一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构

摘要

本发明公开了一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，本发明的主要思想是将一个双吸泵叶轮分成两部分，即由两个独立的分叶轮组成，通过内部机械机构实现两个分叶轮的相对旋转，从而实现双吸泵两侧叶片圆周方向时序位置的调节。本发明的双吸泵叶轮周向时序位置调节机构主要包括直齿齿轮一、直齿齿轮二、内齿轮、棘轮机构、轴套、键分叶轮一、分叶轮二；本发明能够便捷改变双吸泵叶轮周向时序相对位置，从而改善泵内压力脉动，提高泵运行的可靠性。

权利要求

1.一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，其特征在于，主要包括直齿齿轮一(1)、直齿齿轮二(2)、内齿轮(3)、棘轮机构(4)、轴套(5)、键(6)和叶轮，叶轮分为两个独立的叶轮，包括分叶轮一(7)和分叶轮二(8)；轴套(5)与主轴间隙配合，主轴通过键(6)带动轴套(5)的旋转；棘轮机构(4)的棘轮、直齿齿轮一(1)和轴套(5)为刚性连接，棘轮机构(4)的棘轮、直齿齿轮一(1)和轴套(5)同步旋转；棘轮机构(4)的棘爪安装在分叶轮一(7)上，内齿轮(3)置于分叶轮一(7)上，直齿齿轮二(2)安装在分叶轮二(8)上，且直齿齿轮二(2)在分叶轮二(8)上自由旋转，直齿齿轮一(1)和直齿齿轮二(2)以及直齿齿轮二(2)和内齿轮(3)均保持良好的啮合关系。

2.根据权利要求1所述的一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，其特征在于，所述直齿齿轮一(1)、直齿齿轮二(2)、内齿轮(3)的各参数满足如下关系：h＝ha+hf＝2.25m；

hf＝1.25m；

m·z3＝m·(z1+z2)＝(0.62～0.72)·D2；

dcn＝m·(z3-2)；

dcwi＝m·(zi+2)；

式中：

zi—齿轮的齿数，(i＝1，2，3，分别代表直齿齿轮一，直齿齿轮二，内齿轮)；

di—齿轮分度圆直径，mm；(i＝1，2，3，分别代表直齿齿轮一，直齿齿轮二，内齿轮)；

m—齿轮的模数，模数为标准值，mm；

h、ha、hf—分别为齿高、齿顶高、齿根高，mm；

D2—泵叶轮出口直径，mm；

dcn、dcwi—分别为内齿轮、直齿齿轮齿顶圆直径，mm。

3.根据权利要求1所述的一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，其特征在于，所述棘轮机构(4)的各参数满足如下关系：zJ＝z1；

mJ＝(1.2～1.5)·m；

dJ＝zJ·mJ；

hJ＝(0.25～0.8)·mJ；

dJf＝dJ-2hJ；

aJ＝mJ；

式中：

zJ—棘轮的齿数；

z1—直齿齿轮一的齿数；

mJ—棘轮的模数，模数取标准值，mm；

m—齿轮的模数，mm；

dJ—棘轮的齿顶圆直径，mm；

hJ—棘轮的齿高，mm；

dJf—棘轮的齿根圆直径，mm；

aJ—棘轮齿顶弦厚，mm。

4.根据权利要求1所述的一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，其特征在于，所述轴套(5)外径的确定公式如下：式中，

dw—轴套外径，mm；

Q—双吸泵叶轮设计工况点流量，m3/s；

H—双吸泵叶轮设计工况点扬程，m；

η—泵水力效率；

n—泵转速，r/min；

[τ]—材料许用切应力，Pa。

说明书

一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构

技术领域

[0001] 本发明属于流体机械设计领域，特指涉及一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，可对双吸泵叶轮两侧叶片的相对位置进行调节。

背景技术

[0002] 双吸泵具有扬程高、流量大，轴向力极小，运行较平稳等特点，所以在工程中得到广泛应用。这种泵型的叶轮实际上由两个背靠背的叶轮组合而成，从叶轮流出的水流汇入一个蜗壳中。绝大多数双吸泵叶轮两侧叶片为对称布置，这种形式的叶轮易造成泵内部流动压力脉动过大，严重影响泵运行可靠性，危害机组运行安全。因此，为了能够降低泵内部流动压力脉动，在保证泵外特性基本不变的前提下，急需开展叶轮交错形式对压力脉动影响的研究。

