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1、基本方法及主要几何参数选择的原则基本方法：在大量实验的基础上，对现有有关设计系数进行修正，使之适合于低比速泵的加大流量设计。然后用修正过的系数，综合各种因素，设计出较为合理的流动组合和几何参数组合，用公式表示为 （2-1） （2-2）, 设计流量，比速；, 放大的流量，比速；, 流量、比速的方法系数。对国内部分优秀低比速水力模型进行统计表明，流量越小，放大系数越大；比速越低，放大系数越大。表2-2 流量放大系数Q(m3/h)367101115162021252630K11.701.601.501.401.351.30表2-2 比速放大系数ns233031404145516061707180K2
2、1.481.371.281.211.171.14参数选择原则：加大流量设计中主要集合参数的选择原则就是尽量减小各种损失，提高泵的效率。泵内主要损失：机械损失、容积损失、水力损失。机械损失主要是圆盘摩擦损失；容积损失主要是口环处的间隙泄露损失及隔舌处的环流损失但数值不大。水力损失相当复杂。因此主要任务是减小叶轮圆盘摩擦损失和泵内水力损失。具体措施有：1、 选择较大的叶片出口安放角Stepanoff经过大量实验研究认为=22.5左右泵效率最高，当增加到27.5时效率也几乎没有影响。Pfleiderer认为30时将获得较好的流道形状和较高的效率。 选择较大的叶片出口角来减小叶轮外径降低圆盘摩擦损失。
3、叶轮外径为 （2-3）水泵转速出口绝对速度和轴面分量重力加速度无限叶片数时理论扬程叶轮进口圆周速度进口绝对速度圆周分量 在其他参数不变时，叶片出口角越大，叶轮外径越小，则与外径5次方成正比的圆盘摩擦损失也越小，从而提高了水泵的效率。 但是，随着的增加，叶片间流道弯曲严重，流道变短，相邻叶片间流道的扩散角变大，水力损失增加；其次，随着增加，叶轮出口绝对速度增加，增加，则动扬程增大，此时液体在叶轮和泵体内的水力损失增加；另外，当过大时，扬程-流量曲线更易出现驼峰，成为不稳定的性能曲线；最后，在其他参数不变时，泵的轴功率随着的增加而增加，更易引起过载现象。 统计国内部分优秀水力模型泵选用情况，并给出
4、推荐值表2-6 推荐值ns23303140414551606170718023040353832363034283225302、 选取较大的叶片出口宽度通常由下式决定 （2-4） （2-5）在低比速泵加大流量法设计中，值一般均选择比式（2-4）和（2-5）计算的要大，且比速越低，流量越小，这种偏移量越大。泵的理论扬程为： （2-6）Stodola滑移系数容积效率叶轮出口排挤系数理论扬程叶轮出口圆周速度由式（2-6）可知，当流量Q和其他几何参数一定时，增加，则理论扬程增加；反之，若一定，则减小，这样可降低圆盘损失，提高效率。苏联. . 和. . 等推荐的计算低比速泵的经验公式为： （2-7）（2
5、-6） 之后，. . 和. . 提供了时的经验公式： （2-8） （2-9）文献166在统计的基础上给出了计算公式： （2-10） （2-11）作者对27台优秀低比速泵统计，表明用（2-5）计算的偏小，不能用于设计，而（2-8）和（2-10）计算的基本与实际选用的相近。表2-7 出口宽度的选用值与计算值比较3、选取较大的泵体喉部面积Ft泵的二大水力部件是叶轮和泵体,而决定泵体水力性能的最主要的因素是其喉部面积Ft。因此,泵体喉部面积Ft与叶轮出口各几何参数的匹配当否是决定泵性能优劣的最重要的因素,也是低比速泵水力优化设计的主要内容之一。蜗壳和导叶的设计主要是用速度系数法求出泵体喉部的流速,然后
6、根据泵的设计流量计算泵体喉部面积Ft。这种方法虽简单实用,但大量的试验已经表明,对低比速泵而言,按一般教材和设计手册推荐的速度系数确定的喉部面积均偏小.不能适应加大流量设计法的需要,不利于提高低比速泵的性能。因目前的泵体喉部速度系数曲线是根据现有的水力模型统计而得的。早先的水力模型其叶片出口角大都为22.5左右,出口宽口莎2也较小,因而与之相匹配的泵体喉部面积也相对较小。而在加大流量法设计中,由于选择了较大的和,因而必然要求选择较大的泵体喉部面积F以实现参数匹配。由于泵体的喉部可以看作是文吐里计的喉部,故泵体就是最高效率点及零扬程点处通过泵的流量的主要决定因素。如果喉部面积过小,则泵体中的流速
