單級(jí)單吸離心泵水力性能影響因素分析與優(yōu)化

支發(fā)林 段 明 于學(xué)峰 馬生麒 孫 晶

（威樂（中國(guó)）水泵系統(tǒng)有限公司）

近年來， 單級(jí)單吸離心泵以其運(yùn)行平穩(wěn)、維護(hù)方便及故障率低等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用于石油化工、工業(yè)循環(huán)水、市政建筑供水、暖通制冷及消防增壓等諸多領(lǐng)域［1～6］。 因此，提高離心泵的水力與綜合運(yùn)行性能已成為構(gòu)建節(jié)能高效型社會(huì)的重要課題。

然而在實(shí)測(cè)中發(fā)現(xiàn)，由于在水力設(shè)計(jì)、模具制作及樣品成形過程中難以避免水力損失，導(dǎo)致早期開發(fā)的部分單級(jí)單吸離心泵型無法達(dá)到新發(fā)布的性能指標(biāo)要求［7～9］。若要通過減小泵型水力損失來提高整泵的水力效率，只能重新開展葉輪及整泵的水力優(yōu)化設(shè)計(jì)， 重新進(jìn)行模具制作、樣本鑄造、加工及裝配等流程，導(dǎo)致整個(gè)流程需要花費(fèi)大量的時(shí)間成本，同時(shí)還可能存在優(yōu)化設(shè)計(jì)失敗、水力效率不合格的潛在風(fēng)險(xiǎn)。 因此，針對(duì)已定型的泵體結(jié)構(gòu)模型，在一定范圍內(nèi)采取一系列優(yōu)化措施進(jìn)一步提高單級(jí)單吸離心泵的實(shí)測(cè)水力性能在工程實(shí)踐中具有重要意義。

筆者針對(duì)某泵組的機(jī)械損失和容積損失，提出一種水力性能優(yōu)化改進(jìn)方法，并進(jìn)行原型機(jī)設(shè)計(jì)及樣機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證，以期通過這些改進(jìn)措施使得實(shí)測(cè)參數(shù)滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)，順利實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的市場(chǎng)發(fā)布。

1 單級(jí)單吸離心泵水力效率影響因素分析

離心泵在介質(zhì)輸送過程中不可避免地伴隨著能量損失，這在很大程度上影響了離心泵的水力效率。 離心泵的能量損失可分為機(jī)械損失、容積損失和水力損失3部分［10，11］。

1.1 機(jī)械損失

離心泵運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的機(jī)械損失主要有軸承損失、圓盤摩擦損失等。 其中，影響軸承損失的因素主要有軸承潤(rùn)滑脂及其物理性能、游隙、密封方式、防塵蓋材料等；圓盤摩擦損失Pm3為［12］：

其中，K為圓盤摩擦損失功率系數(shù)， 與雷諾數(shù)、泵腔寬度尤其是表面粗糙度有關(guān)；u2為葉輪外徑D2上的圓周速度；γ為液體重度。 表面質(zhì)量越差、葉輪外徑越大，泵的圓盤摩擦損失就越大。

1.2 容積損失

離心泵內(nèi)存在多處兩端壓力不同的間隙，如葉輪密封環(huán)、 級(jí)間密封環(huán)及平衡軸向力裝置等，這些因素均會(huì)在水泵運(yùn)轉(zhuǎn)過程中帶來能量損失，這部分的能量損失q的表達(dá)式為［12］：

其中，密封環(huán)間隙的過流斷面面積表達(dá)式為Fm=Dmπb，Dm為葉輪密封環(huán)處直徑，b為密封環(huán)間隙，Hm為間隙兩端的壓降，μ為流量系數(shù)，g為重力加速度。

1.3 水力損失

水力損失通常發(fā)生在離心泵從泵進(jìn)口到泵出口的全部過流部件運(yùn)轉(zhuǎn)過程中［13］，與泵本身的水力設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)息息相關(guān)， 目前尚未有較準(zhǔn)確的估算方法。 水力損失主要包括沿程損失、邊界層分離損失、流道彎道沖擊損失、二次流損失及泵內(nèi)繞流葉片進(jìn)口、 葉片流道間形成的旋渦等［14，15］。 因此，減小水力損失還應(yīng)從優(yōu)化設(shè)計(jì)本身入手，如通過優(yōu)化葉片攻角、葉片型線及安放角等參數(shù)， 來改善介質(zhì)在泵內(nèi)的流動(dòng)狀態(tài)，減少流動(dòng)損失，從而達(dá)到提高離心泵水力效率的目的。

