小流量高扬程泵.pdf

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1、第一节 旋涡泵 一、旋涡泵的特点及应用一、旋涡泵的特点及应用 旋涡泵结构简图如图 5-1 所示。它主要由叶轮(外缘部分带有许多个径向叶 片的圆盘)、泵体和泵盖组成。泵体和叶轮间形成环形流道，液体从吸入口进入， 通过旋转的叶轮获得能量，到排出口排出。吸入口和排出口间有隔板，隔板与叶 轮间有很小的间隙，由此使吸入口和排出口隔离开，如图 5-2。 图 5-1 结构图 图 5-2 二、旋涡泵工作原理二、旋涡泵工作原理 旋涡泵通过叶轮叶片把能量传递给流道内的液体。 这种通过三维流动的动量 交换传递能量过程，在整个泵的流道内重复多次，因此，旋涡泵具有其它叶片式 泵所不可能达到的高扬程。图 13-2 是液体

2、在旋涡泵内运动的示意图。 图 5-3 液体在旋涡泵内运动示意图 a) 纵向旋涡 b) 液体在叶轮内相对运动 由于叶轮转动，使叶轮内和流道内液体产生圆周运动，叶轮内液体的圆周速 度大于流道内的圆周速度，即叶轮内液体的离心力大，形成图 5-3 所示的从叶轮 向流道的环形流动，这种流动类似旋涡，旋涡泵由此而得名。此旋涡的矢量垂直 于轴面，指向沿流道的纵向长度，故又称此旋涡为纵向旋涡。 液体从叶轮叶片间进入流道中， 将从叶片获得的一部分动能传递给泵流道中 的液体，这样就给液体一个沿着旋转方向的冲量。同时一部分能量较低的液体又 进入叶轮，液体依靠纵向旋涡在流道内每经过一次叶轮，获得一次能量，这就是 旋涡

3、泵扬程高于一般叶片式泵的原因。 除纵向旋涡外，在旋涡泵叶片进口部分还存在着径向旋涡。图 5-4 是液体流 入和流出叶轮时的速度三角形。 图 5-4 液体流入和流出旋涡泵叶轮的速度三角形 a) 液体流入叶轮的速度三角形 b) 液体流出叶轮的速度三角形 由图可知，液体流入时的冲角很大，因此在进口处由于相对速度偏离叶片而 形成旋涡，此旋涡矢量与叶片进口边相平行，即与叶轮的径向相平行，故称为径 向旋涡。此旋涡时而被带入叶片之间，但它不起任何补充传递能量的作用；时而 被带到流道内，把自已的一部分能量传给流道内的液体。 纵向、径向旋涡同时存在，并同时传递能量，究竟那一种占优势，取决于叶 轮和流道几何尺寸的

4、比例及形状，并与泵的工况有关。对于一般旋涡泵，液体把 径向旋涡带到流道中的可能性不大，因而径向旋涡作用很小，可以忽略不计。 纵向旋涡的强弱直接与流道内液体速度有关，也就是与流量大小有关，随流 量增加，纵向旋涡减弱。设流道内的液体速度为 v，流道断面积为 A，当 v=u， 即 Q=Au 时，叶轮和流道内液体离心力相等，不产生纵向旋涡。而当 v=0，即 Q=0 时，离心力相差最大。纵向旋涡最强。 由于旋涡泵是借助从叶轮中流出的液体和流道内液体动量交换(撞击)传递能 量，伴有很大的撞击损失，所以旋涡泵的效率比较低。 三、旋涡泵基本方程式三、旋涡泵基本方程式 液体经过一次叶轮所产生的理论扬程 () 1

5、2211 1 tuu Hu vu v g = 液体 i 次经过叶轮的理论扬程 () 12211 1 ittuu HiHiu vu v g = 速度 vu2、u1、vu1皆与 u2成比例，则扬程为： 2 2 2 thh iu HHk g = 式中：h水力效率，如令 =hik，则可得到旋涡泵的基本方程式 2 2 2 u H g = 式中：扬程系数，目前还不能精确计算，只能用统计方法按比转数确定。 四、旋涡泵的特点四、旋涡泵的特点 1、高扬程、小流量，比转数一般小于 40； 2、结构简单、体积小、重量轻； 3、具有自吸能力或借助于简单装置实现自吸； 4、具有陡降的扬程-流量曲线和功率-流量曲线； 5

6、、某些旋涡泵可以实现气液混输。 6、效率较低，一般为(20%。40%)，最高不超过 50%； 7、旋涡泵的抗汽蚀性能较差。 8、随着抽送液体粘度增加，泵效率急剧下降，因而不适宜输送粘度大的液 体。 9、旋涡泵隔板处的径向间隙和轮盘两侧与泵体间的轴向间隙很小，一般径 向间隙为 0.150.3mm，轴向间隙为 0.070.15mm，因而对加工和装配精度要求 较高。 10、当抽送液体中含有杂质时，因磨损导致径向间隙和轴向间隙增大，从而 降低泵的性能。 旋涡泵主要用于化工、医药等工业流程中输送高扬程、小流量的酸、碱和其 它有腐蚀性及易挥发性液体。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

