CN102705263B - 一种离心泵变螺距诱导轮的优化设计方法 - Google Patents

Abstract

一种离心泵变螺距诱导轮优化设计方法，属于泵技术领域。其特征是在设计变螺距诱导轮时，首先通过实验确定离心泵最高效率点处的流量、必需汽蚀余量、装置汽蚀余量等数据，然后根据实验数据及泵主叶轮进口的流动情况，来确定诱导轮轮缘进出口直径及轮缘折引导程等几何尺寸。本发明提出的离心泵变螺距诱导轮优化设计方法，不但可以保证诱导轮与泵主叶轮之间具有良好的能量匹配关系，提高了诱导轮的性能，增强系统的运行稳定性，而且可以避免需要根据经验选取诱导轮扬程系数带来的困难，提高了设计诱导轮的效率。具有一定的推广价值。

Description

一种离心泵变螺距诱导轮的优化设计方法

技术领域

本发明涉及一种离心泵诱导轮的设计方法，特别涉及一种离心泵变螺距诱导轮的优化设计方法。

背景技术

诱导轮技术是目前公知的提高离心泵汽蚀性能的最为有效的途径之一，被广泛应用。诱导轮属于轴流式叶轮，用于提高离心泵的汽蚀性能，其本身也可以在一定程度的汽蚀状态下工作。螺旋形诱导轮是一种常用结构，又可分为等螺距和变螺距两种形式。由于变螺距诱导轮的叶片入口角较小出口角较大，可获得较小的进口流量系数和较大的扬程，更好的满足了诱导轮本身的汽蚀性能要求以及泵主叶轮进口的能量需求，因此一般采用变螺距结构。但现有的变螺距诱导轮设计方法仍存在一些不足：（1）按现有计算方法确定的诱导轮出口直径要比泵进口直径大，如果减小诱导轮出口直径，会降低诱导轮的扬程，并且影响其效率，如果增加泵主叶轮的进口直径会影响泵主叶轮的扬程及效率，因此很难使诱导轮与泵主叶轮的配合达到最优；（2）诱导轮扬程系数通常按经验进行选取，虽然诱导轮扬程系数选取较大值可以增加诱导轮的扬程，但实际上会导致泵主叶轮水力效率的降低，因此诱导轮扬程系数的准确选取较为困难，影响了诱导轮与泵主叶轮的优化配合，降低了设计的效率及精度。 

经检索，目前尚无与本发明相关的专利公布，只是在部分文献中有所涉及，《诱导轮与泵主叶轮的匹配关系研究》（水泵技术，1999，9：7~9，13），提出通过加大泵进口直径的方式来实现泵与诱导轮的优化配合，但该方法会影响泵的效率，并且由于诱导轮的径向尺寸过大，会使诱导轮在运行中的不稳定力增加；《高速离心泵串联诱导轮的设计理论与工程实现》（工程热物理学报，2000，21（2）：182~186），提出了第一级诱导轮采用变螺距结构而第二级诱导轮采用锥形等螺距结构的设计方案，从而保证泵主叶轮的能量需求，但这将会导致诱导轮的效率下降，且轴向长度过长。

发明内容

为了克服现有离心泵变螺距诱导轮设计方法的不足，本发明提出了一种离心泵变螺距诱导轮优化设计方法。本发明首先通过实验确定离心泵最高效率点处的流量、必需汽蚀余量、装置汽蚀余量等数据，然后根据实验数据及泵主叶轮进口的流动情况，来确定诱导轮轮缘出口直径及轮缘折引导程等几何尺寸，不但可以保证诱导轮与泵主叶轮的优化配合关系，还可以避免需要根据经验来选取诱导轮扬程系数的困难。

本发明的技术方案是：一种离心泵变螺距诱导轮的优化设计方法，以实验数据为基础，确定诱导轮几何参数的取值，其水力设计方法步骤如下。

 （1）搭建离心泵外特性实验台，离心泵的扬程H由离心泵进、出口的压力表测量得到；功率P采用电测法进行测量；流量Q由离心泵出口管路系统上的电磁流量计读出；效率η由公式η=ρgQH/P计算得到；采用真空泵控制吸入口的真空度，使离心泵发生汽蚀，测量离心泵的必需汽蚀余量NPSH _r ；根据搭建的实验台测量计算出离心泵的装置汽蚀余量NPSH _a ，NPSH _a 由公式                                                计算得到；通过以上实验确定离心泵最高效率点处的Q、NPSH _r 及 NPSH _a 。

