的趋势；因而屏蔽泵也向着多样化，大型化的方向发展。
由于屏蔽泵全封闭的结构导致运转时产生的轴向力完全被推力轴承所承受，受限于材料及强度，推力轴承能承受的轴向力有限。由于工况多变，屏蔽泵要求在全流量范围内轴向力自动平衡，而泵在大流量点和小流量点的轴向力大小、方向均不同，尤其是大泵，相差更多，有时甚至向前向后的轴向力均超出允许范围，导致推力无法调整。另外铸造和加工误差对轴向力也会产生很大的影响。
传统的设计方法只考虑了盖板力及轴头压力等，未能考虑到叶轮水力结构及叶轮与泵体的匹配对轴向力的影响，且设计思路是前后盖板力的动态平衡，而非将两边的力减小，一旦设计不当或工况有变，将会产生很大的残余轴向力。
发明内容
本发明的目的是提供一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，用来解决屏蔽泵轴向力难以调整的问题。
为了实现上述目的，本发明提供如下技术方案：
一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，在设计屏蔽泵叶轮叶片时，叶轮进口直径D0按下面公式计算：
Figure BDA0002417348290000021
其中：
D0-叶轮进口直径；
Q-流量，m3/s；
n-转速，r/min；
K0-系数，取4.0～4.5，得数取整。
进一步地，设计叶轮流道断面形状时，进口过渡段头部面积与过渡段尾部面积的比值为：F2/F1＝1.1～1.2；
其中：
F1-进口过渡段头部面积；
F2-过渡段尾部面积。
进一步地，叶片设计时，进口安放角β1的计算公式为：
β1＝β′1+Δβ
其中：
β1-进口安放角；
β′1-为进口液流角；
Δβ-为冲角。
进一步地，进口液流角β′1按下面公式计算：
Figure BDA0002417348290000022
其中：
u1-计算点液体圆周速度；
vu1-计算点液体圆周分速度；
vm1-计算点轴面速度。
进一步地，Δβ＝3°～5°。
进一步地，还包括泵体和前端盖，所述泵体的前腔和/或前端盖上设置平衡筋。
进一步地，所述平衡筋可采取焊接或一体铸造的方式进行安装。
进一步地，所述叶轮后盖板上设置平衡孔。
本发明的有益效果为：
本发明通过对叶轮叶片进口处的合理设计，使得屏蔽泵轴向力得到优化，从而很好的调整了屏蔽泵的轴向力，从而提高了屏蔽泵的性能及运行过程中的稳定性。
附图说明
图1是本发明叶轮进口处的结构示意图，θ表示进口边与各流线夹角；
图2是本发明叶轮流道中间流线的过水断面面积F变化规律。
图3是本发明叶片形状图，α表示叶片进口边后掠角，β1表示叶片进口安放角；
图4是本发明叶片型线示意图，β1表示叶片进口安放角，β′1表示进口液流角，Δβ表示叶片安放时的冲角；
图5是本发明叶轮的剖视图；
图6是本发明叶轮的局部示意图；
图7是本发明前端盖上平衡筋和平衡孔的分布结构示意图；
图8是本发明的局部剖视图；
图9是本发明的泵体上的平衡架的分布结构示意图；
附图标记：
D0表示进口直径，曲线A-A表示叶轮流道中间流线，A-A’表示进口过渡段流线，a-a表示进口过水断面，b-b表示进口过渡段尾部过水断面，F1表示进口过水断面面积，F2表示进口过渡段尾部过水断面面积，F3表示叶轮出口面积，θ表示进口边与各流线夹角，α表示叶片进口边后掠角，β1表示叶片进口安放角，β1表示叶片进口安放角，β′1表示进口液流角，Δβ表示叶片安放时的冲角，1泵体， 2叶轮，3泵体平衡筋，4前端盖平衡筋，6平衡孔。
具体实施方式
以下结合附图对本发明进行进一步说明：
一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，包括以下步骤：
选取现有水力模型进行改型设计：
在设计屏蔽泵叶轮叶片时；
如图1到图2所示的，(1)在保证气蚀要求的情况下选择较小的进口直径D0，叶轮进口直径D0按下面公式计算：
Figure BDA0002417348290000041
其中：
D0-叶轮进口直径；
Q-流量，m3/s；
n-转速，r/min；
K0-系数，取4.0～4.5，得数取整。
(2)设计叶轮流道断面形状：叶轮流道面积变化在进口部分尽量平缓，将叶轮轮毂适当向前延伸，增加进口过渡段长度。
如图1到图2所示的，叶轮流道中间流线的过水断面面积F变化规律，其中曲线A-A表示叶轮流道中间流线，A-A’表示进口过渡段流线，将叶轮进口水平段到垂直段的过渡区域称为进口过渡段，a-a表示进口过水断面，b-b表示进口过渡段尾部过水断面，F1表示进口过水断面面积，F2表示进口过渡段尾部过水断面面积，F3表示叶轮出口面积，θ表示进口边与各流线夹角。
