一种低比转数离心泵叶轮设计方法.pdf

本发明是一种主要在低比转数工况即高扬程小流量工况使用，也可在高比转数工况即低扬程大流量工况使用的低比转数离心泵的叶轮设计方法。其特征是在设计离心泵叶轮时，把叶轮的几何参数与泵的设计工况点性能参数之间用几个新的关系式联系到一起，达到泵的设计工况即流量扬程的使用工况和最高效率点工况与功率最大点工况重合的设计效果。用本发明设计的叶轮几何参数不仅满足水泵设计工况的扬程要求和提高效率与适宜铸造的要求，还满足设计工况点也是最大功率工况点的要求。因而，用本发明设计的低比转数离心泵不仅能够在高扬程小流量工况下高效可靠的使用，还能保证该泵在低扬程大流量工况下安全无过载的使用。

1.  一种低比转数离心泵叶轮设计方法，它根据泵对设计工况的流量Q_p、设计工况的扬程H_p和设计工况的水泵功率P_max在叶轮转速为n时的设计要求，来设计计算叶轮叶片的几何参数，其特征是：把设计工况即流量扬程的使用工况和最高效率点工况设计成与功率最大点工况重合，即叶轮出口的几何参数与泵的设计工况点性能参数之间适合以下几个等式的关系：
Q_p＝0.086nb₂D₂²tgβ₂(1-3.1416sinβ₂/Z)[1-S₂Z/(3.1416D₂sinβ₂)]
H_p＝0.0037nD₂{0.0524nD₂-Q_p/(2.83D₂b₂tgβ₂)/[1-S₂Z/(3.1416D₂sinβ₂)]}
P_max＝9806Q_pH_p/η_p
式中：Q_p—设计工况的流量，米³/秒；
      H_p—设计工况的扬程，米；
      P_max—设计工况的水泵功率，也是所有工况中最大的功率，瓦；
      η_p—设计工况的水泵效率，也是所有工况中的最高效率，％；
      n—叶轮转速，转/分；
      b₂—叶轮叶片出口宽度，米；
      D₂—叶轮叶片的外圆直径，米；
      β₂—叶轮叶片的出口安放角，度；
      Z—叶轮的叶片数，个；
      S₂—叶轮叶片出口处的叶片厚度，米。

2.  如权利要求1所述的一种低比转数离心泵叶轮设计方法，其特征是：设计的离心泵叶轮叶片工作面的出口安放角β₂′是0度，叶片背面的出口安放角β₂″是2β₂度；

3.  如权利要求1所述的一种低比转数离心泵叶轮设计方法，其特征是：设计的离心泵叶轮叶片工作面的进口安放角和叶片背面的进口安放角相等，都等于β₁且适合下面等式的关系：
β₁＝arctg{Q_p/(0.164D₁²nb₁)/[1-(S₁Z)/(3.1416D₁sinβ₁)]}
式中：Q_p—设计工况的流量，米³/秒；
      n—叶轮转速，转/分；
      b₁—叶轮叶片进口宽度，米；
      D₁—叶轮叶片的内圆直径，米；
      β₁—叶轮叶片的进口安放角，度；
      Z—叶轮的叶片数，个；
      S₁—叶轮叶片进口处的叶片厚度，米。

