多级离心泵的技术改造

多级离心泵的技术改造（精选8篇）

多级离心泵的技术改造 第1篇

多级离心水泵的工作原理, 当电机带动轴上的叶轮高速旋转时, 充满在叶轮内的液体在离心力的作用下, 从叶轮中心沿着叶片间的流道甩向叶轮的四周, 由于液体受到叶片的作用, 使压力和速度同时增加, 经过导壳的流道面被引向次一级的叶轮, 同理逐次地流过所有的叶轮和导壳, 进一步使液体的压力能力增加, 就得到一定的扬程, 把水池的水排出到相应的高度。

工作过程:1、开泵前先向泵内注水。2、关闭出水管上的阀门。3、启动电动机。4、水泵以正常速度运转时, 压力表显示适当压力, 逐渐打开排水管路的阀门排水。5、停泵时先慢慢关闭排水管路上的阀门后, 停止电机运转。

水泵自动控制器的PLC程序在模拟了水泵工作过程的基础上, 又增加高温报警、故障报警和管路无水故障报警、保护功能:

1.1水泵自动控制的过程

水泵自动控制过程先是由放置在水仓中的高水位探头检测到水位上升到位后, 启动自动控制器。控制器打开球阀1和球阀2给水泵灌水, 当水泵泵身水满从排水阀2流出水后, 检测件检测到水流15秒后认为水泵灌满关闭球阀1和球阀2, 开始启动主电机。电机运转后, 压力变送器检测压力上升情况, 当压力稳定到一定值 (1.8Mpa) 后, 控制器输出打开主管路排水闸阀9排水, 同时输出设备运行状态的指示灯 (绿灯) 。

当控制器低水位探头检测到水仓中低水位后, 水泵控制器按规定程序的顺序, 先关闭主管路排水阀门, 然后停止电动机运转。

1.2低压力运行故障

水泵运行后, 压力变送器一直在检测压力变化情况, 当压力表压力下降到一定值 (约0.7Mpa) 后, 控制器按规定程序停泵, 延时30S后再次按程序启动, 继续检测压力变化情况, 当压力再次下降到规定值后按程序停泵。为保证水泵正常运行与安全, 在此仅设置了低压力运行2次, 超过运行2次后控制器报低压力运行故障。

1.3水泵每天开泵次数指示控制器设置2个记数器记数, 水泵正常开启后, 记数器记录1次。其中记数器1记录每天水泵工作次数, 每天上午9点对记数器清零。记数器2是记录每月水泵工作次数, 每月1日对记数器清零。

1.4自动开泵与手动开泵的转换

控制器在设计自动控制的同时, 还考虑到如果出现特殊情况控制器不能正常工作, 把选择开关由“自动”位旋到“手动”位, 能实现手动开泵。此时水泵灌水过程完全是由操作人员来完成, 控制器只能启动电动机。在“手动”操作位置进行操作时其它报警功能失去作用。

1.5自动控制器出现上述任一故障后, 故障灯 (红灯) 亮, 按下停止按钮超过3秒, 起复位作用。经过复位后才能进行下一次操作。

1.6一般地区用电都要求避峰填谷, 在规定的峰段时间表 (7:00~11:00、18:00~23:00) 内, 控制器在此段时间内不能自动开泵, 但如需要可以用手动按钮开泵。如不使用避峰填谷, 也可解除此功能。

1.7指示灯的位置顺序是主阀故障、管路无水故障、超温故障、低压力故障、手动停泵 (红色) 、运行 (绿色) 。

2可编程序控制器Kinco-k306-24AR程序设计

3经过改造后所产生的经济效益

机电岗位排水泵水泵司机3人, 平均工资每人每月按3500元计算, 一年总工资是12.6万元。改造投资材料加人工费用也超不过3万元, 改造成功后第一年就节省9.6万元, 能适合各单位推广应用。

摘要：怀来公司机电硐室初步建成后, 排水系统正常, 安装2台型号为100D16×9的多级离心水泵。水仓储水能力有效深度是2米, 储满水时间16小时左右, 排完水时间8小时左右。为精减人员、提高效率, 通过使用PLC型号为Kinco-k306-24AR、触摸屏型号为MT4434T等先进技术自行编程、设计、安装一台能实现自动控制水泵的控制器来进行排水工作。

浅析多级离心泵汽蚀试验方案 第2篇

要想避免泵在运行过程中发生汽蚀，必须保证泵入口处最低压力大于水在此温下的汽化压力，即有效汽蚀余量>必须汽蚀余量，这是泵在运行过程中不发生汽蚀的条件。在出厂前，一般都需要在工厂进行汽蚀试验来检验其汽蚀性能。

1.国内汽蚀试验类型

目前国内外各大泵厂多级离心泵汽蚀试验类型情况如下：

1.1验证型汽蚀试验

上海电力修造厂。该厂采用的是验证型汽蚀试验，即：保证泵出口流量不变，关闭进口阀门降低进口压力，泵的NPSHa有效汽蚀余量将逐渐降低，当汽蚀余量值低于泵的必需汽蚀余量（NPSHr），即设计值时，观察泵的出口扬程，若出口扬程基本不下降，则证明泵的实际必需汽蚀余量优于设计值，否则汽蚀性能不达标。

