叶片泵介绍（通用5篇）
叶片泵介绍 篇1
轴（混）流泵叶片技术质量协议 1.总则
1.1 为保证产品质量，明确供需双方的责任，本着平等互惠合作的原则，泰州泰丰泵业有限公司（以下简称甲方）和
（以下简称乙方）经共同协商签订轴（混）流泵叶片的供货技术质量保证协议。
1.2 甲、乙双方应严格遵守本协议各条款的规定和要求，因违背协议而出现质量问题或质量事故，违约方应负全部责任，并按本协议的规定做出损失赔偿。
1.3 本协议包括：验收规则、产品检验方法、主要原材料的定点及质量控制、生产过程的质量控制、产品合格质量水平控制、设计工艺更改控制、质量信息反馈、不合格品处理、损失赔偿、技术保密等条款。2.验收规则
2.1 验收标准：甲方正式受控生效的设计图纸、CAD数据及JB/T 5413-2007《混流泵、轴流
泵开式叶片验收技术条件》
2.2 甲方对乙方提供的产品进行抽样检验，抽样标准按国家标准GB/T2828.1-2003《计数抽
样 检验程序》。当乙方提供的产品出现不合格批次时，甲方向乙方发出不合格批次通知，乙方应及时返工、返修或调换合格品
2.3 标志：产品应标注制造厂名称、产品型号或图号、生产日期。2.4 乙方每次送货时，必须提交该批产品的出厂检验报告给甲方质检部门。3.生产过程的质量控制
3.1 乙方应加强生产过程的控制管理，制定生产过程控制文件和作业指导书。
3.2 乙方应建立完善的监控体系，在对最终产品质量有影响的关键生产工序上设立专人质控点，严格做好原始记录和数据统计，监控过程质量。
3.3 乙方应及时发现和纠正生产过程的异常状况，确保产品质量的一致性、稳定性，产品质量如有失控应及时查明原因采取纠正措施。
3.4 甲方有权对乙方生产过程质量控制进行监督考察，并进行符合性考核，对乙方执行有效性不符合者，应在甲方要求的合理期限内进行有效整改，并反馈报告，对整改结果不符合要求的，甲方有权终止供货资格。
4．技术要求
4.1 叶片制造精度等级应符合JB/T 5413和合同的规定
4.2 叶片材料必须有合格证书或工厂检验数据，证明符合有关标准的规定。如用户要求，应提供材料的化学成分、力学性能试验报告。
4.3 叶片不允许有裂纹、气孔、缩孔、疏松、渣眼、浇铸不足等缺陷。
4.3.1 对于不影响力学性能的缺陷允许焊补，焊补范围及工艺应符合有关标准的规定。4.3.2 铸件表面可用喷砂、喷丸或其他方法清理干净，所有分型面的飞边或冒口的残余均应切除，使铸件表面平整。4.3.3 叶片铸件应进行消除应力处理.4.3.4 叶片所有过流表面的粗糙度应符合图样要求
4.3.5 叶片形状、几何尺寸允许偏差，叶片断面形状h，叶片表面波浪度应符合JB/T 5413的规定
4.3.6 叶片进水边应符合下列规定：
4.3.7 叶片出水边的工作面形状应与图样一致，只允许从背面磨削以达到允许厚度，出水边厚度最大允许偏差为设计厚度的±10％。4.3.8 单叶片质最允许偏差为叶片名义质量的土6％； 5不合格品处理
5.1 交收检验中批次不合格，原则上整批退回乙方处理。因特殊原因需就地筛选或返工的产品，须经甲方同意后，乙方可在甲方指定地点筛选或返工，并进行
6.2因乙方产品质量问题壹年内导致甲方整机返修、返包，由乙方向甲方赔偿直接经济损失，由于乙方产品质量问题给甲方或
叶片泵介绍 篇2
夹具最早出现在18世纪后期, 随着科学技术的不断进步,夹具已从一种辅助工具发展成为门类齐全的工艺装备。 夹具可快速、方便地将工件安装到指定位置,大幅提高了产品精度,使工艺更加便捷,使用相当广泛。 按用途分,可将夹具分为焊接夹具、机床夹具、装配夹具、检验夹具等。
1零件图分析
