本发明涉及一种潜油泵。 为了把不能自喷的油井中的原油开采出来，必须使用专门的采油设备。目前广泛使用的采油设备主要有两大类，一种是活塞式抽油机，一种是潜油泵。潜油泵除可潜入井下抽取原油外，还可用于对水或其他液体进行输送的场合。
实际使用的潜油泵一般由多级结构完全相同的单级泵串联而成。典型的单级泵由可转动的叶轮和固定的扩压器两个主要部分组成。叶轮由作为轮缘的前盖板、作为轮毂的后盖板，以及圆周均布地位于二者之间的叶轮叶片构成一个整体。驱动电机通过驱动轴带动叶轮转动。将油从叶轮的进口边吸入，从出口边排出，叶轮的作用是为被输送的液体增压。扩压器与叶轮同轴固定在叶轮出口一侧，扩压器由泵壳体、内毂和均布于二者之间的扩压器叶片构成一个整体。扩压器的作用有两个：其一是把从前一级叶轮流出的流体导入下一级叶轮的进口，其二是把流体从叶轮获得的动能转变为静压力能。
先有技术中的潜油泵，以美国Centrilife（Hughes）公司生产地N-80型和美国Reda pump Division（TRW）公司生产的D-82型为主要代表。这些已公知的泵的叶轮叶片和扩压器叶片的叶型基本上是用一元流动理论设计出的二维曲面，而且叶轮叶片的轴向长度比轮毂的轴向长度小很多。因此叶轮入口处的相对流速较高，叶片通道内流体压力梯度变化大。这些已知泵的共同缺点是：水力效率不高，单级扬程不高，外形尺寸大等。
本发明的目的是针对上述已公知潜油泵的缺点，改进潜油泵叶轮和扩压器的水力设计，以提高泵的效率和单级扬程，减小泵的外形尺寸，节约电力和降低泵的生产成本。
本发明的目的是通过以下技术措施实现的。使用按照三元流动理论建立的三元有分离流动的计算机设计程序对叶轮和扩压器叶片进行水力学设计、使这两种叶片的叶型为三维扭曲的直纹面，加大叶轮叶片的轴向长度，缩短扩压器叶片的轴向长度。采用圆柱坐标描绘时，第一种新的叶轮叶片和扩压器叶片的叶型可分别用下表中数据所确定的线素来描述：
第一种叶轮叶型
其中，
φ为叶轮叶片压力面上某一线素的角坐标，
φo为叶轮叶片的包角，φO＝50°～70°，φo最佳＝65°
φR为叶轮外径，φR＝60～100mm，φR最佳＝78mm。
Zs为叶片压力面线素与轮缘内回转面SR的交点在子午面内的Z轴坐标，
Rs为叶片压力面线素与轮缘内回转面SR的交点在子午面内的径向坐标，
Zh为叶片压力面线素与轮毂外回转面HR的交点在子午面内的Z轴坐标，
Rh为叶片压力面线素与轮毂外回转面HR的交点在子午面内的径向坐标，
δ为叶片沿线素的厚度。
第一种扩压器叶片叶型;
其中，
φ为扩压器叶片压力面上某一线素的角坐标，
φo为扩压器叶片的包角，φo＝40°～60°，φo最佳＝45°
φR为第一种叶轮的叶轮外径，φR＝60～100mm，φR最佳＝78mm，
Zs为叶片压力面线素与泵壳内回转面SD的交点在子午面内的Z轴坐标，
Ds为扩压器叶片压力面线素与泵壳内回转表SD的交点在子午面内的径向坐标，
Zh为扩压器叶片压力面线素与内毂外回转面HD的交点在子午面内的Z轴坐标，
Dh为扩压器叶片压力面线素与内毂外回转面HD的交点在子午面内的径向坐标，
δ为扩压器叶片沿线素的厚度。
第二种叶轮叶片叶型：
其中各符号的含义除φo取值外均与第一种叶轮叶片叶型表中的符号定义相同，这里φo＝50°～70°，φo最佳＝65°，
第二种扩压器叶片叶型：
其中除φo的取值为φo＝30°～50°，φo最佳＝40°外，其它符号的定义与第一种扩压器叶片表中的相应符号定义完全相同。
下面参照附图详细叙述本发明。
图1是本发明单级潜油泵一个实施例的剖视图。
图2a是本发明中叶轮叶片轴向长度示意图。
图2b是先有技术中叶轮叶片轴向长度示意图。
图3是本发明中叶轮叶片出口边加长实施例的示意图。
图4a是本发明中叶轮叶片与扩压器叶片轴向长度比例关系的示意图。
图4b是先有技术中叶轮叶片与扩压器叶片轴向长度比例关系的示意图。
图5是本发明第一个实施例中叶轮与扩压器叶片园柱坐标系造型示意图。
图6是本发明第二个实施例中叶轮与扩压器叶片园柱坐标系造型示意图。
