一种具有小轮毂比叶轮的排水泵的制作方法

本发明属于排水泵领域，具体涉及一种具有小轮毂比叶轮的排水泵。

背景技术：

传统的排水泵，用轴或类似组件连接和驱动，使得装置庞大笨重，有碍装置运输和安放，同时带来生产成本高的问题。传统排水装置，在使用前后，大多要经历长时间放置，过水壁面容易遭到滞留在装置内的液体腐蚀，导致运行稳定性下降，甚至出现因机械相对运动表面的金属腐蚀导致表面粗糙或产生锈渣而引发装置无法启动的严重问题，这将大幅降低装置的使用周期。

此外，传统的排水泵轮毂和叶轮外直径均较大，体积和重量也相应较大，而叶轮的过流能力却较差，水力效率较低。

技术实现要素：

为了解决上述问题，本发明提供一种具有小轮毂比叶轮的排水泵，电机泵轮毂和叶轮外直径均较大，提高了叶轮的过流能力，提升了水力效率。

本发明提供了如下的技术方案：

一种具有小轮毂比叶轮的排水泵，包括叶轮和驱动叶轮转动的驱动部分，所述叶轮为小轮毂比叶轮，所述排水泵还包括壳体，所述驱动部分包括固定在壳体上的定子组件，所述驱动部分还包括与定子组件相互配合的转子组件，所述小轮毂比叶轮的轮缘与转子组件的内壁固定连接，并跟随转子组件转动，所述小轮毂比叶轮的中部呈空心状。

优选的，所述壳体两侧分别设有进水口、出水口，所述转子组件两端分别与进水口、出水口相连，所述出水口设有与叶轮配合的导叶，所述壳体、转子组件、定子组件的过水壁面均设有采用衬氟工艺的防腐衬层。

优选的，所述转子组件通过耐磨环坐落于定子组件中，且所述转子组件的上下两侧还分别设有便于转子组件与出水口相配合旋转的出口侧滑动轴承以及便于转子组件与进水口相配合旋转的进口侧滑动轴承，所述转子组件、出水口、定子组件和进水口之间围成用于冷却和润滑的冷却通道，所述冷却通道上设有采用衬氟工艺的防腐衬层。

优选的，所述小轮毂比叶轮的设计方法包括如下步骤：

s1、获取小轮毂比叶轮的外直径d；

s2、确定小轮毂比叶轮的叶片数量和叶片翼型；

s3、获取小轮毂比叶轮的轮缘处叶栅稠密度sy以及轮毂处叶栅稠密度sg；

s4、将小轮毂比叶轮的叶片采用等距方式划分为m个圆柱截面，所述圆柱截面从轮毂往轮缘处依次记为1-1、2-2、……、m-m，分别获取各个所述圆柱截面的翼型安放角βl；

s5、对s4中的翼型安放角βl的值进行修正；

s6、确定小轮毂比叶轮的叶片厚度；

s7、对s1-s6获得的小轮毂比叶轮的参数进行建模，对所建的叶轮模型进行数值仿真，得到仿真扬程值，若仿真扬程值处于设计扬程值范围内，则完成小轮毂比叶轮设计；

若仿真扬程值处于设计扬程值范围外，则转入s1重新计算，直至仿真扬程值处于设计扬程值范围内。

优选的，所述s1的具体步骤包括：

s11、通过如下公式获取小轮毂比叶轮的外直径估算值d估算值,

其中，n为电机转速，π为圆周率，ns为轮缘驱动泵的比转速，h为扬程；

s12、通过如下公式获取小轮毂比叶轮轮毂直径d，

d＝rd*d估算值

其中，rd为轮毂比，d估算值为s11中获取的小轮毂比叶轮外直径的估算值；

s13、通过如下公式获得小轮毂比叶轮外直径的实际值d，

其中，q为流量、n为电机转速，π为圆周率，d为s12中获取的小轮毂比叶轮轮毂直径。

优选的，所述s2中叶片的数量为3-5个，叶片的翼型为naca系列翼型；

通过如下公式对s13中获取的小轮毂比叶轮外直径的实际值d进行校核：

若d校核位于0.1-0.3之内，属于小轮毂比的范围，若d校核位于0.1-0.3之外，则通过s11-s13重新获取小轮毂比叶轮的外直径d。

优选的，所述s3的具体步骤包括：

s31、通过如下公式获取轮缘处叶栅稠密度sy，

sy＝6.1751k+0.01254

其中，

ns为轮缘驱动泵的比转速；

s32、通过如下公式获取轮毂处叶栅稠密度sg，

sg＝(1.7～2.1)sy

优选的，所述s4的具体步骤包括：

s41、通过如下公式获取各个圆柱截面的进口安放角β1和出口安放角β2，

其中，β1′为进口液流角，u为圆周速度，vm为叶片进口轴面流速，为叶片排挤系数，π为圆周率，ηv为泵容积效率，d为小轮毂比叶轮的外直径，d为小轮毂比叶轮的轮毂直径；δβ1为进口冲角；β2′为出口液流角，vu2为绝对速度沿圆周方向的分量，ηh为泵的水力效率，ξ为修正系数，g为重力加速度，h为扬程；δβ2出口冲角；

