第三节　射流式自吸离心泵

现有的自吸离心泵因自吸原理的限制，结构复杂，铸造困难，工艺性差，体积大，成本高，操作不方便，泵的效率低。射流式自吸离心泵是在普通离心泵的进口处增设一个带“文丘里”管的自循环射流器，使得普通离心泵能够实现自吸启动［3］。

射流式自吸离心泵结构简单、新颖、体积小、自吸时间短、效率高。射流式自吸离心泵的泵体、导叶、叶轮等主要零件可以采用铝合金压铸或非金属材料制造，重量轻，操作方便，主要适用于无电源地区和丘陵地区农作物的喷灌及排涝等场所。随着节水农业的迅速发展，市场对自吸离心泵的需求量日益增大，同传统自吸离心泵相比，射流式自吸离心泵前景更加广阔。

一、射流式自吸离心泵结构与工作原理

1.结构

射流式自吸离心泵主要由动力机、离心泵、自循环射流器、进出口管等组成，如图2-18所示。自吸结构设计成射流式、环形涡室，叶轮出口处增设导叶，形成导叶、涡室组合式压水室结构。压水室第六断面处设一个回流孔，该回流孔与泵吸入口由射流器系统贯通形成自循环，实现了普通离心泵的自吸启动。

2.工作原理

射流式自吸离心泵在工作时，泵体内首次灌满水（下次再启动时不用灌水），在叶轮高速旋转的离心力作用下，叶轮出口处水以强大的动能流入导叶，因为导叶面积大于叶轮出口面积，所以叶轮出口动能变为压能，当导叶内的气液进入大于导叶面积几十倍泵的气液分离室Q时，高速的气液与泵腔内水进行混合并气液分离，气体从泵腔排出口排出，水从泵腔q处高速流入射流器的喷嘴，由于喷嘴形成的高压射流造成叶轮入口处较大的真空度，低压水被吸入进口处，两股水在泵的进口处混合并交换能量后，再次进入气液分离运动，如此循环往复将管路内的气体抽尽，水被吸上来，泵完成自吸过程。这时，自循环射流器上的阀自动关闭，射流器停止工作，回流孔的回流也停止，因此提高了泵的效率［4］。

二、射流式自吸离心泵设计

1.叶轮的水力设计

叶轮是射流式自吸离心泵的心脏，叶轮的设计是保证泵性能好坏的关键。射流式自吸泵叶轮的水力设计与普通离心泵的水力设计略有不同，由于泵体设有射流器回流孔，增加了泵的水力损失，同时泵的性能会下降，所以采取叶轮出口直径D2及叶片出口宽度b2比计算值适当增大的设计方法，来满足射流式自吸泵性能要求。叶片进口段设计成扭曲形，后半段则趋于圆柱叶片，有利于提高泵的效率及缩短自吸时间。叶轮的结构型式有闭式叶轮、半开式叶轮等。

（1）叶轮进口直径。叶轮进口直径又称叶轮吸入直径。射流式自吸泵叶轮进口速度v0一般为3～4m/s，一般射流式自吸泵的汽蚀性能要求不高，所以可选较小的Dj。

在确定叶轮进口直径Dj时，先计算叶轮进口当量直径D0，计算公式为：

叶轮进口直径Dj计算公式为：

对于射流式自吸离心泵的叶轮轮毂直径，通常dh＝0。

（2）叶轮出口直径。叶轮出口直径是影响泵扬程的最重要的因素之一，而压水室的水力损失大致和叶轮出口的绝对速度的平方成正比，为了减小压水室的水力损失，应当减小叶轮出口的绝对速度，而叶轮出口的绝对速度又跟叶轮出口处的圆周速度密切相关。就射流式自吸离心泵而言，叶轮出口处的圆周速度是影响泵的自吸性能和泵效率的关键参数，提高叶轮的圆周速度使气液充分的混合，从而缩短泵的自吸时间。在泵转速一定的情况下，可以通过增大叶轮外径来提高叶轮出口处的圆周速度，所以计算叶轮出口直径D2时，先计算叶轮出口处的圆周速度u2，计算公式为：

