水泵配件叶轮对于水泵性能的影响分析
发布时间：2021-11-02 11:24:29来源：
一、叶轮的计算：
叶轮的计算比转速与扬程的关系为扬程是圆周速度U2、叶片角β2、轴面速度Cm2、叶片数Z和比值CU2/CU3的比值等变数的函数。
确定比转速在确定叶轮尺寸之前，应借助公式nsf=4/360)(1000gHQn算出比转速即叶轮形状系数，式中：n为转/分、Q为米3/秒，H为米，g取米/秒2。叶轮的流量Q和转速n越大，比转速nsf就越大，而扬程H越大，比转速nsf就越小。因此泵的扬程越大，用以表征的比转数越小，相反，泵的工作扬程越小，nsf的值越大。确定了比转速，就可进行叶轮进口直径的设计。
叶轮进口确定轮毂直径dh需要知道轴直径dw，首先先求轴的直径。轴直径不仅与所传递的功率有关，而且还取决于泵的临界转速以及与泵的型式有联系的轴的最大允许挠度。为了避免使泵的进口过分窄小，进口侧的轮毂直径Dh应选尽量小些。通常dh=（1.3~1.4）dw，然后计算进口直径d0。自由进口截面为A0=Qi/c0，其中Qi为叶轮出口的流量（包含密封间隙回流量和平衡盘开孔泄漏量及其他泄漏量），c0为叶轮进口截面的平均流速。而泵的容积效率可根据下图读取容积效率与比转数的关系（A.A.洛马金[3]）总进口截面A’0’0为自由进口截面与轮毂截面之和.d0=π'4A0,对单极泵而言，其轮毂在许多场合下并不延伸到叶轮进口处，此时轮毂对进口并无影响，则进口直径为d0=π4A0,此时轴向速度C0的值对叶轮的吸入能力有决定性的影响。为了提高吸入能力，必须减小的值，即加大自由截面A’0’0。速度C0的值一般工况下在1.5~6.0米/秒的范围内，而对有灌溉高度的泵多为12.0米/秒。
2、叶片进口
叶片进口在给定进口直径d0后，可按照进口边的形状，决定叶片进口直径d1，按照公式u1=πd1n/60求出u1的速度。根据下图，假定的α1=90°由公式tgβ1=Cm1/u1求得叶片角β1，当叶轮进口前有预旋存在和α1＜90°时，tgβ1=Cm1/（u1-cosα1）
通过试验表明，实际进口的轴面的速度小于按公式计算的速度。在直径d0/d1≤2.0叶片比较短而且角β1较大时，这种现象比较明显，实际流量也小于算得流量。为了达到所需的流量，此时必须按照公式算得的β1放大一个冲角δ1=2°~6°。当d2/d1较小时及算得的β1较大而叶片较短时，δ1的值可取较大些，随着β1的值加大，泵的吸入能力不断改善，泵的效率也随之提高。这样的话，叶片的进口角β‘=β1+δ1。通过验证，通常情况下，β‘为15°~30°。在个别情况下，角β‘的值可达45°。
由此可算得A1=ψm1icQψ为叶片对进口的排挤系数。算出叶轮进口处的宽度b1=11dAπ，通过实验测的流量与假设α1=90°和Cm1=u1tgβ1时不一致，也就是说在最佳工况和液体自由流入时，在叶片的进口前存在着环量。因为叶片的长度以及扬程的减小，同时因速度ω1升高而吸入性能变差，在大多数情况下将叶片移出这么宽是不可能的，也是不适当的。一般而言，叶片的进口往往位于叶轮盖板曲率范围内或移向叶轮的进口。进口边移至进口的离心泵叶轮叶型圆周速度沿叶片边变化的进口速度三角行进口边移至进口的离心泵叶轮叶型圆周速度沿叶片边变化的进口速度三角行由上图可知，，叶片进口边上任一点的圆周速度都不同，从进口速度三角形可知，叶片角沿进口边而变，这样叶片面应造成双曲率。在叶片移动不大而叶片宽度较小时，一般将双曲率改为单曲率计算，角β''1''1只是对中间流线算得的。但流线弯曲时，则在俯视图上量的角β''1''1要比计算速度Cm1和宽度b1所用的角β1还要小。在设计叶片进口边时，取平均值（ε1）m。见下图叶轮盖板处的倾角ε1≤（cr1，cm1）
3、叶片出口
叶轮出口处的轴面速度cm2要比进口处小些。速度cm2的值按公式计算15.indd222014/8/1516:27:0223叶轮/叶轮形状/设计/水泵的性能在设计水泵时，一般根据泵的转速、结构形式和流量参考泵的总效率图来估计泵的总效率，然后进行设计计算。单吸单级离心泵的总效率曲线图要设计具有较高效率的离心泵，必须要注意过流部件（特指叶轮）的液体流速要确定得合理，而且变化要平缓，避免在流道内出现死水区，合理选择各过流部件（特指叶轮）的进、出口角度，来减少液体过流过程中的损失，还要避免流道内有尖角、突然转弯或扩散，并且要保证表面光洁。因而从提高泵性能的要求出发设计叶轮，首先要考虑叶轮的出口直径。由离心泵流量-杨程公式HT∞=（此公式根据HT∞=()1u∞−VUVUu1122∞g离心泵的基本方程式和速度三角形导出的。式中F2—叶轮出口的有效面积；Q’—通过叶轮的流量HT∞—理论扬程由上述公式知这是一个直线方程，对于给定的泵，在一定的转速下，U2、β2、和F2常数。一般取β2在15°~35°范围内，大多数在20°~25°。不可能超过90°，故ctgβ2总是正值。因此，β2越大，Q—HT∞这条向下倾斜的直线就下降得越平缓；β2越小，直线下降的越快。因此，理论扬程HT∞随流量Q’而变化，在知道理论杨程、流量，额定转速的条件下，可推出叶轮出口的有效面积，从而推出设计叶轮所需要的直径。由公式知：改变叶轮直径，离心泵的性能也会改变，泵的理论扬程随叶轮直径的增加，向上平行移动增加。
