CN203685691U - 全扬程双吸泵 - Google Patents

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Abstract

全扬程双吸泵,泵体、转轴、叶轮、密封环、机械密封组件、机封轴套、轴承挡套、轴承衬套、轴承、联轴器部件、轴承组件、机封压盖、泵盖、冲洗管组件,所述泵体底部采用双蜗壳结构,所述叶轮的出口角为15°,叶轮的包角为200°,叶轮的冲角为10°~20°,叶片数z为4枚。通过改变叶轮水力结构,通过选用较小的叶轮出口安放角,较大的包角,较大的冲角,得到具有极值的且平滑的功率曲线,从而使得泵在整个运行过程中无过载,即减少了电机容量,又不会烧毁电机。

Description

全扬程双吸泵技术领域

[0001] 本实用新型属于水泵技术领域,涉及一种全扬程双吸泵。

[0002] 背景技术

[0003] 全扬程泵的核心即开发出新型的水力部件,在满足效率指标的情况下,满足水位大幅度变化的需要,达到全扬程无过载。深入研究水力部件内部流动机理,提高泵的效率和寿命,一直是国内外科技工作者共同努力的目标。因此,对泵的理论与设计方法进行研究,保证泵在全扬程范围内运行不会发生过载而烧毁电机,是目前泵设计中急需解决的问题。

[0004] 全扬程泵是利用泵的功率曲线有最大值,所选原动机功率超过该值,则泵在全扬程范围内运行时,不会出现过载问题。一般情况,泵工作过程中泵功率曲线随流量的增加(扬程下降)而不断增加,所以全扬程对泵的使用实际意义,因泵起动时扬程很低,随排水管中水位增高扬程渐高,除非选用过大容量电机,否则会有过载烧坏电机的危险。理论分析几何参数对特性曲线的影响如图1所示,得出叶轮出口速度三角形,在其他条件不变的情况

下,@越大,则越大,既泵的扬程越高,但是矶对泵性能的影响是多方面的,不能从单一个方面看问题。传统的离心泵为减小圆盘摩擦损失,选用较大的,ή以便减小叶轮外径,因而功率流量曲线随流量增加而增加,分析叶轮出口安放角,¾对特性曲线的影响。功率曲线

的形状(如图1)功率与爲的函数关系式为

Figure CN203685691UD00031

< 90。是一条有极值的曲线;当爲=90。是一条上升的直线;当爲> 卯。,/?1-¾是一条上升的曲线。

[0005] 一般情况,离心泵工作过程中泵功率曲线随流量增加(扬程下降)而不断增加,既在零扬程时,功率最大,而后扬程随水位的增高而增加,也就是泵在启动或低扬程范围内运行时,功率最大,比转数越低,功率曲线随流量增加上升得越快,这种特性使泵在大流量低扬程时极易过载,除非选用大容量电机,否则会有过载烧坏电机的危险。所以全扬程对泵的使用有实际意义,因为泵起动时扬程很低,因此我们通过分析几何参数对特性曲线的影响,无过载轴功率特性和几何参数的关系,以及叶轮和压水室匹配对水泵性能的影响等,通过改变水力结构,且利用功率曲线有最大值,所选原动机超过该值,从而实现了功率的无过载特性,即减少了电机容量,又不会烧毁电机。同时远超国家标准所要求的效率。

发明内容

[0006]针对上述情况,本实用新型提供一种全扬程双吸泵,通过改变叶轮水力结构,双蜗壳中内流道各自对应流道截面积相等,流速相等,径向力也对应相等,都指向圆心,大小相等,方向相反,抵消等于零,有效的消除了由于径向力不等造成的破坏性交变扭矩,可比常规单蜗壳水泵提高轴承使用寿命约2倍,同时双流道夹层,起到分流、倒流作用,使蜗壳内流体减少润流,提闻层流性,从而为叶轮提供稳定的液流,提闻了效率,为得到具有极值的且平滑的功率曲线作了前提保证。采用通过选用较小的叶轮出口安放角,较大的包角,较大的冲角,得到具有极值的且平滑的功率曲线,从而使得泵在整个运行过程中无过载,即减少了电机容量,又不会烧毁电机。

[0007] 为了实现上述目的,本实用新型的技术方案如下:

[0008] 全扬程双吸泵,泵体、转轴、叶轮、密封环、机械密封组件、机封轴套、轴承挡套、轴承衬套、轴承、联轴器部件、轴承组件、机封压盖、泵盖、冲洗管组件,转轴中部安装有叶轮,叶轮底部设有泵体,叶轮顶部设有泵盖,转轴传动端和非传动端均从泵体与泵盖中伸出通过轴承组件固定在泵体上,其中传动端与联轴器部件连接,转轴与泵体和泵盖通过机械密封组件密封连接,冲洗管组件设于泵盖上,冲洗管组件两端伸入在机械密封组件中部的空腔中,其特征在于,所述泵体底部采用双蜗壳结构,所述泵体底部采用双蜗壳结构,双蜗壳包括两个内流道夹层,双蜗壳中两个内流道各自对应流道截面积相等,所述叶轮的出口角,¾为15°,叶轮的包角P为200。,叶轮的冲角为Δ爲=10°~20。,叶片数Z为4枚。

