（流体机械及工程专业论文）旋涡泵性能研究.pdf

摘要 旋涡泵是一种特殊的叶片泵，其理论及设计方法为独门别类。随着科学技术 的不断进步和经济的发展，旋涡泵以其独特的性能和结构在我国化学工业、仪器 仪表工业、医疗器械、液压传动及自动控制、洗衣机及热水器等轻工业和乡镇居 民提取生活用水等方面得到了广泛应用，而且其应用范围有逐步扩大的趋势，年 产量超过百万台。但我国目前的旋涡泵理论和设计方法还基本停留在1 9 7 3 年沈 阳水泵研究所和保定水泵厂等联合设计组提交的研究成果上，近年来在理论研究 和设计方法上均无显著进展。因而有必要对旋涡泵做进一步的研究，以提高旋涡 泵的效率，降低能耗，节省能源。 本文总结了前人的研究成果，重点研究了闭式叶轮开式流道旋涡泵的内部流 动状况，探索性地用数值模拟的方法计算出了旋涡泵内部的速度场和压力场，对 计算结果进行了研究和分析，并对今后的研究工作提出了一些建议。本文的主要 工作如下： 1 、介绍了旋涡泵的特点和分类，以及前人对旋涡泵工作过程的分析，并简 要论述了旋涡泵设计计算的情况。 2 、在对现有研究成果总结分析的基础上，较系统地总结分析了旋涡泵的设 计方法，分析了旋涡泵结构参数对性能的影响。 3 、简要介绍了网格生成技术，并首次将非结构网格生成技术应用于闭式叶 轮开式流道旋涡泵的内部流场，对闭式叶轮开式流道旋涡泵的内部流动区域进行 三维造型并划分贴体计算网格，通过构造泊松方程源项p ，q ，r 分布函数控制网 格的疏密度。 4 、探索性地对旋涡泵内部流场进行了数值模拟，采用工程实际中广泛应用 的湍流模型即k 一占双方程湍流模型，用s i m p l e 算法求解，对闭式叶轮开式流 道旋涡泵内部流场进行了数值计算，给出了速度和压力分布图，并对计算结果进 行了分析和研究。计算结果对同类研究具有参考价值，为旋涡泵水力设计提供了 一定的理论依据，对生产实践具有一定的指导意义。 关键词：旋涡泵，性能，湍流模型，s i m p l e 算法，数值模拟 i a b s t r a c t t h ev o l r t c xp u m pi sak i n do fp u m pw i t hs p e c i a lt h e o r i e sa n dd e s i g nm e t h o d s w i t ht h ed e v e l o p m e n to fs c i e n c ea n dt e e l a n o l o g y , v o l t e xp u m pa w i d e l yu s e di no u r c o u n t r yf o ri t su n i q u ef l l n c t i o na n ds m l e t u r e a n di t su s i n gf i e l d sa r eb e c o m i n gl a r g e r b u tt h et h e o r i e sa n dt h ed e s i g nm e t h o d so fv o r t e xp u m pi no u rc o u n t r yi ss t i l ls t a y a r o u n dt h er e s u l tp r o d u c e db ys h e n y a n gp u m pi n s t i t u t ea n db a o d i n gp u m pf a c t o r y , a n dt h e r ei sn o ta n yd i s t i n c ti m p r o v e m e n ti nr e c e n ty e a r s s oi ti sn e c e s s a r yt om a k ea f u r t h e rs t u d yo nv o r t e xp u m p ，t oi n c r e a s ep u m pe f f i c i e n c ya n dl o w e re n e r g yc o n s u m e ， s a v et h er c s o l l r c e s t h i sp a p e r $ u n m 3 a t j z e dt h ef o r m e rr e s e a r c ha c h i e v e m e n t s ，m o s t l yw o r k e do nt h e i n n e rf l o w i n gs t a t u so fv o r t e xp u m p ，c a l c u l a t e df l o wf i e l d sv e l o c i t ya n dp l 懿$ 1 1 r e ：o f t h ep u m pi n t e r n a lt h r o u g hn u m e r i c a ls i m u l a t i o n , a m l y z e at h er e s u l ta n dg i v es o m e s u g g e s t i o n s ，h e r ei st h em a i np o i n t s ： 1 i n l r o d u e e dt h ec h a r a c t e r