附图1显示了本发明中单级潜油泵的一个实施例。它由一个叶轮（1）和一个扩压器（6）组成。叶轮（1）包括作为轮缘的前盖板（2），作为轮毂的后盖板（4），若干个叶轮叶片（3）均匀地分布在前盖板（2）和后盖板（4）之间的环形空间中，并且前盖板（2）、后盖板（4）和叶轮叶片（3）形成一个整体。后盖板（4）的中央孔通过键与驱动轴（5）连接，被一个电机（未示出）驱动旋转。前盖板（2）和后盖板（4）之间的环形空间被多个叶轮叶片（3）分隔成多个流道，潜油泵工作时，流体被从进口边20吸入流道，并且从出口边压向扩压器（6）。扩压器（6）是一个固定件，它包括泵壳体（7），扩压器叶片（8）和内毂（9）。扩压器叶片均匀地分布在泵壳体（7）和内毂（9）之间的环形空间内，并且与泵壳体（7）和内毂（9）形成整体结构。泵壳体（7）和内毂（9）之间的环形空间被扩压器叶片分隔成多个流道，从叶轮来的流体经过这些流道进入下一级泵或扬出。扩压器叶片的作用有两个，其一是把从前一级叶轮流出的流体导入下一级叶轮进口，其二是把流体从叶轮获得的动能转变为静压力能。在叶轮和扩压器之间，加有前止推垫片（10）和后止推垫片（11）。根据需要可以把多个这样的单级泵串联组合成多级泵。
本发明中，叶轮叶片和扩压器叶片的形状是根据三元流动理论设计的，因此具有流动损失最小的最佳三元叶型。叶轮叶片型面为其前部呈强烈扭曲的三维直纹曲面。扩压器叶片型面为三维扭曲直纹曲面。
当采用以泵轴中心线为Z轴的圆柱坐标系描述叶轮叶片的几何形状并采用以下规定时：
a）叶轮叶片角坐标中的零值取在通过叶轮轮毂与叶片型面进口边交点的一根径向线上。
b）角度值以逆叶轮工作旋转方向为正。
本发明第一个实施例的叶轮叶片的几何形状（如图5所示）可用具有下表所示坐标值的线素来确定：
其中，φ为叶轮叶片压力面上某一线素的角坐标，
φo为叶轮叶片的包角，φo＝50°～70°
φR为叶轮外径，φR＝60～100mm，
Zs为叶片压力面线素与轮缘回转面SR的交点在子午面内的Z轴坐标，
Rs为叶片压力面线素与轮缘回转面SR的交点在子午面内的径向坐标，
Zh为叶片压力面线素与轮毂回转面HR的交点在子午面内的Z轴坐标，
Rh为叶片压力面线素与轮毂回转面HR的交点在子午面内的径向坐标，
δ为叶片沿线素的厚度。
当采用以泵轴中心线为Z轴的圆柱坐标系描述扩压器叶片的几何形状并采用以下规定时：
a）扩压器叶片角坐标中的零值取在通过泵壳内回转面与叶片型面进口边交点的一根径向线上，
b）角度值以顺叶轮工作旋转方向为正，
本发明第一个实施例的扩压器叶片的几何形状（如图5所示）可用具有下表所示坐标值的线素来确定。
其中，φ为扩压器叶片压力面上某一线素的角坐标，
φo为扩压器叶片的包角，φo＝40°～60°，
φR为本实施例的叶轮外径，φR＝60～100mm，
Zs为叶片压力面线素与泵壳内回转面SD的交点在子午面内的Z轴坐标，
Ds为扩压器叶片压力面线素与泵壳内回转面SD的交点在子午面内的径向坐标，
Zh为扩压器叶片压力面线素与内毂外回转面HD的交点在子午面内的Z轴坐标，
Dh为扩压器叶片压力面线素与内毂外回转面HD的交点在子午面内的径向坐标，
δ为扩压器叶片沿线素的厚度。
参照上面已叙述的内容和附图2，可以看出本发明中的叶轮叶片与先有技术中的叶轮叶片相比有许多特点。
首先，本发明的叶轮叶片是根据三元有分离流动理论用计算机设计程序确定的三维扭曲型叶片，而且其前部强烈扭曲。
其次，在本发明中，叶轮叶片的轴向长度大大增加，其进口边基本上与轮毂的进口端面齐平，而其出口边至少延伸到轮毂外回转面的出口端，也就是说，叶片的轴向长度至少与轮毂外回转面的轴向长度相等。而从图2b中可看出，先有技术中叶轮叶片的进口边是从轮毂中部开始的，也就是说，它的轴向长度较短。因此，在叶轮外径相同的情况下，本发明中叶轮叶片的轴向长度BR与叶轮的外径φR的比值（BR/φR）大于先有技术中相应的比值（BR′/φR′）。本发明中推荐的BR/φR＝0.3～0.4;而先有技术中这个比值小于0.3。
由于叶片轴向长度增加，所以本发明的叶轮进口处轮毂半径（φa）小于先有技术叶轮进口处轮毂半径（φa′），如图2所示。
由于以上特点，降低了叶轮入口处的相对流速，并使叶片流道内的流体压力上升梯度减小，推迟或减小了叶轮内的流动分离损失，因此使泵的效率和扬程都得到提高。
本实施例中的扩压器叶片与先有技术扩压器叶片相比，也具有独特的特点和优点。
