海水淡化多级泵轴向力试验

针对叶轮轴向力计算方法有多种,且不同经验公式计算的轴向力相差很大的情况,通过对海水淡化多级泵的单级模型泵进行轴向力试验,找出泵腔压力分别与泵流量、扬程以及泵腔径向尺寸的关系,并对传统轴向力理论计算公式进行修正.通过分析可知,轴向力传统理论计算公式的计算结果与轴向力试验数据有一定的差距,这主要是由于传统理论计算是在泵腔内液体以叶轮旋转角速度之半（ω/2）旋转的假设条件下得到的;但两者轴向力的变化趋势相同,均在关死点处达到最大值.用修正的理论公式得到的值与试验值在各流量点、各半径处均能较好的符合.     

离心泵泵腔轴向间隙对平衡腔压力和泄漏量的影响

针对不同泵腔轴向间隙对平衡腔和泄漏量的影响,采用RNG k-ε湍流模型,对IS80-50-315型单级单吸悬臂式离心泵后泵腔间隙分别为1,4,8,12,16,20 mm的全流道模型进行数值计算,分析了不同间隙下平衡腔液体压力的分布规律和泄漏量的变化情况,得到了与泵腔阻力系数、密封环阻力系数和平衡孔阻力系数相关的速度系数与隙径比的关系曲线和泄漏量计算公式,可用于试验中对0.006~0.127的全流道速度系数进行预估和不同泵腔轴向间隙的泵腔流道液体泄漏量的求解.研究结果表明:后泵腔轴向间隙增大,平衡孔进口处平面和闷盖壁面压力随之升高,这个变化在轴向间隙为4~16 mm时较为明显,而在泵腔间隙取最大值12 mm和最小值1 mm时压力改变较小;同一工况下的泵腔流道泄漏量随后泵腔间隙的增大而上升,而对于同一泵腔间隙,泵腔流道泄漏量在0.8Q_d时最大,1.2Q_d时最小,即泄漏量随流量的增大而减小.     

后密封环直径对离心泵轴向力特性的影响

为了研究叶轮后密封环直径大小的变化对离心泵平衡腔液体压力和轴向力的影响,对泵进行了全流道三维建模和仿真模拟;经对比发现,离心泵性能的数值模拟与试验测试结果基本吻合.在此基础上,对泵后密封环直径90~140 mm范围内泵扬程、效率和轴功率进行预测,研究泵设计工况下,后密封环直径对平衡腔内液体压力沿轴向和径向的分布规律,及其对轴向力的影响,并绘制出扬程系数与轴向力系数的量纲为一关系曲线.结果表明:同一流量工况下,增大后密封环直径时,泵扬程降低,效率降低,轴功率提高,且后密封环直径越大,其对泵性能的影响越显著;同一后密封环直径下,平衡腔内液体压力沿轴向基本保持不变,压力由泵轴至密封环出口处沿径向增大;轴向力系数曲线是非线性曲线,当K减小时,轴向力系数逐渐增大,当K为0.25时,轴向力几乎为零,此时泵的轴向力平衡能力最优.     

叶轮前盖板与泵体轴向间隙对轴向力的影响

为了研究一种新型结构的离心泵叶轮前盖板与泵体轴向间隙对轴向力的影响,首先采用传统理论计算方法得到泵的轴向力,然后基于CFX软件,采用RNG k-ε湍流模型和高阶算法,对离心泵进行全流场数值模拟.通过改变叶轮前盖板与泵体轴向间隙方法,获得泵设计工况下的外特性、轴向间隙之间静压变化及转子部件轴向力,研究泵外特性、轴向力随叶轮前盖板与泵体轴向间隙的变化情况和变化规律.通过数值模拟计算研究表明:在设计工况下,随着离心泵叶轮前盖板与泵体间隙的增加,泵的扬程和效率逐渐减小;叶轮、背叶轮和副叶轮内的静压变化很小,叶轮前盖板与泵体轴向间隙内的静压变化明显;泵的轴向力先增大后减小.扬程数值模拟和试验结果误差为0.84%,轴向力理论计算和数值模拟的最大误差不超过5.75%,说明数值模拟的方法验证了用经验公式计算新型泵所受轴向力的准确性.     

