水泵水力设计_CH

3、确定泵排出口直径（出口法兰处直径） 过程：先参照进口直径选取，再按标准直径系列调整
原则：低扬程泵：Dd=Ds 高扬程泵：Dd=(1～0.7)Ds Dd一般比Ds低1～2个档次 注意参照同类产品确定
三、确定转速
确定转速时，应考虑以下因素：
1、n↑，体积↓，重量↓，∴ ↑n
2、ns＝f(n), η＝f(ns)，为了↑η，应↑n 3、n↑，磨损↑，振动、噪声↑， ∴ ↓n
一、计算ns 3.65n Q
ns H 3 / 4
二、选模型泵
对模型泵的要求：
1、模型泵的ns与设计泵的ns相等或接近 2、模型泵的性能指标要好（如高效区宽广、抗汽蚀性能好）
3、二泵的雷诺数相比为1.0～1.5
Re U2D2 /
三、计算尺寸系数（缩放比）
Q
D Dm
3
nm n
Q Qm
H
D Dm
3
Pm
六、绘制设计泵图纸
按换算得到的尺寸、角度绘制
七、相似换算中需要注意的问题
1、效率修正问题 实际上，模型泵与实型泵效率并不完全相等。放大时，效率提
高。因此，应考虑尺寸效应。
' 1 0.0835lg 3 Qm/n m
1 0.0835lg 3 Q/n
可通过计算得到：
Z 6.5 r2 r1 sin 1 2
r2 r1
2
实际设计中，直接选Z＝5～7，并同时考虑包角θ Z小时，可加大θ
八、叶片进口安放角β1的确定
1、叶片进口安放角β1与液流角β1 ’的关系 β1根据β1 ’ 来确定，一般选β1>β1 ’ ，即： Δβ＝ β1－β1 ’
2、冲角Δβ的选择 Δβ＝3～15°
或：
Q
b2
K3 b2
n
Kb2 0.64 ns / 100 5 / 6
对低ns泵( ns < 93)，b2可适当加大20％～40％。Q小的泵取大值
七、叶片数Z的确定
叶片数Z对性能的影响： Z↑，排挤和表面摩擦↑ Z↓，液流稳定性↓，叶片不能充分对液体作用
原则，叶片长度与叶道宽度之比应满足一定要求。
1、初定总体结构型式 依据设计要求初步选择，结合计算，然后校核
2、确定泵吸入口直径（泵进口直径， 进口法兰处直径） 过程：根据流速初定，然后按标准直径系列进行调整
Ds
4Q
Vs
一般可选Vs=3(m/s)
原则：
1) 大泵，Vs↑，降低制造成本
2) 汽蚀要求高，Vs↓，1.0～2.0m/s
标准直径：10，15，20，25，40， 50，65，80，100，125，150，200
否则，找原因。
六、轴功率、原动机功率计算
泵的轴功率：
P gQH / kW
原动机功率：
Pg
K
t
P
kW
其中，K为余量系数，1.1～1.2
ηt为传动效率：直联100％，皮带轮95％，液力耦合器97％ 依据Pg选择原动机
2-2 叶轮主要参数的选择和计算
一、叶轮主要参数
叶轮进口直径D0 叶片进口直径D1 轮毂直径dh 叶片进口宽度b1 叶片进口安放角β1 叶片数Z 叶片厚度δ 盖板曲率半径R 叶轮出口直径D2 叶轮出口宽度b2 叶片出口角β2
2、根据dB确定dh 对于不穿轴， dh ＝0 对于穿轴， dh ＝（1.2～1.4） dB 在满足强度条件（键槽等）下， dh越小越好，利于提高流动性
四、叶轮进口直径D0的确定
（由此进入速度系数法水力设计，另一方法是相似设计法）
D0对性能的影响： D0 ↑，抗汽蚀性能↑ D0 ↓，效率↑ ∴ 若NPSHr要求不高，可选较小的D0 ，以提高ηv
2、考虑影响刚度和临界转速等因素，适当放大轴径，并圆整，得dmin
3、转子部件设计好后，对轴的强度、刚度、临界转速进行校核
三、轮毂直径dh的确定
轮毂直径dh与轴的最小直径，均与泵的结构形式有关。过程： 1、画轴的草图。根据轴各段的结构工艺要求确定装叶轮处的轴径dB
注意：各轴段用标准直径 轴上螺纹一般用细牙螺纹，内径大于前段轴径 轴的凸肩一般为1～2mm
十、叶轮外径D2的精算
对于D2的精算，过程如下：
由：
Ht
1 g
u2vu2 u1vu1
vu 2
u2
vm2
tg 2
（速度三角形）
得：
u2
vm2
2tg 2
vm2
2tg 2
2
gH t
u1vu1
D2 60u2 / n