i s t i ca n ds o r t so fv o r t e xp u m p ，t h ef o r m e ra n a l y s i so f v o r t e xp u m pw o r k i n gp r o c e s sa n ds o m e t h i n ga b o u tv o r t e xp u m pd e s i g n 2 i n t r o d u c e dt h er e c e n tr e s e a r c ha c h i e v e m e n t sa n dd e s i g nt h e o r i e so fv o r t e x p u m p , a n d 锄m l 删s t l i l c t u r cp a r a m e t e r se f f e c to nt h ep u m pp e r f o r m a n c e 3 i n t r o d u c e dm e t h o d so fg r i d g e n e r a t i o n , a n da p p l i e d u n s t r u c t u r e d g r i d g e n e r a t i o nt e e l m i q u et ov o r t e xp u m pi n t e r n a lf l o wa r e a , 鲥dd e n s i t y c o n t r o l l e d b yt h ed i s t r i b u t i o nf u n c t i o n sp q ，r 4 s i m u l a t e dv o r t e xp u m pi n t e r n a lf l o wf i e l df o rt h ef i r s tt i m e ，a p p l yr e y n o l d s t i m e - a v e r a g e dc o n t r o le q u a t i o n sa n dk 一占t w o - e q u a t i o nt u r b u l e n c em o d e l ， w h i c hi sw i d e l yu s e di nt h ee n g i n e e r i n g s o l v i n gn se q u a t i o nw i t hs i m p l e a r i t h m e t i c ，c a l c u l a t et h ei n t e r n a lf l o wo f v o r t e xp u m p ，s h o wt h ed i s t r i b u t i o no f v e l o c i t ya n dp r e s s u r e ，a n a l y z e dt h es i m u l a t e d r e s u l t k e yw o r d s ：v o r t e xp u m p ，p e r f o r m a n c e ，t u r b u l e n c em o d e l ，s i m p l e , n u m e r i c a ls i m u l a t i o n i i 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的 规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印 件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权江苏大学可以 将本学位论文的全部内容编入有关数据库进行检索，可以采用 影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 保密口 本学位论文属于，在年我解密后适用本授权书。 不保密日 学位做作者虢重揿 z 廿e 叶年3 只 1b 嗽菘显乐 加归弓月l7 日 y l o l g j o 5 , 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下， 独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容以 外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品 成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以 明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名：虿锾 日期： 细绰了月7 日 2 0 0 3 年1 1 月第1 章绪论 1 1 旋涡泵概述 第1 章绪论 旋涡泵最初出现于1 9 2 0 年【“，首先是由德国西门和亨施公司创造的并被称 为s i h i 泵而被推广。它是一种流量很小，扬程较高的叶片泵，同其它叶片泵相 比，旋涡泵结构简单，尺寸小，扬程曲线陡，效率低，只适用于输送粘度小于 1 5 0 e 的无固体颗粒的清洁液体。旋涡泵的设计理论直到现在还没有发展到完善 的地步，对于其工作原理也还没有进行足够的研究。