[0003] 经检索，与本发明相关的文献《交错叶片叶轮对双吸离心泵蜗壳内压力脉动的影响研究》(中国农村水利水电，2014年第7期)通过CFD数值计算对三种不同交错角度的分叶轮研究指出，双吸泵两侧叶轮相对交错角度30度时，可有效降低双吸泵内压力脉动峰值。文献《叶轮形式对双吸离心泵压力脉动特性影响试验研究》(机械工程学报，2011年第12期)通过试验对双吸泵叶轮形式研究指出，双吸泵叶轮两侧的叶片交错一定角度，可有效降低双吸泵的压力脉动，提高其运行稳定性，但交错角度最佳值的确定需试验验证；由于实际生产中双吸泵叶轮均为一个整体铸件，如需要测试其交错布置的性能时就需要根据要求的交错角度重新进行生产铸件，成本大，耗时长。

[0004] 为了解决上诉双吸泵叶轮的局限性，本发明通过对双吸泵叶轮内部结构的重新设计，提供一种可自由调节双吸泵叶轮两侧叶片周向时序位置的调节机构。

发明内容

[0005] 本发明通过对双吸泵叶轮内部机械结构的设计使其实现自由调节叶轮两侧叶片周向时序位置，并对所述的双吸泵叶轮周向时序位置调节机构内部棘轮和齿轮等零部件进行设计，将双吸泵叶轮分为两个独立的分叶轮，通过由棘轮机构、齿轮和轴套等主要部件组成的机械结构使两个分叶轮产生相对转动，调整两侧叶片的周向时序位置。

[0006] 一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，主要包括直齿齿轮一、直齿齿轮二、内齿轮、棘轮机构、轴套、键和叶轮，叶轮分为两个独立的叶轮，包括分叶轮一和分叶轮二；轴套与主轴间隙配合，主轴通过键带动轴套的旋转，棘轮机构的棘轮、直齿齿轮一和轴套为刚性连接，棘轮机构的棘轮、直齿齿轮一和轴套同步旋转；棘轮机构的棘爪安装在分叶轮一上，内齿轮置于分叶轮一上，直齿齿轮二安装在分叶轮二上，且直齿齿轮二在分叶轮二上自由旋转，直齿齿轮一和直齿齿轮二以及直齿齿轮二和内齿轮均保持良好的啮合关系。

[0007] 当主轴旋转方向为泵的正常工作转向时，棘轮机构的棘轮和主轴之间的转矩使其产生相对运动趋势，棘轮机构的棘轮与棘爪之间发生制动，直齿齿轮一和内齿轮的旋向相同，内部齿轮机构不会发生相对旋转，从而主轴带动分叶轮一和分叶轮二正常旋转；

[0008] 当主轴旋转方向反向时，主轴通过键带动轴套旋转，从而带动棘轮机构的棘轮、直齿齿轮一的同步旋转，直齿齿轮一带动直齿齿轮二和分叶轮一上的内齿轮相对旋转，从而使分叶轮一和分叶轮二产生相对旋转，或通过对两个分叶轮施加扭矩使分叶轮一和分叶轮二之间的相对旋转。

[0009] 所述直齿齿轮一、直齿齿轮二、内齿轮的各参数满足如下关系：

[0010]

[0011] h＝ha+hf＝2.25m；

[0012] hf＝1.25m；

[0013] m·z3＝m·(z1+z2)＝(0.62～0.72)·D2；

[0014] dcn＝m·(z3-2)；

[0015] dcwi＝m·(zi+2)；

[0016] 式中：

[0017] zi—齿轮的齿数，(i＝1，2，3，分别代表直齿齿轮一，直齿齿轮二，内齿轮)；

[0018] di—齿轮分度圆直径，mm；(i＝1，2，3，分别代表直齿齿轮一，直齿齿轮二，内齿轮)；

[0019] m—齿轮的模数，模数为标准值，mm；

[0020] h、ha、hf—分别为齿高、齿顶高、齿根高，mm；

[0021] D2—泵叶轮出口直径，mm；

[0022] dcn、dcwi—分别为内齿轮、直齿齿轮齿顶圆直径，mm。

[0023] 所述棘轮机构的各参数满足如下关系：

[0024] zJ＝z1；

[0025] mJ＝(1.2～1.5)·m；

[0026] dJ＝zJ·mJ；

[0027] hJ＝(0.25～0.8)·mJ；

[0028] dJf＝dJ-2hJ；

[0029] aJ＝mJ；

[0030] 式中：

[0031] zJ—棘轮的齿数；

[0032] z1—直齿齿轮一的齿数；

[0033] mJ—棘轮的模数，模数取标准值，mm；

[0034] m—齿轮的模数，mm；

[0035] dJ—棘轮的齿顶圆直径，mm；

[0036] hJ—棘轮的齿高，mm；

[0037] dJf—棘轮的齿根圆直径，mm；

[0038] aJ—棘轮齿顶弦厚，mm。

[0039] 所述轴套(5)外径的确定公式如下：

[0040]