由于泵体设有射流器回流孔，增加了泵的容积损失及水力损失，同时泵的扬程会降低，故将叶轮出口直径D2适当增大4%～6%来设计。加大后的叶轮出口直径D′2按下式计算：

从式（2-16）可以看到，增大叶轮出口直径D′2，叶轮出口圆周速度u2增大，不但保证了泵的扬程，同时也提高了泵的自吸性能。

（3）叶片出口宽度。对射流式自吸离心泵而言，适当增加叶片出口宽度b2有利于增加叶轮外缘上的气液混合厚度，即加大气液混合面积，从而加速了气液分离，缩短泵的自吸时间。通过理论分析与试验研究，提出了叶片出口宽度b′2在经验公式计算的基础上再适当加大6%～10%，此设计方法使叶片间气水分离界面增大，提高了泵的自吸性能。由于此界面是波动的，会产生局部涡流，使液体中的气泡增多，叶轮高速转动带走的气体也就增多，有利于改善自吸性能。

加大后的叶片出口宽度b′2为：

叶片出口轴面速度vm2计算公式为：

（4）叶片数的选择和计算。

叶片数对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。选择叶片数，一方面考虑尽量减少叶片的排挤和表面的摩擦，另一方面又要使叶道有足够的长度，保证液流的稳定性和叶片对液体充分产生作用。当叶轮进口当量直径D0＝D1时，叶片数Z可由下式计算：

（5）叶片进出口安放角的选择和计算。

1）叶片进口安放角β1的选择和计算。叶片进口安放角β1与叶片进口正冲角Δβ有关，一般叶片进口安放角β1与叶片进口正冲角Δβ的关系可由下式表示：

采用正冲角能提高抗汽蚀性能，且对效率影响不大；采用正冲角，能增大叶片进口角β1，减小叶片的弯曲，从而增加叶片进口过流面积，减小叶片的排挤，减小叶片进口的v1和w1；同时采用正冲角，也能改善泵在大流量下的工作条件。

叶片液流角β′1按下式计算，如图2-20所示，由叶片进口速度三角形得：

叶片进口轴面速度按下式确定：

叶片进口直径D1按下式计算：

2）叶片出口安放角β2的选择和计算。叶片出口安放角β2是叶片表面切线方向与反旋转方向圆周切线间的夹角。它是叶轮的主要几何参数，对泵的性能有较大影响。一般取值为18°～35°。

2.压水室水力设计

射流式自吸离心泵压水室可以采用环形压水室（导叶蜗壳组合式压水室）、螺旋形压水室等。压水室的作用为：一是将叶轮中流出来的液体输送到泵排出口；二是保证液体在压水室内的流动是轴对称性的，使叶轮内具有稳定的相对运动，以减少水力损失；三是降低液流速度，使速度能转化为压能，消除液体从叶轮流出的速度环量。

射流式自吸离心泵采用环形压水室，结构简单，制造工艺性好。由于压水室内的储水容积小等问题对泵的性能有一定的影响。通过试验研究：压水室内的储水容积比计算容积增大4倍左右，泵体中心线与叶轮的中心线相差15～30mm时，泵排气通畅，气液分离快，自吸时间短，自吸性能好。导叶蜗壳组合式压水室如图2-21和图2-22所示。

（1）环形压水室水力设计。

1）环形压水室进口宽度b3。环形压水室进口宽度b3通常大于前后盖板的厚度与叶片出口宽度b′2之和。增大b3可以使叶轮流出的旋转液体通畅地流入压水室，减小因圆盘摩擦而损失的部分功率，提高泵的效率。环形压水室进口宽度b3按下式计算：