旋涡泵的主要工作机构是 叶轮和流道，如图1 一l 、图1 - - 2 所示，在叶轮上有径向的叶片，叶轮在圆柱 形的泵壳中转动。叶轮与泵壳间的端面间隙很小，在泵壳的侧面和外缘的地方 有一个与叶轮同心的流道，这个流道一端与吸入口相连，一端与压出口相连， 吸入口与压出口之间有隔板隔开。液体由吸入口进入流道，被叶轮驱动经流道 流出压出口。由于叶轮转动，造成叶轮内和流道内的液体都有圆周方向的运动， 因而就产生了离心力，叶轮内液体的圆周速度大于流道内液体的圆周速度，即 叶轮内液体的离心力大，故形成如图l 一3 、图l 一4 所示的环形流动，类似旋 涡，因而得到旋涡泵之名田。 i 吸入口2 隔板3 捧出口 图l l 旋涡泵示意图 图l 一2 旋涡泵叶轮 江苏大学硕士学位论文 图l 一3 纵向旋涡示意图 图l 一4 径向旋涡示意图 1 2 旋涡泵的特点及应用 ( 1 ) 旋涡泵的使用范围是小流量和较高的扬程。它填补了离心泵类的不足并 成为离心泵类在小流量范围的延续，旋涡泵比转数一般小于4 0 ，采用比转数超 过4 0 的旋涡泵在经济上并不合算，因为在这个范围内它的效率远远低于离心泵 的效率。 ( 2 ) 旋涡泵结构简单、紧凑，制造价格低廉。 ( 3 ) 旋涡泵直接具有自吸能力或借助于简单装置即可实现自吸。 ( 4 ) 旋涡泵具有陡降的扬程流量和功率一流量曲线，因而对系统中的压力 波动不敏感。 ( 5 ) 部分旋涡泵可以实现液气混输。 ( 6 ) 旋涡泵的效率较低，一般为2 0 4 0 ，最高不超过5 0 。 ( 7 ) 与离心泵相比，旋涡泵的抗汽蚀性能较差。 ( 8 ) 只能用来抽送粘度小于1 5 。e 的非粘性液体，随着液体粘性的增加，泵 的扬程和效率会急剧降低。 ( 9 ) 旋涡泵隔板与叶轮处的径向间隙和叶轮两侧与泵体之间的轴向间隙很 小，径向间隙一般为0 1 5 0 3 m m ，轴向间隙一般为0 0 7 o 1 5 i r a ，因而对加 工和装配精度要求很高。 ( 1 0 ) 旋涡泵只能用来抽送纯净液体，当液体中含有杂质时，就会因磨损引 起轴向和径向间隙的增大，从而导致容积效率和流量的降低，降低泵的性能。 由于具有以上特点，旋涡泵广泛应用于国民经济各个部门，例如加油车、 2 2 0 0 3 年1 1 月第1 章绪论 油罐车和固定分配装置用来抽送易挥发性的液体( 汽油、煤油、酒精) ；化工厂 和联合企业中用来抽送小量的高扬程液体；城市公用事业设施中用来作为补给 泵；用于小功率的可移动式洗涤设备上和农业供水设备中。主要用于化工、医 药等工业流程中输送高扬程、小流量的酸、碱和其他有腐蚀性及挥发性的液体， 也可作为消防泵、锅炉给水泵、船舶供水泵和一般增压泵使用翻【4 】。在我国，旋 涡泵在化学工业、仪器仪表工业、医疗器械、液压传动及自动控制、洗衣机及 热水器等轻工业和乡镇居民提取生活用水等方面得到广泛应用，年产量超过百 万台。但是，由于国内外对旋涡泵的研究工作开展的不够充分，对其工作原理 和能量转换规律尚未完全搞清楚，我国目前的旋涡泵理论和设计方法还基本停 留在1 9 7 3 年沈阳水泵研究所和保定水泵厂等联合设计组提交的研究成果上，近 年来在理论研究和设计方法上均无显著进展。根据旋涡泵的研究现状和设计水 平，迫切需要对旋涡泵的工作原理和内部流动状况进行研究，为设计出高效、 可靠的旋涡泵提供理论依据，达到节省能源、降低能耗的目的。 1 3 旋涡泵的分类 旋涡泵的种类很多，分类方式也不同。有的是按结构分，如：一般旋涡泵、 离心旋涡泵、多级自吸旋涡泵等。通常是按照叶轮和流道的形状进行分类。 1 按叶轮与吸入口、压出口的相对位置分 ( 1 ) 闭式叶轮：流道将叶轮的叶片与泵的吸入口、压出口完全隔开的叶轮 称为闭式叶轮。对于闭式叶轮的旋涡泵，流体从泵的吸入口流进后，先经过流 道，然后才到叶轮中去，最后是经过流道再从压出口流出去。 ( 2 ) 开式叶轮：叶轮的叶片直接与泵的吸入口、压出口相通的叶轮称为开 式叶轮。对于开式叶轮的旋涡泵，流体从泵的吸入口流进后，直接到叶轮叶片 中去，然后到流道中去，最后是经过叶轮再从压出口流出去。开式叶轮与闭式 叶轮相比，抗汽蚀性能较好，可以作为自吸泵和液气混输泵，但体积大、效率 较低。 3 江苏大学硕士擘位论文 2 按流道与压出口的相对位置分 ( 1 ) 开式流道：与泵的吸入口、压出口直接相通的流道称为开式流道，如 圉l 一5 a 所示。开式流道与闭式叶轮配合使用的旋涡泵，由于结构简单、效率 皎高，所以广泛应用，但由于液体是从半径大的地方进入叶轮，故抗汽蚀能力 殴差，泵本身也不能自吸。 ( 2 ) 闭式流道：与泵的吸入口、压出口不直接相通的流道称为闭式流道， 驯虱1 5 b 所示。闭式流道与开式叶轮配合使用的旋涡泵，抗汽蚀能力好，而 且能够自吸，但是效率较低。 ( 3 ) 半开式流道：流道的末端做成向心式，所以又称为向心流道，如图l 一5 c 所示。半开式流道与开式叶轮配合使用与开式叶轮闭式流道旋涡泵一样。 斧鼾4 砂 五己口 帚铽。 彩 “开式沉道b 闭式流道“半开式搋遭 图l 一5 流道形式示意图 3 按流道与叶轮的相对位置分 流道与叶轮的相对位置是多种多样的，其中常用的有如下几种：闭式 叶轮外圆流道( 如图1 6 a ) ；闭式叶轮双侧边流道( 如图l 一6 b ) ：闭式叶轮 单侧边流道( 如图l 一6 c ) ；开式叶轮双侧边流道( 如图1 6 d ) ；开式叶轮单 侧边流道( 如图1 6 e ) 。 