设计叶轮流道断面形状时，进口过渡段头部面积与过渡段尾部面积的比值为：F2/F1＝1.1～1.2；整体的面积变化曲线仍应光滑平顺。
如图3到图4所示的，(3)叶片设计时，由于叶片作用于液体会产生很发的反作用力，在进口过渡段该力的合力方向向前，在加长进口过渡段的同时应合理设计叶片。α表示叶片进口边后掠角。
进口安放角的选择：进口安放角β1的计算公式为：
β1＝β′1+Δβ
其中：
β1-进口安放角；
β′1-为进口液流角；
Δβ-为冲角。
进一步地，进口液流角β′1按下面公式计算：
Figure BDA0002417348290000051
其中：
u1-计算点液体圆周速度；
vu1-计算点液体圆周分速度；
vm1-计算点轴面速度。
冲角选用正冲角，但不宜过大，Δβ＝3°～5°，减小液体的反作用力。
叶片进口边外侧应适当向前延伸，且要按照大壁角原则，使进口边与各流线角度接近90°。
如附图2所示绘制叶片型线：选取合适的出口角及包角后进行叶片绘型，在保证角度的同时尽量光滑平直，可适当调整包角及叶片进口边后掠角度，减小叶片过渡段扭曲程度，进口边后掠角α的范围可在10°～30°之间选取。
(4)泵体水力设计：在计算泵体流道断面面积后，应按照面积比原理进行验证。在保证断面面积及第八断面形状的同时尽量减小泵体流道进口宽度，必要时可将流道形状改为梯形或梨形。
如图7到图9所示的，在泵体1前腔及前端盖上设置平衡筋，在泵体1上设置有泵体平衡筋3及前端盖上设置有前端盖平衡筋4，均为8条。叶轮2叶片一般为5～7片，前端盖平衡筋4数量应避免与叶片数成倍数关系。前端盖平衡筋4可采取焊接或一体铸造形式。
加了前端盖平衡筋4和泵体平衡筋3后，由于导流作用可同时减小叶轮前后盖板上的压力，有助于轴向力调节。
平衡筋配合较窄的泵体流道，在泵处于较小流量或关死点时，可以极大地减少漩涡和乱流对压力分布的影响，从而起到减小不同流量点轴向力差值的作用。
(5)如图5到图6所示的，叶轮2后盖板上设置平衡孔6，选择合适的平衡孔6位置：根据多次试验的现象，平衡孔6位置对于轴向力有很大的影响。尤其在流量较小接近关死点时，叶轮进口处回流量很大，导致叶轮进口处压力下降，平衡孔泄漏量增大，推力会向后变化。故将平衡孔6位置提高至叶轮进口上方，即平衡孔6位置直径大于进口直径D0。
以上所述并非对本发明的技术范围作任何限制，凡依据本发明技术实质对以上的实施例所作的任何修改、等同变化与修饰，均仍属于本发明的技术方案的范围内。

Claims (8)

1.一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：在设计屏蔽泵叶轮叶片时，叶轮进口直径D0按下面公式计算：
Figure FDA0002417348280000011
其中：
D0－叶轮进口直径；
Q－流量，m3/s；
n－转速，r/min；
K0-系数，取4.0～4.5，得数取整。
2.根据权利要求1所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：设计叶轮流道断面形状时，进口过渡段头部面积与过渡段尾部面积的比值为:F2/F1＝1.1～1.2；
其中：
F1-进口过渡段头部面积；
F2-过渡段尾部面积。
3.根据权利要求1所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：叶片设计时，进口安放角β1的计算公式为：
β1＝β′1+Δβ
其中：
β1-进口安放角；
β′1-为进口液流角；
Δβ-为冲角。
4.根据权利要求3所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：进口液流角β′1按下面公式计算：
Figure FDA0002417348280000021
其中：
u1-计算点液体圆周速度；
vu1-计算点液体圆周分速度；
vm1-计算点轴面速度。
5.根据权利要求3所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：
Δβ＝3°～5°。
6.根据权利要求1所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：还包括泵体和前端盖，所述泵体的前腔和/或前端盖上设置平衡筋。
7.根据权利要求6所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：所述平衡筋可采取焊接或一体铸造的方式进行安装。
8.根据权利要求1所述的一种屏蔽泵轴向力优化设计方法，其特征在于：所述叶轮后盖板上设置平衡孔。。
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