CN116292408A - 一种双出口的高压冲水泵蜗壳设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及疏浚高压冲水泵水力设计技术领域，一种双出口的高压冲水泵蜗壳设计方法。为减小耙吸挖泥船高压冲水泵的叶轮径向力，提高运行稳定性，一种双出口双蜗壳的高压冲水泵及蜗壳设计方法，蜗壳采用轴对称布置的双出口设计，蜗壳流道采用螺旋形，螺旋段包角120°‑160°，隔舌安放角20°‑45°，蜗壳流道断面采用圆角矩形，圆角半径沿着流动方向逐渐增大。本发明的悬臂式高压冲水泵蜗壳流道外壁型线被设计成对数螺旋线，符合液体流动规律；蜗壳设计成2个出口呈180°轴对称布置，减小不平衡径向力，能够解决耙吸挖泥船高压冲水泵的振动问题，提高挖泥船在不同工况下的设备运行稳定性。

Description

一种双出口的高压冲水泵蜗壳设计方法

技术领域

本发明涉及耙吸挖泥船高压冲水泵水力设计领域，属于高压冲水泵、流体力学等跨技术领域。

背景技术

高压冲水泵是耙吸挖泥船上的重要设备，有两种运行工况，一种是挖泥工况，高压冲水泵通过管路给耙头上喷嘴供水，用来增加耙头的破土能力，提升耙头挖掘性能，高压冲水泵特点是压力高，流量相对较小；一种是稀释泥舱工况，高压冲水泵通过管路给泥舱的喷嘴供水，用来稀释泥舱沉淀的泥浆，方便泥浆通过抽舱系统排岸，此时高压冲水泵特点是压力相对较低，流量相对较大。由于高压冲水泵需要兼顾两个流量-扬程点，且两个工况点相差较大，即使通过优化设计和转速调节也无法让两个工况点同时位于高压冲水泵的高效运行区，当运行工况偏离高效区较大时，叶轮的不平衡径向力增加，造成高压冲水泵的振动异响，甚至设备损坏。

发明内容

本发明为了减小离心式高压冲水泵的叶轮不平衡径向力，提供了一种双出口的高压冲水泵蜗壳设计方法，蜗壳设计为轴对称双出口，流道型线为对数螺旋线，可减小叶轮的不平衡径向力，降低振动发生可能性，提高运行稳定性。

本发明需要保护的技术方案是：

一种双出口的高压冲水泵蜗壳，该蜗壳的过流部分包括隔舌、螺旋段、扩散段、出口法兰(这部分结构涉及组成部件、位置关系，连接关系都已属于现有技术)，为悬臂式离心泵的螺旋形蜗壳。

上述双出口的高压冲水泵蜗壳通过以下方法设计得到。

一种双出口的高压冲水泵蜗壳设计方法，所述蜗壳螺旋段为对数螺旋线型流道，螺旋段包角120°-160°，隔舌安放角20°-45°，扩散段与螺旋段相切，蜗壳流道的两个隔舌、两个螺旋段、两个扩散段及两个出口法兰均呈180°的轴对称布置。流道宽度为叶轮流道宽度与叶轮前后盖板厚度值以及叶轮盖板与衬板的间隙值之和，流道断面为圆角矩形，圆角半径20-70mm，沿着隔舌到扩散段方向圆角半径逐渐增大；螺旋段的壁面型线方程如下：

其中，r₃为蜗壳基圆半径，取1.03-1.08倍的叶轮半径，单位mm；θ为螺旋段在圆周方向的角度，隔舌为起始0°，α为隔舌安放角，图1中为30°，螺旋段末即第6断面为终点(也就是说，第6断面为螺旋线的终点)，

为螺旋线包角，图1中/>

为150°，r(θ)分别为螺旋段壁面中心上任一点到泵中心的距离，单位mm。

螺旋段的流道断面为圆角矩形，断面高度h为r(θ)与基圆半径r₃的差值，圆角半径r₄按照以下方程变化：

最终蜗壳螺旋段流道由流道断面按照型线放样得到，第6断面与蜗壳出口圆面放样得到扩散段流道，蜗壳出口直径取蜗壳宽度的1.3倍后圆整到标准GB/T9113.1-2000法兰尺寸，扩散段外侧壁面与螺旋段外侧壁面相切，扩散段流道和螺旋段流道相交得到隔舌，蜗壳由流道并向外侧加厚并180°轴对称阵列后得到。

上述公式(1)(2)，此关系式的确立是本发明技术方案关键的、核心的技术贡献。

上述设计方法获得的高压冲水泵蜗壳，用于构建双出口高压冲水泵。所述双出口高压冲水泵包括蜗壳5、叶轮6、前泵盖7、后泵盖8、轴封装置9、泵轴10、轴承筒11、轴承座12，其中：泵轴10与叶轮6通过螺纹或者键连接，叶轮6位于蜗壳5以及前泵盖7和后泵盖8共同组成的腔体内，蜗壳5通过螺栓固定在前泵盖7和后泵盖8上，轴封装置9位于泵轴10的端部，泵轴10位于轴承筒11内部，轴承筒11固定在轴承座12上，且轴承座12通过螺栓与后泵盖8连接，轴承座12通过螺栓固定在船体甲板上。

上述设计方法获得的高压冲水泵蜗壳，应用于耙吸挖泥船的挖泥和冲舱工况施工。实施时，本发明的双出口蜗壳配置离心式闭式叶轮，与前泵盖、后泵盖、轴封装置构成离心泵的泵内腔。

