CN1114045C - 混流泵 - Google Patents

Abstract

高效的混流泵可防止可能发生在导流器部分的流道的中心部分处的流体分离。该混流泵包括一个外壳，该外壳具有一个轴，并且定义了一个叶轮部分和一个导流器部分，该导流器部分位于叶轮部分的下游，该叶轮部分带有从轴毂中突出的固定导流器叶片。导流器叶片被成形，从而轴毂叶片角和外壳叶片角之间的角差可选择成符合沿着导流器部分的流道的特定的分布曲线。

Description

混流泵

技术领域

本发明通常涉及混流泵，该混流泵具有带导流器叶片的导流器部分，以引导其中的流体。

背景技术

如图12中横截面图所示，传统的混流泵包括外壳16，该外壳16罩住叶轮12和一个固定导流器部分14，该叶轮12绕旋转轴10的一条轴线旋转，该导流器部分14位于叶轮12的下游。导流器部分14中的流道P形成环形空间中的一个三维曲面空间，该环形空间在外壳16和轴毂18之间形成，该外壳16和轴毂18由导流器叶片20分开。通过旋转的叶轮12，经过泵入口22引入的流体介质被赋予动能，当流体进入固定导流器部分14中时，该流体介质的圆周速度降低，且在叶轮出口处的动能在泵送系统中被恢复成静压力。

根据轴毂18和外壳16的经向(轴对称的)面的形状和导流器叶片20的几何形状确定导流器部分14中的流道P的形状。在这三者中，通过选择叶片角β的分布曲线来确定叶片的形状，如图13A所示，该叶片角β是在沿着叶片长度的任何给定点处与轴毂18或外壳16的轴对称表面上叶片的中心线相切的方向M和在该点处圆周方向中的切线L之间的夹角。

通过与叶片中心线的经向距离m(由沿着一个平面的相交线的距离限定，该平面包括轴对称表面和叶轮12的旋转轴线)和圆周坐标θ和径向坐标r有关的如下等式，算出叶片角(参考图13C)：

tanβ＝dm/d(rθ)                            (1)

在导流器部分14的入口侧的导流器叶片20的叶片角β被选择成与叶轮12的出口处的流体流的方向一致，并且在导流器部分14的出口侧的导流器叶片20的叶片角β被选择成在消除流体的圆周速度分量后，出口流量主要在轴向产生。在位于导流器部分14的入口和出口区域之间的流道中，作为传统设计技术中的通例，是采用叶片角的平滑过渡，从而导致，如图14A所示，沿着轴毂表面和沿着外壳表面，叶片角分布曲线相似。已有技术例如在McGraw-Hill Book Company出版，John L.Dicmas所著的《立式涡轮机，混流，和螺旋桨泵》一书的第314至321页中描述。在图14A中所示的图示中，通过用沿着轴毂表面或外壳表面从叶片的前缘到后缘的距离1使经向距离m标准化，来定义无量纲距离m^*。图15示出了在传统的导流器部分中的轴毂叶片角和外壳叶片角之间的叶片角差Δβ的叶片角分布曲线，该传统的导流器部分相对于无量纲距离m^*以在280-700(m，m³/min，rpm)之间的比速范围内操作。可以看到，在任一种情况下，在分布曲线中的叶片角差的绝对值|Δβ|小于10度，它表示，一个叶片的在轴毂表面和外壳表面的叶片角分布曲线沿着任何叶片都基本相似。

但是，操作泵中的导流器部分的实际流场由复杂的三维流型组成，并且流道上沿着壁的摩擦效应产生低能量流体，该流体因二次流作用而趋向于在负压面和轴毂表面的拐角区域累积。在传统设计中，通过如上所述选择叶片角分布，产生了流道的平滑合并，但是，由于不考虑三维流场，因此，很难防止大规模流体在拐角或叶根区域处出现分离，在该拐角或叶根区域，轴毂表面靠近叶片的负压面。

图16是在叶片的负压面上产生的二次流的平面示意图，而图17是在传统技术中的轴毂表面上产生的二次流型的平面示意图。在导流器部分的叶根区域处累积的低能量流体不具有足够的动能，因此无法克服导流器部分中的压力升高，并且因此，在这些叶根区域中产生流体分离和逆流，这如图17所示。