4、叶轮流道宽度
改变叶轮出口宽度，通常对流量Q的影响比较大。当出口宽度在一定范围内增大时，流量、扬程、功率及效率都是增加的，且最高效率向大流量方向移动。如果减少叶轮出口宽度，则影响正好相反。用试验方式研究了改变叶轮流道道宽度时泵的杨程．效率曲线的变化趋势以及关死点杨程．最高效率点的变化规律，在此基础上提出在离心泵设计中存在着一个最佳叶轮流道宽度的观点。改变叶轮流道宽度时会使泵的理论扬程曲线形状发生变化．理论扬程曲线的变化又直接影响泵的实际扬程曲线的形状．若改变叶轮流道宽度时能保持叶轮流道面积均匀变化，即沿轴线平行地移动叶轮前盖板的位置，则改变叶轮流道宽度时泵的理论扬程曲线的变化规律可推导如下：根椐离心泵的叶轮理论，我们知道后弯式叶片的理论扬程为HT∞=，F2为叶轮出口面积。从上式可以看出理论扬程曲线是一条随流量增大而下降的直线，如图所示．当流量Q=O时，则理论扬程HT∞=，说明该直线与纵坐标相交于点，当HT∞=0时，Q=，说明该直线与横坐标相交于点，由此可知直线是一条与横坐标夹角为φ的直线，tgφ===，在该式中K2为排挤系数。根据上式可以看出，改变叶轮流道宽度时，若假定叶轮出口处叶片排挤系数K2、叶片出口角β2保持不变，则理论扬程曲线与横坐标的夹角φ只与叶轮出口宽度b2有关．增大b2，φ角就减小，泵的理论扬程曲线就变得更水平，不过从消除实际扬程性能曲线上的驼峰角度来考虑，叶轮出口宽度b2不宜增加过大．相反．减小叶轮流道出口宽度时，泵的理论扬程曲线就变得更陡，理论扬程曲线变陡对消除实际扬程曲线上驼峰有利。因此，改变叶轮流道宽度时可以改变理论扬程曲线的斜度．而理论扬程曲线的变化又直接影响实际扬程曲线的形状。同时改变导叶进口面积也会改变泵的性能。导叶进口面积增大，扬程曲线变化平坦，效率的绝对值增加，同时效率曲线也向大流量方向移动。导叶进口面积减少，可以使泵的关死扬程（流量为0）有所提高，因而设计叶轮时要取最佳导叶断面积，过大过小都会影响泵的性能（效率）。还要考虑叶片的数量。下图为不同导叶对性能的影响。（1＞2＞3）（导叶进口面积）在设计工况时，由于液流方向与叶片方向一致，，冲击损失比较小，在变工况下运转时，液流方向与叶片方向偏离，在叶轮入口处和导叶入口处便会产生冲击损失。所以在叶轮设计时，要求在设计工况下叶片与圆周之间的夹角（叶片入口安放角）于叶轮入口处液流的相对速度与圆周之间的夹角相符合，这样叶轮进口处就不会产生旋涡，也就不会产生冲击损失。通常的设计方法：是先由给定的参数Q、H和额定转速，并对泵的效率进行假设，来确定叶轮的进口直径，然后算出圆周速度、叶轮直径的暂定值，并在确定速度和假定角后算出叶轮宽度。初步画出叶轮的形状和叶片进口边的位置，此时应注意进口处叶轮壁的弯曲比较缓和，然后进行光滑的圆整。再利用试验模拟调整叶轮的几何参数，不断优化，提高水泵的性能。在设计过程中，了解决水泵运转过程中的叶轮两侧压力不等的问题（水泵的轴向推力决定于叶轮前后的压力差和叶轮吸水口的环行面积，加上液体在叶轮进口处流动方向的改变（由轴向改为径向，使液体的动量发生变化，从而产生推力）。对离心的单级泵而言，可在叶轮靠近轮毂处钻几个小孔，让漏流经过这些孔眼返回叶轮里。这样就可使叶轮前后两侧的压力相等，从而平衡了轴向推力。实例分析：通过不断的试验分析叶轮的叶片形状及进出口角的大小，设计出了如图下所示的双圆弧形叶轮，利用加工中心的柔性加工能力进行加工，试验，修改参数，提高了泵的性能。流量由额定转速的110L/min增加到210L/min，扬程由7米增加到11~12米。材质由铸铁的改选为PPS+20钢（叶轮质量变轻，强度和表面的光洁性得到了大副的提高，减少了能量的损失）。
通过上述的分析，离心泵性能的提高，在于叶轮的几何参数设计的合理性，即进水口断面积的大小，及进水口安放角的大小，是影响离心泵的性能的重要因素，且流体动力值沿流线连续的变化条件并不是一成不变的，重要的是要有合理的过程设计，反复实验，调整。泵的性能会有很大的提高。