選取300ms～500ms時(shí)間窗口對(duì)N400進(jìn)行平均波幅檢驗(yàn)，詞語內(nèi)容主效應(yīng)不顯著，F(xiàn)(1，21)=0.56，p=0.46；電極點(diǎn)主效應(yīng)也不顯著，F(xiàn)(8，168)=2.30，p=0.113；二者的交互作用也不顯著，F(xiàn)(8，168)=0.66，p=0.585。但是在N400潛伏期上，不僅詞匯內(nèi)容的主效應(yīng)顯著，社群性詞匯引發(fā)的N400潛伏期峰值晚于能動(dòng)性詞匯。而且電極點(diǎn)的主效應(yīng)也顯著，點(diǎn)上的潛伏期最早，F(xiàn)3點(diǎn)上的潛伏期最晚。但是二者的交互作用不顯著(p=0.300)。見圖1。

2 水力性能優(yōu)化方法與試驗(yàn)驗(yàn)證

某公司單級(jí)單吸離心泵［16］在設(shè)計(jì)開發(fā)過程中受多個(gè)因素的綜合影響，導(dǎo)致其水力效率沒有達(dá)到預(yù)期目標(biāo)和產(chǎn)品發(fā)布的目的。 筆者以其中水力性能未達(dá)標(biāo)的離心泵型為研究對(duì)象，其設(shè)計(jì)目標(biāo)參數(shù)如下：

額定流量 40 m3/h

轉(zhuǎn)速 1 450 r/min

額定揚(yáng)程 9.5 m

水力效率 78%

葉輪的幾何參數(shù)如下：

葉輪出口寬度 16 mm

葉片數(shù) 7

平衡孔直徑 7 mm

葉輪外徑 178 mm

輪轂直徑 45 mm

口環(huán)位密封寬度 15 mm

葉輪的三維模型及整泵組裝示意圖如圖1所示。 原型機(jī)組裝測(cè)試分析結(jié)果對(duì)比設(shè)計(jì)目標(biāo)值后發(fā)現(xiàn)，實(shí)測(cè)最優(yōu)點(diǎn)的流量、揚(yáng)程分別為38.0 m3/h、8.0 m，實(shí)測(cè)水力效率為72.6%，均未達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)值。

2.1 提高葉輪表面質(zhì)量

根據(jù)式（1）計(jì)算可知，提高過流部件表面光潔度可在一定程度上減小泵組的圓盤摩擦損失，從而減小機(jī)械損失，提高泵組的水力效率。 葉輪前后蓋板的原始狀態(tài)為鑄造面， 其表面粗糙度約為Ra12.5～Ra25.0，通過車削加工可以將其表面粗糙度提高至Ra3.2～Ra6.3， 如圖2所示。

圖2 葉輪前后蓋板加工前后對(duì)比圖

圖3為葉輪蓋板加工前后的水力效率對(duì)比曲線。 可以看出，葉輪蓋板加工后全運(yùn)行區(qū)域內(nèi)效率均有不同程度的提高， 其中最優(yōu)點(diǎn)效率由72.6%提高到73.6%。 可見，加工葉輪前后蓋板可以在很大程度上降低葉輪的圓盤摩擦損失，達(dá)到提高水力效率的目的。

圖3 葉輪蓋板加工前后的水力效率對(duì)比曲線

2.2 增加葉輪出口過流面積

針對(duì)最優(yōu)運(yùn)行工況點(diǎn)偏向小流量工況的情形，采用手工打磨的方式改變?nèi)~片出口吸力面的形狀，如圖4所示。 手工打磨的關(guān)鍵參數(shù)分別用H和L表示，其中打磨后的H值為葉輪出口邊整體寬度的1/3，L值為20～25 mm。 經(jīng)驗(yàn)證，改變H、L值可以增加葉輪出口過流斷面面積和過流能力，使泵組最優(yōu)運(yùn)行工況點(diǎn)移向大流量工況區(qū)，同時(shí)拓寬泵組的高效運(yùn)行區(qū)域， 提高泵組的整體水力性能。

圖4 手工打磨改變?nèi)~片出口吸力面參數(shù)

圖5為改變?nèi)~片出口吸力面形狀前后的水力效率曲線對(duì)比。 可以看出， 最優(yōu)點(diǎn)水力效率由73.6%提高到76.5%， 相對(duì)應(yīng)的流量點(diǎn)由38.0 m3/h提升至40.5 m3/h， 泵組的高效運(yùn)行區(qū)有了明顯的拓寬。

圖5 改變?nèi)~片出口吸力面形狀前后的水力效率曲線對(duì)比

2.3 更換高效軸承

軸承損失是機(jī)械損失的重要組成部分，尤其對(duì)于小功率（即電機(jī)功率低于2 kW）的泵型，軸承損失對(duì)泵組的水力效率影響較大［17］。 因此，對(duì)于小功率的泵型，采用高效節(jié)能型軸承替代普通標(biāo)準(zhǔn)軸承，可以達(dá)到降低軸承損失、提高泵組水力效率的目的。 表1給出了兩種軸承的關(guān)鍵參數(shù)對(duì)比。