s42、通过如下公式获取各个圆柱截面的翼型安放角βl，

βl＝(β1+β2)/2

优选的，所述s5中修正的具体过程如下：

通过s41中的公式分别得到m个圆柱截面的进口安放角β1的值，选择最靠近轮缘的三个圆柱截面的截面直径与相应的进口安放角β1的值进行拟合，得到如下二次多项式：

y1＝a1x²+b1x+c1

其中，y1为进口安放角β1，x为圆柱截面的截面直径，a1、b1和c1均为常数，

将第1至第m个圆柱截面的截面直径分别代入上述二次多项式，得到第1至第m个圆柱截面修正后的进口安放角β1的值；

通过s41中的公式分别得到m个圆柱截面的出口安放角β2的值，选择最靠近轮缘的三个圆柱截面的截面直径与相应的出口安放角β2的值进行拟合，得到如下二次多项式：

y2＝a2x²+b2x+c2

其中，y2为出口安放角β2，x为圆柱截面的截面直径，a2、b2和c2均为常数，

将第1至第m个圆柱截面的截面直径分别代入上述二次多项式，得到第1至第m个圆柱截面修正后的出口安放角β2的值，

通过s42中的公式，代入上述修正后的进口安放角β1和出口安放角β2，获得修正后的各个圆柱截面的翼型安放角βl的值。

优选的，所述s6中叶片厚度在满足力学强度要求的条件下取较小值，且轮缘处叶片厚度为轮毂处叶片厚度的2至4倍，其余部分的叶片厚度呈均匀光滑过渡的变化。

本发明的有益效果是：

1、本发明小轮毂比叶轮结构合理、水力性能优良，在流量、扬程满足设计工况要求的情况下，本发明较传统结构将轮毂缩小约64％，叶轮外直径缩小约13％，显著提高了叶轮的过流能力，同进口直径下，增大了流道截面面积，提升了装置水力效率；同流量下，具有更小的流道直径，减小了装置体积。

2、防腐衬层可防止滞留在装置内的液体对转子组件、定子组件、进水口、出水口的壁面发生化学腐蚀，保证了运行稳定性，大幅延长了装置的使用周期。

附图说明

图1是排水泵的结构示意图；

图2是小轮毂比叶轮叶片的结构示意图；

图3是小轮毂比叶轮叶片三维图；

图4是小轮毂比叶轮数值模拟的流量q-扬程h曲线和流量q-效率η曲线；

图5是小轮毂比叶轮数值模拟的速度流线图；

图6是叶轮叶片中间截面处总压分布图；

图7a是小轮毂比叶轮扬程与模型实验扬程结果的比较；

图7b是小轮毂比叶轮效率与模型实验效率结果的比较；

图8是去掉轮毂的小轮毂比叶轮叶片三维图。

附图中标记的含义如下：

1-叶轮2-驱动部分3-壳体4-定子组件5-转子组件6-进水口7-出水口8-导叶9a-出口侧滑动轴承9b-进口侧滑动轴承10-耐磨环

具体实施方式

下面结合具体实施例对本发明做具体说明。

实施例1

如图1所示，一种具有小轮毂比叶轮的排水泵，包括叶轮1和驱动叶轮1转动的驱动部分2，所述叶轮1为小轮毂比叶轮，所述排水泵还包括壳体3，所述驱动部分2包括固定在壳体3上的定子组件4，所述驱动部分2还包括与定子组件4相互配合的转子组件5，所述小轮毂比叶轮的轮缘与转子组件4的内壁固定连接，并跟随转子组件4转动，所述小轮毂比叶轮的中部呈空心状。

实施例2

如图1所示，在实施例1的基础上，所述壳体3两侧分别设有进水口6、出水口7，所述转子组件5两端分别与进水口6、出水口7相连，所述出水口7设有与叶轮1配合的导叶8，所述壳体3、转子组件5、定子组件4的过水壁面均设有采用衬氟工艺的防腐衬层。

实施例3

如图1所示，在实施例2的基础上，所述转子组件5通过耐磨环10坐落于定子组件4中，且所述转子组件5的上下两侧还分别设有便于转子组件5与出水口7相配合旋转的出口侧滑动轴承9a以及便于转子组件5与进水口6相配合旋转的进口侧滑动轴承9b，所述转子组件5、出水口7、定子组件4和进水口6之间围成用于冷却和润滑的冷却通道，所述冷却通道上设有采用衬氟工艺的防腐衬层。