在下面，参考三维粘性流分析，详细解释传统的导流器部分设计中遇到的问题。图18A表示在叶片的负压面上的静压分布图的等高线，而图18B表示在无量纲距离m^*＝0.59处的流道部分中的整个压力分布图的等高线，而图19A和19B表示靠近负压面和轴毂表面处的预测速度矢量。

如图18A所示，在传统的导流器部分中，负压面(区域A)的入口部分中的等高线大致平行于流道P。如图19A所示，通过沿着叶片壁的摩擦效应从而动能损失的流体流不能抵抗反向压力梯度，并且在静压分布图中沿着等高线产生二次流。

因为在导流器入口部分特别是靠近负压面的流速很高，因此，在叶片壁上产生较大的摩擦损失，并且在负压面上通过二次流抽出低能量流体，并且累积在拐角区域(区域B)中，该拐角区域在下游轴毂部分和负压面之间形成。

可从图18A中所示的等高线的密集分布理解到，在拐角区域B处反向压力梯度很高，这样产生如图19所示的大规模流体分离，因此导致泵送效率的显著损失。特别是当泵造得紧凑时，这种情况更严重，因为叶片上的负载增加并且导致反向压力梯度的增加，这样泵对分离现象更敏感。这些是传统技术无法制造紧凑而高效泵的一些基本原因。

US-A-4865519公开了一种多级离心泵。

发明内容

本发明的一个目的是通过使导流器部分中的二次流最佳化，从而防止可能产生在导流器部分的流道的拐角区域中的流体分离，来提供一种高效混流泵。

为实现该目的，本发明提出了一种混流泵，该混流泵包括一个外壳，该外壳具有一个轴，并且定义了一个叶轮部分和位于叶轮部分的下游的一个导流器部分，该叶轮部分包括一个绕轴旋转的叶轮，该导流器部分具有一个轴毂和固定导流器叶片，其中导流器叶片被成形，从而使一个轴毂叶片角和一个外壳叶片角之间的角差可选择成符合沿着导流器部分的流道的预定的分布曲线，该分布曲线使得所述叶片角差沿着流道从导流器部分的入口侧到出口侧快速增加。因此，通过选择导流器叶片的叶片角的合适设计，并通过使二次流最佳化，获得在导流器部分中沿着流道的合适的压力分布曲线。

在本发明的混流泵中，可根据在轴毂表面或外壳表面的水平面上的叶片表面上的一点的圆周切线和沿着轴毂表面或外壳表面的叶片的横截面的中心线的切线之间的夹角来定义叶片角，并且具体的分布曲线应使得，在流道的宽范围中，轴毂叶片角比外壳叶片角大。因此，在沿着外壳表面压力升高之前实现沿着轴毂表面的压力升高，这样在外壳侧上的流速减小之前实现沿着轴毂表面的流速减少，因此使轴毂侧上的静压能够恢复，以接替泵的外壳侧上的恢复。