带凹槽新型平衡鼓的设计与研究

针对高扬程农用多级泵,提出了一种带凹槽结构的新型平衡鼓,理论分析了该结构对降低平衡鼓间隙泄漏以及提高平衡鼓平衡能力的影响.利用CFD软件模拟分析了传统平衡鼓和带凹槽平衡鼓在相同工况下间隙处的流动情况及平衡鼓两侧的压差情况.通过离心泵轴向力试验装置,对采用不同平衡鼓时,试验装置的效率、扬程以及止推轴承处所受轴向力的大小进行了对比分析.研究结果表明:带凹槽新型平衡鼓结构增大了平衡鼓与平衡鼓套间隙处的阻力,减少了间隙处的泄漏量,提高了泵的效率;增大了平衡鼓两侧压差,有利于平衡鼓平衡轴向力.     

离心泵平衡孔和背叶片对轴向力特性影响

为研究平衡孔和背叶片对低比转数离心泵轴向力特性的影响,选用一台IS80-50-315型离心泵为研究对象,分别对只有平衡孔、只有背叶片及二者皆有、皆无4种方案进行试验与数值分析.结果表明,背叶片对泵水力性能的影响大于平衡孔,且对泵能量损耗起主导作用.在额定工况下,前泵腔内液体压力沿径向具有“阶梯型”变化规律,后泵腔内液体压力近似线性增大,平衡腔内液体压力随流量变化几乎呈直线分布趋势;同一台试验泵中,平衡孔对前泵腔和平衡腔内液体压力影响更大,背叶片对后泵腔内液体压力降低效果更佳.叶轮加背叶片后所受扭矩明显增大,仅有平衡孔时扭矩稍有增加.全流量工况下平衡孔对轴向力的平衡能力优于背叶片;两者共同存在时,平衡轴向力效果最差.     

离心泵平衡孔平衡轴向力方法的研究与探讨

以离心泵平衡孔轴向力平衡装置为研究对象,利用计算机数值模拟分析技术和试验技术相结合的方法.对平衡孔位置、平衡孔面积与平衡轴向力效果和泵外特性的关系进行了深入研究,并对研究结果进行了分析.为提高轴向力平衡装置的综合效果,提出了减小平衡孔大小、适当增加后密封环直径（相对前密封环）、平衡孔靠近叶轮轮毂等设计方法措施.     

平衡孔直径对离心泵性能及平衡腔压力的影响

在离心泵性能数值模拟与试验测试结果基本吻合的基础上,对泵平衡孔直径0~12 mm范围内的泵扬程、效率和轴功率进行预测,研究泵设计工况下,不同平衡孔直径时平衡腔内液体压力沿轴向、径向和切向分布规律,以及其对盖板力的影响,并绘制出p=f(k)关系曲线。结果表明:同一流量工况时,平衡孔直径增大到一定值后,轴功率明显增大,效率显著降低,但在大于设计流量工况时,扬程与平衡孔直径无关;同一平衡孔直径下,平衡腔压力沿轴向和切向基本保持不变,压力由泵轴至密封环沿径向增大;在平衡腔内小于平衡孔圆心与泵轴中心垂直距离的半径区域,平衡孔直径越小,压力沿径向越趋近于零,而在平衡腔内大于上述半径区域,平衡孔直径越大,压力沿切向越大;比面积k≥2.645时,平衡腔区域盖板力基本平衡。     

反渗透海水淡化高压多级泵的轴向力平衡机构

针对海水淡化高压多级泵产生较大轴向力的平衡问题,利用VB6.0编写海水淡化高压多级泵轴向力平衡机构的计算程序,设计了平衡盘与平衡鼓相结合的轴向力平衡机构.设计中使平衡盘具有较高的灵敏度,通过计算软件研究平衡盘外径与平衡鼓受力比的关系,最终确定平衡鼓受力比为70%,平衡盘灵敏度k的范围为0.23~0.28,由此确定了平衡机构各个部件的尺寸.为了避免平衡盘端面接触摩擦,在计算程序中研究了间隙b2与平衡力波动的关系,并且比较了计算程序所得泄露率与试验的结果,误差仅为5.11%.结果表明：海水淡化高压多级泵的平衡机构,有效解决了较大的轴向力平衡问题,试验所得泄漏量仅为流量的2.6%,远低于一般多级泵平衡机构的泄漏量.     

