輸送水時葉片數對離心油泵性能的影響

　　一般地說，葉片數對離心泵性能的影響是非線性的，存在著優葉片數；優葉片數與比轉速有關。對對數螺旋線葉片單級離心泵性能進行了理論研究，得到優葉片數為7片。這些研究成果豐富了關于葉片數對離心栗性能影響方面的認識。

　　原機喊工業部教育司科技基金和甘肅工業大學?；�金共同資助項目。

　　水泵技術2000.3 Y型離心油泵在陸上油田和煉油廠中應用比較普遍，因內不少泵制造廠都生產這種型號的油泵。研究被輸送液體不同粘度下葉片數對Y型離心油泵性能的影響，從而確定優葉片數對豐富離心油泵設計理論和提高性能都有不可忽視的價值。

　　本課題選擇65Y60型離心油杲為研究對象，研究葉片數對該離心油泵性能的影響，借此得到了優葉片數，為離心油泵的設計提供依據。本文中僅給出輸送清水時的實驗結果。

　　2實驗裝置研究模型為65Y60型離心油泵，它主要用于輸送溫度不超過450T的熱油，其設計參數為：Q=25m3/h，/f=60m，n=2950r/min，比轉速ns=3.65/1瓜/奶?！?410為65Y60型離心油泵的結構剖面圖。實驗時，保持泵體流道和葉輪幾何形狀不變，僅改變葉片數。5個實驗葉輪的葉片數分別為3、4、5、6和7，其它幾何參數分別是：葉輪進口直徑A=72mm、出口直徑D2=213mm、出口寬度62=7.5mm、出口角炔= 30°。其中葉片數為5的葉輪為該泵的原配葉輪。實驗葉輪由該泵的制造廠采用與原配葉輪相同的方法制造。

　　實驗液體為清水。水從凈容積為1.35m3的水箱經過球闊和長為14m、內徑為65mm的吸入管道流人泵內，然后經過總長度約為4.5m、內徑為50nun的排出管道和LW-50型渦輪流量計以及閘閥流回水箱。利用閘閥調節泵工況點。利用渦輪流量計測量水的體積流量。分別將泵入口和出口的測壓環通過塑料導壓管連接到1151PD型電容式差壓變送器兩端的測壓孔上，測量出泵出口與進口的液體靜壓力差，從而計算出泵的揚程。實驗前，利用精度為0.05級的YS-60型活塞式壓力計對差壓變送器及其二次儀表進行標定。栗由額定功率為22kW的兩極電動機通過JC1A型轉矩轉速傳感器（扭矩儀）驅動。利用扭矩儀測量輸入到泵軸上的扭矩和轉速，從而確定泵的軸功率。實驗證明，流量、揚程、軸功率和效率的總實驗結果與討論利用計算機程序將實驗原始數據進行處理，得到規定轉速為2950r/min時的流量、揚程、軸功率和效率的離散點，然后采用5次多項式對離散點進行擬合，后得到光滑的實驗曲線。本文直接給出這種光滑的實驗曲線。

　　葉片數對栗性能的影響水泵技術表示了配帶不同葉片數葉輪時，栗的性能曲線。（a）表示揚程隨流量的變化，（b）表示效率隨流量的變化。當葉片由3片增加到5片時，不但揚程曲線整體向上平移，而且流量范圍也變寬了。但是當葉片由5片增加到7片時，不但揚程曲線整體向上平移量很小，而且揚程曲線還出現了駝峰，流量范圍也變窄了。因此較多的葉片數會引起揚程曲線出現駝峰。當流量大于27m3/h（Z =6）和32m3/h（Z二7）以后，揚程很快跌落。說明泵內已經發生了汽蝕。由（b）可知，2=5的葉輪不的葉片數是優的。

　　表示了優工況參數隨葉片數的變化。由圖可知，隨著葉片數的增大，優工況的揚程幾乎線性增加，但是優工況的流量和效率在Z =5時值大，所以輸送清水時，對本文實驗的葉輪來說，Z =5是優葉片數。

　　葉片數對葉輪內部流動的影響為了說明不同葉片數時離心泵性能的變化原因，采用丨5的計算方法分別計算優工況下5個實驗葉輪的內部清水流動。與以往不同的是，計算時，通過葉片尾部滿足Kutta條件來確定滑移系數。表示計算流場時得到的滑移系數分別與中Wiesner、教科書丨7中Stodola經驗公式的對比。其中Wies-ner的滑移系數公式為：（M效率度的圓周分速度，為葉輪圓周速度。Stodola的滑移系數公式為由圖可知，由流動計算確定的滑移系數隨葉片數按線性規律變化，它與葉片數的關系為　　水泵技術Wiesner經驗公式的計算值都比通過流場計算得到滑移系數平均大7.Stodola經驗公式的計算值在葉片數Z= 3的時候，比通過流場得到滑移系數小22；隨著葉片數的增大兩者之間的差別減小。由此可見，使用Wiesner經驗公式計算理論揚程時，會使理論揚程比實際需要的小，葉輪直徑也??；而使用Stodola經驗公式計算理論揚程時，會使理論揚程比實際需要的大，葉輪直徑也大，特別是在葉片數小于5時。