被加工的零件如图1所示, 零件的毛坯为40Cr, 金属模铸造,技术要求与尺寸精度都不高,生产批量为2 000件,其加工工序为:车外圆,保证 Φ50mm外圆→车端面,保证24mm的长度→中心钻孔、扩孔、铰孔至尺寸要求→铣槽。 其中,铣槽的过程需要用到分度装置,铣刀每加工一个槽,通过分度装置使工件转动一定角度到达加工位置,以便完成其它槽的加工。
2夹具设计
保证工件加工质量是机床夹具设计的基本要求, 也是夹具设计的首要任务。 为此,必须正确地设计与选择定位方法、定位件及夹紧装置。 在设计之前,要认真了解工件的作用、特点、材料、生产规模及技术要求, 详细分析加工工艺过程及本工序的加工要求,如加工余量、加工精度、加工表面、定位基准以及前后工序的联系等。 本文夹具的设计主要分成以下几个方面:定位方案、夹紧方案、分度装置、夹具体和连接元件的设计。
2.1定位方案
工件定位是指在工件加工之前,将工件放在相对于机床、刀具一个比较准确的加工位置。 工件的定位, 实质上是对空间自由度的限制,根据工件自由度被约束的情况,工件定位方式有完全定位、不完全定位、欠定位、过定位4种。
本设计因加工的需要,在铣槽的过程中零件不能发生任何移动,6个自由度都要进行约束,故选用完全定位。 定位方法为花键孔和主轴端面定位,图2为定位主轴设计图。
空间6个自由度的限制,虽然解决了工件在加工过程中“定与不定”等问题,但每个工件在加工过程中所占据的位置并不一致,这就涉及到“准与不准”的问题。 工件在夹具中所占据的位置不准确,加工的工件尺寸必然不一致,就会形成误差,称之为定位误差,用 ΔD表示。 生产中为了保证加工精度,一般要求定位误差不超过工件加工公差T的1/5~1/3。 定位误差包括基准位移误差和基准不重合误差,当无基准位移误差时,ΔY=0;当定位基准与工序基准重合时,ΔB=0;若两项误差均没有, 则 ΔD=0。 分析和计算定位误差的目的,是为了验证定位方案能否保证定位要求,以便对不同方案进行比较,从而选出最合理的方案。
从零件设计要求可知, 工件和轴的配合尺寸为 φ18H7/g6, 查阅国标轴、 孔的基本偏差表有:ΔB=0; ΔY=ES-ei=0.021-(-0.017)=0.038mm;ΔD=0.038mm。
按照GB/T 1804—2000 《未注公差的线性和角度尺寸公差》要求,指明工件加工公差等级为中等m,则T =0.1 -(-0.1) =0.2mm。 而 ΔD =0.038mm ≤(1/5 ~1/3)T = 0.04~0.067mm,定位方案合格。
2.2夹紧方案的设计
在夹紧过程中,工件应能保持在既定位置,即在夹紧力作用下工件不应离开定位支承;夹紧力的大小要适当、可靠。 既要使工件在加工过程中不产生移动和振动,又不使工件产生不允许的变形和损伤,夹紧装置的自动化程度和复杂程度应与工件的产量和批量相适应。
夹紧装置主要由动力装置、中间递力机构、夹紧元件组成。 常用的夹紧装置有楔块、螺旋、偏心轮等, 楔块夹紧可改变夹紧力方向,但使用效率低,多用于机动夹紧装置中;螺旋夹紧结构简单、自锁性好、夹紧可靠、夹紧行程不受限制,远比楔块夹紧力大,其通用性大,但效率低,多用于手动夹紧装置中;偏心夹紧机构产生的夹紧力较小,自锁性能不好,一般用于切削力不大且无振动的场合,对夹紧尺寸要求严格。 可见各夹紧装置都有各自的优缺点,应结合设计要求选择合理的夹紧装置。 综合以上特点,本设计选用螺旋夹紧装置。
花键主轴上的螺杆、开口垫圈和夹紧螺母为主要的夹紧元件。 当旋紧夹紧螺母时,通过开口垫圈将工件夹紧在花键主轴上。 查阅资料,旋紧螺母时使用扳手的六角螺母:当螺纹直径=10mm,螺距=1.5mm,手柄长度=120mm,作用力=45N时,夹紧力=3550N。
为了保证装夹的稳固和加工时的刚性,需要在夹具后部设置支承机构,将安装工件的螺杆顶住,如图3所示。 支撑机构中除顶尖外,还有尾架、端盖、螺杆、锁紧旋钮、手轮、手柄等。 通过手轮、手柄使螺杆旋转,推动顶尖向左移动, 从而将花键主轴上的螺杆部分顶住,再拧紧锁紧旋钮,防止顶尖松动。 尾架和端盖在这个机构中起支撑作用。