[0009] 所述叶轮的叶轮出口角β2在8°~15°范围内。

[0010] 所述叶片数ζ为:1~5枚。

toon] 若选用较大的@角,在相同的流量下叶轮出口速度V1』增加,压水室水力损失增加,并且在小流量下冲击损失增加,容易使特性曲线出现驼峰。同时@较大时,叶片间相对

流动扩散严重

Figure CN203685691UD00041

泵中WaCW1,相对流动是扩散的,在一定流量下越大,

W2越小,流动扩散损失越严重。

[0012] 从运转的角度希望功率曲线是平滑有极值的曲线,既@小于90°的曲线。因为平滑,流量变化时原动机功率变化不大,因为有极值,当所选原动机功率大于该值时,就不会因栗流量变化而引起原动机过载的问题。设Vsi = O,则栗的理论扬程

Figure CN203685691UD00042

输入水功率

Figure CN203685691UD00043

[0013] 通常使用的叶片角也都小于90°但如果不是@很小,随着流量的增加,泵扬程下降,不足以抵消流量的增加对功率的影响(功率为扬程和流量之积),到很大的流量处才会出现极值。当只有选择的/¾很小时,随着流量的增加,扬程下降对功率的影响比流量增加的影响大,才有可能使功率曲线提前出现极值。

[0014] 综合分析,我们选取,¾ =8° -15。,在确定D2、l>2后可按下式验算.2v ,

Figure CN203685691UD00044

[0016]式中:

[0017] Vs厂叶輪出口轴面速瘦

Figure CN203685691UD00045

容积效率,Λ-叶耠出口#挤系數)[0018] 如图4所示,采用双蜗壳设计,对双蜗壳内径向力作用叶轮运转受力及效果分析:

[0019] 1.Ρ1»Ρ1`,上下抵消;

[0020] 2.Ρ2»Ρ2’,斜向抵消;

[0021] 3.Ρ3»Ρ3’,水平侧压抵消;

[0022] 4.Ρ4»Ρ4’,斜向抵消;

[0023] 5.Ρ5»Ρ5’,上下抵消;

[0024] 由于双蜗壳中内流道各自对应流道截面积相等,流速相等,径向力也对应相等,都指向圆心,大小相等,方向相反,抵消等于零,有效的消除了由于径向力不等造成的破坏性交变扭矩,可比常规单蜗壳水泵提高轴承使用寿命约2倍,同时双流道夹层,起到分流、倒流作用,使蜗壳内流体减少涡流,提高层流性,从而为叶轮提供稳定的液流,提高了效率,为得到具有极值的且平滑的功率曲线作了前提保证。

[0025] D2-叶轮出口外径:

[0026] 通过离心泵的方法确定了叶轮外径jD2,因为叶片出口角小,叶轮外径应适当增

=(105^1.08) D2

[0027] 厶2_ 叶片出口宽度:

[0028] 和普通泵基本相同或稍大点,但不能刻意增加1>2,否则难以实现全扬程特性。如取较大的ώ2,应适当增加叶片厚度(出口处)来补偿出口的过流面积。

[0029] 叶片出口角爲较大的包角P,和较大的冲角Δ$,叶片数ζ。

[0030] 设计时叶片出口角@=15° ,包角@=210°同时按型线变化情况选用较大的进口冲角,分析叶轮进口速度三角形如图2所示,纟为相对速度与圆周速度的夹角,称为相对液流角,通常巧<4,其差值Δή =爲-P1为冲角,即为正冲角Δ爲,通常范围选取Δή = 3。~150’但对于全扬程栗我们通常按型线变化情况调整,选取Δ爲=IO0~20。’采用正冲角能提高泵抗汽蚀性能,并对效率影响不大,采用正冲角能增大叶片进口角,减小叶片的弯曲,从而增加进P过流面积,减小叶片的排挤,从而减小叶片进P的A和胃I。同时液体在叶片进口背面产生脱硫,因为背面是叶道的低压侧,在这里形成的漩涡不易向高压侧扩散,所以漩涡是稳定的、局部的,对汽蚀的影响是局部的,可通过计算算出各流线的液流角,加上冲角,则得相应的叶片进口角实践证明,加稍大的冲角为好。叶片数一般取

ζ = 3~5枚,可用长短叶片。最后通过公式

Figure CN203685691UD00051

验算功率最大时的流

[0031]式中

Figure CN203685691UD00052

[0032]