C值的大小与比转数、叶轮大小、介质黏度和含有固体颗粒有关。比转数小、叶轮小、介质黏度低和颗粒小时，取小值，否则取大值。

2）环形压水室基圆直径D3：

3）环形压水室各断面面积内的平均速度v3相等且为：

因此，环形压水室各断面面积相同，通过第八断面的流量Q8为：

计算压水室第八断面面积F8为：

4）泵体自循环射流器回流孔位置与面积的设计。回流孔中心位置设计在泵体第六断面，回流孔的面积根据泵的流量、转速等主要性能参数而定。根据理论分析与试验研究结果，本系列产品回流孔的面积确定为F回＝200～360mm2。叶轮在高速转动下，压水室内液体有一少部分从回流孔进入射流器系统的喷嘴，而大部分液体在气水分离室进行气水分离，流道内的速度v3加快，叶轮外缘与导叶流道的气液混合加快，自吸时间缩短。回流孔用当量圆孔直径d按下式计算：

（2）螺旋形压水室水力设计。螺旋形压水室俗称蜗形体，是应用最广的一种压水室，如单级单吸泵、单级双吸泵等。优点是泵的高效区较宽，车削叶轮后泵效率变化比较小；缺点是单蜗壳泵在非设计工况运转时会产生不平衡径向力。

在设计蜗形体时通常认为液体从叶轮中均匀流出，并在蜗形体中作等速运动，蜗形体起收集液体的作用，在扩散管中将液体的动能变为压能。

螺旋形压水室的几何参数包括基圆直径D3、蜗室进口宽度b3、隔舌安放角φ0。

1）基圆直径D3。

大泵取小值，小泵取大值。如果基圆取得太小，在大流量工况时泵隔舌处易产生汽蚀，引起振动。

2）蜗室进口宽度b3。

蜗室进口宽度b3一般按下式计算：

3）隔舌液流角α3。隔舌液流角α3是在蜗室第八断面的0点（即蜗室螺旋线的起始点）处，螺旋线的切线与基圆切线间的夹角。为了使液体无冲击从叶轮流出进入蜗室，一般取隔舌液流角α3等于叶轮出口绝对速度的液流角α′2。

4）隔舌安放角φ0。理论上隔舌安放角φ0应该在蜗室第八断面的基圆D3上的0点处，隔舌安放角φ0根据比转数ns选取，见表2-2。

在选取泵隔舌安放角φ0时，应考虑结构的合理性，一般应使泵隔舌处的圆角半径r为2～2.5mm左右。如果泵较小，则可适当加大隔舌安放角φ0。这里特别提出对自吸泵隔舌处圆周半径与叶轮半径之间的距离为1～3mm，大泵取大值，小泵取小值。

5）蜗室断面面积的确定。蜗室断面面积对泵的性能影响较大，对同一个叶轮，如果蜗室断面面积过小，则扬程—流量曲线变陡，最高效率点向小流量方向移动，效率降低；如果蜗室断面面积过大，则扬程—流量曲线比较平坦，但最高效率点向大流量方向移动，效率也降低。

对于一般比转数ns较小的泵，当ns＜60时，对蜗室面积变化较为敏感，比转数越小，影响越大；当ns＞90时，蜗室面积在一定范围内变化，对泵性能的影响并不明显，比转数越大，影响越小。

蜗室断面面积的大小，由所选取的蜗室流速决定。蜗室中的液流速度v3按下式计算：

蜗室中速度确定后，可按下式计算蜗室第八断面面积F8：

由于液体是从叶轮中均匀流出的，故蜗室各断面面积也均匀变化，可按下式分别计算各断面面积

6）扩散管。液体从蜗室进入扩散管，在扩散管中，一部分动能变为压能。扩散管末端为泵的排出口，一般与排出口管路相连接，所以，排出口直径应该按国家标准规定的管径选取。为了尽量减少在扩散时的水力损失，扩散管的扩散角一般取6°～10°。

（3）导叶水力设计。

径向导叶采用对称型大包角结构，有利于压水室里液体具有稳定的相对运动，以消除液体的速度环量，减小径向力。从叶轮中流出来的高速液体流向导叶，液体在导叶中进行快速气水分离，有利于提高泵的自吸性能。