基于数值模拟的多级离心泵轴向力平衡研究

【目的】多级离心泵在运行过程中易产生较大的轴向力,严重影响泵的稳定运行,亟需探究切除部分后盖板以平衡轴向力方法的可行性。【方法】基于修正的SST k-ω湍流模型,利用CFX软件对不同流量工况下多级离心泵的内部流动进行了数值模拟分析,得到了在不同流量工况下离心泵的各级前后盖板压力云图。【结果】1）在所研究的流量工况范围内,多级离心泵由于水力损失严重,一开始的效率和功率整体偏低,随着流量不断增大,效率呈先增后减趋势,功率不断增大,扬程曲线为陡降曲线。2）多级离心泵各级前后盖板所受压力从首级开始呈逐级递增趋势,级数越大盖板所承受的轴向力越大,且轴向力的方向均由前盖板指向后盖板。【结论】选择合适的流量工况对于提升多级离心泵的工作效率十分重要。切除部分后盖板,使前盖板与后盖板的面积相近,受力时更加均匀,能够达到平衡轴向力的效果,证明了设计方法的可行性。     

离心泵轴向力计算方法研究与试验验证

准确计算平衡腔液体压力是开平衡孔双密封环叶轮离心泵轴向力计算的关键技术.在设计工况下平衡腔液体压力数学模型计算中,引入了泵腔液体压力损失修正系数,解决了有液体泄漏时泵腔进口与后密封环进口液体压力差的计算问题.以降速后的IS80-50-315型离心泵为例,采用改变叶轮平衡孔直径和后密封环间隙来改变比面积的方法,研究了设计工况下平衡腔液体压力数学模型和轴向力的特性.研究结果表明,设计工况下平衡腔液体压力数学模型特性曲线,可以解决轴向力计算中平衡腔区域叶轮后盖板液体压力差计算这一关键问题;平衡腔液体压力是由平衡孔和后密封环构成的2道“闸阀”协联调节的结果,从控制轴向力角度,可通过轴向力特性曲线寻求叶轮平衡孔直径与后密封环间隙的最佳比值.用2个测试实例,验证了应用设计工况下平衡腔液体压力数学模型计算轴向力的可靠性.     

叶轮背叶片对离心泵轴向力影响的试验及分析

为了研究叶轮背叶片对离心泵轴向力特性的影响规律,以降速后的IS80-50-315型离心泵为研究对象,通过改变背叶片的宽度和数目,共设计出13种叶轮背叶片方案,并经过试验测试获得背叶片宽度和数目对泵性能、泵腔内液体压力及轴向力的影响规律.研究表明,当背叶片数目不变时,随着背叶片宽度的增大,试验泵的扬程和轴功率均增大,泵的效率逐渐降低;当背叶片宽度和数目增大到一定值时,轴向力的方向会发生改变,这将影响整机运行的稳定性.从平衡离心泵轴向力的角度出发,分析得出背叶片宽度t=3.5 mm、数目Z=5为最佳方案,此时轴向力方向为正、变化幅度较小.对比分析3种背叶片数目下,背叶片端部和泵盖的间隙δ与轴向力系数c_F关系曲线,得出间隙δ越小,背叶片平衡轴向力效果越显著.该研究成果为工程实践中背叶片的设计提供了理论依据.     

减小叶轮后盖板直径的轴向力试验

为平衡离心泵叶轮的轴向力,进行了减小叶轮后盖板直径的轴向力试验研究.在假设叶轮周围液体具有不同的液体圆周角速度的基础上,推导出减小叶轮后盖板直径的叶轮轴向力计算公式.通过三组不同后盖板直径的叶轮轴向力计算值与实测值的对比,确定了叶轮周围各处液体圆周角速度的修正值分别为a=0.65,b=0.95,c=0.45,即当叶轮以角速度ω旋转时,叶片外径斜面处的液体圆周角速度为0.65ω,在切除叶轮后盖板的区域内,液体圆周角速度为0.95ω,在叶轮盖板外侧的液体圆周角速度为0.45ω.并验证了推导的叶轮轴向力计算公式基本正确,从而为采用减小叶轮后盖板直径以平衡叶轮轴向力的方法提供了理论依据和实用的计算公式.     