首先，和本发明中叶轮叶片一样，本发明扩压器叶片也是按照三元流动理论、用计算机设计程序确定的三维扭曲型叶片。其次，如图4所示，本发明扩压器叶片的轴向长度大大缩减。这一点打破了传统设计理论思想。传统的设计理论认为：上一级扩压器叶片轴向长度缩短会使下一级进口流动恶化，导致泵效率降低。但是，采用本发明这种三维扭曲叶片时，缩短扩压器叶片轴向尺寸并不会产生传统理论中所预言的那种不良影响。在本发明中，扩压器叶片的轴向长度与叶轮叶片轴向长度的比值（BD/BR）＝0.8～1.1。而先有技术中，这个比值为1.4～2.4。由于大大缩小了扩压器的轴向长度，因此可以减小每个单级泵的总长度。这对于由数百级这样的单级泵组成的整台泵而言，其意义之大、不言自明。
下面介绍本发明的第二个实施例。同第一个实施例一样，第二实施例中的叶轮和扩压器也具有相同的特点，即：叶片的叶型为三元扭曲直纹面，叶轮叶片的前部强烈扭曲，叶轮叶片的轴向长度增加，扩压器叶片的轴向长度减小，等等。与第一实施例所不同的是，第二实施例的叶轮叶片在出口边更加向外加长。
如图3所示，将叶轮叶片（3）的出口边向下游延伸：在前盖板（2），自出口点K、沿平行于泵轴线方向延长至l;在后盖板（4），自出口点m，沿后盖板子午面型线自然延伸至m，为了保证正常运行，lm段与扩压器叶片进口边的轴向间隙不小于后止推垫片（11）的厚度。这样，在叶轮外径φR和叶片出口角不变的情况下，叶片面积增加了klmn，这一变化能够有效地增加泵的扬程。在本实施例中，这种改进可使扬程增加约30%。需要指出的是，这一改进也突破了传统的设计理论。传统理论认为：在转速和进口条件一定的情况下，泵的扬程只取决于叶轮外径φR和叶轮叶片的出口角度。而本发明这一改进证明了：增加叶片出口边的长度，也可以提高泵的扬程。
当用与第一实施例中同样的方法描述时，第二实施例的叶轮叶片的扩压器叶片的几何形状（如图6所示）可分别由下表确定：
其中各符号的含义和取值范围与表1相同。
其中各符号的含义与表2相同，但是此表中φo的取值范围为φo＝30°～50°。
对于第一实施例，叶轮叶片的最佳值为φo＝65°，φR＝75～85mm，此时表1可化为表5：
而扩压器叶片包角的最佳值为φo＝45°，φR＝75～85mm，此时表2可化为表6：
对于第二实施例，叶轮叶片的最佳值为φo＝65°，φR＝75～85mm，此时表3可化为表7：
扩压器叶片的最佳值为φ°＝40°，φR＝75～85mm，此时表4化为表8：
根据本发明第一实施例制造的一台实际产品规格如下：
叶轮外径φR＝78mm
泵壳体外径φD＝85mm
叶轮叶片轴向长度BR＝25mm
叶轮叶片轴向长度与叶轮外径比值BR/φR＝0.32
叶轮叶片数ZR＝6
叶轮叶片包角φo＝65°
扩压器叶片轴向长度BD＝26.5mm
扩压器叶片轴向长度与叶轮叶片轴向长度的比值BD/BR＝1.06
扩压器叶片数ZD＝7
扩压器叶片包角φo＝45°
单级泵长度58mm
该泵与先有技术同类产品比较，流量相同情况下，泵效率提高5%以上，单级扬程提高10%。
该泵适用于5 1/2 英寸套管的油井或水井，推荐流量范围为：250～380米3/日，最佳效率点流量为300米3/日。
其叶轮和扩压器叶片型线坐标如表9和表10所示。
根据本发明第二实施例制造的一台实际产品规格如下：
叶轮外径φR＝78mm
泵壳体外径φD＝85mm
叶轮叶片轴向长度BR＝26mm
叶轮叶片轴向长度与叶轮外径比值BR/φR＝0.3333
叶轮叶片出口延长段Kn＝3mm，lm＝6mm
叶轮叶片数ZR＝5
叶轮叶片包角φo＝65°
扩压器叶片轴向长度BD＝26mm
扩压器叶片轴向长度BD与叶轮片相向长度BR的比值BD/BR＝1，
扩压器叶片数ZD＝7
扩压器叶片包角φo＝40°
单级泵长度65mm。
其叶轮和扩压器叶片型线坐标如表11和表12所示。
该泵与先有技术同类产品比较、流量相同条件下，泵效率提高5%以上，扬程提高30%。
该泵适用于5 1/2 英寸套管的油井或水井，推荐流量范围为：350～650米3/日，最佳效率点流量为：530米3/日。
以上，详细叙述了本发明及实施例，应该理解，本领域的技术人员虽然可以对本发明的结构和特征作一些修改，但是仍将不超出本发明权利要求所要求的保护范围。