[0070] 下面结合附图和具体实施方式对本发明进一步说明。
[0071] 如图3所示，本发明所述高效对旋轴流泵包括前置叶轮1、后置叶轮2、双转子对转永磁电机3、外转子轴4和内转子轴5。
[0072] 所述前置叶轮1由外转子轴4驱动旋转并且通过外转子轴4与前置叶轮1之间的键固定，后置叶轮2由内转子轴5驱动旋转并且通过内转子轴5与后置叶轮2间的键固定，内转子轴5与外转子轴4均固定于双转子对转永磁电机3内并由双转子对转永磁电机3驱动旋转。液流自前置叶轮1轴向流入，后置叶轮2流出，其中前置叶轮1和后置叶轮2旋转方向相反，且前置叶轮1和后置叶轮2两者的轮缘直径D和轮毂直径dh相同。由于対旋轴流泵由双转子永磁电机3驱动，所以在对其负荷分配之时，需要根据负荷分配系数λH调整负荷分配比例及转速分配，负荷分配系数取值在0.6≦λh≦1.4。具体的叶轮设计三维图如图1所示，对旋轴流泵前后置叶轮的翼型如图2所示，下面对其设计方法作具体阐述。
[0073] 本发明通过以下几个关系式来确定前置叶轮1和后置叶轮2的设计参数和几何参数，设计参数包括前置叶轮的设计转速nF和后置叶轮的设计转速nR，前置叶轮的名义比转速nqF和后置叶轮的名义比转速nqR，几何参数包括前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径D，轮毂直径dh，前置叶轮的叶轮叶片数ZF和后置叶轮的叶轮叶片数ZR，前置叶轮分流面处的叶片稠密度λiF和后置叶轮分流面处的叶片稠密度λiR，前置叶轮分流面的叶片前缘安放角βiF1和后缘安放角βiF2，后置叶轮分流面的βiR1叶片前缘安放角和后缘安放角βiR2，此实施例是在给定设3
计工况流量Q＝0.36m/s、设计工况扬程H＝8m、设计工况转速n＝1450r/min，取λh＝1计算前置叶轮和后置叶轮相关参数：
[0074]
[0075]
[0076]
[0077]
[0078]
[0079]
[0080] 式中：
[0081] H—设计工况总扬程，米；
[0082] nqF—前置叶轮的名义比转速；
[0083] nqR—后置叶轮的名义比转速；
[0084] λh—负荷分配系数；
[0085] Q—设计流量，立方米/秒；
[0086] n—设计转速，转/分；
[0087] nR—后置叶轮转速，转/分；
[0088] nF—前置叶轮转速，转/分；
[0089] nq0—叶轮的设计初始名义比转速；
[0090] e—自然底数。
[0091] 所述前置叶轮1和后置叶轮2的轮缘直径D和轮毂直径dh适合以下关系：
[0092]
[0093]
[0094] 式中:
[0095] π—圆周率；
[0096] H—设计工况总扬程，米；
[0097] nq0—叶轮的设计初始名义比转速；
[0098] dh—叶轮轮毂直径，米；
[0099] n—转速，转/分；
[0100] D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。
[0101] 前置叶轮1的叶轮叶片数ZF和后置叶轮2的叶轮叶片数ZR适合以下关系：
[0102] 当λh>1时，ZF＝4，ZR＝3 式九
[0103] 当λh<1时，ZF＝3，ZR＝4 式十
[0104] 式中：
[0105] ZF—前置叶轮的叶轮叶片数，个；
[0106] ZR—后置叶轮的叶轮叶片数，个；
[0107] λh—负荷分配系数。
[0108] 前置叶轮分流面处的叶片稠密度λiF和后置叶轮分流面处的叶片稠密度λiR适合以下关系：
[0109]
[0110]
[0111] 式中:
[0112] liF—前置叶轮的翼型弦长，米；
[0113] tiF—前置叶轮的翼型栅距，米；
[0114] liR—后置叶轮的翼型弦长，米；
[0115] tiR—后置叶轮的翼型栅距，米；
[0116] λiF—前置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；
[0117] λiR—后置叶轮第i个分流面处的叶片稠密度；
[0118] nqF—前置叶轮的名义比转速；
[0119] nqR—后置叶轮的名义比转速。
[0120] 前置叶轮分流面的叶片前缘安放角βiF1和后缘安放角βiF2适合以下关系：
[0121]
[0122]
[0123]
[0124] 式中:
[0125] βiF1—前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；
[0126] βiF2—前置叶轮第i个分流面的后缘安放角，度；
[0127] π—圆周率；
[0128] i—分流面序号数；
[0129] H—设计工况总扬程，米；
[0130] nqF—前置叶轮的名义比转速；
[0131] λH—负荷分配系数；
[0132] dh—叶轮轮毂直径，米；
[0133] Q—设计流量，立方米/秒；
[0134] g—重力加速度，平方米/秒；
[0135] n—转速，转/分；
[0136] Di—第i个分流面的直径，米；
[0137] D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。
[0138] 后置叶轮分流面的βiR1叶片前缘安放角和后缘安放角βiR2适合以下关系：
[0139]
[0140]
[0141] 式中：
[0142] βiF1—前置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；
[0143] βiR1—后置叶轮第i个分流面的叶片前缘安放角，度；
[0144] βiR2—后置叶轮第i个分流面的叶片后缘安放角，度；
[0145] π—圆周率；
[0146] i—分流面序号数；
[0147] H—设计工况总扬程，米；
[0148] nqR—后置叶轮的名义比转速；
[0149] λh—负荷分配系数；
[0150] dh—叶轮轮毂直径，米；
[0151] Q—设计流量，立方米/秒；
[0152] g—重力加速度，平方米/秒；
[0153] n—转速，转/分；
[0154] Di—第i个分流面的直径，米；
[0155] D—前置叶轮和后置叶轮的轮缘直径，米。
[0156] 计算得：
[0157] nR＝nF＝n＝1450r/min
[0158] nqF＝nqR＝nq0＝1125
[0159] D＝0.3m
[0160] dh＝0.116m
[0161] ZF＝4，ZR＝3
[0162] λ1F＝0.93，λ2F＝0.89，λ3F＝0.84，λ4F＝0.80，λ5F＝0.75
[0163] λ1R＝0.90，λ2R＝0.84，λ3R＝0.78，λ4R＝0.71，λ5R＝0.65
[0164] D1＝0.116m，D2＝0.162m，D3＝0.208m，D4＝0.254m，D5＝0.3m
[0165] β1F1＝39.8°，β2F1＝30.6°，β3F1＝24.6°，β4F1＝20.5°，β5F1＝17.7°[0166] β1F2＝67.6°，β2F2＝41.4°，β3F2＝29.6°，β4F2＝23°，β5F2＝18.8°[0167] β1R1＝28.7°，β2R1＝24.8°，β3R1＝21.3°，β4R1＝18.5°，β5R1＝16.3°[0168] B1R2＝40.8°，β2R2＝31.3°，β3R2＝25°，β4R2＝20.6°，β5R2＝17.5°[0169] 本发明采用精确公式对对旋轴流泵前后置叶轮进行水力设计，尤其针对对旋轴流泵前后置叶轮耦合流动进行分析，使对旋轴流泵水力效率有很大提高，具有良好的经济效益。如图4所示，在设计流量点处，前置叶轮效率最高为86％，后置叶轮效率最高为80％，且前后置叶轮高效区较宽，性能良好。
[0170] 以上，为本发明专利参照实施例做出的具体说明，但是本发明并不限于上述实施例，也包含本发明构思范围内的其他实施例或变形例。