附图简述

图1是本发明的混流泵的一个实施例的主要部分的立体图；

图2是表示在本发明的泵的导流器部分中的叶片角分布曲线的图表；

图3是表示在根据本发明的一个实施例的泵和传统的泵中沿着流道的叶片角度的差的对比；

图4A表示在根据本发明的一个实施例的泵中，在导流器部分中的流道中的叶片的负压面上的压力分布的等高线；

图4B表示在根据本发明的一个实施例的泵中的导流器部分中无量纲距离m^*＝0.59处，流道的圆周横截面中的整个压力分布图的等高线；

图5A和5B是在根据本发明的一个实施例的泵中，在导流器部分中的流场的速度矢量；

图6A表示在传统设计的混流泵中压力分布的等高线；

图6B表示在本发明的混流泵中压力分布的等高线；

图7A和7B表示本发明的混流泵与传统混流泵相比的性能图表；

图8A-8F表示在不同的比速下沿着本发明的流道从入口到出口部分的导流器叶片角的差的图表；

图9A表示在本发明的混流泵改进前，叶片角差Δβ的分布图表；

图9B表示在本发明的混流泵改进后，叶片角差Δβ的分布图表；

图10表示图8A-8F中显示的混流泵的最大叶片角差的位置处的比速和无量纲距离之间的关系图表；

图11表示作为图8A-8F中显示的混流泵的比速的函数的最大的叶片角差的图表；

图12是传统的混流泵的横截面示意图；

图13A是说明在导流器叶片的外壳表面上定义叶片角β的视图；

图13B是说明定义导流器叶片的经向表面上的坐标的视图；

图13C是说明在导流器叶片部分的轴对称表面上的叶片角β和坐标的视图；

图13D是说明当导流器叶片倾斜时，定义修改的叶片角β^*的视图；

图14A是表示在传统的混流泵的导流器部分中的叶片角的分布曲线图表；

图14B是表示本发明的混流泵的导流器部分与传统相比的平均叶片角的分布曲线图表；

图15是表示在传统的混流泵中作为无量纲距离m^*的函数的叶片角差Δβ的图表；

图16说明传统的混流泵中的导流器叶片的负压面上的二次流型；

图17是在传统的混流泵中的导流器部分的轴毂表面上的二次流型的平面图；

图18A表示在传统的混流泵中的导流器部分中的流道中，叶片的负压面上的压力分布的等高线；

图18B表示在传统的混流泵的导流器部分中，在无量纲距离m^*＝0.59处，流道部分的圆周横截面中的的整个压力分布图的等高线；和

图19A和19B表示在传统的混流泵的导流器部分中的速度矢量图型。

具体实施方式

图1是根据本发明的一个实施例的混流泵的主要部件。本发明的主要特征在于导流器部分14中的导流器叶片20的结构。泵的叶片20的叶片角沿着图2所示的经向表面分布，其中水平轴与沿着流道的无量纲距离相关，而垂直轴与图13A中所定义的叶片角β相关。由此可理解到，在轴毂表面上的叶片20的叶片角β_h逐渐增加到由无量纲距离m^*＝0.5所给定的点的附近，但是随后它增加相当快。另一方面，在外壳表面上的叶片角β_C以与β_h近似相同的比率逐渐增加到无量纲距离m^*＝0.4，并且以近似相同的比率继续增加到无量纲距离m^*＝0.75，然后非常快速的增加。

其结果是，如图3中比较图形所示，轴毂叶片角β_h与外壳叶片角β_C之间的叶片角差Δβ在导流器流道P的前半部分近似相同，但在导流器流道P的后半部分中，轴毂叶片角β_h比外壳叶片角β_C大。在该实例中，叶片角差Δβ从m^*＝0.5的点开始快速增加，并且差在m^*＝0.75处达到约30度的峰值。可看出，该角分布曲线与图15中所示的传统的分布曲线显著不同。在图3中，粗线表示本发明，而细线表示已有技术。

图4A，4B和5A，5B表示在本发明的混流泵的导流器部分14中的流道P中的预测的压力分布曲线和速度矢量，它通过利用三维粘性流分析计算。在图4A中所示的入口部分(区域A’)中的静压的等高线近似垂直于通道P形成，并且沿着等高线流动的二次流流向轴毂表面，这如图5A所示。因此，由于二次流型的变化，本应累积在传统设计的导流器中的导流器部分的拐角区域中的高损失流体流经拐角区域并且累积在流道的中间间距位置中的轴毂侧上的一个区域D’中。在外壳侧流动的高能流体流进拐角区域(区域C’，参考图4B)，并由于在该区域反向压力梯度小(区域B’，参考图4A)，在轴毂表面上产生的流体分离收缩，这可从图5B中确认，因此显著改进流场。

在本发明的叶片角的分布曲线中，在轴毂表面上叶片角β_h的增加先于外壳表面上叶片角β_c的增加。结果是，在外壳侧上实现压力升高之前，实现轴毂侧上的压力升高，因此，与图6A中所示的传统流型相比，本发明的导流器正如在图6B中所示的对比流型一样，能够形成基本垂直于流道P的静压等高线。而且，由于压力升高在叶片的前半部分完成，在该前半部分边界层的厚度小且对流体分离的抵抗大，因此，本发明的流场能够适应区域B’中的反向压力梯度，而在该区域B’中边界层的厚度大且对流体分离的抵抗小，因此实现了流体分离现象的抑制效应。