2.3分度装置的设计
分度装置是能够实现角向或直线均分的装置。 工件被夹紧,完成一个工位的加工后,夹具不松开,工件通过移动一段距离或者转动一个角度,达到下个加工工位,从而完成整个工件的加工。 由零件的设计要求可知,槽的分度精度要求并不高,因此采用圆柱销定位分度结构,该结构简单、易制造。 操纵机构选用手拉式,如图4所示。 通过转动手柄,根据手柄转动的圈数来确定加工的工件旋转角度。 旋转一定角度后,将定位销通过手柄上的孔插入到分度盘上的槽中,实现分度的锁紧。
分度的传动机构是通过蜗轮蜗杆传动来实现的, 其特点是传动平稳、啮合冲击小,能获得较大的传动比,且结构紧凑。 蜗杆是齿数z1=1的单头蜗杆,蜗轮的齿数z2=30,即蜗杆转动一圈,蜗轮转动1/30圈。 应工件加工要求,每加工一个槽工件转动30°,即蜗轮转动1/12圈。 由此可计算出蜗杆所需转动的圈数为2.5圈, 即转动分度手柄时,每次转动两圈半即可。 蜗轮蜗杆传动机构及分度盘如图5、图6所示。
2.4连接元件的设计
连接元件是连接机床与夹具的元件,保证夹具准确地定位到机床上。 连接元件有两种基本形式,一是安装在机床工作台上, 二是安装在机床回转主轴上, 本文选用前者。 铣床夹具的连接元件由定位键和带U型槽的耳座两部分组成。
(1)定位键。 铣床夹具以定位键和机床工作台T型槽配合,每个夹具一般设置两个定位键,起夹具在机床上的定向作用,并用埋头螺钉把定位键固定在夹具体的键槽中。 材料选用45钢。
(2)带U型槽的耳座。 在铣床夹具纵向两端底边上,设计带U型槽的耳座,机床上有对应的螺孔,螺栓穿过T型槽与机床上的螺孔,将夹具体紧固在工作台上。 材料选用HT300。
2.5夹具体的设计
夹具体一般是夹具上最大最复杂的基础元件,其形状和尺寸主要取决于组成该夹具的各种元件、机构和装置。 同时,在进行夹具设计时,还应考虑到因夹紧力、切削力而产生的冲击和振动,保证夹具的强度和刚度需求。 另外,在铣槽的过程中,会有一些碎屑掉到夹具体里面, 时间长了会损害传动机构或其它零件, 为保证夹具正常工作,应考虑到排屑的方便性,且夹具应该便于装卸。
本夹具体采用铸造结构, 铸造的生产周期长,且因铸造时的内应力缘故,易引起变形,从而影响夹具体精度的持久性。 为此,铸造夹具体必须进行时效处理,而与焊接结构相比,铸造可以铸出形状复杂的结构, 故本夹具体采用铸造结构比较合适。 材料选用HT200,壁厚4mm。
3结语
本文分析了被加工工件的特点、作用、材料、生产规模及技术要求,并通过相关计算设计了一套专用的带分度装置的铣床夹具。 实际上,在生产中,零件的形状是千差万别的,没有任何一种夹具能适用于所有的零件,合理、灵活的设计并使用夹具能够降低生产成本,提高工作效率,降低废品率。
参考文献
[1]吴明坚.叶片泵转子钻铣工艺[J].液压工业,1981(2):61-62
[2]郑方焱,张争艳,陈定方,等.新型非圆齿轮分度装置[J].中国机械工程,2014(22):2997-3002
[3]唐泳波.磁流变液研究与磁流变柔性夹具结构设计[D].广东:广东工业大学,2011
[4]严朝宁.CKA6136-20105拨叉加工工艺优化研究[J].机械设计与制造工程,2015(8):79-81
[5]林斌.采用液压夹具在多件加工中实现全自动化控制[A].中国职协2013年度优秀科研成果获奖论文集(上册)[C].2013
[6]梁慧妿.数控铣床铣槽夹具设计[J].职业,2014(8):149-150
[7]王雪.机床夹具设计方法的研究探讨[J].湖南农机,2014(5):101-102
[8]牛文志.机床夹具设计的几点注意事项[J].金属加工(冷加工),2010(14):40-41