[0041] 式中，

[0042] dw—轴套外径，mm；

[0043] Q—双吸泵叶轮设计工况点流量，m3/s；

[0044] H—双吸泵叶轮设计工况点扬程，m；

[0045] η—泵水力效率；

[0046] n—泵转速，r/min；

[0047] [τ]—材料许用切应力，Pa。

[0048] 本发明的有益效果为：

[0049] (1)测试双吸泵的交错布置性能时，可以直接调节叶轮的交错性能，简单省时。

[0050] (2)本发明的调节机构具有结构简单，易拆卸，易组装，调节方便等特点。

附图说明

[0051] 图1是本发明的结构示意图。

[0052] 图2是图1中的AA截面图。

[0053] 图3是本发明棘轮齿轮传动结构工作原理示意图。

[0054] 附图标记说明：

[0055] 1-直齿齿轮一，2-直齿齿轮二，3-内齿轮，4-棘轮机构，5-轴套，6-键,7-分叶轮一，8-分叶轮二。

具体实施方式

[0056] 下面结合附图以及具体实施例对本发明作进一步的说明，但本发明的保护范围并不限于此。

[0057] 一比转速为96的双吸离心泵，其设计流量Q＝4600m3/h，设计扬程H＝94m，效率η＝82.9％，轴功率P＝1763kw，转速n＝980r/min，叶轮外径D2＝900mm。

[0058] 如图1、2所示本发明实施例中的双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，主要包括直齿齿轮一1、直齿齿轮二2、内齿轮3、棘轮机构4、轴套5、键6、分叶轮一7、分叶轮二8主要零部件。

[0059] 如图3所示，为该实施例中的双吸泵工作原理示意图。棘轮机构4的棘轮、直齿齿轮一1和轴套5为刚性连接，棘轮机构4的棘轮、直齿齿轮一1和轴套5同步旋转，棘轮机构4的棘爪安装在分叶轮一7上，内齿轮3置于分叶轮一7上，直齿齿轮二2安装在分叶轮二8上，且直齿齿轮二2在分叶轮二8上自由旋转，直齿齿轮一1和直齿齿轮二2以及直齿齿轮二2和内齿轮3都保持良好的啮合关系；轴套与主轴间隙配合，主轴通过键6带动轴套5的旋转。

[0060] 当主轴旋转方向为泵的正常工作转向时，棘轮机构4的棘轮和主轴之间的转矩使其产生相对运动趋势，棘轮机构4的棘轮与棘爪之间发生制动，直齿齿轮一1和内齿轮3的旋向相同，内部齿轮机构不会发生相对旋转，从而主轴带动分叶轮一7和分叶轮二8的正常旋转；

[0061] 当主轴旋转方向反向时，主轴通过键6带动轴套5的旋转，从而带动棘轮机构4的棘轮、直齿齿轮一1的同步旋转，直齿齿轮一1带动直齿齿轮二2和分叶轮一7上的内齿轮相对旋转，从而使分叶轮一7和分叶轮二8产生相对旋转，或通过对两个分叶轮施加扭矩使分叶轮一7和分叶轮二8之间的相对旋转。

[0062] 所述的一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，直齿齿轮一1，直齿齿轮二2及内齿轮3的模数m根据GB/T 1357-2008以及考虑上述双吸泵轴功率选取m＝4，根据公式选取比例系数为4，根据公式 及m·z3＝m·(z1+z2)＝(0.62～0.72)·D2得出558mm＜d3＜648mm，本例取d3＝600mm，从而确定直齿齿轮一1及直齿齿轮二2分度圆直径d1＝400mm，d2＝100mm，齿数z1＝100，z2＝25，z3＝150，根据公式h＝ha+hf＝2.25m，hf＝1.25m确定齿轮的齿顶高ha＝4mm，齿根高hf＝5mm，根据公式dcn＝m·(z3-2)，dcwi＝m·(zi+2)计算得到直齿齿轮一1、直齿齿轮二2及内齿轮3齿顶圆直径dcw1＝408mm，dcw2＝108mm，dcn＝
592mm。

[0063] 所述的一种双吸泵叶轮周向时序位置的调节机构，根据公式mJ＝(1.2～1.5)·m，4.85mm。

[0064] 所述的双吸泵叶轮与主轴配合处的轴径为φ150mm，精度为g6，本例设计的轴套材料选择45钢，其许用切应力[τ]＝44.1～53.9MPa，选取[τ]＝45MPa，轴套内径φ150mm，精度为H7，与轴间隙配合，其根据公式 计算得到轴套外径270.9mm＜dh＜293.4mm。选取轴套外径dh＝280mm。

[0065] 以上所述，仅是本发明的较佳实施例，并非对本发明做任何限制，凡是根据本发明技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、变更以及等效结构变化，均仍属于本发明技术方案的保护范围内。