泵轴与叶轮的轮毂通过键或螺纹连接。蜗壳由泵盖支撑并固定，叶轮前后盖板厚度值取20-40mm，叶轮盖板与两侧耐磨衬板的总间隙值取3mm，叶轮为离心式闭式叶轮，叶片数为4-8之间的偶数。

本发明的双出口蜗壳，流道呈180°轴对称布置，减轻泵的不平衡径向力，流道型线为对数螺旋线，提高效率，减轻磨损；本发明蜗壳能够解决耙吸船高压冲水泵的振动问题，提高设备运行稳定性。

附图说明

图1为蜗壳流道型线示意图

图2为蜗壳流道断面示意图

图3为蜗壳三维图

图4为双出口高压冲水泵三维装配图

图5为本实施例高压冲水泵两个工况转速的性能曲线

图中：

1-隔舌，2-螺旋段，3-扩散段，4-出口法兰。

5-蜗壳，6-叶轮，7-前泵盖，8-后泵盖，9-轴封装置，10-泵轴，11-轴承筒组件，12-轴承座。

具体实施方式

本发明的悬臂式高压冲水泵蜗壳流道外壁型线被设计成对数螺旋线，符合液体流动规律；蜗壳设计成2个出口呈180°轴对称布置，减小不平衡径向力，能够解决耙吸挖泥船高压冲水泵的振动问题，提高挖泥船在不同工况下的设备运行稳定性。下面结合附图对本发明作进一步说明：

实施例

图1所示，蜗壳螺旋段流道外壁面型线，叶轮直径D₂为1250mm，蜗壳基圆直径D₃取1.04倍D₂，即蜗壳基圆直径D₃为1300mm；根据方程(1)，当θ＝0°,30°,60°,90°,120°,150°时，计算得到6个断面的螺旋线型线坐标如下表。蜗壳出口直径D₅取图2蜗壳流道宽度B₃的1.3倍，即D₅＝1.3B₃＝1.3×263＝324mm，圆整D₅为300mm。断面高度h为r(θ)与基圆半径r₃的差值，根据方程(2)得到矩形断面的圆角半径r值见下表；螺旋段的断面按照壁面型线方程(1)蜗壳螺旋段流道r(θ)型线轨迹放样后，向外侧方向加厚60mm。

图1中F1-F6为蜗壳螺旋段的流道断面，其断面形状如图2所示。

图2所示，本发明蜗壳的螺旋段流道断面为矩形断面，其中叶轮吸口直径500mm，叶轮流道出口宽度为200mm，叶轮前盖板与后盖板厚度均为30mm，叶轮与泵腔总间隙3mm，则蜗壳流道宽度B₃＝200+30+30+3＝263mm。

图3所示，蜗壳的过流部分由隔舌1、螺旋段2、扩散段3、出口法兰4围成，且前述四个部分为一体铸造。

图4所示，为一种双出口高压冲水泵：泵轴10与叶轮6通过螺纹或者键连接，叶轮6位于蜗壳5以及前泵盖7和后泵盖8共同组成的腔体内，蜗壳5通过螺栓固定在前泵盖7和后泵盖8上，泵轴10位于轴承筒11内部，轴承筒11固定在轴承座12上，且轴承座12通过螺栓与后泵盖8连接，轴承座12通过螺栓固定在船体甲板上。

图5所示，经过数值模拟仿真得到实施例高压冲水泵的性能曲线，上图为流量-扬程曲线，下图为流量-效率曲线，流量单位m³/h，扬程单位bar；

图中虚线应用于耙吸挖泥船的挖泥工况：挖泥冲耙头流量4000m³/h，扬程9.7bar，效率84％，转速580rpm；

图中实线应用于耙吸挖泥船的冲舱工况：冲舱工况流量6000m³/h，扬程6bar，效率84％，转速510rpm。

与单出口蜗壳相比，实施例开发设计的高压冲水泵可抵消叶轮的不平衡径向力，且泵效率提高约2％，提高了耐磨性。

以上为本发明的具体说明，但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 (5)

1.一种双出口的高压冲水泵蜗壳设计方法，其特征在于，所述蜗壳的两个隔舌、两个螺旋段、两个扩散段及两个出口法兰均呈180°的轴对称布置；

蜗壳的螺旋段的壁面型线方程：

r(θ)为螺旋段壁面中心上任一点到泵中心的距离，单位mm；其中，r₃为蜗壳基圆半径，单位mm；θ为螺旋段在圆周方向的角度，/>

为螺旋线包角，取值120°-160°；

流道断面为圆角矩形，断面高度h为r(θ)与基圆半径r₃的差值，圆角半径r₄取20-70mm，圆角半径r₄按照以下方程变化：

2.如权利要求1所述的方法，其特征在于，应用时，所述蜗壳螺旋段为对数螺旋线型流道，螺旋段包角120°-160°，隔舌安放角20°-45°，扩散段与螺旋段相切，蜗壳流道的两个隔舌、两个螺旋段、两个扩散段及两个出口法兰均呈180°的轴对称布置。

3.如权利要求1所述的方法，其特征在于，应用时，蜗壳匹配的叶轮为离心式叶轮，叶片数为4-8之间的偶数。

4.如权利要求1所述的方法，其特征在于，隔舌安放角α取值30°。

5.如权利要求1所述的方法，其特征在于，螺旋线包角

取值150°。

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