注意：精算时，一般先选择β2，然后确定D2。 计算Ht∞时，要用到滑移系数，而此时D2尚未知，故要迭代
1
z Su
D1
1
z S1
D1
1 z D1
1
ctg1 sin 1
2
(3) 加冲角Δβ1
加冲角的方法有： 1) 各流线加相同冲角 2) 冲角从前盖板至后盖板递减，或递增 3) 选择一条流线(如a)，确定β1a后，其它流线按 tgβ1·R＝const 的方法来处理
(4) 迭代 重复上述过程，直到β1收敛
由前面叙述知，H与D2 , b2相关。 (D2 , β2 , b2 , ...) 所以，H一定， D2 , β2 , b2 ,相关。
D2的计算原则： 为使出口绝对速度v2最小为原则。
推导过程从略，结果如下：
2gH D2 KD2 n
KD2 19.2 ns / 100 1/ 6
或：
Q D2 KD2 3 n
const
D K H K' 2gH
n
n
nD K' 2gH v ~ nD
v K 2gH
可粗略地用速度系数法校核泵的设计，或估算或的性能
2-3 相似换算法水力设计
速度系数法优点：可进行创新性设计 缺点：设计质量没有把握
相似换算法优点：设计结果可靠 缺点：没有创新
相似换算法的工作过程如下：
D02
d
2 h
3
4 60
2
2 K2 3 Q
k1v K1 n
令:
De2
D02
d
2 h
4 60
K0 3 2
2 K2
k1v K1
D0——当量直径(与有效过流面积等效的圆的直径)
则:
De K0 3
Q n
K0系经验系数，取3.5~4.0。考虑效率时取小值，考虑汽蚀时取大值
五、叶轮出口直径D2的初步计算
3）+Δβ，能改善大Q下的工作条件。若泵常在大Q下运转，则应↑ Δβ
3、确定β1的过程 (1) 确定叶片进口边位置，原则如下： 1) 进口边一般由圆弧或直线构成 2) 进口边和前盖板大致成90°（除非在同一轴面） 3) 前后盖板流线长度不要相差很悬殊 4) 叶片进口边适当向吸入口延伸，可↓D2，↓圆盘损失， ↑叶片重叠度。对抗汽蚀和消除驼峰有利， 但过大后进口堵塞严重，铸造困难
D2 小的一侧，β2 取大值，且按vur=const计算
2、对于混流泵，要计算β2，过程是：
1）据基本方程，计算中间流线的vur 2）按vur=const，求出其它流线的vu
3）按下式求出β2
tg 2
u2
vm2 vu2
Q
vm2 v F2k2
计算时，先假定β2，→ k2， vu2∞→ β2 ，迭代进行
选择+Δβ，对汽蚀性能较有效，而对效率影响不大，理由是： 1）+Δβ，↑ β1 ，↑过流面积，↓排挤，∴ ↓v1 和 w1
2）+Δβ，在设计工况下，将使背面脱流。而背面是低压侧，旋涡 不易向高压侧扩散，稳定、局部，对汽蚀影响不大。
相反，－Δβ，将使工作面脱流。因为工作面是高压区，因此易 向低压侧扩散，这样旋涡不稳定，对汽蚀影响大。
k1
1
z Su
D1
式中，K2 是因速度分布不均匀引入的系数，k1为排挤系数
将上面得到的u1和vm1代入 w1的表达式，有：
w12
60
2
K12
D02
n
2
K
2 2
42
Q
2
k12v2 2
D02
d
2 h
2
dw12
dD02
60
2
K12n
2
2
K
2 2
42
Q
2
k12v2 2
D02
d
2 h
3
0
2-1 泵的主要设计参数和结构方案的确定
一、提供设计的数据和要求
流量Q 扬程H 转速n
效率
汽蚀余量NPSHa，或NPSHr， 或 Hsz 介质的性质（温度、密度、杂质、腐蚀性等） 对性能曲线的要求（平缓、陡降、无驼峰等） 运行环境对泵型式的要求（如潜水、井泵、立式泵等）
二、确定泵的总体结构型式和泵进出口直径
KD2 9.35 ns / 100 1/ 2
D2是否满足H，后面要精算。
六、叶轮出口宽度b2的计算
b2
Q
v D2k2vm2
将前面推导的最佳D2 ，以及最佳的vm2 代入，b2 一定最佳 而vm2可由速度三角形及扬程表达式来得到。这里从略...... b2结果如下：
2gH b2 Kb2 n
Kb2 1.30 ns / 100 3/ 2
第二章
离心泵和混流泵叶轮的水力设计
王福军 (中国农业大学水利与土木工程学院)