1）导叶基圆直径D3d。

导叶基圆与叶轮出口之间的径向间隙为3～5mm，间隙增大会降低泵的效率。

2）导叶进口宽度b3d。

3）导叶进口安放角α3。

4）导叶叶片数Zd。

导叶的叶片数应考虑不要与叶轮叶片数相等或互为倍数，通常取叶片数为5～7个。

5）导叶叶片喉部面积F3及喉部高度a3。实践证明，导叶叶片喉部断面接近正方形时，其效果最好。采用速度系数法确定喉部面积十分简单，故射流式自吸离心泵的导叶叶片喉部面积用速度系数法确定为：

喉部高度α3为：

6）导叶扩散段。流道双向扩散，出口面积F4＝a4 b4，则：

7）导叶出口直径D4。

8）反导叶进口直径D5及出口直径D6。取反导叶进口直径D5一般小于导叶出口直径D4，出口直径D6一般和叶轮进口直径Dj相当，或适当向轴线方向延伸。

9）反导叶进口宽度b5。

10）取反导叶叶片数与导叶的叶片数相同。

（4）储液室容积与气液分离室容积。

1）储液室容积。泵体内储液室容积与设计流量之比V/Q＜0.35时，泵的自吸性能不好；当V/Q＝0.35～1.3时，自吸时间随储水量的增加而缩短；当V/Q＞1.3时，自吸时间反而有所增加。可见泵体储液容积过大及过小均不好，而是选取最佳值，在保证性能情况下尽量节省材料。自吸泵储液室容积与泵的设计流量之比V/Q一般必须大于0.5，建议当ns＜50时，一般取V/Q值为1.25左右；当50＜ns＜150时，一般取V/Q值为0.7左右。

2）气液分离室容积。一般情况下，当ns＜120时，自吸泵的气液分离室容积可小于储液室容积；当ns＞120时，气液分离室容积应大于或等于储液室容积。如在储液室较小情况下，可通过增大气液分离室的设计来提高自吸性能。通过试验统计，估算气液分离室容积值的公式为：

其中，当ns较小时，ε取较大值；当ns较大时，ε取较小值。

三、射流式自吸离心泵水力设计实例

射流式自吸离心泵在普通离心泵的进口处增设一个带“文杜里管”的自循环射流器，使该射流器与压水室第六断面的回流孔贯通形成自循环，当泵运转时，不仅可以完成自吸过程，而且当自吸过程结束后自动将自循环射流器上的阀关闭，射流器同时停止工作［5－11］。

（一）环形压水室射流式自吸离心泵水力设计实例

40SPB26-1.8Q型射流式自吸离心泵设计参数为：流量Q＝12.5m3/h，扬程H＝26m，介质密度（清水）ρ＝1000kg/m3，转速n＝3600r/min，配套动力（汽油机），P配套＝2.6kW。