一种低比转数离心泵叶轮设计方法
所属技术领域
本发明涉及一种非变容式泵主要零件的设计方法，尤其是主要在低比转数工况即高扬程小流量工况下使用，也要在高比转数工况即低扬程大流量工况下使用的低比转数离心泵的叶轮设计方法。
背景技术
目前，公知的低比转数离心泵的叶轮设计方法，都在满足水泵设计工况扬程要求下尽可能减小叶轮直径来提高水泵效率，因而有较大的叶轮出口宽度和叶片出口角，只能保证离心泵在低比转数工况即高扬程小流量工况下高效可靠的使用，如果在高比转数工况即低扬程大流量工况下使用，就会功率超载而烧坏电动机。但是，很多低比转数离心泵，尤其是小型潜水泵和家用离心泵一般都会移动使用地点，今天在低比转数工况下使用，明天可能在高比转数工况下使用。这就要求我们设计的低比转数离心泵，既能在高扬程小流量工况下高效可靠的使用又能在低扬程大流量工况下安全无过载的使用。
为此，先有的专利技术89212885.2号专利“用于旋转式流体机械的渐开线叶轮”和90214606.8号专利“一种无过载低比速离心泵叶轮”，提出了一些新的设计方法，主要是减小叶轮出口角和出口面积的方法，但这两个专利技术仍然存在以下三个问题：1.最大功率工况点的位置与设计工况点位置有较大的距离，还有可能在使用工况发生超载；2.叶片包角太大或者流道间隙太小，给铸造工艺增加了难度；3.没有改变叶片进口的设计方法，往往要加进口冲角，使水泵的最高效率工况偏向大流量而设计工况效率偏低。
发明内容
为了克服现有的低比转数离心泵叶轮设计方法的不足，本发明提供一种新的低比转数离心泵叶轮设计方法，用本发明设计的叶轮几何参数不仅满足水泵设计工况的扬程要求和提高效率与适宜铸造的要求，还满足设计工况点也是最大功率工况点的要求。因而，用本发明设计的低比转数离心泵不仅能够在高扬程小流量工况下高效可靠的使用，还能保证该泵在低扬程大流量工况下安全无过载的使用。
本发明的技术方案是：
1.在设计低比转数离心泵叶轮时，把泵的设计工况即流量扬程的使用工况和最高效率点工况设计成与功率最大点工况重合。
其方法是：叶片出口的几何参数与泵的设计工况点性能参数之间适合以下几个等式的关系：
Q_p＝0.086 n b₂ D₂²tgβ₂(1-3.1416sin β₂/Z)[1-S₂Z/(3.1416D₂sinβ₂)]
H_p＝0.0037n D₂{0.0524nD₂-Q_p/(2.83D₂ b₂tgβ₂)/[1-S₂Z/(3.1416D₂sinβ₂)]}
P_max＝9806 Q_p H_p/η_p
式中：Q_p—设计工况的流量，米³/秒；
      H_p—设计工况的扬程，米；
      P_max—设计工况的水泵功率，也是所有工况中最大的功率，瓦；
      η_p—设计工况的水泵效率，也是所有工况中的最高效率，％；
      n—叶轮转速，转/分；
      b₂—叶轮叶片出口宽度，米；
      D₂—叶轮叶片的外圆直径，米；
      β₂—叶轮叶片的出口安放角，度；
      Z—叶轮的叶片数，个；
      S₂—叶轮叶片出口处的叶片厚度，米。
在以上关系式中没有对叶片包角提出要求，因此设计时可以随意控制包角不要影响铸造。水泵效率的准确计算目前还办不到，但把设计工况的水泵效率η_p设计成所有工况中的最高效率是容易办到的，尤其是下面第3条中对叶片进口安放角提出的措施是十分有效的。
2.从上述设计方法中可以看到叶轮叶片的出口安放角β₂的重要作用，但β₂受叶片工作面的出口安放角β₂′和叶片背面的出口安放角β₂″的制约。在设计低比转数离心泵叶轮时，把叶片工作面的出口安放角β₂′设计成0度，把叶片背面的出口安放角β₂″设计成2β₂度，叶轮叶片的出口安放角β₂＝(β₂′+β₂″)/2，可以得到很好的设计效果。
3.在设计低比转数离心泵叶轮时，把泵的设计工况即流量扬程的使用工况设计成叶片进口损失最小的工况，其方法是：叶轮叶片工作面的进口安放角和叶片背面的进口安放角相等，都等于β₁且适合下面等式的关系：