实施例4

在实施例1-3任一项的基础上，某一排水泵小轮毂比叶轮设计的水力设计参数为：扬程h＝2m，流量q＝270m³/h，电机转速n＝1450r/min，比转速ns＝862。

s1、获取小轮毂比叶轮的外直径d；

s11、通过如下公式获取小轮毂比叶轮的外直径估算值d估算值,

叶轮的外直径估算值d估算值取整数为188mm，

s12、通过如下公式获取小轮毂比叶轮轮毂直径d，

d＝rd*d估算值＝37.6mm

轮毂直径d取整数为38mm。

s13、通过如下公式获得小轮毂比叶轮外直径的实际值d，

小轮毂比叶轮外直径的实际值d取整数为164mm

通过如下公式进行叶轮外形尺寸校核：

则以d＝164mm，dh＝38mm，作为排水泵基本尺寸参数，此时rd＝dh/d2＝0.232，位于0.1-0.3之间，属于小轮毂比的范围。

s2、确定小轮毂比叶轮的叶片数量和叶片翼型；

小轮毂比叶轮的叶片数过多将明显加剧轮毂处叶片对流体的排挤现象，叶片数定为3-5片，随比转速ns的增高而减少。而本实施例泵的比转速ns＝862属于中间比转速区间，故叶片数取4片，叶片翼型采用naca4406系列翼型。

s3、获取小轮毂比叶轮的轮缘处叶栅稠密度sy以及轮毂处叶栅稠密度sg；

s31、通过如下公式获取轮缘处叶栅稠密度sy，

sy＝6.1751k+0.01254

其中，

经过计算，sy＝0.8153，

沿用传统设计方法设计小轮毂叶轮时，会使叶轮在轮毂附近扭曲严重，弦长太小，甚至会出现在轮毂出流体与主流方向相反的情况，致使叶片无法设计。因此，需要对传统计算公式进行修正。总体修正策略为增大叶轮在轮毂附近的弦长，且应适量增大轮毂处的叶栅稠密度，在不至于使排挤过于严重的情况下增加轮毂附近出口扬程。

s32、通过如下公式获取轮毂处叶栅稠密度sg，

sg＝(1.7～2.1)sy

其中，sg在高比转速时，取大值，

针对本实施例，sg＝1.7sy，sg＝1.3859。

其它位置叶栅稠密度从轮缘朝轮毂方向按照线性变化规律均匀增大。

s4、将小轮毂比叶轮的叶片采用等距方式划分为m个圆柱截面，所述圆柱截面从轮毂往轮缘处依次记为1-1、2-2、……、m-m，分别获取各个所述圆柱截面的翼型安放角βl；

s41、通过如下公式获取各个圆柱截面的进口安放角β1和出口安放角β2，

其中，β1′为进口液流角，u为圆周速度，vm为叶片进口轴面流速，为叶片排挤系数，π为圆周率，ηv为泵容积效率，d为小轮毂比叶轮的外直径，d为小轮毂比叶轮的轮毂直径；δβ1为进口冲角；β2′为出口液流角，vu2为绝对速度沿圆周方向的分量，ηh为泵的水力效率，ξ为修正系数，g为重力加速度，h为扬程；δβ2出口冲角；

s42、通过如下公式获取各个圆柱截面的翼型安放角βl

βl＝(β1+β2)/2

通过s41中的公式得到第一至第m个圆柱截面的进口安放角β1的值，选择最靠近轮缘的三个圆柱截面的截面直径与相应的进口安放角β1的值进行拟合，得到如下二次多项式：

y1＝a1x²+b1x+c1

其中，y1为进口安放角β1，x为圆柱截面的截面直径，a1、b1和c1为常数，

将第一至第m个圆柱截面的截面直径分别代入上述二次多项式，得到第一至第m个圆柱截面修正后的进口安放角β1的值；

通过s41中的公式得到第一至第m个圆柱截面的出口安放角β2的值，选择最靠近轮缘的三个圆柱截面的截面直径与相应的出口安放角β2的值进行拟合，得到如下二次多项式：

y2＝a2x²+b2x+c2

其中，y2为出口安放角β2，x为圆柱截面的截面直径，a2、b2和c2为常数，

将第一至第m个圆柱截面的截面直径分别代入上述二次多项式，得到第一至第m个圆柱截面修正后的出口安放角β2的值，

通过s42中的公式，代入上述修正后的进口安放角β1和出口安放角β2，获得修正后的各个圆柱截面的翼型安放角βl的值。

本实施例中m的取值为7，

通过s41中的公式得到各个圆柱截面的进口安放角β1的值，其中，截面1-1为57.83，截面2-2为44.90，截面3-3为36.31，截面4-4为30.54，截面5-5为26.57，截面6-为23.78，截面7-7为21.83；