7、。 第二节 高速泵 高速泵又称部分流泵(简称分流泵)，由美国 Sundynl 公司首先研究成功，主 要用于火箭中发动机。在石化工业中也可部分代替旋涡泵和往复泵。高速泵属高 扬程小流量泵，过流部件和结构形状与一般离心泵不同，可以说是基于新的理论 研制成功的一种新型泵。 目前泵的转速可达 30000r/min，扬程 2000m 以上。 增速器是重要部件，而高速机械密封又是高速泵能否长期安全运转的关键。 高速泵的结构和转子（叶轮、诱导轮）如图 5-6 所示。 一、高速泵的工作原理和特性 高速泵的过流部件由吸入管、叶轮、外周环形空间和排出扩散管组成，如图 5-7 所示。 叶轮没有前后盖板，是开式的，叶

8、片为放射直叶片。这种直叶片叶轮在环形 空间内旋转，可以近似认为流体的旋转速度和叶轮的旋转速度相等，即 c=u，也 就是流体相对叶轮没有相对速度。实际上因 u 很高，相对速度很小。因 cu2u2 则 2 2 u H g = 式中：动能转换损失系数，通常 =0.7。 在高速泵中，流体在叶轮外周以 u2的速度旋转，只有在扩散管入口处才有 一部分流体输出去，其余大部分流体仍在环形空间中旋转。而一般离心泵从叶轮 流出的流体全部流到压水室的扩散管中输出，所以这种泵称为部分流泵(有部分 流体流出)。 二、高速泵的流量-扬程特性 因为高速泵叶片出口角 2b=90，所以理论扬程-流量曲线为一直线，高速 泵的扩散

9、管喷嘴的截面积 A 对泵的特性有重要影响， 当液体流过喷嘴的速度 qv/A 等于液体的旋转速度 u 时，泵的流量保持不变，扬程急剧下降到零，这种特性称 为流量切断特性，如图 5-8。 图 5-8 流量扬程特性 假设不改变喷嘴面积 A ，增加流量，则喷嘴内液体的速度大于液体的旋转 速度，破坏了液流的连续性，这就不会产生扬程。 流量切断点主要是由喷嘴的截面积决定的，改变 A 可得到不同的切断流量 点。 高速泵的最高效率点在切断流量附近， 在使用时最好不要在流量超过最高效 率点很多的地方使用。在这个范围运转，虽然对泵的性能无多大的损害，但在靠 近切断点处运转，扩散管喷嘴处会引起汽蚀，从而增加噪声，而

10、且扬程变得不稳 定。要在比最高效率点大的流量处使用时，就要改用大的喷嘴，这时最高效率点 也相应的向大流量侧移动。 流量增加之后， 功率当然也要增加， 这是应当注意的。 两台以上的高速泵并联运转时，每台泵都要设流量调节阀。 高速泵和一般离心泵一样，有最小流量的要求，在很多情况下，高速泵的最 小流量比相同性能的离心泵小，但不要长时间在小于设计流量下运转。 三、高速泵的工作特点 高速泵的叶轮是开式的，运转中不会产生轴向力，叶轮不需密封环，无密封 环泄漏问题。另外，这种泵没有间隙特性，因为普通离心泵，采用开式叶轮，叶 轮和壳体的间隙必须很小，而高速泵这种间隙大(23mm)对泵的性能无大的影 响。所以这

11、种泵可以抽送含颗粒或粘性液体。高速泵叶轮进口一般装不等螺距诱 导轮，以适应高速对抗汽蚀性能的要求。 在相同的叶轮直径下，高速泵的扬程比一般离心泵高，即 2 222 2 2 m cuu u ggtg 在低比转速范围内，高速泵的效率比普通离心泵高，在高 ns范围则相反。 这是因为高速泵液体与叶片几乎没有相对速度，水力损失小，而且无圆盘摩擦损 失。 四、高速泵的结构 高速泵由电机、增速器和泵三部分组成，结构紧凑。泵的增速器均为封闭式 结构，可在室外安装使用。电动机超过 160kW，采用卧式结构。而使用最广泛 的是功率 7.5132kW 的高速泵，大都采用立式结构。 1、泵的结构 泵轴与电动机轴或增速

12、器轴直联，泵叶轮是悬臂的； 泵室扩散器作为部件装在壳内，便于更换、维修和改变叶轮直径； 泵的吸入和排出口布置在同一直线上； 泵内装旋风分离器，对泵抽送的液体进行净化，将净化的液体引向机械 密封以延长密封寿命； 泵的压水室为环形，压水室周围有 1-2 个扩散管，扩散管进口设有喷嘴， 喷嘴的尺寸对泵的性能有很大影响； 泵在叶轮前装诱导轮。 2、增速器 高速是通过增速器实现的，所以增速器是高速泵的关键部件之一，增速器振 动应很小， 在任何情况下不得超过驱动电动机的噪声， 不加维护应连续运转数年， 而且几乎不必更换零件。 增速器分一级增速和二级增速两种类型。增速器使用模数较小的渐开线齿 轮。 因斜齿要