Figure CN203685691UD00061

[0033]

[0034]

[0035]

[0036] 轴承填料损失可取为2%。

[0037] 本实用新型的优点是:通过改变叶轮水力结构,双蜗壳中内流道各自对应流道截面积相等,流速相等,径向力也对应相等,都指向圆心,大小相等,方向相反,抵消等于零,有效的消除了由于径向力不等造成的破坏性交变扭矩,可比常规单蜗壳水泵提高轴承使用寿命约2倍,同时双流道夹层,起到分流、倒流作用,使蜗壳内流体减少涡流,提高层流性,从而为叶轮提供稳定的液流,提高了效率,为得到具有极值的且平滑的功率曲线作了前提保证。通过选用较小的叶轮出口安放角,较大的包角,较大的冲角,得到具有极值的且平滑的功率曲线,从而使得泵在整个运行过程中无过载,即减少了电机容量,又不会烧毁电机。

附图说明

[0038] 图1为本实用新型的叶轮几何参数对特性曲线的影响曲线图。

[0039] 图2为本实用新型的叶轮进口速度三角形曲线图。

[0040] 图3为本实用新型结构示意图。

[0041] 图4为双蜗壳水利结构图。

[0042] 在图中:1-泵体、2-转轴、3-叶轮、4-密封环、5-机械密封组件、6-机封轴套、7-轴承挡套、8-轴承衬套、9-轴承、10-联轴器部件、11-轴承组件、12-机封压盖、13-泵盖、

14-冲洗管组件,111-双蜗壳。

具体实施方式

[0043] 为了使本实用新型实现的技术手段、创作特征、达成目的与功效易于明白了解,下面结合具体图示,进一步阐述本实用新型。

[0044] 参见图f 3全扬程双吸泵,泵体、转轴、叶轮、密封环、机械密封组件、机封轴套、轴承挡套、轴承衬套、轴承、联轴器部件、轴承组件、机封压盖、泵盖、冲洗管组件,转轴中部安装有叶轮,叶轮底部设有泵体,叶轮顶部设有泵盖,转轴传动端和非传动端均从泵体与泵盖中伸出通过轴承组件固定在泵体上,其中传动端与联轴器部件连接,转轴与泵体和泵盖通过机械密封组件密封连接,冲洗管组件设于泵盖上,冲洗管组件两端伸入在机械密封组件中部的空腔中,其特征在于,所述泵体底部采用双蜗壳结构,所述泵体底部采用双蜗壳结构,双蜗壳包括两个内流道夹层,双蜗壳中两个内流道各自对应流道截面积相等,所述叶轮的出口角&为15° ,叶轮的包角P为200° ,叶轮的冲角为Δ爲=10。~20。,叶片数Z为4枚。

[0045] 所述叶轮的叶轮出口角β2在8°~15°范围内。

[0046] 所述叶片数ζ为:3~5枚。

[0047] 若选用较大的g角,在相同的流量下叶轮出口速度增加,压水室水力损失增加,并且在小流量下冲击损失增加,容易使特性曲线出现驼峰。同时/¾较大时,叶片间相对

流动扩散严重

Figure CN203685691UD00071

相对流动是扩散的,在一定流量下≥越大, 胃2越小,流动扩散损失越严重。

[0048] 从运转的角度希望功率曲线是平滑有极值的曲线,既@小于90°的曲线。因为平滑,流量变化时原动机功率变化不大,因为有极值,当所选原动机功率大于该值时,就不会因栗流量变化而引起原动机过载的问题。设Vsi = O,则栗的理论扬程

Figure CN203685691UD00072

’ 输入水功率

Figure CN203685691UD00073

[0049] 通常使用的叶片角也都小于90°但如果不是矶很小,随着流量的增加,泵扬程下降,不足以抵消流量的增加对功率的影响(功率为扬程和流量之积),到很大的流量处才会出现极值。当只有选择的矶很小时,随着流量的增加,扬程下降对功率的影响比流量增加的影响大,才有可能使功率曲线提前出现极值。

[0050] 综合分析,我们选取& =8° -15。,在确定£)2、&2后可按下式验算.2v 5

Figure CN203685691UD00074

[0052]式中:

Figure CN203685691UD00075

[0054] 如图4所示,采用双蜗壳设计,对双蜗壳内径向力作用叶轮运转受力及效果分析:

[0055] 1.Ρ1»Ρ1’,上下抵消;

[0056] 2.Ρ2»Ρ2’,斜向抵消;

[0057] 3.Ρ3»Ρ3’,水平侧压抵消;

[0058] 4.Ρ4»Ρ4’,斜向抵消;

[0059] 5.Ρ5»Ρ5’,上下抵消;