　　葉片表面流體動力負荷系數葉片表面流體動力負荷系數ATT/W反映了流體作用在葉片表面壓力差的大小|8.流體動力負荷系數越大，流道內的二次流越強，流動在葉片的壓力面和吸力面越容易分離，結果葉輪的水力損失增大，揚程下降。為此，將大流體動力負荷系數隨葉片數的變化關系畫于中。葉片由3片增加到5片，大流體動力負荷系數由7. 86降低到4.55，下降到約為原來的58，大致與葉片數成反比；葉片由5片增加到7片，大流體動力負荷系數由4.55降低到4. 07，下降到約為原來的89.由于下降量小，大流體動力負荷系數不再與葉片數成反比，因此5葉片葉輪內的二次流強度與7葉片葉輪大體相當。這說明，葉片由3片增加到5片，雖然與流體接觸的葉片表面由原來的6個增加到10個，凈增4個，表面摩擦損失有所增加，但是由于葉輪內部二次流強度大幅度減弱了，二次流引起的水力損失減少很多，所以總的來說降低了水力損失，提高了水力效率，進而大幅度提篼了泵的效率〗葉片由5片增加到7片，摩擦表面還是凈增4個，但是由于葉輪內部二次流強度并沒有十分明顯的減弱，二次流引起的水力損失減少很小，所以總的來說水力損失增加，水力效率下降，泵效率降低。

　　泵效率預測泵效率等于容積效率、水力效率和機械效率之積。在優工況，容積效率等于泵體積流量除以通過葉輪理論體積流量。泵體積流量已經在性能實驗時測量出。理論體積流量等于通過葉輪前口環、后口環和平衡孔的泄漏體積流量之和。采用丨2丨的方法，按前后口環的實際幾何尺寸，計算通過前口環的泄漏流量。

　　通過后口環和平衡孔的泄漏流量的計算方法原則上與前口環的相同，但是由于后口環與前后口環的直徑、間隙大小和長度完全相同，同時考慮到平衡孔的節流作用，所以通過后口環和平衡孔的泄漏量要比前口環小。計算時，僅計算通過前口環的泄漏流量，近似取通過后口環和平衡孔的泄漏量為通過前口環的泄漏流量的70，二者之和作為總的泄漏量。

　　在優工況，水力效率等于泵的實際揚程除以理論揚程。實際揚程已經由性能實驗得到。理論揚程由理論流量、葉輪出口幾何尺寸和流場計算中得到的滑移系數計算。

　　機械效率等于泵軸功率減去機械摩擦功率的差除以軸功率。機械摩擦功率包括葉輪圓盤摩擦功率和軸承、軸密封等摩擦副的機械摩擦功率。其中圓盤摩擦功率是主要的。采用1丨的方法計算圓盤摩擦功率，然后擴大1.5倍，作為總的機械摩擦功率。

　　表1給出了計算的優工況容積效率、水力效率和機械效率。由表可知Z=5葉輪的容積效率和水力效率比其它葉輪高。

　　給出了優工況，泵效率的計算值與實驗值的對比。預測的效率的變化趨勢與實驗值比較吻合，但是由于容積效率和機械效率計算可能不十分準確，所以兩者之間還存在一定差距。這需要進一步研究。

　　表1計算的優工況效率葉片數容積效率（％）水力效率（％）機械效率當葉片由3片增加到5片時，離心泵的效率逐漸提高，但是超過5片以后，效率反而下降，所以在葉輪目前的幾何參數條件下，5個葉片是優的。

　　通過計算優工況的葉輪內部流動，可以確定滑移系數，滑移系數與葉片數成正比。

　　隨著葉片數的增加，葉片表面流體動力負荷系數下降，但是超過5片以后，負荷系數下降幅度較小，因此流體表面摩擦損失增大。（下轉第13頁）水泵技術2000.3量的嚴重不足，水環變得極不穩定，工作中常出現不正常特性一達到某一壓縮比后，吸氣量急劇減少，越過此點，氣量在穩定狀態下變化，見M2對栗結構的影響而減少，引起泵的實際量 1.2；雙吸栗，6/r2>2），不但影響泵的吸、排氣效果，增加葉輪的鑄造難度，更影響泵結構的合理性。