13、产生轴向力，能承受这种推力的高速推力轴承难于制造，另外尽管斜齿 轮啮合效率高，但加工精度难以保证，由于齿形、节距精度不高，可能摩损而影 响啮合效率。 直齿轮加工精度容易保证，而且不产生轴问力。齿轮节距加工精度要求小于 23m，齿轮材料为特殊钢，经过渗氮或渗碳处理 RC=6265。增速器壳体分为 两半，合装时不用止口对心，而用定位销定位。壳体的材料为铝合金，增速器轴 承为分块式滑动轴承与端面止推轴承组合。 增速器润滑是在增速器壳体周围及顶部装数个喷嘴， 在电机输入轴端部装润 滑油泵，油泵打出的油经过滤器进入喷嘴，将油喷成雾状润滑齿轮及轴承。 五、高速泵设计 1、扬程的确定 扬程主要取决于叶轮外圆

14、速度 u2 2 2 u H g = (m) 由上式可确定叶轮直径 ( ) 2 59.8H Dm n = 式中：H扬程 (m)； n转速(r/min)； 扬程系数，0.60.7。 叶片数一般为 68 片，减少叶片数时， 值降低，泵壳的内径 D3，与叶轮 外径 D2之比不宜过大，取 D3/ D2=1.11.2，间隙大时， 值降低。 2、流量的确定 流量取决于扩散管喉部面积 At（在转速 n 和叶轮外径 D2为常数的条件下)。 图 5-9 所示为 n=2960r/min 时，不同 D2以及最小 At和最大 At，所组成的性能曲 线图。相对其一 At，最佳点均在最大流量附近，亦即扬程突然下降时的流量。

15、可 用设置孔板的方法来调节到小流量。 扩散管喉部流速 ct，为主要设计参数，取 ct=(0.70.75)u2 (m/s) 扩散管扩散角取为 810。 3、效率的确定 在确定效率 时可参考由 D2和各种扩散管直径所组合的效率曲线，如图 5-9。 由 D2与 At确定效率 4、齿轮及转速的选择 齿轮采用模数较小的渐开线圆柱形直齿，齿轮的最大圆周速度不大于 80m/s； 齿轮的最小齿数是以轴的强度而定； 齿轮模数的选择： 功率不超过 7.5kW 时，选齿轮模数 m=0.8mm； 功率为 11160kW 时，选 m=1.25mm； 功率为 160440kW 时，选 m=2mm； 齿面硬度 HRC=62

16、65； 在同一台泵内可采用多等级的高转速，例如功率为 10160kW 时，一级 齿 轮 增 速 在 480012400r/min 之 间 共 分 八 个 等 级 ， 二 级 齿 轮 增 速 在 785022700r/min 之间共分 14 个等级，这就大大扩大了泵的性能范围。 第三节第三节 迷宫螺旋泵迷宫螺旋泵 迷宫螺旋泵作为一种新型流体机械泵类产品, 最早出现于前苏联， 当时主要 是为解决含颗粒的粘性介质输送问题,并填补离心泵在高扬程小流量的性能空白 区, 我国对该泵的研究起步较晚，始于 80 年代末。该泵具有高扬程、小流量、 低比转速、可输送腐蚀性介质等显著特点。目前，迷宫螺旋泵还处于发展

17、阶段， 对该泵的研究并不十分理想，初步研制出的各类迷宫螺旋泵存在很多缺点，主要 障碍是没有较完善设计理论体系。近年来，新型结构原理的迷宫螺旋泵在不断被 推出，可见，设计理论体系的形成乃至成熟是今后迷宫螺旋泵发展的重要方向。 针对这种情况，笔者通过对迷宫螺旋泵性能的分析和工作机理的研究，尝试提出 螺旋槽形为矩形的迷宫螺旋泵的理论设计方法， 以期对今后新型迷宫螺旋泵的设 计、开发提供有益的参考。 2.1 原理及应用 2.1 原理及应用 2.1.1 基本工作原理 2.1.1 基本工作原理 图 2-1 迷宫螺旋腔结构图 迷宫螺旋泵是在迷宫螺旋密封的基础上演变而来的,它的主要部件是一对带 有多头螺纹的转