半圆形截面的流道用于低比转数的旋涡泵，梯形和矩形流道用于中、 高比转数旋涡泵。半圆形截面流道泵的效率较高，但性能曲线很陡；矩形 截面流道泵的性能曲线较半圆形的平缓，而且较梯形的扬程系数高些，且 吸入性能较好，制造容易，目前多被采用。截面的尖角应做成圆形，以减 4 2 0 0 3 年1 1 月第1 章绪论 小水力损失。 燕霉蒙瓣粱 ab cd e 1 4 旋涡泵的工作过程 图l 一6 流道与升轮的相对位置 第一个进行旋涡泵研究工作的是1 9 3 0 年的德国科学家里台尔，他研究后作 出了如下工作过程的假说【1 】：流道中的液体在转动，在每一液体质点上均作用 有离心力，而在叶轮内液体上所作用的离心力要比流道中液体上所作用的离心 力大，因为流道中液体的圆周速度比叶轮中慢，由于离心力不同，引起了液体 的圆环形运动( 称为纵向旋涡) 。液体依靠纵向旋涡在流道内流经叶轮好几次， 每经过一次叶轮，它的扬程就增加一次，因此，旋涡泵的扬程高于离心泵的扬 程。 里台尔的假说是对旋涡泵工作原理进行研究的基础，在此基础上，后人发 展了旋涡理论为纵向旋涡加径向旋涡理论 3 1 h 1 1 5 1 。这种理论认为，叶轮旋转时， 液体按叶轮的旋转方向沿着流道流动，进入叶轮叶片闻的液体，受叶片的推动， 与叶轮一起运动，因而其圆周分速度可认为与叶轮的圆周分速度相同。因为离 心力的大小与圆周速度的平方成正比，所以由于叶片间液体的圆周分速度大于 流道内液体的圆周分速度，作用于叶片间液体的离心力大于流道内液体的离心 力，所以在轴面内形成了纵向旋涡。液体从叶片间的流道流入泵的流道中，将 一部分动量传递给泵流道中的液体，同时一部分能量较低的液体进入叶轮。液 体依靠纵向旋涡在流道内每经过一次叶轮就得到一次能量，所以旋涡泵扬程高 5 江苏大学硕士学位论文 于一般叶片泵。关于径向旋涡，有人认为是由于叶片进口部分的冲角很大，因 此液体产生脱流，脱离叶片表面形成旋涡。这种旋涡的矢量方向与叶片的进口 边平行，所以称为径向旋涡。径向旋涡随时间而增大，周期性的脱离叶片被液 流带走。如果被带入叶轮内则不起任何补充传递能量的作用，如果被带入流道 内，则把自己的一部分能量传递给流道内的液体。但对于一般旋涡泵，径向旋 涡被带入流道内的可能性不大，因而径向旋涡的作用很小口】嘲。也有人认为径向 旋涡不仅产生在叶轮进口处，同样产生在叶轮内部，它是由作用在水上的叶片 压力，即在叶片前面和背面的压力差所引起的，作用固然比纵向旋涡小，但由 于它是在侧通道的整个径向宽度上起加速作用，还是值得重视的刚【6 】。 但是按照旋涡理论的假说，将旋涡泵的工作过程当作一个多级离心泵的工 作过程，根据离心泵的理论计算液体经过叶轮一次所增加的扬程，再乘上液体 流经的叶轮的次数，就得到旋涡泵的扬程。由于旋涡泵的工作过程是靠纵向旋 涡传递能量，造成了大量的能量损失，与离心泵的工作过程不同，所以按照这 种假说来计算旋涡泵的扬程是不正确的。1 9 3 2 年德国科学家希米德亨和苏联的 学者们几乎同时用动量交换假说来解释这不可避免的损失。旋涡泵在工作时， 由于纵向旋涡的原因，从流道半径小的地方吸入液体，在半径大的地方压出液 体。液体流经叶轮时得到了很大的圆周速度，这个速度比流道内的液体速度要 大，当流出叶轮的高速液体与流道内的低速液体混合时，在流道中产生与叶轮 旋转方向相同的撞击，实现能量的传递。因为在这里传递能量的方式是从叶轮 中流出的，速度大的液体质点撞击流道中速度小的液体质点，故产生大量的能 量损失。能量交换假说对于从叶轮中流出的液体的动能变换成压力能所带来的 损失估计的过分，而对于其他能量损失则又估计不足。当液体流经叶轮时，它 的动能增加，同时压力能也增加。因此液体流经叶轮时所增加的理论扬程等于 动扬程和势扬程之和，动扬程的一部分变换为势扬程( 压力) ，这是有效的部分， 而另一部分则像能量交换假说所讲的那样损失掉，但是能量交换假说一点也没 有提到势扬程的部分，势扬程( 叶轮进出口处的压力差) 的一部分与流道内液 6 2 0 0 3 年1 1 月第1 章绪论 体质点上所作用的离心力平衡，一部分损失于克服叶轮内的摩擦阻力( 叶轮的 水力阻力) 和损失于克服流道壁上的摩擦阻力的径向分量。 另外也有人认为旋涡泵的工作是依靠叶轮的粗糙表面对流道内的流体作相 对运动引起的摩擦剪切应力实现的，因为液体具有粘性，当叶轮转动时，流体 受牛顿摩擦剪切应力作用，流道内的流体产生速度梯度。叶轮外缘。粗糙度” 越大，作用于液体的摩擦力越大，泵扬程越高。为此在叶轮上铣出叶片，增大 叶轮的摩擦系数，同时径向小叶片把能量传递给流道内的液体，径向小叶片与流 道内的液体相对运动产生紊流摩擦力，从而把原动机的能量传递给流道内的液 体。叶轮上的叶片在流道内多次重复产生较大紊流摩擦力，因此旋涡泵有较高的 扬程川。 1 5 旋涡泵的设计计算 由于旋涡泵的工作原理特殊，内部流动过程复杂，理论不完善，所以目前 用理论计算的设计方法求旋涡泵的叶轮、水力尺寸还比较困难。通常采用模型 换算法和经验系数法进行设计。旋涡泵的模型换算法与离心泵相同，经验系数 设计法用的比较普遍，但是计算公式中各系数及参数的取值范围较宽，而且随 着设计要求的不同取值趋势也不同，故设计结果与经验有很大关系。