对旋式轴流泵后置叶轮水力性能分析

为了研究对旋式轴流泵后置叶轮对其水力性能的影响,采用CFD软件对该对旋式轴流泵装置进行数值模拟计算,将前置叶轮与后置叶轮水力特性进行对比分析,研究后置叶轮的进口安放角对整个装置水力特性的影响,最后通过模型试验验证数据的可靠性.结果表明:在设计工况下,对旋式轴流泵扬程为11.32 m,效率为87.57%.在小流量工况下,流量为300 L/s左右泵提前进入马鞍区,此时泵扬程为14.06 m,效率为79.48%;在大流量工况下,流量为440 L/s时,泵装置扬程为2.24 m,效率为54.16%.对旋泵后置叶轮的水流进口冲角要大于前置叶轮的水流进口冲角,导致后置叶轮叶片做功能力增强,后置叶轮扬程增大.改变后置叶轮安放角,特别在小流量工况下,后置叶轮的马鞍区同样提前,后置叶轮的进口液流角几乎相同.研究结果对于对旋式轴流泵后置叶轮的设计和优化提供参考依据.     

泵腔径向间隙对多级离心泵泵腔内部流场的影响

为研究泵腔径向间隙对泵腔内部流场的影响,更好地优化多级泵水力性能,选取某悬臂式多级离心泵为研究对象,应用计算流体力学(CFD)与试验相结合的方法对泵腔内部流场进行研究.k-ε湍流模型下的数值计算结果与多级泵外特性试验值吻合较好,说明应用数值计算对泵腔内部流场进行分析是可靠的.设计3种泵腔间隙方案,对比分析了泵腔内部切向速度分布及压力脉动情况.结果表明:随着测速点位置半径的减小,前泵腔切向速度逐渐增大,且液体旋转速度会超出叶轮旋转速度,而后泵腔中切向速度总体呈现逐渐减小的趋势;泵腔间隙区域及叶轮出口处压力脉动主要集中在0~1 680 Hz范围内,压力脉动主频均出现在1倍导叶叶频处,主频脉动幅值由首级向末级逐级递减;泵腔间隙区域压力脉动也受到叶轮叶片数的影响,次主频出现在1倍叶轮叶频处,且在其他叶频倍频处均发生压力脉动现象.     

基于正交试验及CFD的多级离心泵叶轮优化设计

以某一典型悬臂式多级离心泵为研究对象,在原模型的基础上,对叶轮进行优化设计以提高水泵的水力性能.选择叶片出口宽度、叶轮出口直径、叶片数、叶片出口角等4个参数为因素,每个因素取3个水平,基于正交试验和数值计算对叶轮进行优化,应用计算流体动力学软件CFX 14.5对多级离心泵内三维定常流动进行数值计算.结果表明:不同工况下,多级离心泵原模型的外特性试验与数值计算结果相吻合,证明了数值预测水泵性能的正确性和可靠性.按照L₉(3⁴)正交表,计算9组叶轮设计方案的额定工况时的扬程和效率,利用极差分析研究几何参数对水泵性能的影响,最终得到优化模型.通过优化模型与原模型的数值计算结果对比,证明其扬程、效率性能得到提高,并从内部流动分析提高的原因,即泵体内部无旋涡和回流,静压梯度大,流动损失小,使得泵水力性能得到提升.     

螺旋离心泵轴向力的数值计算与分析

针对螺旋离心泵轴向力求解时,数学模型建立和方程难以封闭等问题,为了实现螺旋离心泵轴向力的定量求解,研究其轴向力受介质的影响和随介质的变化规律,以150×100LN-32型螺旋离心泵为研究对象,选用清水和两相流含沙水作为介质,应用计算流体力学软件Fluent,建立相对坐标系下的时均连续方程及Navier-Stocks方程,并采用标准k-ε方程湍流模型和SIM-PLE算法进行数值模拟,得到螺旋离心泵内流场的压力分布后计算出轴向力,从而避开了单纯数学上定量求解螺旋离心泵轴向力的许多难题.在此前提下,通过研究在固液两相流介质中,颗粒体积分数、颗粒直径及不同的流量对轴向力的影响和变化规律,结果表明：螺旋离心泵的轴向力随两相流介质体积分数的增大而增大;随流量和颗粒粒径的增大反而减小.该结论对于提高螺旋离心泵的稳定性和延长其使用寿命具有重要意义.