18、子和定子,但转子和定子上的螺纹旋向相反,且之间留有 0.10.5mm 的径向间隙,此间隙所形成的工作腔体称为迷宫螺旋体, 当转子逆其 自身螺旋方向旋转时， 螺旋槽对槽中液体作用力一方面推动液体克服摩擦力作圆 周运动，另一方面还推动液体沿轴向前进，这样液体由粘性而产生的摩擦力作用 在槽内的液体上，使之产生轴向反压，转子和定子对液体的总轴向推力就形成了 迷宫螺旋体的泵送压力，当然，高压侧流体在压差的作用下，顺着转子和定子组 成的螺旋槽间隙流动，形成压差流，当泵送流大于压差流时，就形成了一台迷宫 螺旋泵221。 212 特点及应用范围 212 特点及应用范围 迷宫螺旋泵属于小流量,高扬程,低比转速泵

19、,它结构简单,零部件少,维修方便, 造价低,流量和扬程稳定,甚至可以实现气,液混输.与其他高扬程、小流量泵相比 较，具有以下优点： 1. 由一对螺旋转子和定子组成了主要工作部件相同性能下其径向尺寸比离 心泵小。 2. 多级泵主泵是靠多个叶轮串联产生高压头,迷宫螺旋泵只用一段螺旋体即 可获得高扬程,结构简单,可靠。 3. 由于转子和定子不直接接触,故可输送含颗粒介质(与旋涡泵相比)。 4. 迷宫螺旋泵的工作原理是建立在紊流理论基础上,故被输送介质不受粘度 限制(与单螺旋泵相比)。 5. 由于转子直径较小,且完全为旋转体,故在运转中的振动和噪声都较小。 6. 泵流量、扬程稳定，没有往复泵的脉动现象

20、，尤其适用于精密生产工艺 过程流体输送和严格实验场合； 随着我国现代化工、石油化工工业的不断发展,需要高扬程小流量泵的场所 越来越多,加之迷宫螺旋泵又有许多独特之处,因此其应用范围十分广泛,具体可 有以下几个方面: 1. 输送化工、石油工业中具有腐蚀性的介质或含颗粒的特殊介质； 2. 小块农田灌溉、果园喷灌和病虫害防治等； 3. 船舶抽送饮水、洗涤及卫生用水； 4. 中、小型锅炉的自动给水及高楼供水； 5. 食品、印染、酿酒、航空航天、电镀冶金、过滤、医药等部门； 6. 实验室用。 2.1.3 设计结构 2.1.3 设计结构 图 2-2 给出了矩形迷宫螺旋泵基本结构图，主要由进口管、轴承、主轴

21、、转 子、定子、支架、轴套和轴承座组成，进口流道采用直锥面进口，过流面积按线 性逐渐过渡，这样有利于改善进口流动状态。 图 2-2 矩形迷宫螺旋泵结构示意图 泵采用卧式结构，一端外接电机，在泵壳内部套装有一筒状多头内螺纹螺旋 定子， 定子内部套连有随转轴同步转动的与定子螺旋旋向相反的多头外螺纹螺旋 转子；定、转子间留有微小的间隙。泵进、出口法兰与试验台管道法兰相匹配， 一端外接电机。泵的进口侧端连接轴承体，出口侧端连接安全罩，为避免在螺旋 定子与壳体间有介质泄露，在螺旋定子两侧各装有两列 O 型密封圈。介质进口侧 环腔中的转轴段上装配有串联对装的两块骨架油封装置， 中间用注水孔通入压力 水使油

22、封工作。进口侧选用双列深沟球轴承来平衡产生的轴向力，轴承靠右端轴 承压盖与锁紧螺母支撑。出口侧利用轴套对螺旋定子定位，并在轴套上装有导轴 承，采用固定在轴上的轴套挡板固定轴套。泵工作时，介质由泵的进口处打入， 在螺旋转子与螺旋定子螺纹的相互作用下不断被沿轴向推向前进， 并在前进过程 中逐步建立起压头，最后经泵的出口打出，完成介质的输送过程。由于介质在输 送过程中经多头螺纹推进作用而达到多次升压效果且过流断面面积比较小， 所以 该泵具有高扬程、小流量的特点，适用于航天航空、石油化工、电镀冶金、制药 等作业场合。 2.2 螺旋槽的选型研究 2.2 螺旋槽的选型研究 螺旋槽作为迷宫螺旋泵输送介质的做

23、功组件,其截面形状和几何参数的选取 对泵性能的影响至关重要. 所以，有必要对螺旋槽的形状进行系统的研究。 螺纹形状有多种,上面给出三角形、矩形、梯形、等几种基本形式，槽型不 同，所产生的泵送作用也就不同。 在转速和主要几何尺寸相同的情况下， 三种形状螺纹对应的泵送压力关系为 PPP 矩形梯形三角形 ， HHH 矩形梯形三角形。虽然可以根据流量、扬程来选取不同的螺旋槽，但为了满 足迷宫螺旋泵中防止气吞效应和气蚀现象的发生， 应该考虑到由输送介质的粘性 和流态对螺旋槽形状的要求。 2.3 主要性能参数 2.3 主要性能参数 2.3.1 流量 2.3.1 流量 矩形迷宫螺旋泵的理论流量QT应等于螺旋