国内一些 学者对于小流量旋涡泵的经验设计方法进行了研究，各自对于不同类型的旋涡 泵提出了相应的系数范围和设计技巧，并对旋涡泵叶轮叶片数、轴向间隙、自 吸性能等进行了理论分析和试验研究。 旋涡泵工作过程的复杂性导致对于旋涡泵工作过程的解释和基于各自理论 的特性方程式的不同表达【4 】【刀【9 】，作者们为了说明各自推导方程式合理性，都以 已有的实验曲线为依据，选择几个特殊点的参数值求得各自方程式中的待定参 数值，然后比较理论与试验曲线，都认为获得了比较满意的结果。但是由于这 些方程式推导时采用了一系列的假设条件，使得这些方程式的应用范围受到了 限制，而且计算精确度不高。庄永旭【9 】等人综合了摩擦紊流原理和动量交换原 理的机理，同时考虑了摩擦紊流作用和动量交换作用，对闭式旋涡泵进行简化 7 江苏大学硕士学位论文 后，通过动量矩方程推出其特性方程式。但由于此方程式形式复杂，待定系数 较多，应用于实际时又要做相应简化，并根据统计资料和半经验公式确定系数 等。可见要得到同时适合于各种形式旋涡泵的理论计算方法是非常困难的。 1 6 本课题研究的主要内容和意义 本文在全面分析旋涡泵研究历史和现状的基础上，对前人的研究成果进 行了分析和总结，并在此基础上研究了旋涡泵内部流动的状况，首次对旋涡泵 的内部流动进行了数值模拟，试图从内部流动状况的角度分析泵的各项参数对 性能的影响。本文主要研究内容如下： 1 、全面概述了前人的研究成果，并进行了分析和总结，从实验归纳和理论 分析两个方面进行了阐述，比较其适用性和优缺点。 2 、用微分方程法生成计算网格，采用泊松方程完成旋涡泵的三维贴体网格 的自动生成，通过构造泊松方程源项p 、口，r 分布函数控制网格的疏密度。 3 、采用双方程模型和壁面函数法使n _ s 方程封闭并避开粘性支层，加快求 解速度，采用贴体坐标和交错网格系统对n s 方程用有限体积法进行离散，用 s i l j p l e 算法求解n - s 方程，对旋涡泵内部流场进行数值模拟。 4 、通过上述方法对旋涡泵内部流动状况进行了模拟和分析，给出了旋涡泵 内部流动的速度场和压力场，对不同截面形状的流动情况进行了对比，并将内 部流动状况与外部性能相结合，分析了内部流动对外部性能的影响。 8 2 0 0 3 年1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 2 1 概述 第2 章旋涡泵的设计与研究现状 由于旋涡泵的工作原理特殊，内部流动过程复杂，理论不完善，所以目前 用理论计算的设计方法求旋涡泵的叶轮、水力尺寸还比较困难，计算繁琐而且 精度不高，故通常采用模型换算法和经验系数法进行设计。旋涡泵的模型换算 设计方法与离心泵相同；经验设计法用的比较普遍，包括经验统计计算法和经 验系数设计法。下面分别简要介绍一下： 2 2 相似计算法 试验证明：旋涡泵在抽送液体时和离心泵一样，也可以应用相似定律，比 转数就是旋涡泵工作状况相似准则之一。 删s 鲁 利用相似法换算，首先根据给定的扬程、流量和转速来确定原型旋涡泵的 比转数，然后从现有的模型泵中选择模型，应使计算的比转数对应和接近其最 佳工况。 由于旋涡泵的绝对尺寸和参数相互之间的差异比较小，故在初步计算时可 以对模型泵和原型泵取相同的容积效率、水力效率和机械效率。这样相似定律 具有如下形式： q 硪； 叫， 一牙2 ； c 2 p 科m 3 嚣 c 2 吲 江苏大学硕士学位论文 式中旯= 善一原型泵和模型泵的线性尺寸比，亦即比例换算系数。 ， 利用相似公式计算旋涡泵是近似的，计算和试验特性曲线的精度取决于比 例换算系数a ( 当五接近于l 时精确度较高) 以及转速比。 模型换算时，不考虑叶轮的叶片数，旋涡泵叶轮和泵体间的端面间隙和径 向间隙不服从相似定律。 采用相似换算法时，一般来说必须选择与设计泵的比转数相近的模型泵， 但选择这样的泵有时是很困难的。据文献及实验资料证明：如果采用了“扬程 系数与泵的腔室半径无关的假说”，通过中间模型的换算也可以选取与设计泵几 何形状( n 。相差很大的泵) 不同的模型泵进行换算【5 l 。 2 3 经验统计计算法 经验统计计算法是根据不同的模型试验及对很多性能较好的旋涡泵样机的 试验结果进行统计、归纳总结后提出来的。不同形式的旋涡泵计算方法也不相 同，这里对开式旋涡泵和闭式旋涡泵的计算方法分述如下： 2 3 1开式旋涡泵的计算方法 ( i ) 根据给定的扬程h 、流量q 和所选定的转速n 确定比转数n i 。 ( 2 ) 根据比转数n 。确定最佳工况时的扬程系数甄和流量系数，如表2 1 。 表2 - - 1 、纸与n 的关系 n i 1 5 2 02 5 3 03 54 04 55 0 矿o 5 5 04 7 54 1 03 6 0 3 2 02 9 0 2 7 0 2 4 5 矿00 5 0 0 o 5 2 0o 5 3 5o 5 5 00 5 6 50 5 7 30 5 8 00 5 s 8 ( 3 ) 根据选定的扬程系数和流量系数仇按下式计算流道轴截面的重心 半径和面积。 2 0 0 3 牟1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 沉道轴截面的重心半径 小半辱 c z 卅 面积彳：旦( 2 5 ) o o u 式中 “。