（2）计算诱导轮进口轮缘直径：

。

（3）计算诱导轮出口轮缘直径：

。

（4）计算诱导轮轮缘轴向长度：

。

（5）计算诱导轮进口修圆半径：

。

（6）计算诱导轮轮缘折引导程：

。

式中：P _c ——常温下大气压力，pa；

h _g ——实验台几何安装高度，-h _g 表示吸入，+ h _g 表示倒灌，mm；

h _c ——吸入装置的水力损失，mm；

P _v ——实验所输液体的汽化压力，pa；

D _y1——诱导轮轮缘进口直径，mm；

D _y2——诱导轮轮缘出口直径，mm；

h _y ——诱导轮轮缘轴向长度，mm；

R _j ——诱导轮进口修圆部分半径，mm；

h _y1——诱导轮轮缘折引导程，mm；

k ₁——诱导轮流量裕度系数，一般取1.1~1.15；

k ₂——诱导轮扬程裕度系数，一般取1.1~1.2；

NPSH _r ——泵的汽蚀余量，m；

NPSH _a ——泵的装置汽蚀余量，m；

Q——泵的流量，m³/s；

q ₁——诱导轮外缘间隙的泄漏量，m³/s；

q ₂——影响诱导轮流量的泵泄漏量，如填料处的泄露和平衡装置的泄漏等，m³/s；

S _L ——轮缘长径比；

d _h ——诱导轮轮毂直径，mm；

λ——诱导轮汽蚀系数；

β _y ——轮缘平均安放角，°；

S _h1——诱导轮进口轮毂比；

λ _p ——泵的汽蚀系数；

ν _m1p ——主叶轮入口轴面速度，m/s；

μ _1p ——主叶轮入口圆周速度m/s；

g——重力加速度m²/s；

n——泵主叶轮转速，r/min。

本发明的有益效果是：本发明提出的离心泵变螺距诱导轮优化设计方法，不但可以保证诱导轮与泵主叶轮之间具有良好的能量匹配关系，提高了诱导轮的性能，增强系统的运行稳定性，而且可以避免需要根据经验选取诱导轮扬程系数带来的困难，提高了设计诱导轮的效率。具有一定的推广价值。

附图说明

图1为本发明实施例诱导轮的轴面图。

图2为本发明实施例诱导轮的径向图。

图中：D _y1——轮缘进口直径，d _h ——轮毂直径，h _h ——轮毂轴向长度，h _y ——轮缘轴向长度， D _y2——轮缘出口直径，R _j ——进口修圆半径，——轮缘断面包角。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明做进一步说明。

图1和图2共同确定了这个实施例诱导轮的形状。它是一种圆锥形叶尖的诱导轮。

（1）搭建离心泵外特性实验台，离心泵的扬程H由离心泵进、出口的压力表测量得到；功率P采用电测法进行测量；流量Q由离心泵出口管路系统上的电磁流量计读出；效率η由公式η=ρgQH/P计算得到；采用真空泵控制吸入口的真空度，使离心泵发生汽蚀，测量离心泵的必需汽蚀余量NPSH _r ；根据搭建的实验台测量计算出离心泵的装置汽蚀余量NPSH _a ，NPSH _a 由公式计算得到；通过以上实验确定离心泵最高效率点处的Q、NPSH _r 及 NPSH _a 。

Q=0.089m³/s；NPSH _r =2.89m；，其中p _c =p _v ，h _g =1.5m，h _c =0.5m。

（2）计算诱导轮进口轮缘直径：

=235mm，其中k ₁=1.1，q ₁=0，q ₂=0.05Q，n=1450r/min，S _h1=0.3，λ=0.045。

（3）计算诱导轮出口轮缘直径：

=200mm，其中k ₂=1.1，g=9.8m²/s，μ _1p =12.96m/s，λ _p =0.02，ν _m1p =6.13m/s。

（4）计算诱导轮轮缘轴向长度：

=65.25mm，

其中S _L =0.3。

（5）计算诱导轮进口修圆半径：

在这个实施例中，诱导轮前缘几何形状采用圆弧形，进口修圆半径R _j 根据设计者的经验在0.25（D _y1-d _h ）~0.25（D _y1+d _h ）之间取值，本实施例R _j =55mm，选取进口后掠角Δφ为90度。

（6）计算诱导轮轮缘折引导程：

=132.75mm，其中β _y =11.34°则同时可以推导出轮缘断面包角，98.42mm。

设计结果如表1所示：

表1 诱导轮设计结果

Claims (1)

1.一种离心泵变螺距诱导轮的优化设计方法，包含以下步骤：

(1)确定离心泵最高效率点处的流量Q、必需汽蚀余量NPSH_r及装置汽蚀余量NPSH_a的值；

搭建离心泵外特性实验台，离心泵的扬程H由离心泵进、出口的压力表测量得到；功率P采用电测法进行测量；流量Q由离心泵出口管路系统上的电磁流量计读出；效率η由公式η＝ρgQH/P计算得到；采用真空泵控制吸入口的真空度，使离心泵发生汽蚀，测量离心泵的必需汽蚀余量NPSH_r；根据搭建的实验台测量计算出离心泵的装置汽蚀余量NPSH_a，NPSH_a由公式计算得到；通过以上实验得到离心泵最高效率点处的Q、NPSH_r及NPSH_a的值；