24、定子与螺旋转子非啮合断面过流 断面面积F与液体的轴向速度VZ的乘积，有： ZT VFQ= (2-4) 一般轴流速度 Z V取值smsm/5 . 1/25. 0， 流量大时， Z V取大值， 则泵的流量Q为： 0.25m/s1.5 m/s VZ VFQ= (2-5) 式中 V 为泵的容积效率， 其值取85. 075. 0， 泵的全压低、 输送介质的粘度大时， 取大值。 1. 过流面积过流面积 在忽略柱面曲率影响情况下，由多头螺纹的螺旋转子、螺旋定子间隙配合成 的迷宫螺旋腔体的过流断面形状如图 5-6 所示。由图易知，定、转子之间的空 白区域即为矩形迷宫螺旋泵的过流面积。这里，将过流面积记为A，可

25、见共由三 部分组成： 图 5-6 过流断面示意图 (1) 螺旋转子上的Z头矩形螺纹通道面积A1（图中转子齿间空白部分面积） ； (2) 螺旋定子上的Z头矩形螺纹通道面积A2（图中定子齿间空白部分面积） ； (3) 螺旋转子、螺旋定子间隙c对应的圆环面积A3（图中除A1、A2外的中间环形 部分面积） 。 那么我们可得到泵三部分的过流面积为 123 AAAA=+。 图 2-7 定转子螺纹平面图 我们上面所得到的转子和定子的通道面积并不是真正的过流端面面积， 我们 要将它投影到圆周方向上，这样，就得到了沿螺旋升角方向对应于圆周截面的面 积， 也就是液体通过的实际过流端面面积。 将螺旋转子单头矩形螺纹

26、沿轴面展开， 螺旋升角为，用垂直于螺纹螺旋方向的平面截取螺纹槽，在忽略曲率影响情况 下，所得矩形截面即是过流断面。所以，得 11 cosAA =， 22 cosAA = 。由 于间隙c很小，通常取0.1 0.6mmmm，所以这里 3 A的值可以取近似相等，即 3 2 D AR c=。 2. 流量计算流量计算 知道了过流面积，根据流量计算公式 TzV QAu=，我们就可轻松得到迷宫螺 旋泵的流量。 2.3.2 理论扬程 2.3.2 理论扬程 迷宫螺旋体所产生的扬程为： 2 ) 2 ( tg A QV Dg KZL HT= （2-12） 令 2 ) 2 ( tg A QV Dg ZL Ht=，其中

27、扬程系数k是与螺纹形状和几何参数等有关的系 数5。 ),(chfk = （2-13） （1）k的取值受的影响较大，在某个值下k值达到最大。 （2）k的取值随间隙 c 的增大而减小。 （3）k的取值随h的增加先呈上升趋势，而后下降。 （4）随着螺纹螺棱与螺槽比值的增加，k值略有下降。 2.4 螺纹参数的选取 2.4 螺纹参数的选取 螺旋槽作为迷宫螺旋泵的重要做功部件，其螺纹几何尺寸的选取非常重要， 直接影响到泵的流量、扬程、效率等性能参数，因此合理设计、选取螺纹参数是 迷宫螺旋泵的关键。通过对迷宫螺旋槽的取值研究，掌握了各项重要的螺纹参数 变化对泵性能的影响规律，这对迷宫螺旋泵更完善的设计具有重

28、要的价值。 2.4.1 螺旋升角螺旋升角的选取的选取 泵送运动是迷宫螺旋腔内液体依靠粘性产生的剪切运动， 为得到较大的泵送 压力，螺旋升角应尽量取大值，但要得到大的流量，螺旋槽应宽而深，所以，螺 旋角不宜过大。由文献26为得到合适的螺旋升角，比较不同升角下的PQ曲 线，可得到这样的结论：随着螺旋升角的增大，泵送压力逐渐增加，但当螺旋升 角大到一定值时， 泵送压力基本不再随升角的增大而增大。 螺旋升角常取值45 80.对矩形螺纹取 6080最理想。 2.4.2 螺纹槽深螺纹槽深 t 的选取的选取 螺纹槽深t对泵扬程H影响较复杂:槽越浅,转子旋转时槽中液膜(液膜厚度 小于 1 )产生的动压效应越强

29、,相应泵扬程高,同时液体周向运动,动、 静螺槽中 液体间动量交换相对加强,泵 H-Q 曲线平缓;反之,槽深增加,液体动压效应减弱, 功率、效率等几方面综合考虑,取 15 ,流量大时,t 取大值;扬程高时,t 取较 小值24。 2.4.3 转子、定子之间间隙转子、定子之间间隙c的选取的选取 螺纹转子、螺纹定子间隙c配合见图(2-7)。在其他参数不变情况下，两者间 隙c越大，泵扬程越小，H-Q曲线越平缓。其原因在于随着定子和转子间隙的变 大， 定子和转子螺旋槽中的动压交换剧烈， 从而使泵送能力下降， 导致扬程降低。 此外，为了减少阻力损失也应使间隙尽可能小。但从整台泵的设计流量、扬程、 结构、装配