一流道重- o * - 径r 。上叶轮的圆周速度。 ( 4 ) 绘制旋涡泵的h - q 特性曲线 按表达式 矿= 垦吐- 旦 ( 2 6 ) 绘制旋涡泵的无因次特性曲线= 厂( 妒) ，并根据下式把它变换成旋涡泵的实 际h - - q 特性曲线。 扬繇数 y 2 丽h ( 2 - - 7 )“品z g 流量系数口：旦 7 a u 式( 2 - - 6 ) 中的妒一值根据比转数确定，如表2 2 。 表2 2 够。与n 。的关系 ( 2 8 ) l n 。 1 52 0 2 5 3 0 3 54 04 5 5 0 i 妒。 o 5 8 10 6 7 20 7 5 00 8 0 o 8 5 0 o 8 8 0o 9 00 9 0 5 ( 5 ) 估算旋涡泵所耗功率值，选择泵的传动功率。为此先要确定泵的最高 效率，7 一，7 值如表2 3 。 表2 3 绣。与n 的关系 n 。 1 52 02 53 0 3 5 4 04 5 5 0 l 口一 o 2 9o 3 1o 3 30 3 4o 3 50 3 6o 3 70 3 8 江苏大学硕士学位论文 最高效率值，7 一可近似选取，可能由于泵的几何形状不同而有所偏差。 泵的传动功率可以根据比转数和泵在最佳工况时所消耗的功率值，大致确 定泵所消耗的最大功率如表2 - - 4 所示。表中只为最佳工况时的功率，尸为传 动功率。 表2 4 哆与n 。的关系 n 。 1 52 02 53 03 54 0 4 55 0 l最 7 o 3 3 60 3 9 40 4 3 50 4 60 4 9 50 5 2 5o 5 5o 5 6 3 ( 6 ) 根据最佳比值确定旋涡泵过流部分的几何形状。 开式旋涡泵如图2 - - 1 所示，叶轮和流道的最佳尺寸比除竺以外，实际上 口 都和比转数无关，建议取三：1 2 ；皇；1 0 7 ；! ：2 。竺的最佳比值根据比转 ccc口 数的值来确定，如表2 5 。 表2 5 兮么与n 的关系 n 。1 52 02 53 03 54 04 5 5 0 i 等 0 2 4o 2 90 3 4o 3 8 50 4 3 50 4 8o 5 3o 5 8 图2 一i 带有侧流道的开式旋涡泵轴截面简图 1 2 2 0 0 3 年1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 2 3 2闭式旋涡泵的计算方法 ( 1 ) 根据已知的流量q 、扬程和所选定的转速n 确定泵的比转数n 。 ( 2 ) 根据计算出的比转数，按照公式( 2 - - 9 ) 确定流道的过流能力a k ，其 中按照图2 - - 2 查取。 a k = 0 0 0 2 v o 押，停( 2 - - 9 ) ( 3 ) 确定泵的平均无因次特性曲线，用直线代替实际的y 一妒曲线。 妒= 矿一一眙口k 伊 ( 2 1 0 ) 式中 y 。可按图2 - - 3 上的y 一= ，“) 关系曲线查取； ( f g 口l 按图2 - - 4 上的话口) 。= f ( a k ) 关系曲线查取。 ( 4 ) 为了用所得的4 值来确定旋涡泵准确的无因次特性曲线，首先按图2 - - 3 上的= 厂) 取纨和按= ，( 4 ) 取，然后再按下式 = + l + ( f g 口l + 。纸+ i 一致) ( 2 1 1 ) 和 虬= 。+ g g 口l g - l 一纯) ( 2 1 2 ) 来绘制旋涡泵准确的无因次特性曲线。这时，取最佳工况点( 、) 作为初 始计算点，对妒 的值用后一方程式。方程式 ( 2 - - 1 1 ) 、( 2 1 2 ) 中的f g 口值可根据流量系数在图2 - - 4 的曲线上查取。 江苏大学硕士学位论文 图2 2 闭式旋涡泵的扬程系数和流道 过流能力与比转数之问的关系 图2 3 闭式旋涡泵的无因次参数与 漉道过流能力之间的关系 图2 - - 4 团式旋涡泵的无因次特性曲线的 倾斜角度与流道过流能力之间的关系 ( 5 ) 根据式( 2 - - 7 ) 、( 2 - - 8 ) 计算出叶轮的直径和流道断面面积，并将无 因次特性曲线换算到日一q 坐标上。 ( 6 ) 为了初步估算泵的效率，可根据图2 - - 3 上的刁= f ( a k ) 曲线来确定泵 在最佳工况时的效率值。 ( 7 ) 根据闭式旋涡泵叶轮和流道的最佳尺寸比值确定叶轮和流道的几何尺 寸。 4 = f ( 2 _ 1 3 ) 对于外缘侧面流道的闭式旋涡泵，如图2 - - 5 、2 - - 6 所示，建议采用下 列叶轮和流道的最佳尺寸比： ( a o 4 以s ( 2 - - 1 4 ) 1 4 2 0 0 3 年1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 叶轮叶片数 式中d 2 为叶轮外径。 ( 2 1 5 ) ( 2 1 6 ) ( 2 1 7 ) 图2 5 闭式叶轮开式矩形流道 图2 6 闭式叶轮开式梯形流道 2 4 经验系数法 ( 1 ) 根据给定的扬程日、流量q 和所选定的转速n 求出比转数n 。 。一3 6 5 n v g q “- 歹一 h 7 ( 2 ) 旋涡泵叶轮外径d 的确定 根据泵的扬程来确定旋涡泵叶轮的外径。与离心泵相同，泵的扬程日可用 下式求得： h ：k 生 2 9 式中k 扬程系数： 甜。