離心泵葉輪與泵蓋的間隙變化對運行性能影響的研究

張弋揚，賈瑞旗，閆 宇，張智彬

（中水北方勘測設計研究有限責任公司，天津 300222）

離心泵葉輪與泵蓋的間隙變化對運行性能影響的研究

張弋揚，賈瑞旗，閆 宇，張智彬

（中水北方勘測設計研究有限責任公司，天津 300222）

離心泵應用廣泛，從工程實際和模型試驗中發(fā)現(xiàn)，離心泵內(nèi)各種間隙的存在是產(chǎn)生泄漏損失、影響離心泵效率的重要原因。本文以單級單吸式離心泵為研究對象，通過模型試驗研究葉輪與泵蓋的間隙變化對運行性能的影響。這對工程實際中離心泵安全、節(jié)能運行具有重要的意義。

離心泵；間隙；運行性能；試驗

1 引言

離心泵廣泛應用于農(nóng)業(yè)、工業(yè)及城市給排水等眾多領域，在國民經(jīng)濟中有著重要的地位。其中，離心泵的能耗約占全國發(fā)電總量的1/12[1]，所以提高離心泵的效率、節(jié)約能源是本行業(yè)的重要目標。離心泵的種類很多，存在著各種間隙且間隙大小各不相同。從工程和試驗中發(fā)現(xiàn)離心泵的間隙對性能影響明顯，不合理的間隙值會造成不必要的泄漏損失和液體內(nèi)部的漩渦流動等，都會降低離心泵的效率，對其運行性能產(chǎn)生負面影響。

離心泵內(nèi)的主要間隙有：口環(huán)間隙、葉頂間隙和葉輪與泵蓋的間隙等。其中對離心泵葉輪口環(huán)間隙和葉頂間隙[2-4]的研究開展較多且深入。研究表明泄漏損失是由于離心泵葉輪與口環(huán)密封之間存在的間隙造成的，對離心泵的性能產(chǎn)生重要影響。但是對于大型離心式泥泵不存在口環(huán)密封，而是靠泵前蓋和葉輪進口端面進行密封。雖然與口環(huán)密封原理相似但結構差異很大，目前還沒有這方面的試驗和數(shù)值模擬的文獻可以參考。所以研究泵蓋和葉輪進口端面的間隙變化對離心泵性能的影響，是離心泵安全、節(jié)能運行必要的技術支持，具有重要的意義和創(chuàng)新性。

本文的研究對象是單級單吸式離心泵，通過改變?nèi)~輪與泵前蓋的間隙值分別進行試驗，以研究間隙對離心泵運行性能的影響；模型試驗在中水北方勘測設計有限責任公司的水力模型通用試驗臺上進行，按照設計方案針對間隙小于0.01mm的微間隙和間隙0.1mm、0.22mm、0.42m、0.62mm進行了離心泵效率、空化試驗。在效率試驗的同時，同步采集了各工況的壓力脈動數(shù)據(jù)。

2 離心泵間隙變化模型結構及試驗方案設計

2.1 離心泵間隙變化模型結構

圖1 模型泵裝配圖

圖2 模型轉輪照片

圖1為離心泵模型裝配圖，模型由泵體、葉輪、泵前蓋、后護板、密封部分和軸承組件等組成。圖2為模型泵葉輪照片，葉片數(shù)為3，葉輪進口直徑為174.5mm。

試驗通過調(diào)整模型泵軸承組件的位置來改變?nèi)~輪與泵前蓋之間的間隙。其中后護板與泵前蓋之間的距離為109mm,葉輪寬度為106.8mm。因此，葉輪在后護板和泵前蓋之間形成的間隙值為2.2mm。如圖3所示：液體能從葉輪與泵前蓋的間隙f重新流入葉輪進口，但是不能從葉輪與后護板的間隙b回流；所以，影響離心泵性能的主要是葉輪與前蓋板的間隙f。

圖3 模型間隙示意圖

2.2 試驗方案設計

為了進行離心泵間隙變化模型試驗，需要在傳統(tǒng)性能模型試驗的基礎上針對間隙變化測試的特點進行試驗方案設計。試驗是通過調(diào)節(jié)模型泵軸承組件來改變?nèi)~輪與泵前蓋的間隙，故性能試驗時需要調(diào)節(jié)5次間隙，分別進行相應間隙的性能試驗和運行性能監(jiān)測。所以不僅要在蝸殼上設置壓力脈動測點，還需要在泵前蓋不同方位設置測點以監(jiān)測間隙變化對壓力脈動的影響。如圖4所示為各傳感器測點布置圖。

在模型泵進、出口2倍管徑的位置布置了測壓環(huán)管，用于揚程的測量。在泵基座位置按照泵的軸向、徑向和垂直方向布置了振動傳感器、距離泵軸線1m的位置安放了聲級計進行噪聲測試。在泵的蝸殼和泵前蓋上安放了壓力脈動傳感器，測點布置如圖5所示。從蝸殼出口開始布置測點，沿蝸殼幾何中心線按照順時針方向分別為PBT1~PBT6、在垂直于蝸殼中心平面、靠近蝸舌的位置布置測點PBT7，泵前蓋上的壓力脈動測點按照直角坐標系方位布置，分別為PQG1~PQG4。

本次試驗轉速采用1000r/min，故轉頻為16.67Hz；轉輪共有3葉片，故葉頻約為50.01Hz。由于采樣頻率至少應大于最高頻率的40倍才能捕捉完整的信號，所以采樣頻率至少應選用2048Hz。壓力脈動和振動試驗結果取值方法采用97%置信度進行取值，即剔除3%不可信區(qū)域內(nèi)的數(shù)據(jù)，求出混頻雙振峰峰值。