1.叶轮的水力设计

（1）比转数

（2）泵效率η的计算。

1）根据经验公式计算泵的容积效率ηv。

2）根据经验公式计算泵的机械效率ηm。

3）根据经验公式计算泵的水力效率ηh。

综合分析上述计算结果：取ηv＝0.94，ηm＝0.87，ηh＝0.75。

由此可得总效率η＝ηvηmηh＝0.94×0.86×0.75＝0.606（取η＝0.6）。

（3）轴功率P的确定。

取配套功率P配套＝1.8kW。

（4）叶轮主要尺寸的确定。

1）叶轮进口直径Dj。

取

2）叶轮出口的圆周速度u2。由ns＝67，查图2-19得Ku2＝0.966，则：

3）叶轮出口直径

4）叶轮出口轴面速度vm2。由ns＝67，查图2-19得Kvm2＝0.112，则：

5）叶片出口宽度取b′2＝6mm。

6）叶片包角φ。取φ＝120°。

7）叶片数

2.压水室的水力设计

（1）基圆直径D3。D3＝（1.03～1.08）D′2＝123.6～129.6（mm），取D3＝125mm。

（2）蜗室进口宽度b3。b3＝b′2＋2S＋C＝6＋2×3＋6＝18（mm）。

（3）隔舌安放角φ0。根据比转数ns确定φ0，取φ0＝25°。

（4）蜗室各断面面积计算。压水室设计成环形结构，各断面面积相等，断面内的平均速度v3相等且为

由ns＝67，查图2-23得K3＝0.45，则

压水室储水容积应比计算容积增大4倍左右，泵体中心线与叶轮的安装中心线相差15mm，这种泵体排气畅通，液体易汽水分离，自吸性能好。

（5）压水室回流孔位置、回流孔直径d的计算：

取d＝14mm，压水室回流孔位置在第六断面。

3.导叶的水力设计

（1）导叶基圆直径D3d。D3d＝（1.03～1.08）D′2＝123.6～129.6（mm），取D3d＝125mm。

（2）导叶进口宽度b3d。b3d＝b′2＋（5～10）＝6＋（5～10）＝11～16（mm），取b3d＝14mm。

（3）导叶进口安放角α3。

则α3＝10.15°～11.95°，取α3＝12°。

（4）导叶叶片数Zd。已知R3＝62.5mm，b3d＝14mm，α3＝12°，δ3＝2.5mm。

（5）导叶叶片喉部面积F3及喉部高度α3。

（6）导叶扩散段。流道双向扩散，出口面积F4＝a4 b4，则：

导叶出口速度v4则由下式确定，即：

（7）导叶扩散角。

（8）导叶出口直径D4。

D4＝（1.3～1.5）Dd3＝（1.3～1.5）×125＝162.5～187.5（mm），取D4＝173mm。

4.射流器的设计

在满足自吸离心泵工作流量及压力的前提下，射流器的设计条件为：射流器喷嘴的工作流量Q0＝5m3/h，射流器喷嘴的工作扬程H＝26m。

（1）确定射流器喷嘴出口直径d1。

（2）喷管管径DP。由于喷管管径DP等于回流孔当量直径d（DP＝d），故喷管管径DP＝14mm，喷管长度为45mm。

（3）喷嘴锥角θ。根据经验，最佳喷嘴锥角确定为θ＝15°，喷嘴圆柱段长度L＝2.5mm。

5.设计结果

表2-3给出了40SPB26-1.8Q型射流式自吸离心泵的主要几何参数。

40SPB26-1.8Q型射流式自吸离心泵的叶轮水力模型如图2-24所示，压水室水力模型如图2-25所示，导叶水力模型如图2-26所示，喷嘴结构图如图2-27所示。