一流道截面面积重心处的圆周速度( 米秒) ( 2 1 8 ) m 吣 堕 争 曲 3 7 o o = = 却。 枷。 邮 、j、， o知 江苏大学硕士学位论文 = 巫6 0 式中d ；为流道截面面积重心处直径。 经过运算后可得到如下方程式： 驴等居( 2 - - 1 9 ) 扬程系数k 是个无因次量，它只与比转数n 。有关，但是在转速不同时，因 隔舌部分和流道进、出口部分的尺寸是一定的，故对于高转速时的有效流道就 比低转速时的要短。所以高转速时扬程系数k 要取得比低转速时d , - 些。 对于开式流道，闭式叶轮旋涡泵扬程系数k 与比转数n 。的关系如表2 - - 6 所 示。 表2 6k 与n i 的关系 l o2 03 0 4 0 n = 1 4 5 0 转分6 354 23 5 n = 2 9 0 0 转兮5 34 23 53 位于上述比转数n 。之间的可近似用补插法求得。 在粗略计算时，可将叶轮直径d 近似取作d s ，最后确定d 时可适当的加大， 并调整到标准直径。 ( 3 ) 旋涡泵叶轮宽度b 的确定 根据泵的流量来确定旋涡泵叶轮的宽度。与离心泵相同，叶轮宽度b 可用 方程式( 2 - - 2 0 ) 求得： 6 _ k ，3 v 厘_ q 栉( 2 - - 2 0 ) 式中 k b 一叶轮宽度系数。 给定的叶轮宽度系数也是个无因次量，瓦与比转数n l 有关，但随n 。的变 1 6 2 0 0 3 年1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 化而变化不大，故可近似取- - - - 1 4 1 6 。 上述的叶轮宽度系数只适用于开式流道、闭式叶轮。比转数n 。小的泵取小 值，“。大的泵取大值。 ( 4 ) 旋涡泵流道截面面积的确定 旋涡泵的流量q = f v ，其中f 是流道截面面积( m 2 ) ，流道中液体的流速 v = k , u 。，其中甜。为流道截面重心的圆周速度，t 为速度系数。 经过运算，可得出方程式： f ：旦 ( 2 2 1 ) k ，u g 因为旋涡泵的效率，7 同离心泵相比是比较低的，而其中主要是因为容积效 率仉和水力效率仉低。旋涡泵的容积损失包括两方面：其一是在隔舌( 将压出 口和吸入口隔开的地方) 处，沿圆周方向的泄漏损失；其二是沿叶轮与泵体、 泵盖之轴向间隙的径向泄漏损失。而第一种损失比第二种损失稍多一些，主要 原因是叶轮的旋转加快了这种损失。 旋涡泵的容积效率通常为7 0 8 0 。比转数n 。小的泵取小值，比转数n 。 大的泵取大值。 在计算旋涡泵的流道截面面积时，泵的流量应将泵的容积效率考虑进去。 q f ；l ( 2 - 2 2 ) k ，u g 在计算时可近似将“。取为u ( 叶轮外径的圆周速度) 。 ( 5 ) 流道水力尺寸的确定 通常根据流道截面面积和流道最佳尺寸比值来确定流道各水力尺寸。对于 闭式叶轮开式流道的旋涡泵： a 、梯形流道( 图2 6 ) 1 7 江苏大学硕士学位论文 c * 0 5 b ，h * b ，4 = ( o 2 5 0 3 5 ) b ，r = 0 s b ，r 根据铣刀半径决定。 b 、矩形流道( 图2 5 ) c = ( o 4 o 5 ) b ，h = ( 1 1 l t ) b ，口= ( o 3 5 o s ) b 。 根据上述各尺寸画流道截面图，流道截面积应等于或略大于计算的面积f 。 ( 6 ) 叶片数的选择 叶片数对泵的性能有很大影响，随叶片数的增加，扬程增加较显著，功率 也稍有提高。当增加到一定数量时，h 、r 、p 则不变化。一般z = 2 4 6 0 。 选择叶片数还要考虑叶轮直径及制造方法等。对于闭式叶轮，叶片在最大半径 上的间距与叶片高度之比通常为0 6 l 。 ( 7 ) 叶片截面形状的选择 对于铣加工的闭式叶轮，通常为等厚度的径向叶片 对于铸造的开式叶轮， 可采用梯形截面的叶片。 ( 8 ) 隔舌包角护的确定 隔舌的宽度最小要大于两个叶片的间距，以保证有效地隔离开出口高压区 和进口低压区。隔舌包角按下式计算 口2 x 3 6 0 z ( 9 ) 叶轮端面空刀处密封尺寸y 的确定 j ，值太小，密封性能差，端面泄漏量大；y 太大则加工量大，另外在小 流量时，端面容易研磨，有时结构上也不允许很大。一般y = 1 0 2 0 嘲，叶 轮直径大的取大值。 ( 1 0 ) 问隙4 和盈的确定 轴向间隙最是泵体和泵盖与叶轮端面之间的间隙，也叫端面间隙。径向间 隙最是泵隔舌与叶轮外缘之间的间隙，4 和毛对泵性能曲线的形状有很大影 响。旋涡泵的容积损失主要是由于这两个间隙引起的。 通常，磊= o 1 0 2 5n n ，疋= o 1 0 3 m ，大泵和多级泵取大值 ( 1 1 ) 进出口管径d 的确定 1 8 2 0 0 3 年1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 旋涡泵管路的流速，通常为= l 1 5 m s 。 d = 厝 计算得到的数值要圆整为标准直径。对于闭式叶轮梯形流道：d b + 2 c ； 对于开式叶轮单侧边流道：d 2 b + c 。 ( 1 2 ) 最大扬程、最大功率和叶轮径向力的计算 a 、最大扬程和最大功率的估算 为了进行强度计算和选配动力，需要估算最大扬程日一和最大功率，拙， 在使用范围内的最大扬程和最大功率即是最小流量点的扬程和功率，其值为： 日一= ( 1 4 1 7 ) h = ( 1 2 1 6 ) p 式中h 一设计点的扬程； p 一设计点的功率。 