选择截面4-4、截面5-5、截面6-6的进口安放角β1为因变量y，相应截面的截面直径为自变量x，进行拟合，得到如下公式，

y＝59.25-0.38x+0.00095x²

根据上述公式对各个圆柱截面的进口安放角β1的值进行修正，得到修正后的值，其中，截面1-1为46.05，截面2-2为39.93，截面3-3为34.64，截面4-4为30.19，截面5-5为26.57，截面6-6为23.78，截面7-7为21.83；

通过s41中的公式得到各个圆柱截面的出口安放角β2的值，其中，截面1-1为-46.56，截面2-2为-85.37，截面3-3为61.96，截面4-4为-43.99，截面5-5为34.14，截面6-6为28.18，截面7-7为24.30；

选择截面4-4、截面5-5、截面6-6的出口安放角β2为因变量y，相应截面的截面直径为自变量x，进行拟合，得到如下公式，

y＝109.89-0.91x+0.0024x²

根据上述公式对各个圆柱截面的出口安放角β2的值进行修正，得到修正后的值，其中，截面1-1为48.77，截面2-2为64.49，截面3-3为52.30，截面4-4为42.18，截面5-5为34.14，截面6-6为28.18，截面7-7为24.30；

通过s42中的公式，代入上述修正后的进口安放角β1和出口安放角β2，获得修正后的各个圆柱截面的翼型安放角βl的值，其中，截面1-1为62.41，截面2-2为52.21，截面3-3为43.37，截面4-4为36.19，截面5-5为30.36，截面6-6为25.98，截面7-7为23.07

s6、确定小轮毂比叶轮的叶片厚度；

本实施例取轮缘处叶片最大厚度为10mm，轮毂处叶片最大厚度为5mm，按照naca4406翼型进行加厚。

s7、本发明采用计算流体力学cfd技术对上述方法进行验证，首先按照上述设计方法设计的小轮毂比叶轮水力模型在cad中进行二位设计；其次，将设计好的水力模型导入三维设计软件中，生成三维叶轮实体(如图3所示)，在此基础上进一步进行处理，得到三维计算水体；再次，将处理好的模型导入网格划分软件ansysicem进行网格划分；最后应用流体流体力学分析软件ansyscfx或ansysfluent等进行数值仿真，其中计算方法和边界条件设置如下

采用有限体积法对三维不可压缩流体控制方程进行离散，三维湍流数值模拟的控制方程包括基于两相流混合模型的空化模型、雷诺时均(rans)纳维-斯托克斯(n-s)方程以及更加适合流体分离的sstk-ω(shearstresstransport)湍流模型。控制方程离散采用控制体积法，方程扩散项为中心差分格式，对流项为二阶迎风格式。方程求解采用分离半隐式压力耦合算法。进口边界条件采用总压进口，出口边界条件采用质量流量出口，壁面函数采用无滑移壁面，参考压力为0pa，旋转部件(叶轮)与静止部件(导叶)之间的能量传递采用“frozenrotor”方式连接，计算收敛标准设为10^-5，介质为25°的水。

应当注意的是，当将采用本发明制备方法所制备的小轮毂比叶轮应用于本发明中的排水泵时，应当将小轮毂比叶轮中的轮毂去掉(从而实现无轴排水的效果)，而将小轮毂比叶轮的轮缘固定连接于转子组件的内壁上即可，如图8所示。

计算结果分析：

图4为小轮毂比叶轮数值模拟的流量q-扬程h曲线和流量q-效率η曲线，从图中可以得到，在设计工况下泵的扬程为2.05m。将数值模拟结果与设计扬程hdes＝2m相比，误差2.5％，该误差在工程误差允许范围内，同时验证了该设计方法的准确性。

图5为小轮毂比叶轮数值模拟的速度流线图，从图中可以看出，流体在进入叶轮之前水流比较均匀，经过高速旋转的叶轮后水不断旋转做功，在出口附近水流受到叶轮旋转的影响呈现螺旋状运动。总体来看，没有明显二次回流现象，水的流动效果较好。

图6为叶轮叶片中间截面处总压分布图，从图中可以看出，受到叶片旋转的影响，叶片进口处出现均布低压区，叶片出口处压力分布较为均匀。

为进一步验证该方法的准确性，将数值模拟结果与模型实验结果进行比较分析。从图7a、7b可以得出，在设计工况点，泵的实验扬程hexp＝2.01m，数值模拟结果与模型实验相比，误差1.99％。比较效率曲线可以得出，数值模拟效率为84.5％，模型实验效率为80.7％，误差仅为4.7％。由此可见，采用小轮毂比叶轮设计方法所得的叶轮完全能够满足设计需要，同时也验证了该方法的准确性。

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，尽管参照前述实施例对本发明进行了详细的说明，对于本领域的技术人员来说，其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分技术特征进行等同替换。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。