7、就较高,从而水力损失也大,对低比速泵而言,泵体内的水力损失是仅次于叶轮圆盘摩擦损失，对泵的性能具有举足轻重的影响。当然,在增加Ft后,在提高泵效率的同时,还将使最高效率点向大流量方向移动,使扬程曲线变得更加平坦,相同流量下的轴功率也有所增加。所以Ft的增加量也有一个最佳值的问题。Ft的计算公式为： （2-13） （2-14）泵体喉部流速速度系数加大流量设计法中需增加喉部面积Ft的直观理解是,泵体的喉部速度系数是随着比速弘的增加而逐渐减小,因而Ft将随刀f增加而增加。因加大流量设计法中最佳工况点比速大于设计工况点比转速,而泵体喉部面积恰恰又是决定最佳工况点流量的主要因素,因此必须加大Ft。当然,
8、 Ft加大后,由于最佳工况点流量大于设计流量,在设计点泵体内的冲击损失将有所增加,泵体的工作状况有所恶化。但如果Ft增加量适当,这种附加损失是有限的。经验已表明,适当增加Ft对提高泵效率是有益的。4、 选取较少的叶片数一般来说,泵的叶片数与其比速、叶片负荷和扬程有关。选择叶片数时,不但要考虑使叶轮流道有足够的长度,以保证液流的稳定性和叶片对液体的充分作用,而且还要考虑尽量减少叶片的排挤和表面的摩擦。对于低比速泵铸造叶轮,叶片数的计算公式为 （2-15）、叶轮进、出口直径；、叶片进、出口安放角。通常，叶片数与比速的关系可见表2-8表2-8 叶片数与比转速的关系ns3045456060120120
9、300Z810786746国内优秀低比转速泵模型的统计表明，其叶片数基本子啊Z=46范围内，以Z=6为多数，且似有比转速越低，叶片数越少的趋势，这虽与过去的经验和理论相矛盾，但却是已被实践所证实的事实。选用较少叶片数的直观理解是，由于在加大流量法设计总选取了较大2，b2，Ft等，增加了叶轮出口面积和泵体喉部面积，即增加了泵的过流能力。换言之，在相同扬程下增加了流量，或在相同流量下提高扬程，因此单位叶片的负荷减小，故可减少叶片数。其次，叶片数少，有利于消除扬程曲线的驼峰，因为加大流量设计华总，过大的2，b2，Ft等易导致H-Q曲线不稳定。第三，Z少，可以减少沿程水力摩擦损失，以利益提高泵效。此外
10、，Z减少后，可减小叶轮进口的堵塞和冲击损失。故推荐Z=46。5. 控制流道面积变化离心泵流道是扩散型通道，控制流道面积扩散的程度是提高泵性能的有力措施。两叶片间流道有效部分出口和进口面积之比对泵的性能有重要影响，推荐FII/FI=1.21.5 (2-16)式中，FII、FI两叶片间流道有效部分出口和进口面积。当壁纸大于1.5时，由于流道扩散剧烈将引起效率下降。控制叶片进出口面积的变化就是控制叶片进出口相对速度的变化，故式（2-16）也可写成W1/W2=1.21.5式中W1和W2分别为叶轮进出口相对速度。6. 叶片前伸并减薄过去低比转速叶轮叶片进口常与轴平行，中高比转速叶轮叶片进口边常与轴线有=
11、30。左右的倾角。近年来的研究表明，低比转速叶轮叶片进口边前伸并减薄是有益的。可以设想，在叶轮进口转弯处abcd（假定原定叶片在进口边为ab,叶片前伸后为cd）实际上是一高比速混流式叶轮（为原叶轮）和一高比速混流式叶轮（新增叶轮）的叠加，如图2-4所示。小叶轮虽消耗一些能量和产生一些水力损失，但产生的扬程比所消耗的能量来说是主要的，故总的来说提高了效率或扬程。两外在前伸的同时有减薄叶片，叶轮进口冲击损失较小。此外，研究表明这样做对获得稳定的扬程曲线也是有力的。图2-4 叶片前伸7. 其他措施除上述六个主要参数外，其他一些提高泵性能的措施也在加大流量设计法中应用。如减小泄露损失，推荐选用K0=3.54.2；叶轮轴面流道和平面流道面积变化应均匀，以保证速度变化和能量转换也比较均匀；叶轮进口面积尽量呈正方形以减小湿周和摩擦损失；参考已有性能优秀的模型泵几何特征等。最后说明一点，在计算b2，Ft时，如果放大流量和比速设计，则b2用式（2-5）计算，Kvt按常规选取；如果用泵设计流量和比速，则b2用式（2-8）或式（2-10）计算，Ft按常规计算放大后10%40%