[9]曾薇子.气缸套法兰耳钻床夹具设计[J].机械工程师,2009(12):154-155
[10]王冬梅.汽车转向节快速夹紧装置的设计及应用[J].科技创新与应用,2012(20):17
[11]缪霞.摇臂两斜孔钻夹具的设计与分析[J].河南科技,2013(12):81-82
一种用于体外膜肺的无叶片血液泵 篇3
无叶片血液泵由血泵和气泵两个主要部件构成。血泵是与血液直接接触的部件，主要由硬质外壳和柔性内胆以及置于外壳血液进、出口的两个单向阀构成。气泵由驱动电机、传动机构、气缸和在气缸中做往复运动的活塞构成。整个血液泵采用微机控制，气泵和控制系统不与血液直接接触，可给不同病人重复使用。
血泵与血液接触，只能给一个病人使用。血泵通过螺纹连接在气泵上，气泵与血泵内胆构成连通器，气泵通过内胆入口在活塞做往复运动时将气体泵入或抽出内胆。无叶片血液泵的基本构成如图1所示。图1中①为血泵，②为气泵，气泵上安装有调压阀，③～⑥为偏心轮与摇杆机构，用于将转动转换成轴④的平动，虚线框⑦内为齿轮减速机构，⑧为驱动电机。当电机驱动减速机构和偏心轮摇杆机构时，电机的旋转运动经减速转换为传动轴的往复运动，通过传动轴，驱动气泵②中的活塞往复运动。
无叶片血液泵的工作原理是：当气泵中的活塞在驱动电机的作用下做往复运动时，将气缸内的空气泵入/抽出血泵的内胆中。当活塞从左至右运动时，内胆充气不断增加，体积增大，挤压外壳中的血液，在此压力作用下输入单向阀关闭，输出单向阀开启，血泵输出血液。当活塞从右至左运动时，活塞将内胆中气体抽出，内胆体积减小，血泵外壳与内胆间产生负压区，在此负压作用下，输出单向阀关闭，输入单向阀开启，人体血液经输入管道进入血泵，为下一次输出血液做准备。当活塞不断做往复运动时，内胆被反复泵入和抽出气体，血液从血泵呈脉动输出，实现泵送血液的作用。
整个泵的控制系统包括系统微机、流量检测与调节、最大输出压力检测与调节、呼吸频率监测以及血压、输出血量、呼吸频率显示等诸多模块。控制系统具有人机对话和自动控制功能，可根据相关检测数据自动调整电动机转速等，以使泵的各项运行数据达到期望值。
血液泵的特性主要包括输出量和输出压力随时间变化的关系，下面分别予以分析。
1.泵的输出血压
如前所述，当活塞从左至右运动时，内胆被逐步充盈，当内胆压力大于人体血压时，输出单向阀被打开，外壳中血液开始输出，当外壳中血液全部输出时，内胆也完全被空气充盈，此时内胆作用于外壳的压力最大，也是血泵能输出的最大压力。显然，此压力必须大于病人的最高血压，方可实现血液的输送。
血泵外壳内的压力变化如图2中曲线P1（t）所示。当气泵开始将空气泵入内胆时，内胆作用于血液的压力逐渐增大。如曲线斜线部分所示，当压力增大至大于等于人体内血压时开始输出血液，随着血液的输出，血泵输出压力基本维持不变，待外壳中血液输送完毕，因外壳空间被内胆全部占满，与人体血管无液体连通，外壳承受的压力发生突变，达到最大压力P1max。根据波义尔-马特略定律，在恒温下气体的压力与体积成反比，因此，如果气泵对内胆充气开始时内胆完全没有空气，气缸中空气无泄露的全部泵入内胆，则有
式中，W 为泵的每分钟输出量；W1 为每搏输出量，等于外壳内壁与未充气时内胆之间的空间之容积，F 为搏动频率。从式（3）可知，设计时可通过调整W1和F来调整泵的输出量。对制造的产品，W1为定值，只能通过改变搏动频率F，也就是改变驱动电机转速来调节泵的输出量，即泵的输出量与电机转速成正比。
本血液泵可用于ECMO系统。由于没有常用的离心泵和轴流泵的高速旋转叶片，挤压血液的只有质地非常柔软的内胆，无疑，泵对血液的机械损伤将明显减少。概括起来，本血液泵具有如下优点。
一是对血细胞损伤小，减少了系统血凝产生的可能因子。
二是调节泵的输出量时不影响泵的输出压力，而离心泵和轴流泵在调节输出量时，输出压力伴随流量做更大幅度的改变。