30、、转速、加工精度等因素考虑，间隙c的取值也不能太小，如转子直 径越大，间隙应越大；转速越高，间隙也应越大182432。故综合考虑，一般c 取值介于0.10.6mm之间。在给定设计工况下，本文设计的矩形迷宫螺旋泵定、 转子单边间隙c取为0.4mm。 2.4.4 螺槽宽螺槽宽 b 与螺棱宽与螺棱宽 a 的比值的比值=b/a的研究的研究 螺槽宽与螺棱宽之和为常数时，增大，H-Q曲线平缓，扬程降低，这是因 为螺纹对过宽螺槽中流体的束缚减小，同时槽中流体动压效应相对减弱；而增 大，泵螺旋腔内单位体积流体与各壁面接触面增大，磨损加剧，泵效率降低18。 对于矩形迷宫螺旋泵值应取 15。 2.4.5 螺旋体长

31、度螺旋体长度 L 由于泵的实际运行温度变化使得粘性介质的动力粘度不为定值， 随着温度的 升高而使得动力粘度急剧下降，有时候仅为设计粘度取值的1/2或者更小，从而 导致单位压差下的螺旋长度过小， 此时需要加大螺旋槽的有效长度来达到要求的 泵送压力和扬程。因此，该长度的确定取决于扬程和输送介质的实际动力粘度以 及转子和定子之间的运动间隙。 2.4.6 螺纹头数螺纹头数Z 由式(2-12)可知，随着螺纹头数Z增多，对应理论扬程增加；但在一定导程 下头数过多无疑将使棱宽减小， 导致强度不足， 同时给加工带来困难。 由式(2-6)、 (2-7)可知，增大t值，则泵过流面积A增大，在轴流速度uz取相同值的

32、情况下， 泵的理论流量QT增大。 2.5 模型泵水力设计 2.5 模型泵水力设计 2.5.1 进、出口直径及比转速 1. 确定进口直径 2.5.1 进、出口直径及比转速 1. 确定进口直径Din和和出口直径出口直径DoutA 4 in in Q D u = (2-25) 式中，cin泵吸入口速度1.2 in um s，为减小排出管路直径，可取出口直径小于 进口直径 (1 0.7) outin DD= (2-26) 2. 比转速 2. 比转速 34 3.65 s n Q n H =， 2.5.2 螺旋转子几何参数计算 2.5.2 螺旋转子几何参数计算 图 2-9 螺旋转子几何参数 1. 确定齿顶

33、圆半径确定齿顶圆半径RD、齿根圆半径、齿根圆半径RG及节圆半径及节圆半径R 由于泵的过流断面面积与在螺旋转子、螺旋定子上面所车的螺纹头数z、螺 旋升角以及螺纹形状的几何参数有关，于是可以在满足转子强度要求的前提 下，在直径不同的圆柱侧面上车达到过流面积要求的螺纹。因此螺旋转子齿顶圆 半径的大小的确定要兼顾强度和过流面积两方面的需求。 ( ) 1 20.2 n D M R (2-28) 式中： 为材料的许用应力，这里取40 D Rmm=。 见图，根据螺纹几何关系知： GD RRt= (2-29) 2 DG RR R + = (2-30) 2. 确定螺旋升角确定螺旋升角 、螺旋槽深、螺旋槽深t 根

34、据迷宫螺旋槽的选型研究、设计参数要求及加工条件等因素，选定 65=，3tmm=。 3. 确定齿间距f及螺距s 将螺旋转子轴面展开有螺纹升角公式： DD tg sZf = (2-31) 得到 fDtgZ= (2-32) sZf= (2-33) 4. 确定螺棱宽确定螺棱宽a及螺槽宽及螺槽宽b 见上图，容易得： fab=+ (2-34) 查看相关文献26可知矩形ba与的关系为(1 3)ba= afb= (2-35) 5. 确定螺旋体长度确定螺旋体长度L 根据理论扬程计算公式 2 2 T KZLVQ Htg g DA = (2-36) 得到 2 2 T H g D L VQ KZtg A = (2-3

35、7) 这里K为扬程系数，通常取0.5 2.0。 2.5.32.5.3 螺旋定子几何参数计算 螺旋定子几何参数计算 图 2-10 螺旋定子几何参数 1. 确定齿顶圆半径确定齿顶圆半径RD D R、齿根圆半径、齿根圆半径 G R及节圆半径及节圆半径 R 螺旋转子与螺旋定子之间的单边间隙为c，可知： DD RRc=+ (2-38) 根据螺旋定子三角形螺纹形状，可知下面的关系 GDD RRtRct=+ =+ + (2-39) 2. 这里保持定子螺旋升角与转子相同，即这里保持定子螺旋升角与转子相同，即 65=。考虑到加工要求，槽深定为。考虑到加工要求，槽深定为 h=4 。4 。 3. 确定齿间距确定齿间