(2)计算诱导轮进口轮缘直径：

D_y1＝{240k₁(Q+q₁+q₂)/[π²n(1-S_h1 ²)λ^1/2(2+2λ)^-1/2]}^1/3

(3)计算诱导轮出口轮缘直径：

$D_{y2}=[120/\left(\mathrm{n\π}\right)]{\{k_{2}g({\mathrm{NPSH}}_r-{\mathrm{NPSH}}_a){\mathrm{\μ}}_{1p}(1+{\mathrm{\λ}}_p)/\{{\mathrm{\μ}}_{1p}(1+{\mathrm{\λ}}_p)-0.25{\left[\begin{array}{c}(1+{\mathrm{\λ}}_p){\mathrm{\μ}}_{1p}^2-{(1+{\mathrm{\λ}}_p)}^2{\mathrm{\ν}}_{m1p}^2\\ +(2g+2g{\mathrm{\λ}}_p){\mathrm{NPSH}}_a\end{array}\right]}^{1/2}\left\}\right\}}^{1/2}-D_{y1}$

(4)计算诱导轮轮缘轴向长度：

$h_y=k_2{S}_{L}g({\mathrm{NPSH}}_r-{\mathrm{NPSH}}_a){\mathrm{\μ}}_{1p}(1+{\mathrm{\λ}}_p)/\{{\mathrm{\μ}}_{1p}(1+{\mathrm{\λ}}_p)-0.25{\left[\begin{array}{c}(1+{\mathrm{\λ}}_p){\mathrm{\μ}}_{1p}^2-{(1+{\mathrm{\λ}}_p)}^2{\mathrm{\ν}}_{m1p}^2\\ +(2g+2g{\mathrm{\λ}}_p){\mathrm{NPSH}}_a\end{array}\right]}^{1/2}\}$

(5)诱导轮进口修圆半径：

$R_j=\frac{1}{4}(D_{y1}-d_{h1})~\frac{1}{4}(D_{y1}+d_{h1})$

(6)计算诱导轮轮缘折引导程：

$h_{y1}=k_2\mathrm{\πg}({\mathrm{NPSH}}_r-{\mathrm{NPSH}}_a){\mathrm{\μ}}_{1p}(1+{\mathrm{\λ}}_p)\mathrm{tg}{\mathrm{\β}}_y/\{{\mathrm{\μ}}_{1p}(1+{\mathrm{\λ}}_p)-0.25{\left[\begin{array}{c}(1+{\mathrm{\λ}}_p){\mathrm{\μ}}_{1p}^2-{(1+{\mathrm{\λ}}_p)}^2{\mathrm{\ν}}_{m1p}^2\\ +(2g+2g{\mathrm{\λ}}_p){\mathrm{NPSH}}_a\end{array}\right]}^{1/2}\}$

所述公式中：P_c为常温下大气压力，单位：pa；

h_g为实验台几何安装高度，-h_g表示吸入，+h_g表示倒灌，单位：mm；

h_c为吸入装置的水力损失，单位：mm；

P_v为常温下所输液体的汽化压力，单位：pa；

D_y1为诱导轮轮缘进口直径，单位：mm；

D_y2为诱导轮轮缘出口直径，单位：mm；

h_y为诱导轮轮缘轴向长度，单位：mm；

R_j为诱导轮进口修圆部分半径，单位：mm；

h_y1为诱导轮轮缘折引导程，单位：mm；

k₁为诱导轮流量裕度系数，数值范围在1.1～1.15；

k₂为诱导轮扬程裕度系数，数值范围在1.1～1.2；

NPSH_r为泵的汽蚀余量，单位：m；

NPSH_a为泵的装置汽蚀余量，单位：m；

Q为泵的流量，单位：m³/s；

q₁为诱导轮外缘间隙的泄漏量，单位：m³/s；

q₂为影响诱导轮流量的泵泄漏量，单位：m³/s；

S_L为轮缘长径比；

d_h1为诱导轮轮毂进口直径，单位：mm；

d_h2为诱导轮轮毂出口直径，单位：mm；

λ为诱导轮汽蚀系数；

β_y为轮缘平均安放角，单位：度；

S_h1为诱导轮进口轮毂比；

λ_p为泵的汽蚀系数；

ν_m1p为主叶轮入口轴面速度，单位：m/s；

μ_1p为主叶轮入口圆周速度，单位：m/s；

g为重力加速度，单位：m²/s；

n为泵主叶轮转速，单位：r/min。