三是泵的实际供血压力自动适应病人血压，不会导致病人局部血压升高。离心泵和轴流泵的输出压力只与其电动机转速有关，无法自动适应病人的血压。
四是与血液接触的部分只有血泵，气泵和整个控制系统无易损部件，可重复使用，即整个泵分为一次性使用部分和可长期使用部分，减少了病人的医疗费用。
五是整个装置没有高速运动部件，制造难度小，成本低，可在中低收入病人中使用，应用面广。
叶片泵介绍 篇4
20世纪60年代初,我国研制了叶轮直径1 540 mm的64ZLB-50型轴流泵,并成功地应用于江都泵站,从此开创了我国大型轴流泵的先河。同时,上海水泵厂、武汉水泵厂开始生产1.6 m的大型轴流泵。60年代末期,由当时八机部中国农机院联合设计组设计了2.8 m的大型轴流泵,并定点在武汉水泵厂试制。第一批产品于1969年用于湖北汉川沉湖泵站和洪湖南套沟泵站。后来无锡水泵厂也生产。随后南方许多省,如湖北、湖南、江苏、安徽、江西、广东等地相继建成了许多1.6 m及以上的大型轴(混)流泵站。仅湖北上世纪就建成1.6 m及以上大口径的大型轴流泵站就有近80余座、约500多台。其中2.8 m口径的大型轴流泵就安装了近百台。目前,我国生产和使用的大型轴流泵口径有1.6、1.7、1.8、2.0、2.1、2.4、2.8、3.0、3.1、4.0、4.5 m等。最大口径的导叶式混流泵为6 m。其装置形式有立式、卧式和斜式,其中以立式居多。它们在我国防洪排涝和抗旱减灾、跨流域调水及工业供水中发挥着重要作用,为我国国民经济的发展创造了巨大的社会效益和经济效益[1]。
众所周知,轴流泵的弱点是高效区窄,扬程高时容易进入性能不稳定区(“马鞍区”)。大型水泵应用于工程实践后,为了扩大其工作范围,实现经济运行、减小机组启动功率和防止运行中的空化或过载、调节流量及安全停机断流,就必然要研究其性能调节。大型水泵尤其是立式轴流泵和导叶式混流泵,由于轮毂尺寸大,便于布置叶片转动机构,因而叶片调节机构获得了广泛的采用。
大泵叶片调节机构一般由叶片转动机构和控制机构两部分组成。其中,叶片转动机构有曲柄、连杆和拐臂,他们装于转轮体内,适用于各种叶片调节,结构上一直没有太大的变化;控制机构总体上分液压操作和电动机械操作两种,其中机械操作最早出现的是杠杆式(一般位于泵的下部),后来有了涡轮蜗杆式(一般位于机组联轴器的中部)和螺旋式(一般位于机组顶部),他们经历了不断的改进,目前国内机械调节用得最多的是螺杆式。
20世纪60年代末,上海水泵厂率先开发了叶片可调的轴流泵和导叶式混流泵,并分别应用于水利工程排涝和电厂循环水用泵。
70年代,高邮水泵厂生产的16CJ80型全调节轴流泵采用的是实心轴电机、机械式叶片全调节[7],调节器利用短轴装于主电机与主水泵的连接轴之间,位于短轴内的调节装置电机、自整角发送机都是随泵轴转动的,电源通过电刷、导电环与电机、自整角发送机相连。这种调节器的优点是:可以不脱轴进行检修,拆装方便;另外,在不需要进行叶片调节时,为避免碳刷磨损,可自动脱刷。缺点是:齿轮差动机构较复杂,制造精度要求高,电机选型受到调节轴孔空间尺寸的限制,不便于增大调节力,叶片调节动作不够可靠等。
90年代,国内一些水泵制造厂对上述调节器进行了改进,改进后的调节器放在电机的顶端,电机轴为空心。其主要特点是:调节用的电机、自整角发送机由随水泵主轴转动改变为静态安置,调节电机的选用不再受调节轴孔空间尺寸的限制,调节产生的轴反力由主电机的轴来承受,不改变泵壳部分的受力,简化了结构,某种程度上提高了装置动作的可靠性,轴向调节力达到30 kN。但机组的抬轴、调节器轴承发热甚至烧毁等问题依然存在。以后一些制造厂采取了许多措施,但效果不佳。如:增加反向推力轴承,防止机组抬轴;加大调节器推力轴承,提高其承载力;引入冷却水,防止调节轴承发热烧坏等等。