图7A和7B表示比速为280(m，m³/min，rpm)采用传统的叶片设计的相似混流泵与采用本发明叶片设计的混流泵的性能比较。可以看到，本发明设计的叶片角分布与传统设计的叶片角分布相比，其性能已经得到了显著的改进。通过下列公式给出比速Ns：

Ns＝NQ^0.5/H^0.75                             (2)其中，N是以rpm为单位的叶轮的旋转速度，Q是以m³/min为单位的设计流率，而H是在设计流率下以米为单位的泵的总压头。

图8A-8F表示比速范围从280至1000(m，m³/min，rpm)的本发明导流器的实例。每个图表示具有不同经向表面形状的导流器叶片20的叶片角差Δβ的三或四个分布曲线。虽然，可观测到由经向表面形状中的差异产生的在最大叶片角上的差异，但是在每个实例中明显可见本发明导流器的特征，即通常叶片角差沿着流道从导流器部分的入口侧到出口侧快速增加。

可以看到在比速增加的同时，在叶片角差Δβ最大的峰值点从流道的后半部分向其前半部分转移。还注意到在较高比速下，最大叶片角差减小。而且，叶片角差开始增加的上升点，在280的比速下，位于无量纲距离m^*＝0.4处，而在比速超过400时，叶片角差开始在靠近导流器部分的前缘处增加。随着比速的降低，导流器叶片上的负载增加，因此，为了防止在低比速下流体分离现象，必须保持较大的叶片角差Δβ。在所有的比速下，在叶片角差达到最大之后，该差向着后缘快速减少，在该后缘无量纲距离m^*是1，并且在导流器部分14的后缘处，该差几乎为零。

从方便制造的观点来看，通常使在轴毂上(θ_TE＝θ_TE，h)和在外壳(θ_TE＝θ_TE，c)上的导流器部分的后缘位置圆周坐标θ_TE相等，从而在径向方向上使后缘定向。如果后缘的叶片在圆周方向上倾斜(即θ_h≠θ_c)，那么如果叶片角差的分布改为满足θ_h＝θ_c条件的一个等价条件的话，性能将得到改进。这种改进可根据下列公式导出：

θ^* _h＝θh+m^*·Δθ_TE                             (3)

tanβ^* _h＝dm/d(rθ^* _h)                             (4)

Δβ^*＝β^* _h-β_c                                  (5)其中，θ_h是叶片的轴毂表面上的中心线的圆周坐标；Δθ_TE是在轴毂和外壳之间的后缘处的圆周角差(θ_TE，c-θ_TE，h)；θ^* _h是改进后的轴毂表面的中心线的圆周坐标；β^* _h是改进后的轴毂表面的叶片角；而Δβ^*是改进后的叶片角差(参考图13D)。

图9A和9B表示在比速为400(m，m3/min，rpm)的混流泵的一个实施例中，叶片倾角Δθ_TE从约-6至17度变化的效果。在如图9A中所示的不同的叶片倾角Δθ_TE中，改进前叶片角差Δβ的分布不同，但是根据上述等式改进工艺之后，叶片角差Δβ^*的分布基本相同，因此确认了这样的事实，即对Δβ^*的改进工艺普遍有效。从公式(1)显然可见，当θ_h＝θ_c时，即，Δθ_TE＝0时，那么Δβ^*＝Δβ。

图10简要表示无量纲距离，其用m^* _p表示，其中叶片角差Δβ^*表示作为比速函数的各种实例中的最大值，而图11简要表示叶片角差Δβ^*的最大值。在图中，实圆指在导流器部分的后缘处倾斜的叶片(θ_h≠θ_c)情况。

如图中的实线所示，使叶片角差Δβ^*的值最大的无量纲距离的下限m^* _p，min和上限m^* _p，max；以及最大叶片角差的下限Δβ^* _min和上限Δβ^* _max；通过下列公式给出：

m^* _p，min＝0.683-0.0333·(Ns/100)                         (6)

m^* _p，max＝1.12-0.0666·(Ns/100)                          (7)

Δβ^* _min＝30.0-2.50·(Ns/100)                            (8)