（二）螺旋形压水室射流式自吸离心泵水力设计实例

1.泵设计参数

50SPB25-3D型射流式自吸离心泵的设计参数为：流量Q＝25m3/h，扬程H＝25m，转速n＝2900r/min，P配套＝3kW。

2.叶轮的水力设计

（1）计算比转数。

（2）计算泵的效率η。

1）根据经验公式计算泵的容积效率ηv。

2）根据经验公式计算泵的机械效率ηm。

3）根据经验公式计算泵的水力效率ηh。

综合分析上述计算结果，取ηv＝0.98，ηm＝0.88，ηh＝0.75，由此可得总效率

（3）泵轴功率P。泵轴功率为已知，P配套＝3kW。

（4）叶轮主要尺寸的确定。

1）叶轮进口直径Dj。

2）叶轮出口的圆周速度u2。由ns＝79，查图2-19得Ku2＝0.972，则

3）叶轮出口直径D′2。

4）叶轮轴面速度vm2。

由ns＝79，查图2-19得Kvm2＝0.116，（m/s）

5）叶片出口宽度b′2。

6）叶片包角φ。取φ＝120°。

7）叶片数Z。

3.压水室的水力设计

（1）基圆直径D3。D3＝（1.03～1.08）D′2＝154.5～162（mm），取D3＝160mm。

（2）蜗室宽度b3。b3＝b′2＋2S＋C＝9＋2×3＋3＝18（mm）。

（3）隔舌安放角φ0。根据比转数ns确定φ0，取φ0＝20°。

（4）蜗室各断面面积计算。压水室设计螺旋形结构形式，第八断面速度v3为

由ns＝79，查图2-23得K3＝0.42，则

由于液体是从叶轮中均匀流出的，故蜗室各断面面积也均匀变化，各断面面积计算如下：

泵储水室和气液分离室容积计算从略。

（5）压水室回流孔位置、回流孔直径d的计算。

取d＝20mm，压水室回流孔位置在第六断面。

4.射流器的设计

在满足自吸离心泵工作流量及压力的前提下，射流器的设计条件为：射流器喷嘴的工作流量Q0＝7m3/h（1.94×10－3m3/s），射流器喷嘴的工作扬程H＝25m。

（1）确定射流器喷嘴出口直径d1。

（2）喷管管径DP。由于喷管管径DP等于回流孔当量直径d（DP＝d），故喷管管径DP＝20mm，喷管长度为45mm。

（3）喷嘴锥角θ。根据经验，最佳喷嘴锥角确定为θ＝15°，喷嘴圆柱段长度为L＝2.5mm。

5.设计结果

50SPB25-3D型射流式自吸离心泵设计的主要几何参数见表2-4。

50SPB25-3D型射流式自吸离心泵的设计参数的叶轮水力模型如图2-28所示，压水室水力模型如图2-29所示。

四、喷嘴的射流原理及结构设计

射流式自吸离心泵运转时，喷嘴在叶轮进口形成高速射流作用造成进口真空，实现泵的自吸［7］。因此，喷嘴的设计至关重要，喷嘴的几何参数根据经验公式设计。

1.喷嘴出口直径d1

2.喉管与喷嘴截面积之比m，喉管与喷嘴截面之比m，即最优面积方程为

3.喉管直径d3

根据喷嘴几何参数绘制出射流器喷嘴结构，如图2-30所示。

五、回流阀的工作原理

射流式自吸离心泵在完成自吸后进入正常运行时，要求回流阀自动关闭。碗式回流阀是一种结构简单、制作方便的阀门，它依靠外部流场压力的增加，造成阀体在压力作用方向上压缩变形实现阀门的关闭，其开启及关闭状态示意图如图2-31所示。作用在阀体上的有效介质压力大约在2～3N/cm2范围内，其轴向作用力示意图如图2-32所示。

碗式回流阀由上下两个盘形和中间一个短圆柱构成，回流阀轴向对称，因而可近似认为在垂直阀轴线方向上各方向的作用力相互抵消，没有外力。图2-32中pj、pd分别为作用于上盘上表面的静压和动压，p′j、p′d分别为作用于上盘下表面和下盘上表面的静压和动压，pa为周围环境大气压力。回流阀上下两盘的投影面积记为Af，这里认为上下两盘设计的面积相等。

1.泵自吸过程受力分析

（1）泵在自吸过程中所有压力通常不超过0.11MPa，储水室中的压力略微高于周围环境大气压力，故可以近似认为pj＝p′j，储水室压力一般取1.05pa。

（2）储水室内流体速度很小，可认为作用于回流阀的动压为零。

（3）由于两个盘投影面积相等，可以认为回流阀侧压力p′j作用于上下盘产生的压力大小相等方向相反，形成阀的内力，对阀的动作不起作用。而作用在阀体上的外力有压水室的流体对上盘有向下的压力pj，阀体的下盘底部向上的环境压力pa，其合力F′h可表示为

使回流阀在自吸过程中关闭的最小支持力FT为

2.正常运行过程受力分析

（1）当水泵正常运行时，储水室与泵的出口相通，储水室压力与泵的出口压力最大偏差在2%左右，压力值基本相同。在回流阀完全关闭回流孔前，pj略微大于p′j；如若回流阀受压后能完全关闭回流孔，则pj＞p′j；如若不能完全关闭，则pj略微大于p′j。

（2）为防止起动过程失去循环水过多，一般自吸离心泵扩散管的扩散角比普通离心泵要大，长度要长。所以通过回流孔流向气液分离室和储水室的流体流速较慢，即作用在回流阀上的动压较小。

（3）阀门附近流体压力脉动的峰值仅为平均静压的2.5%，因此可看作稳压，叶轮旋转所形成的压力脉动对于阀门稳定性影响不大。

不管回流阀能否完全关闭回流孔，使回流阀产生变形的合力的计算公式是相同的，合力Fh表述为