东深供水二期扩建工程为解决调节器轴承损坏问题,采用了以下措施[3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14,15,16,17,18]:(1)采用“回关”操作法,改变机组原有的运行操作方式,以减轻轴承的轴向负荷;(2)安装时用百分表仔细校准推力轴承节点处联结的同心度,避免曲折;(3)调整调节机构底座,用专用工具校正螺杆和推力盘的倾斜度,避免推力轴承偏心受压、滚珠受力不均匀;(4)在不影响水泵运行条件下,把机组主轴轴端内套铜轴瓦的间隙搪大至0.5 mm,使调节机构拉杆与铜轴瓦之间的间隙大于主轴轴承间隙,避免机组主轴运行时的经向摆动对拉杆产生的径向作用力。
东深供水改造工程的液压调节分别采用了与沈阳水泵厂和长沙水泵厂合作的两个外商提供的技术[32]。其中,莲湖泵站的叶片调节机构是将反馈装置放在电机的顶部,而把受油器放在泵与电机连接的大轴法兰处,叶片调节机构回复导杆及油路穿过电机空心轴,系统工作油压为2.5 MPa;旗岭、金湖泵站仍然是把受油器放在机组大轴法兰下,把调节器放在机组之外的油压装置上,系统工作油压为7 MPa。
2 调节机构的选用及主要存在问题
一般认为:叶轮直径小于0.85 m的泵因轮毂和轴颈较小,设置全调节机构较为困难,故做成固定式或半调节式。半调节式因机构简单、成本低、可靠性好,对起动要求不高、运行扬程变化不大的泵站,应尽量采用半调节式(目前直径已达3 m)。停机全调节在机组不运行时由人工进行,一般用于叶轮直径为1.0~1.4 m的水泵。
液压调节因采用油压装置,系统复杂,辅助设备多,维护费用高,运行操作、管理麻烦,目前常用于2.0 m以上的泵。机械调节因设备紧凑,费用低,管理方便,但因其调节力较小,一般只用于1.5~2.0 m的水泵。但对扬程不高、叶轮设计合理、要求调节力不大的,也可以用于3.0 m左右的泵。如江苏刘老涧泵站口径3.1 m的立式轴流泵,设计扬程4.2 m,采用了机械式全调节。在3 m以上的大泵上采用机械式全调节,应是首选,但可靠性有待提高。
叶片调节机构是选用机械式还是液压式,也可以按水泵轴功率的大小来确定。如果泵的轴功率大,即扭矩大,叶片调节操作所需的力矩也相应地增加,电动机械式调节机构往往受传动功率和结构尺寸的限制,而液压式调节机构则可通过液压力的大小来调节操作力矩,因此,当水泵轴功率小于2 000 kW时一般采用电动机械式;大于2 000 kW时则采用液压式。如东深供水改造工程各泵站水泵的轴功率均大于2 000 kW,所以都采用了液压式叶片调节机构。
对运行时数较少的排涝泵站,因运行费用与设备投资、特别是与排涝社会效益相比为次要因素,因此只要机组起动没问题、工况范围基本能适应扬程的变化,可以采用半调节或不调节叶轮,以节省设备和维护费用。如安徽省凤凰颈排涝泵站虽然水泵较大(D=3.1 m),仍采用了半调节;另一座排涝泵站原来采用的是油压式全调节,但因实际运行使用较少,加上缺乏维护保养,结果漏油进水锈蚀严重,后来改成了固定叶片。
目前,叶片调节机构存在的主要问题:
液压调节目前普遍认为比较可靠,但它采用了外供油的形式,需要配套专门的油压装置。因此,设备庞杂,运行管理不便,维护费用较高,而且当系统内压力达到一定数值时,会漏油,污染水源,这对提供饮用水的泵站更为担心,而且必须频繁地补充液压油,操作较麻烦。
机械调节与液压调节比,采用了内置式,省去了外部设备,但从使用情况看,存在的问题较多,工作可靠性不高。如运行时机组抬轴、调节器推力轴承发热甚至烧坏、机组运行时振动等。由于缺乏有效的改善措施,因而故障不断,寿命较短,有的叶片调节机构使用时间不长就因失灵而瘫痪。