36、距 f及螺距及螺距 s 将螺旋转子轴面展开有螺纹升角公式： DD tg sZf = (2-40) 得到 fDtgZ= (2-41) sZf= (2-42) 4. 确定螺棱宽确定螺棱宽 a及螺槽宽及螺槽宽 b 同螺旋转子方法相同，得到下面关系 fab=+ (2-43) (1 3)ba= (2-44) afb= (2-45) 5. 确定螺旋体长度确定螺旋体长度 L 螺旋转子、螺旋定子取等螺旋体长，故这里 LL= (2-46) 第四节 旋壳泵 一、概述 1、简介 1、简介 旋壳泵是一种小流量、高扬程、结构和工作原理都很独特的单级泵。其比 转速一般在30以下，属于极低比转速泵。由于设计时采用常规离心泵

37、离心增压和 航天技术中冲压滞止增压的原理， 因而构成了迄今世界上结构最简单、 尺寸紧凑、 压力高、运行最稳定的单级高压泵。旋壳泵在运行稳定性和使用寿命等方面明显 优于其它类型的高压泵 。 2、国内外旋壳泵研究发展概况 2、国内外旋壳泵研究发展概况 旋壳泵的结构原理是在 1923 年由 FWKrogh 提出，他把皮托管的原理推 广应用于泵的设计上，故称为皮托泵310。但当时的泵是开式的，直到二十年代 人们才研制出了闭式的旋壳泵。最初是在二战时期应用于火箭和导弹上的。后来 石油、化工行业的发展，需要一种可以随意调节流量和在扬程曲线上全范围工作 的性能稳定的高压泵。而旋壳泵恰好可以满足这种要求。在此

38、背景下，旋壳泵开 始迅速发展。以下是旋壳泵在国外的发展历史：在国外，旋壳泵已具有比较令人 满意的性能。 年代 事件 1960 Challenge-cook brothers 公司获得了基础旋壳泵的专利。 1971 Kobe 公司，Baker 国际公司的一个分公司，购买了旋壳泵的专利和 生产制造权 1972 Kobe 公司出售了第一代新型设计的旋壳泵 RB 1972-1979 Kobe 公司发明了六条基于皮托泵技术的独立泵生产线， 并获得了关 于皮托泵设计的 35 项专利 1984 Baker 国际公司将旋壳泵的产品生产线应用到 Baker 起重系统公司 1985 旋壳泵的一个更小的类型-R11

39、 产生。 1987 Baker 国际公司与 Hughes Tool 公司合并；随后重组后的公司创建 了一个新的分公司：环境技术泵系统。 1994 发明两种新的旋壳泵：一种加大流量的泵；一种立式旋壳泵。立式 设计获得了专利，Baker Hughes 公司将环境技术泵系统公司卖给了 Weir 集团，一个苏格兰哥拉斯各的分公司。 在国内,旋壳泵的发展基本上经历了引进消化吸收开发生产这一 过程。 我国最早引进旋壳泵是在 1987 年左右，在炭黑新工艺改造中用于原料油 的输送。引进了美国两台 RO S266 型旋壳泵投入运行半年后, 其运行状况仍 然具有无脉动流动、压力稳定、运转平稳、不需检修、不磨损零

40、件的特点。 1988 年, 龙兴茂等对旋壳泵作了专题介绍, 详细介绍了旋壳泵结构和原理, 列出了系列产品的性能范围和所用的材料, 并说明了旋壳泵在小流量高扬程范 围内的发展前景。董长善专门对美国贝克休斯公司的旋壳泵进行了介绍, 详细列 出了贝克休斯公司生产的 3 种旋壳泵的主要参数和主要部件的材料。 1989 年北京化工机械厂开始对旋壳泵进行调研和试制, 1992 年通过化工 部鉴定。其中有 2 台泵在天津炭黑厂进行了工业性考核试验, 使用良好。经过他 们的实验验证表明, 旋壳泵的扬程和功率曲线都比较平缓, 效率比高速泵要高 6% 8%。 二、结构简介 旋壳泵结构如图 5-5-2 所示。 图

41、5-5-1 结构简图 三、工作原理 泵内有两个基本工作部件：一个旋转的转子和一个固定的集流管（又叫接 收管、皮托管） 。流体从进口管轴向吸入，在离心力的作用下，从叶轮外缘径向 甩出，使速度和压力增大；随后进入旋转的转子腔，继续高速旋转时被集流管滞 止，其速度能进一步转化为平稳、无脉动的压力能从出口管排出。 图 5-5-2 结构示意图 从原理上看虽然流体经过两次增压，但是提供能量的部件只有叶轮，不考 虑流体的粘性时，转子腔本身的旋转并不能对流体做功。同时集流管之所以使流 体压力进一步增加，是因为它将流体的一部分速度能转化为压力能，而不是其本 身可以提供能量。 四、水力设计 叶轮的水力设计叶轮的水