其中系数，当n 。大时取小值，对于开式叶轮，系数可取得更小些。 b 、叶轮径向力的计算 在流道内，液体的压力自吸入口到压出口逐渐增加，沿流道长度成直线规 律变化，泵体上的隔舌将压出口和吸入口隔开，这段长度上的压力也可认为按 直线规律变化。因此，作用在叶轮周围的压力是不对称的，从而产生作用在叶 轮上的径向力。 采用减荷叶轮和具有悬臂叶片的叶轮可以减小径向力。 径向力使轴产生变形，叶轮端面产生偏斜。过大的挠度和偏斜会影响泵的 平稳运转，以至使叶轮端面发生磨损，轴承和轴封更易损坏。故在进行泵的强 度计算时，要着重考虑这一点。 径向力r 可按如下经验公式进行计算 r = k b r p ( k g ) 1 9 江苏大学硕士学位论文 式中6 一叶轮宽度( 锄) ； ，一叶轮半径( c m ) ； p 泵的压力( k g c m 2 ) 。 通常系数k 可取1 1 2 1 2 4 ，n 大时取大值。 文献 2 3 5 8 各自对于不同旋涡泵的设计方法有比较详细的叙述。 2 5 影响旋涡泵性能的因素 试验表明，叶轮、流道的形状和尺寸从根本上影响泵的动力指标、扬程和 效率，因为泵在工作时产生的旋涡强度和它们有关。 ( i ) 流道断面形状和尺寸的影响 当流道径向高度减少时，关死点的扬程增加，泵的性能曲线变陡：当流道 与叶轮问的径向高度不变时，流道宽度增加，则泵的流量随宽度变化而成一定 比例的增加，特性曲线也变得平坦。 流道形状对泵的扬程和效率都有显著影响。流道断面为尖角矩形，效率和 扬程系数比较低。矩形断面尖角倒圆，倒圆半径越大，泵效率和扬程越高。流 道为半圆断面时，效率最高。 ( 2 ) 叶片数和叶片形状对泵性能的影响 当叶片数很少时，因为纵向旋涡的阻力很小，特性曲线是急剧下降的，但 因为有限叶片数的影响很大，故扬程较低。增加叶片数后，由于增加了纵向旋 涡的阻力，会使特性曲线成s 形，但由于有限叶片数的影响减小了，故在最佳 工况时的扬程增加了。再继续增加叶片数，则叶轮的扬程增加很少，因为叶轮 叶栅的稠密度本来就很大，而由于纵向旋涡阻力的增加，使泵的扬程有所降低， 比减少有限叶片数而使扬程增大要厉害些。这样，从某一叶片数开始，再增加 叶片数时，泵的扬程就降低。 从模型泵的试验结果可知，当相对节距导 0 5 时，对于华为一常量的叶 以一 轮( r ：叶轮相邻叶片的间距：h ：见图2 5 所示：d ，：叶轮外径) 。泵在最 2 0 0 3 年1 1 月第2 章旋涡泵的设计与研究现状 佳区域内的扬程与叶片数成正比。通过把不同叶片数的叶轮与同一个泵体配合， 就可以扩大旋涡泵的扬程使用范围。 在旋涡泵中，可以采用带有不同叶片形状的叶轮。通过对带有径向、向旋 转方向前倾和后弯叶片的叶轮的试验得知，带有径向直叶片叶轮的泵效率最高。 和径向叶片相比，叶片向旋转方向前倾会引起扬程降低并使最佳工况向小 流量工况偏移，这时扬程特性曲线较平坦。 后弯直叶片叶轮的旋涡泵产生的扬程较低，效率也低。与径向叶片叶轮的 旋涡泵相比，它最佳工况时的流量要小一些。 当采用带有后转角叶片的叶轮时，和带径向叶片叶轮的泵相比，它的扬程 特性曲线较陡，同时最佳工况时二者扬程实际上相吻合。扬程特性曲线和相应 的功率特性曲线在流量小于0 3 q 时在特性曲线的非工作区域开始有明显的上 升。 和径向叶片叶轮的泵相比，有前转角叶片叶轮的旋涡泵，其特性曲线较平。 旋涡泵中叶轮叶片的截面形状有长方形、梯形和镰刀形，应用最广泛的为 长方形和梯形截面。开式低比转数的旋涡泵有时也用截面为镰刀形的叶片，闭 式低比转数的旋涡泵中采用截面形状为后转角的叶片。 对旋涡泵来讲，采用径向叶片的叶轮是最合理的，制造也比较方便，叶片 倾斜的叶轮可以改变旋涡泵特性曲线的形状。 ( 3 ) 隔舌尺寸对旋涡泵扬程的影响 隔舌角越小，流道的工作长度越长，泵的扬程也越高。但其长度应保证同 时覆盖隔舌的叶片数不少于两个。 除上述过流部件的几何形状对对泵的性能有影响外，旋涡泵叶轮和泵体之 间的径向及轴向间隙对泵的性能也有直接影响，间隙过大，泵的扬程会急剧下 降。 2 1 江苏大学硕士学位论文 2 6 旋涡泵研究现状 目前，由于对旋涡泵的工作机理还没有达成一致共识，大家对于旋涡泵内 部的流动状况和动量交换情况看法不一，对其机理的解释也各不相同。科学家 们根据各自的理论分析，对旋涡泵的工作情况进行简化，并做出合理假设，推 导出泵的特性方程式，然后以已有的实验曲线为依据，选择几个点的参数值求 得各自方程式中的待定参数值，然后比较理论与试验曲线，认为自己获得了比 较满意的结果。但是这些方程式都有一定的应用范围限制而且计算精度不高。 对于不同类型旋涡泵，其设计过程也各不相同。文献 2 3 5 8 中对于 旋涡泵的设计过程都有比较详细的叙述。对于具体旋涡泵的设计参数选择，吴 仁荣1 川给出了c x w 型旋涡泵设计的成功经验并列出了有关数据，张万义【1 1 l 也根 据自己的设计经验提供了闭式旋涡泵设计过程中所用的参数。 关于旋涡泵性能的研究一般是通过实验进行的。张万义、李正华【1 2 1 通过试 验对比，研究了旋涡泵的轴向间隙对泵性能的影响，提出了考虑轴向间隙时的 设计方法，并提供了有关数据。陶高掣1 3 】通过微型