为解决上述问题,采取过的措施包括:(1)加装循环冷却水装置,用于降低轴承温度;(2)加大推力轴承,提高其承载力;(3)在电机内加装反向推力轴承,避免出现抬机事故;(4)上述措施的综合运用等。尽管如此,其改善效果仍然有限,影响因素复杂。如由于抬轴,机组运行时电机轴承中的推力头及镜板与推力瓦脱开,推力轴承没有受力,而调节机构轴承受全力,导致运行振动,同时调节机构轴承发热甚至烧坏。有些厂家采用加大推力轴承、增加冷却水装置等措施,有时也能勉强应付,但是在运行中需要调节时问题又暴露了出来。有时为了增大叶片角度、欲往正角方向调节时,住往会出现叶片角度没有改变,而机组整个转子体却被调节机构全部拉起来的危险事故。
3 调节机构的改进及发展趋势
关于叶片调节机构的最新技术国外报道不多,日本叶片调节机构的油压装置采用了分离式蓄能器,蓄能器中采用氮气囊。目前这一产品的关键部件(受油器)国内已有生产,并应用于南水北调的东线泵站。
近年来,天津发电设备总厂生产的水轮机、水泵转轮桨叶自动调节机构,其最大特点是:利用水轮机和水泵的自身回转动力,通过一套特殊的传动机构,实现在空心主轴内的传动轴产生正向或负向的轴向位移,从而带动推拉盘和联杆转动,促使转轮的全部桨叶在机组运行中作出同步的自动调节。该机构省去了常规的液压调节机构所增设的一套液压系统。机组的安全性、可靠性和经济性各项技术指标均优于其他调节机构。该调节机构可以遥控任意调节桨叶在运行中的角度并实现自锁,适用于中小型水轮机和水泵机组以及多级泵站、电站的自动化柔性管理,对转桨式中小型水电机组和水泵具有推广采用价值[23]。
湖北公安县拓宇水利水电自动控制设备厂近年来研制和生产的MT-08型免抬轴水泵叶片调节器,将传统的机械调节改为内置式的液压调节[31]。该调节器的特点是:取代了传统的外供油系统,体积小,设备简单,价格低廉,不会出现机械调节的抬轴现象,同时也避免了由于液压调节漏油使压力降低而无法调节和污染水源等问题。
上海东方泵业有限公司的叶片调节机构[49],由与泵叶片连接的角度调节杆、与泵壳连接的箱体、升降轴承座、旋转驱动手轮、蜗轮蜗杆驱动机构等组成。该调节机构将角度调节杆的外端伸至箱体内,与升降轴承座连接,升降轴承座与蜗轮蜗杆驱动机构连接,蜗杆上设置驱动手轮。旋转驱动手轮时,通过大传动比的蜗轮蜗杆机构,将动力传递到升降轴承座,升降轴承座驱动角度调节杆作轴向运动,实现调节叶片安放角的目的。这种调节机构的特点是结构较简单,加工装配较容易。
无锡市锡泵制造有限公司的液压调节机构[50],其液压传动系统包括有接力器和电机轴,接力器内有活塞和接力器缸;操作杆一端与活塞连接,另一端穿过主轴的中心孔与操作架连接,以实现叶片转动。接力器安装在水泵与电机的主轴之间,转轮体内轴承采用无油润滑,这样即使液压油泄漏,也不会接触到水源,从而可避免水源污染问题。
关于叶片调节机构的发展趋势:由于机械调节无需附属设施即可实现叶片全调,同时它便于布置、维护简单,投资和费用较省,又可避免液压调节的漏油污染问题,因而其前景看好,被视为调节机构的首选。另外,研究新的水泵工况调节方法也是一条重要途,如德国KSB公司开发的一种用于泵进口导叶的非对称翼型叶片(德国专利号:No.1116973)。随着节能的呼声越来越高,特别是水电和核电机组的日益大容量化,可调节叶片水泵的开发将进一步受到重视。设计的重点将着眼于调节机构型式的合理选择和调节机构的可靠性设计。为了适应电站辅机可靠性要求和无人值守需要,油压式叶片调节机构在中容量循环水泵中占的比重将会逐渐增加。但是,总体上必须从结构设计和提高可靠性等方面对叶片调节机构进行改进。结构设计上要解决机械式调节机构的抬轴问题,提高工作可靠性;液压式叶片调节机构应解决漏油与高压之间的矛盾,即解决密封问题,以满足环保需要。◆
叶片泵介绍 篇5