表1 某標(biāo)準(zhǔn)軸承與高效軸承關(guān)鍵參數(shù)對(duì)比

圖6為更換高效軸承前后的水力效率曲線對(duì)比。 可以看出，高效軸承使泵組的功率損耗減小了近50 W，相比于該泵的最大電機(jī)功率1 500 W，功率損耗減小了近3.3%，泵組的水力效率提高了1.7%。

圖6 更換高效軸承前后的水力效率曲線對(duì)比

2.4 減小間隙損失

對(duì)于單級(jí)單吸離心泵，泵組在運(yùn)行過程中不可避免地存在水力軸向力， 使其產(chǎn)生振動(dòng)等問題，進(jìn)而影響泵組轉(zhuǎn)子部件及軸承的使用壽命［18］。實(shí)際工程中通常采用在葉輪后蓋板設(shè)計(jì)平衡孔以及在葉輪與泵蓋間設(shè)計(jì)密封的方式來平衡主要水力軸向力，以確保泵組的運(yùn)行性能及其使用壽命。 但這種方法會(huì)導(dǎo)致泵體內(nèi)產(chǎn)生回流損失，降低泵組水力效率。 針對(duì)小功率泵型，由于其水力軸向力較小，在確保軸強(qiáng)度、軸承壽命及運(yùn)行性能的前提下，可以通過關(guān)閉葉輪平衡孔（圖7）、去除葉輪與泵蓋間的密封間隙（圖8）來達(dá)到減小流量損失，提高泵組水力效率的目的。

圖7 關(guān)閉葉輪平衡孔

圖8 去除葉輪與泵蓋間的密封間隙

圖9為關(guān)閉平衡孔前后的水力效率曲線對(duì)比?？梢钥闯?，關(guān)閉平衡孔后該泵最優(yōu)工況點(diǎn)的水力效率由原來的78.2%提高到78.8%，提高了0.6%。 關(guān)閉平衡孔后重新計(jì)算了該泵的水力軸向力，水力軸向力由原來的289 N增加到983 N，相應(yīng)的軸承壽命由原來的1 050 000 h 減小到322 500 h，此時(shí)軸承壽命計(jì)算值依然滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)值要求 （軸承壽命計(jì)算值不應(yīng)小于25 000 h）；同時(shí)關(guān)閉平衡孔前后的振動(dòng)與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比表明，關(guān)鍵部位的振動(dòng)測(cè)量值基本保持一致且均低于設(shè)計(jì)目標(biāo)值。

圖9 關(guān)閉平衡孔前后的水力效率曲線對(duì)比

2.5 清理泵蓋過流面鑄字

提高過流部件壁面光潔度會(huì)減小過流流道的水力損失，提高泵組的水力效率［19］。 因此，將過流部件濕面上的鑄字、標(biāo)識(shí)等全部移除（圖10），確保過流流道濕面的光潔度，減小過流流道的水力損失。

圖10 清理泵蓋流道面鑄字

2.6 增加密封環(huán)配合間隙長(zhǎng)度

對(duì)于單級(jí)單吸離心泵，葉輪密封環(huán)位置產(chǎn)生的容積損失對(duì)泵組的水力效率影響較大［20］。 影響容積損失的主要因素為密封環(huán)間隙和密封間隙長(zhǎng)度。 密封環(huán)間隙與葉輪、泵體材料和密封環(huán)位置的直徑有關(guān)，設(shè)計(jì)完成后無法更改，故只能通過增加密封間隙長(zhǎng)度（圖11）來減小容積損失，提高泵組的水力效率。 實(shí)測(cè)后發(fā)現(xiàn)，最優(yōu)工況點(diǎn)的水力效率由78.8%提高到79.2%， 提高了0.4%，如圖12所示。

圖11 增加密封間隙長(zhǎng)度

圖12 增加密封間隙長(zhǎng)度前后水力效率曲線對(duì)比

3 結(jié)束語

經(jīng)過性能優(yōu)化與結(jié)構(gòu)改造，離心泵的測(cè)試試驗(yàn)結(jié)果表明，改進(jìn)后的離心泵最優(yōu)點(diǎn)流量、揚(yáng)程由最初的38.0 m3/h、8.0 m優(yōu)化為40.5 m3/h、9.5 m，實(shí)測(cè)最優(yōu)工況點(diǎn)水力效率由最初的72.6%優(yōu)化為79.2%，提升了6.4%，實(shí)測(cè)參數(shù)均達(dá)到了設(shè)計(jì)目標(biāo)值。 文中在減小機(jī)械損失及容積損失方面進(jìn)行了大量的試驗(yàn)研究工作， 積累了豐富的工程經(jīng)驗(yàn)，可為后續(xù)的單級(jí)單吸離心泵設(shè)計(jì)及產(chǎn)品應(yīng)用提供一定的經(jīng)驗(yàn)。