Δβ^* _max＝53.3-3.33·(Ns/100)                            (9)

图14B表示比速为280(m，m³/min，rpm)的泵的一个实例，并且对在本发明的导流器部分(参考图2)的跨距中点处和在传统的导流器部分(参考图14A，情况N)的相同位置处的平均叶片角的分布曲线进行了比较。显然证明，虽然两种情况下平均叶片角的分布曲线大致相似，但是传统的泵如图19A和19B所示示出了大规模流体分离，而本发明的泵如图5A和5B所示示出了对流体分离的抑制，并且如图7A和7B所示泵性能有显著改进。这些结果有力地证明，重要的不是平均叶片角分布曲线，而是在决定泵性能的的轴毂和外壳上的叶片角之差。可以理解，泵性能下降的主要原因是，传统的导流器强调在从入口到出口叶片角分布曲线的平滑转换，而没有特别考虑在从导流器部分的入口到出口的叶片的轴毂表面和外壳表面之间的叶片角差分布曲线的变化所起的重要作用，而本发明恰恰对此予以考虑。

总而言之，本发明证实通过设计导流器叶片可制造有效的混流泵，从而在轴毂处和在外壳处的叶片角的差异根据预定的分布曲线在导流器部分中沿着从入口侧到出口侧的流道变化。通过标准确定分布曲线，以使二次流的产生最优化，并且防止在导流器部分中的流道横截面的拐角处发生分离。

Claims (6)

1.一种混流泵，该混流泵包括一个外壳，该外壳具有一个轴(10)，并且定义了一个叶轮部分(12)和位于所述叶轮部分的下游的一个导流器部分(14)，所述叶轮部分包括一个绕所述轴旋转的叶轮(12)，所述导流器部分(14)具有一个轴毂(18)和多个静态导流器叶片(20)，

其特征在于，所述导流器叶片(20)被成形，从而使在一个轴毂叶片角(β_h)和一个外壳叶片角(β_c)之间的角差(Δβ)被选择成符合沿着所述导流器部分(14)的流道(P)的一个预定的分布曲线，该分布曲线使得所述叶片角差(Δβ)沿着流道从导流器部分的入口侧到出口侧快速增加。

2.如权利要求1所述的混流泵，其特征在于，根据在所述轴毂表面(18)或外壳表面(16)的一水平面处的所述叶片表面上的一点的圆周切线(L)和沿着所述轴毂表面或外壳表面的所述叶片的横截面的中心线的切线之间的夹角可定义所述叶片角(β_c，β_h)，并且所述具体的分布曲线使得，沿着所述流道在轴毂表面上的叶片角(β_h)的增加先于外壳表面上叶片角(β_c)的增加。

3.如权利要求1或2所述的混流泵，其特征在于，在改进了的叶片角差(Δβ^*)的分布曲线中的最大值位于具有无量纲距离m^* _p，min的一个位置的出口侧上，该最大值由在一个叶片的一个轴毂上的一个改进了的叶片角(β^* _h)和在所述叶片的一个外壳上的叶片角(β_c)之间的差(β^* _h-β_c)定义，该无量纲距离m^* _p，min由公式：m^* _p，min＝0.683-0.0333·(Ns/100)表示。

4.如权利要求3所述的混流泵，其特征在于，在所述改进了的叶片角差(Δβ^*)的分布曲线中的最大值位于具有无量纲距离m^* _p，max的一个位置的入口侧上，该无量纲距离m^* _p，max由公式：m^* _p，max＝1.12-0.0666·(Ns/100)表示。

5.如权利要求1或2所述的混流泵，其特征在于，在改进了的叶片角差(Δβ^*)的分布曲线中的最大值不小于由公式：Δβ_min＝30.0-2.50·(Ns/100)给定的值，该最大值由在一个叶片的一个轴毂上的一个改进了的叶片角(β^* _h)和在所述叶片的一个外壳上的叶片角(β_c)之间的差(β^* _h-β_c)定义。

6.如权利要求5所述的混流泵，其特征在于，所述改进了的叶片角差(Δβ^*)的最大值不大于由等式：Δβ_max＝53.3-3.33·(Ns/100)给定的值。

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