液力变矩器是汽车及工程机械自动变速系统中最重要的部件之一, 装有液力变矩器的动力传动系统可以保证系统起步平稳、变速和变矩, 同时还可以吸收传动系的扭振, 降低冲击, 提高传动部件的寿命, 但由于工作液体在液力变矩器泵轮、涡轮、导轮叶片间组成工作腔中的流动是一个空间的、复杂的三维流动, 特别在损失机理上, 就包括冲击损失、摩擦损失、收缩与扩散损失、二次流的损失、漩涡及脱流损失等, 目前很难用正向设计的方法准确建立出这种因复杂流动所产生的内环至外环流动的数学模型, 只能采用经验对一些实际流动状况进行简化, 给出部分设计参数的经验值, 本文对反求技术下泵轮叶片参数的研究, 就是对多种模型及试验产品筛选、改进, 定型, 而后对性能优良的合格产品进行理论计算, 获得准确可靠的生产图纸, 减少对经验设计的依赖, 提高设计效率, 缩短研发周期等。
2 液力变矩器在反求技术下的参数计算
2.1 以下对某一性能优良的液力变矩器反求后叶片参数的计算。其数据如表1。
2.2 设计流线的计算
(1) 广义环坐标系。液力变矩器工作时, 流体质点在其内部的运动轨迹是环流与涡流合成的螺管运动, 这里用广义环坐标系进行描述, 环的中心点位于直角坐标系的原点, 环的轴线和x轴重合, 极点定在设计流线的中心点上, 极点到环面的距离为极半径ρ (极半径ρ不是定常数) 这样流场中任意一点p的坐标可以由ρ、θ和s或φ唯一确定。
由图4~6可以得到直角坐标系与广义环坐标系的关系
(2) 泵轮叶型轴面设计流线的计算。根据文献[1]循环圆轴面流道截面积处处相等,
最理想过流面积为循环圆直径的23%可得:
即:T=12685.18mm2
根据正圆台面积公式与图6中各参数的几何关系:
将表1数据代入中间流线的轴面方程得:
(3) 泵轮环面设计流线的计算。为了建立环面设计流线的微分方程, 需要分析泵轮的速度三角形, 设液体质点沿流线运动, 相对于工作轮的相对速度W, 圆周速度u, 绝对速度υ, W与u之间的夹角为叶片角β, 绝对速度的两个分速度υu与υm。
由图7的空间几何关系和倒数的意义可得
为了便于积分可以将用的一次线性方程表示设
将表1设计流线入口角 (β1θ1) , 出口角 (β2θ1) 代入得:a=-0.106b=0.446即ctgβ=-0.106θ+0.446
由于式4很难直接进行积分, 针对三元件向心涡轮液力变矩器的泵轮轴面流线极半径随转角变化平缓的特点可以构造二次多项式来近似表达式4, 由文献[7]已证明误差在1%以内, 因此可设ρ=eθ2+fθ+g (10)
将表1中 (ρ1θ1) , (ρ2θ2) , (ρ3θ3) 代入得
将式9、式10代入式8积分整理后
得流体环面上方程为
式5、式11即为泵轮叶片轴面, 环面的设计流线方程。
3 结束语
本文对反求技术下液力变矩器泵轮叶片参数的计算, 得出了三元件向心涡轮液力变矩器泵轮叶片的设计流线方程, 根据设计流线可以确定内、外环流线, 进而得到冲压型泵轮叶片产品图, 通过检测验证, 新叶片关键尺寸与样机泵轮叶片尺寸相近, 因此计算的参数是准确可行的, 这种设计方法可以缩短产品的研发周期, 提高生产效率, 减小设计风险, 在工程设计中具有一定的实用价值。
参考文献
[1]马文星.液力传动理论与设计[M].北京:化学工业出版社2004.6.
[2]魏巍, 闫清东.液力变矩器叶栅系统三维优化设计方法研究[J].流体传动与控制, 2006 (04) .
[3]朱经昌.液力变矩器的设计计算[M].北京:国防工业出版社, 1991.10.
[4]商高高, 何仁, 陆森林.液力变矩器性能特性的数学模型[J].江苏理工大学学报, 1999.
[5]马文星.国外车辆液力传动研究现状及其展望[J].汽车工程, 1996 (4) .
[6]刘仕平, 权龙.三元件向心涡轮液力变矩器环面流线法设计[J].农业机械学报, 2009, 40 (9) .
[7]刘仕平.液力变矩器的数学模型、新型设计方法及内部流场研究[D].太原理工大学博士论文, 2010.6.