β₁＝arctg{Q_p/(0.164 D₁²n b₁)/[1-(S₁Z)/(3.1416 D₁sinβ₁)]}
式中：Q_p—设计工况的流量，米³/秒；
      n—叶轮转速，转/分；
      b₁—叶轮叶片进口宽度，米；
      D₁—叶轮叶片的内圆直径，米；
      β₁—叶轮叶片的进口安放角，度；
      Z—叶轮的叶片数，个；
      S₁—叶轮叶片进口处的叶片厚度，米。
这样设计的实质就是把叶轮叶片的进口安放角设计成与水泵设计工况的进口液流角相等(不按常规加冲角)，达到水泵在设计工况水泵效率最高的目的。
本发明的有益效果是，用本发明设计的叶轮几何参数不仅满足水泵设计工况的扬程要求和提高效率与适宜铸造的要求，还满足设计工况点也是最大功率工况点地要求。因而，用本发明设计的低比转数离心泵不仅能够在高扬程小流量工况下高效可靠的使用，还能保证该泵在低扬程大流量工况下安全无过载的使用。
附图说明
下面结合附图和实施例对本发明进一步说明。
图1是本发明一个实施例的叶轮轴面剖视图。
图2是同一个实施例的叶轮叶片图(揭去叶轮前盖板后从叶轮前盖板朝叶轮后盖板看的叶轮平面剖视图)。
图中：1.叶轮前盖板，2.叶轮后盖板，3.叶轮叶片进口宽度b₁，4.叶轮叶片出口宽度b₂，5.叶轮叶片的内圆直径D₁，6.叶轮叶片的外圆直径D₂，7.叶片，8.叶片工作面，9.叶片背面，10.叶片工作面的进口安放角，11.叶片背面的进口安放角，12.叶轮叶片进口处的叶片厚度S₁，13.叶片工作面的出口安放角β₂′，14.叶片背面的出口安放角β₂″，15.叶轮叶片的出口安放角β₂，16.叶轮叶片出口处的叶片厚度S₂，17.叶片包角。
具体实施方式
图1和图2共同确定了这个实施例的叶轮形状。它与大多数离心泵叶轮一样，具有叶轮前盖板(1)和叶轮后盖板(2)，是一种闭式叶轮。如果没有叶轮前盖板及叶轮后盖板很小，即做成半开式或开式叶轮，也不影响本发明的实施，因为本发明控制的是叶片(7)的参数。在图中，叶片的凸面又叫叶片工作面(8)，叶片的凹面又叫叶片背面(9)，本实施例把叶片工作面出口安放角β₂′(13)设计为0度，这可以从β₂′的两个角边与第三条边的夹角都是90度可以看出来，叶片背面的出口安放角β₂″(14)设计为2β₂度，因此叶轮叶片的出口安放角β₂＝(β₂′+β₂″)/2。本发明通过以下几个关系式来调整叶轮叶片出口宽度b₂(4)、叶轮叶片的外圆直径D₂(6)、叶轮叶片的出口安放角β₂(15)、叶轮叶片出口处的叶片厚度S₂(16)和叶轮的叶片数Z，使这个实施例的水泵性能满足我们对设计工况的流量Q_p、设计工况的扬程H_p和设计工况的水泵功率P_max在叶轮转速为n时的设计要求。
Q_p＝0.086 n b₂ D₂²tgβ₂(1-3.1416sinβ₂/Z)[1-S₂Z/(3.1416D₂sinβ₂)]
H_p＝0.0037n D₂{0.0524nD₂-Q_p/(2.83D₂ b₂tgβ₂)/[1-S₂Z/(3.1416D₂sinβ₂)]}
P_max＝9806 Q_pH_p/η_p
这个实施例的水泵在其他使用工况的功率将小于设计工况的功率P_max。
在图中，叶片工作面的进口安放角(10)和叶片背面的进口安放角(11)是相等的，都等于β₁且与叶轮叶片进口宽度b₁(3)、叶轮叶片的内圆直径D₁(5)和叶轮叶片进口处的叶片厚度S₁(12)共同适合下面等式的关系：
β₁＝arctg{Q_p/(0.164 D₁²n b₁)/[1-(S₁Z)/(3.1416 D₁sinβ₁)]}
这样设计就可以保证这个实施例的水泵在设计工况的进口液流与进口边的冲击损失最小，从而达到把泵的设计工况即流量扬程的使用工况和最高效率点工况重合的目的。
在这个实施例中，叶片包角(17)设计为90度左右，铸造和清砂都比较容易。