Tel: 62736972 Email: wangfj@cau.edu.cn
本章主要内容
✓ 泵主设计参数和结构方案的确定 ✓ 叶轮主要参数的选择和计算 ✓ 相似换算法水力设计 ✓ 叶片厚度、角度及其几何关系 ✓ 叶轮轴面投影图的绘制 ✓ 叶片设计理论和型线微分方程式 ✓ 方格网保角变换方法叶片绘型 ✓ 扭曲三角形法叶片绘型* ✓ 逐点积分法* ✓ 圆柱形叶片的绘型* ✓ 二元理论设计叶片*
九、叶片出口安放角β2的确定
1、对于离心泵，直接选择β2 β2：18～Baidu Nhomakorabea0°，考虑如下因素：
1）低ns泵，应适应↑β2 ，以↓D2 2）↑β2 ，在相同Q下，v2 ↑,压水室水力损失↑,性能可能有驼峰
3）↑β2 ，w2 ↓，流道扩散（ w1/w2 ）↑，损失↑
4）对于中低ns泵，叶轮出口边与轴线平行，各流线可选相同β2 对于高ns泵，或空间导叶泵，出口边倾斜，为使各流线H一致，
十一、速度系数曲线简介
叶轮尺寸D2 ，b2，D0等，除按上述过程确定外，还可查曲线得到。 前人在大量统计资料下（多台泵为模型）有如下公式：
v0 Kv0 2gH u2 Ku2 2gH vm2 Kvm2 2gH
由上式可推出 D0 ，D2 ，b2
为何有 v K 2gH ，原因如下：
H D2n2
4、n=f(原动机)
异步电机极对数 2 4 6 8 10 12
同步转速 5、n=f(NPSHr)
3000 1500 1000 750 600 500
5.62n Q C NPSHr3 / 4
（对于给定C值，n↑，NPSHr↑）
n C NPSHr3/ 4 5.62 Q
若给定NPSHa，则可取NPSHr＝(1.1~1.3)NPSHa
二、最小轴径dmin的确定
轴受多种载荷，轴径的确定方法是： 1、按扭矩确定最小轴径
d 3 Mn
0.2
其中，Mn为扭矩（N·m）
Mn
9.55 103
P' n
P’为计算功率，P’=KP
K为工况变化系数：1.1～1.2，杂质泵应加大
τ为轴材料的许用应力，单位：Pa（N/m2）
对于45＃钢，调质处理时，τ＝(440～540)×105(Pa)
nm n
H Hm
一般取二者之大值，或取平均。
四、计算设计泵尺寸
线性尺寸均乘以系数λ，角度不变，适当调整厚度、间隙等
D Dm , m
五、换算性能曲线
从模型泵性能曲线上取6～10个点，按下式换算成设计泵相应的参 数，即可绘制设计泵的性能曲线。
Q
3
n nm
Qm
H
2
n nm
2
Hm
P
5
n nm
四、计算ns，确定水力方案（单吸、双吸、单级、多级）
3.65n Q ns H 3 / 4
1、当ns＝120～210时，η→ηmax 当ns < 60，η↓↓
2、当单吸叶轮ns过大时，可考虑用双吸； 反之，当双吸ns过小时，可考虑用单吸。
3、当单级叶轮ns过小时，可考虑用多级； 反之，当多级ns过大时，可考虑减少级数。 卧式泵一般不多于16级，立式泵可达数百级。
D0的确定原则： 为减小水力损失，让w1最小
设vu1=0，则：
w12 vm21 u12
w12 vm21 u12
三者关系中:
D0↑, vm1↓, u1 ↑ 因此，存在w1min
∵
u1
60
D1n
将D1 表示成：D1 K1D0
u1 60 K1D0n
又∵
v0
v
4
Q
D02
d
2 h
∴
vm1
v0 K2 k1
(2) β1’的确定
tg1'
vm1 u1 vu1
vu1由吸水室结构定。 对于直锥形吸水室， vu1＝0； 对于螺旋形吸水室，按vur=const来定，该常数为：
vur 0.55 ~ 0.083 Q2n
vm1由下式决定：
vm1
Q
v F1k1
F1是计算点处的过水断面面积，k1是计算点处排挤系数
k1
4、ns与泵性能曲线形状有关
五、估算泵的效率
作用：预测泵的性能指标，看是否可达到设计要求
公式： hvm
各单项效率，可通过查手册（图表）或按下式计算：
h 1 0.0835lg3 Q/n
v
1 1 0.068ns2 / 3
m
1 0.07
ns
/
1
100 7 / 6
结论：若η(估) ≥ η(设)，继续；