42、力设计 1、简介、简介 从离心泵工作特点可知，在泵的级数和转速已定的前提下，要获得更高的 扬程，就必须加大叶轮外径和叶片出口安放角。而叶片出口安放角不能无限制加 大，否则会使流道扩散严重，容易引起叶轮流道产生脱流,导致泵的性能恶化。 加大叶轮外径可有效提高泵的扬程，但圆盘摩擦损失随之增大，泵的效率 也随之降低，这也就是低比转速泵效率低的主要原因。 针对上述特点，一般设计时采用复合叶轮。如图 5-5-3 所示，在叶轮流道 容易产生回流和脱流的部位增设短叶片，来改善叶轮流道内的速度分布，有效阻 止附面层分离和脱流产生。同时，由于总叶片数的增加，可以采用较大的叶片出 口角。 2、S 形叶片设计理论形

43、叶片设计理论 泵的理论扬程Ht , 2 2 2222 () v t t b q u Hu gD btg = 式中： t H为泵的理论扬程，为斯托道拉滑移系数， 2 为叶轮出口排挤系数， 2 D 为叶轮外径， 2 b 为叶片出口宽度， 2b 为叶片出口安放角， 2 u 为叶轮出口圆周 速度， t Q为泵的理论流量。 图5-5-4 S形叶片设计示意图 叶轮外径D2的确定 叶轮的外径D2可依据如下经验公式确定： 12 2 60 () gH D n = （2-2） 注：在30 s n ， 2900 /minnr= 时，笔者建议取 0.67= 短叶片入口处直径Di的确定 在叶片数较多的情况下确定Di的一

44、个准则。 11 2 0.91.7 i WW WW （2-3） 12 0.4 0.6() i DDD=+ （2-4） 式中W1、W2、Wi叶片进口、出口和短叶片起始处的液流相对速度，m/s. 叶片出口安放角2b 由于转子腔和叶轮一起旋转，从而降低了相对速度，使圆盘摩擦损失显著降 低，泵的特性曲线相对平坦。同时设置短叶片有效的阻止脱流和二次流的产生, 这样旋转壳射泵的出口安放角可以取大些,以提高扬程系数。根据经验,可取： 00 2 8595 叶片数Z 设计时考虑到旋转壳叶轮流道狭长， 为保证液流的稳定性和叶片对液体的充 分作用，取复合叶轮进口叶片数Z1为: 4Z18 出口叶片数Zt： Zt=kZ1

45、 k=1,2,3 叶片进口安放角1b 考虑进口安放角1对汽蚀性能的影响,结合设计经验,叶片进口安放角1b取: 151b25 叶片出口宽度b2 由于流量小,旋转壳射泵的叶片宽度较窄。相关文献给出了旋转壳射泵叶轮 出口宽度b2的预估公式: 5111 6223 2 0.6350.780 100100 stst nQnQ b nn 集流管设计方法集流管设计方法 1、概述 1、概述 集流管是旋壳泵的重要过流部件之一。其主要作用是：收集转子腔内的高速 旋转的液体，并通过锥形渐变管将液体动能变成压能（本身不提供能量），以使 被输送的液体在管路中以能量损失最小的速度运动。 目前国内出现的内部结构型式有两种，分

46、别如图 5-5-6 所示。第一种型式的 扩散段比较长，液体可以最大限度的将动能转变为压能，但其内部断面的变化比 较复杂，流动状况也比较复杂，所引起的损失因素就比较多，并且加工制造的难 度比较大。第二种型式的扩散段较短，液体的动能转化不充分，但其内部断面变 化比较简单，流动状况也很简单，流动引起的损失因素比较少。 图5-5-6 集流管结构形状 旋壳泵利用皮托管原理就直接体现在集流管上， 集流管与转子腔组成了相当 于一般离心泵的蜗壳。因此集流管的各项参数，如进口直径、扩散段长度、出口 直径、扩散角等对于旋壳泵的效率有很重要的影响。它由两个直管段和一个扩散 段组成，结构示意图5-5-7如下： 图5-

47、5-7 集流管结构示意图 集流管的进口直径d1： 由QA v= （2-22） 2 1 4Ad=（2-23） 根据 2 vu=（2-24） 这里为集流管入口处的流速系数，初步计算时取： 0.5 0.6=， 得： 1 4Q d v =（2-25）式中：v是集流管管嘴入口 速度；是集流管入口处的效率 集流管出口直径d3 集流管的出口直径d3根据标准管道尺寸选取，其值等于泵出口直径Dd 即 (0.7 1.0) ds DD= 4 s s Q D v = 3d dD= 其中 s v是泵进口流速， s D、 d D是泵进、出口直径。 集流管的扩散段长度 L 为了使集流管能充分利用转子腔中流体的旋转动能， 一般应该使管子竖立在 流体的最大圆周速度处，即L为： 32 1 22 dD Ld=（2-26） 集流管的最佳扩散角 集流管的最佳扩散角一般取在 5。