圖4 傳感器測點布置圖

圖5 壓力脈動測點布置

3 離心泵間隙變化對性能的影響

3.1 不同間隙下的能量試驗分析

5個間隙值能量試驗結果如圖6至圖8所示，分別為不同間隙值的流量-效率試驗曲線、流量-揚程試驗曲線和流量軸功率試驗曲線。不同間隙值最優(yōu)工況點的性能參數(shù)如表1所示。

表1 不同間隙下最優(yōu)工況點性能參數(shù)

圖6 不同間隙值的流量效率試驗曲線

圖7 不同間隙值的流量揚程試驗曲線

圖8 不同間隙值的流量軸功率試驗曲線

圖6所示為不同間隙下的流量-效率的關系，可以看出隨間隙增大效率逐漸降低，且間隙越大，效率下降的越多；圖7所示為不同間隙下的流量-揚程關系，隨間隙增大揚程逐漸減小，且間隙越大，揚程下降的越多；但是軸功率基本不變。這是由于部分流體從葉輪出口經(jīng)過間隙回流到葉輪進口造成的，間隙越大回流越多，容積損失也就越大。所以離心泵的揚程和效率成正比例相應降低，軸功率基本不受影響。

3.2 不同間隙下的空化試驗分析

試驗選取了間隙值為f0mm、0，22mm和0.42mm的大流量工況進行試驗對比。如圖9至圖11所示。

圖9 間隙為f0mm時大流量工況空化試驗曲線

圖10 間隙為0.22mm時大流量工況空化試驗曲線

圖11 間隙為0.42mm時大流量工況空化試驗曲線

從以上圖中可以看出，流量工況為100l/s左右時，間隙為微間隙f0mm的臨界空化余量NPSHC為1.8m左右；間隙為0.22mm的臨界空化余量NPSHC=1.86m；間隙為0.42mm的臨界空化余量NPSHC=2.381m。因此，試驗結果表明隨間隙值的增大，空化性能越差。

3.3 不同間隙下的壓力脈動試驗分析

圖12 間隙為f0mm時泵體壓力脈動試驗曲線

圖13 間隙為0.1mm時泵體壓力脈動試驗曲線

圖14 間隙為0.22mm時泵體壓力脈動試驗曲線

圖15 間隙為0.42mm時泵體壓力脈動試驗曲線

圖16 間隙為0.62mm時泵體壓力脈動試驗曲線

從圖12至圖16可以看出：在靠近隔舌處的PBT5和PBT6測點位置壓力脈動值較大，距離泵出口較近的PBT1、PBT2、PBT7測點位置壓力脈動值較小。表2為泵體測點不同間隙最優(yōu)工況的壓力脈動數(shù)據(jù)，當間隙值從f0mm增加至0.22mm時，各測點的壓力脈動值逐漸減小；當間隙值大于0.22mm后，各測點壓力脈動值開始增大，但仍小于間隙值為f0mm時的壓力脈動值；當間隙值大于0.42mm后，如0.62mm各測點，壓力脈動值又開始減小。

表2 泵體測點不同間隙最優(yōu)工況壓力脈動值

圖17 間隙為f0mm時泵前蓋壓力脈動試驗曲線

圖18 間隙為0.1mm時泵前蓋壓力脈動試驗曲線

圖19 間隙為0.22mm時泵前蓋壓力脈動試驗曲線

圖20 間隙為0.42mm時泵前蓋壓力脈動試驗曲線

圖21 間隙為0.62mm時泵前蓋壓力脈動試驗曲線

從圖17至圖21可以看出：在靠近隔舌處的PQG1測點位置壓力脈動值較大（距離泵體PBT5和PBT6測點最近），在各間隙最優(yōu)工況點時（如各圖中空心圓點所示），均為各測點位置的較小值。表3為泵體測點不同間隙最優(yōu)工況的壓力脈動數(shù)據(jù)，當間隙值從0mm增加至0.22mm時，各測點的壓力脈動值逐漸減?。划旈g隙值大于0.22mm后，各測點壓力脈動值開始增大，但仍小于微間隙f0mm時的壓力脈動值；當間隙值大于0.42mm后，如0.62mm各測點，壓力脈動值又開始減小。

表3 泵前蓋不同間隙最優(yōu)工況壓力脈動值

4 結論

本文給出了葉輪與泵前蓋間隙小于0.01mm時的微間隙f0mm和間隙值分別為0.1mm、0.22mm、0.42mm和0.62mm的能量性能和運行性能監(jiān)測的試驗結果，并總結了5個間隙下最優(yōu)工況的壓力脈動、振動和噪聲的規(guī)律。

根據(jù)變間隙的試驗結果得到以下結論：隨間隙增大回流增多，容積損失也就越大，所以效率和揚程逐漸降低，且間隙越大，效率和揚程下降的越多；但是軸功率基本不變?？栈Y果表明：隨著間隙值的增大空化性能越差。

泵體的壓力脈動值在蝸舌附近最大，且間隙越小壓力脈動值越大。泵體壓力脈動大的位置對應于泵前蓋相應位置的壓力脈動值也大，而距離泵出口較近的泵體測點對應于泵前蓋相應位置的壓力脈動值則相應較小。這說明泵體的壓力脈動對葉輪和泵前蓋間隙的壓力脈動有很大影響。

[1]關醒凡.現(xiàn)代泵理論與設計[M].北京：中國宇航出版社，2011.

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TV734.4

B

1672-5387（2017）05-0011-05

10.13599/j.cnki.11-5130.2017.05.003

2016-05-15

張弋揚（1983-），女，工程師，研究方向：水力模型試驗。