單級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 于學峰 馬生麒 孫 晶

（威樂（中國）水泵系統(tǒng)有限公司）

近年來， 單級單吸離心泵以其運行平穩(wěn)、維護方便及故障率低等優(yōu)點而被廣泛應用于石油化工、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域［1～6］。 因此，提高離心泵的水力與綜合運行性能已成為構建節(jié)能高效型社會的重要課題。

然而在實測中發(fā)現(xiàn)，由于在水力設計、模具制作及樣品成形過程中難以避免水力損失，導致早期開發(fā)的部分單級單吸離心泵型無法達到新發(fā)布的性能指標要求［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)化設計， 重新進行模具制作、樣本鑄造、加工及裝配等流程，導致整個流程需要花費大量的時間成本，同時還可能存在優(yōu)化設計失敗、水力效率不合格的潛在風險。 因此，針對已定型的泵體結構模型，在一定范圍內(nèi)采取一系列優(yōu)化措施進一步提高單級單吸離心泵的實測水力性能在工程實踐中具有重要意義。

筆者針對某泵組的機械損失和容積損失，提出一種水力性能優(yōu)化改進方法，并進行原型機設計及樣機試驗驗證，以期通過這些改進措施使得實測參數(shù)滿足設計目標，順利實現(xiàn)產(chǎn)品的市場發(fā)布。

1 單級單吸離心泵水力效率影響因素分析

離心泵在介質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械損失、容積損失和水力損失3部分［10，11］。

1.1 機械損失

離心泵運轉過程中的機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；u2為葉輪外徑D2上的圓周速度；γ為液體重度。 表面質量越差、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)、 級間密封環(huán)及平衡軸向力裝置等，這些因素均會在水泵運轉過程中帶來能量損失，這部分的能量損失q的表達式為［12］：

其中，密封環(huán)間隙的過流斷面面積表達式為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)生在離心泵從泵進口到泵出口的全部過流部件運轉過程中［13］，與泵本身的水力設計及結構特點息息相關， 目前尚未有較準確的估算方法。 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)繞流葉片進口、 葉片流道間形成的旋渦等［14，15］。 因此，減小水力損失還應從優(yōu)化設計本身入手，如通過優(yōu)化葉片攻角、葉片型線及安放角等參數(shù)， 來改善介質在泵內(nèi)的流動狀態(tài)，減少流動損失，從而達到提高離心泵水力效率的目的。

選取300ms～500ms時間窗口對N400進行平均波幅檢驗，詞語內(nèi)容主效應不顯著，F(xiàn)(1，21)=0.56，p=0.46；電極點主效應也不顯著，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)容的主效應顯著，社群性詞匯引發(fā)的N400潛伏期峰值晚于能動性詞匯。而且電極點的主效應也顯著，點上的潛伏期最早，F(xiàn)3點上的潛伏期最晚。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)化方法與試驗驗證

某公司單級單吸離心泵［16］在設計開發(fā)過程中受多個因素的綜合影響，導致其水力效率沒有達到預期目標和產(chǎn)品發(fā)布的目的。 筆者以其中水力性能未達標的離心泵型為研究對象，其設計目標參數(shù)如下：

額定流量 40 m3/h

轉速 1 450 r/min

額定揚程 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。 原型機組裝測試分析結果對比設計目標值后發(fā)現(xiàn)，實測最優(yōu)點的流量、揚程分別為38.0 m3/h、8.0 m，實測水力效率為72.6%，均未達到設計目標值。

2.1 提高葉輪表面質量

根據(jù)式（1）計算可知，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比圖

圖3為葉輪蓋板加工前后的水力效率對比曲線。 可以看出，葉輪蓋板加工后全運行區(qū)域內(nèi)效率均有不同程度的提高， 其中最優(yōu)點效率由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比曲線

2.2 增加葉輪出口過流面積

針對最優(yōu)運行工況點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)運行工況點移向大流量工況區(qū)，同時拓寬泵組的高效運行區(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比。 可以看出， 最優(yōu)點水力效率由73.6%提高到76.5%， 相對應的流量點由38.0 m3/h提升至40.5 m3/h， 泵組的高效運行區(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比

2.3 更換高效軸承

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

表1 某標準軸承與高效軸承關鍵參數(shù)對比

圖6為更換高效軸承前后的水力效率曲線對比。 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比

2.4 減小間隙損失

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

圖7 關閉葉輪平衡孔

圖8 去除葉輪與泵蓋間的密封間隙

圖9為關閉平衡孔前后的水力效率曲線對比?？梢钥闯?，關閉平衡孔后該泵最優(yōu)工況點的水力效率由原來的78.2%提高到78.8%，提高了0.6%。 關閉平衡孔后重新計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，相應的軸承壽命由原來的1 050 000 h 減小到322 500 h，此時軸承壽命計算值依然滿足設計目標值要求 （軸承壽命計算值不應小于25 000 h）；同時關閉平衡孔前后的振動與實驗結果對比表明，關鍵部位的振動測量值基本保持一致且均低于設計目標值。

圖9 關閉平衡孔前后的水力效率曲線對比

2.5 清理泵蓋過流面鑄字

提高過流部件壁面光潔度會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、標識等全部移除（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)配合間隙長度

對于單級單吸離心泵，葉輪密封環(huán)位置產(chǎn)生的容積損失對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，設計完成后無法更改，故只能通過增加密封間隙長度（圖11）來減小容積損失，提高泵組的水力效率。 實測后發(fā)現(xiàn)，最優(yōu)工況點的水力效率由78.8%提高到79.2%， 提高了0.4%，如圖12所示。

圖11 增加密封間隙長度

圖12 增加密封間隙長度前后水力效率曲線對比

3 結束語

經(jīng)過性能優(yōu)化與結構改造，離心泵的測試試驗結果表明，改進后的離心泵最優(yōu)點流量、揚程由最初的38.0 m3/h、8.0 m優(yōu)化為40.5 m3/h、9.5 m，實測最優(yōu)工況點水力效率由最初的72.6%優(yōu)化為79.2%，提升了6.4%，實測參數(shù)均達到了設計目標值。 文中在減小機械損失及容積損失方面進行了大量的試驗研究工作， 積累了豐富的工程經(jīng)驗，可為后續(xù)的單級單吸離心泵設計及產(chǎn)品應用提供一定的經(jīng)驗。