[0060] 由于双蜗壳中内流道各自对应流道截面积相等,流速相等,径向力也对应相等,都指向圆心,大小相等,方向相反,抵消等于零,有效的消除了由于径向力不等造成的破坏性交变扭矩,可比常规单蜗壳水泵提高轴承使用寿命约2倍,同时双流道夹层,起到分流、倒流作用,使蜗壳内流体减少涡流,提高层流性,从而为叶轮提供稳定的液流,提高了效率,为得到具有极值的且平滑的功率曲线作了前提保证。[0061] D2-叶轮出口外径:

[0062] 通过离心泵的方法确定了叶轮外径D2,因为叶片出口角小,叶轮外径应适当增加,马金

Figure CN203685691UD00081

[0063] 叶片出口宽度:

[0064] 和普通泵基本相同或稍大点,但不能刻意增加否则难以实现全扬程特性。如取较大的应适当增加叶片厚度(出口处)来补偿出口的过流面积。

[0065] 叶片出口角爲较大的包角|9,和较大的冲角£\爲,叶片数ζ。

[0066] 设计时叶片出口角@=15°,包角@=210°同时按型线变化情况选用较大的进口冲角,分析叶轮进口速度三角形如图2所示,相对速度与圆周速度的夹角,称为相对液流角,通常#\<肩,其差值Δ爲=爲-A为冲角,即为正冲角Δ爲,通常范围选取Δ爲=3°-150,但对于全扬程栗我们通常按型线变化情况调整,选取厶爲=IO0 -20°,采用正冲角能提高泵抗汽蚀性能,并对效率影响不大,采用正冲角能增大叶片进口角,减小叶片的弯曲,从而增加进P过流面积,减小叶片的排挤,从而减小叶片进π的’I和_|。同时液体在叶片进口背面产生脱硫,因为背面是叶道的低压侧,在这里形成的漩涡不易向高压侧扩散,所以漩涡是稳定的、局部的,对汽蚀的影响是局部的,可通过计算算出各流线的液流角,加上冲角,则得相应的叶片进口角/¾,实践证明,加稍大的冲角为好。叶片数一般取

2 = 3~5枚’ 可用长短叶片。最后通过公式= IOs2D2感夢2 tan爲验算功率最大时的流

[0067] 式中£T- &MW4I移系

Figure CN203685691UD00082

三通爲

Figure CN203685691UD00083

[0068]

Figure CN203685691UD00084

[0069] 通过公式

Figure CN203685691UD00085

验算最大轴功率

[0070]式中^

Figure CN203685691UD00086

填科擺失

[0071] 盘损失效率,可拔公式九

Figure CN203685691UD00087

[0072] 轴承填料损失可取为2%。

[0073] 主要技术与性能指标:

[0074] I)泵额定流量280 额定扬程64m,转速为2950r/min,测其电机最大输入功率Pfr =75KW,以及= 817%,机组效率7 P.= 76%[0075] 2)噪音测定按JB/T8098-1999标准执行(f 88db),振动测定按JB/T8097-1999标准执行(< 4.5mm/s)

[0076] 3)额定功率时,电机定子绕组的温升≤80K.[0077] 以上显示和描述了本实用新型的基本原理、主要特征和本实用新型的优点。本行业的技术人员应该了解,本实用新型不受上述实施例的限制,上述实施例和说明书中描述的只是本实用新型的原理,在不脱离本实用新型精神和范围的前提下本实用新型还会有各种变化和改进,这些变化和改进都落入要求保护的本实用新型的范围内。本实用新型要求的保护范围由所附的权利要 求书及其等同物界定。

Claims (2)

1.全扬程双吸泵,包括泵体、转轴、叶轮、密封环、机械密封组件、机封轴套、轴承挡套、轴承衬套、轴承、联轴器部件、轴承组件、机封压盖、泵盖、冲洗管组件,转轴中部安装有叶轮,叶轮底部设有泵体,叶轮顶部设有泵盖,转轴传动端和非传动端均从泵体与泵盖中伸出通过轴承组件固定在泵体上,其中传动端与联轴器部件连接,转轴与泵体和泵盖通过机械密封组件密封连接,冲洗管组件设于泵盖上,冲洗管组件两端伸入在机械密封组件中部的空腔中,其特征在于,所述泵体底部采用双蜗壳结构,双蜗壳包括两个内流道夹层,双蜗壳中两个内流道各自对应流道截面积相等,所述叶轮的出口角为15°,叶轮的包角为200°,叶轮的冲角为10°〜20°。
2.根据权利要求1所述的全扬程双吸泵,其特征在于,所述叶轮的叶片数z为4枚。
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Inventor after: Lin Lihua

Inventor before: Rao Yi

Inventor after: Lin Lihua

Inventor before: Rao Yi

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Patentee after: Aoli Machinery (Group) Co., Ltd.

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Patentee before: Shanghai Aoli Pump Manufacturing Co., Ltd.

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