1.2总扬程出现拐点（下降3%）

湖南湘电长沙水泵制造有限公司、大连苏尔寿泵及压缩机有限公司。这两个工厂采用的是多级叶轮全部组装后进行汽蚀试验，在恒定流量下，通过调节阀门入口压力，直至水泵性能出现拐点（总扬程下降超3%）时，认为水泵发生了汽蚀，根据汽蚀余量及扬程变化曲线，得出泵的临界汽蚀余量，再与技术要求的必须汽蚀余量值比较，进行判定。

1.3NPSH3试验

德国KSB。该厂采用的是NPSH3试验，即在组装前，将首级叶轮安装于单级试验泵壳内，先进行单级叶轮的性能试验，得出泵的扬程曲线后，再于恒定流量下通过调节入口压力直至泵的扬程出现拐点（扬程下降超过3%  ）时，则认为发生了汽蚀，再根据曲线得出泵的临界汽蚀余量。

以上调查是依据各个泵厂通行的做法，可以看出，在一些关键问题上的判定存在明显不同，有必要依据标准仔细分析。

2 .实验类型的分析

根据标准对汽蚀试验的描述和要求，分析现状调查里涉及到的试验类型：

2.1上海电力修造厂选择的是验证型试验，该汽蚀试验类型符合ISO9906的标准要求，此试验虽能保证泵在技术规定的要求内不会发生汽蚀，但无法得出泵的具体NPSH值，如果现场参数（如安装高度、介质温度）有变更，由于无法知晓其汽蚀余量的大小，在新参数下是否会发生汽蚀将无法预计。

2.2长沙水泵厂及大连苏尔寿对汽蚀试验的选择，在此做重点分析，首先两个泵厂汽蚀试验与标准最大的区别在于：标准给出的是首级叶轮扬程下降3%作为发生汽蚀的标志，而工厂选择的是总扬程下降3%，这需要分析此判定方法是否符合标准或是比标准要求更高的判定。

对多级泵来说，泵的汽蚀一般只会发生在首级叶轮（次级叶轮的入口压力为首级叶轮的出口压力，此压头能够保证次级及往后叶轮不会发生汽蚀，随着首级、次级叶轮逐级往后，泵的压头一直在增大），而一些泵厂在进行汽蚀试验时，选择把泵的总扬程下降3%作为汽蚀发生的标志，而实际此时泵的首级叶轮扬程下降已超过3%，换句话说，有可能泵的总扬程下降1%时，首级叶轮扬程下降已达到3%（发生汽蚀并开始对首级叶轮产生冲击），而泵厂此时认为还未发生汽蚀，直到总扬程下降3%时才判定汽蚀的发生。这导致了厂家得出的汽蚀余量值小于实际的NPSHc（临界汽蚀余量）。汽蚀余量值的变小可导致对汽蚀性能结果的判定出现差异。

上述判定是基于多级泵的工作原理得出的结论，如能经过试验进一步验证，可确认判定合理。

2.3德国KSB选择的是NPSH3试验，区别于以上两个泵厂，KSB是将首级叶轮单独取出进行试验，这符合ISO9906及ISO13709的标准要求：多级泵应是根据首级叶轮扬程下降3%来判定，如果无法从第1级吐出口利用一独立的接头来测量扬程的变化量，应考虑只试验第1级。

通过分析，通过总扬程下降3%判定汽蚀得出的NPSH值偏小，这有可能为泵在现场安全运行埋下隐患，而NPSH3的试验符合标准要求，推荐采用该方法进行工厂汽蚀试验。

3.多级离心泵汽蚀试验各方案综合对比

3.1验证型试验

优点：试验简单，节省过程成本;试验方案符合标准，且在技术规定的参数下不会发生汽蚀。

缺点：无法得出泵本身的汽蚀余量，因此对现场设计参数准确性要求高，如果现场运行参数发生较大变化，新工况下是否汽蚀将无法预计。

3.2总扬程出现拐点（下降3%）

优点：试验简单、节省过程成本，能一定程度上反应水泵汽蚀余量。

缺点：与标准描述存在冲突;得出的汽蚀余量值与实际值存在一定偏差（偏小），这可能导致对汽蚀性能结果的判定出现差异。

3.3NPSH3（首、次级壳体间测量）

优点：能得出汽蚀余量值，且最精确;试验简单、节省过程成本。

缺点：适用范围有一定限制，要求首级跟次级叶轮壳体间有测量接口（或在首、次级壳体间用于密封的接口临时测量）。

3.4NPSH3（首级叶轮单独试验）

优点：能得出泵本身的汽蚀余量值，且较精确。

缺点：增加了首级叶轮单独做性能、汽蚀的步骤，过程成本相对增加。

4.结论

通过以上综合对比、分析各项多级泵汽蚀试验的方案，对目前国内外部分泵厂的多级泵汽蚀试验有了进一步的了解，用户方可根据水泵实际的使用场合、工况等参数要求来选择多级离心泵的汽蚀试验方案，但在选择前，需考虑所选择的汽蚀试验方案可能存在的判定误差以及可能存在的潜在风险。

5.结束语

汽蚀试验是一项非直观、比较抽象的试验，在工厂试验中无法直接观测的水泵内发生汽蚀，只能通过数据的变化间接判定汽蚀的发生，从而得知水泵的汽蚀余量值，就目前国内外部分泵厂的多级泵汽蚀试验常规方案，本文提出了自己的浅要分析和见解，希望对接触水泵汽蚀试验的初学者有所帮助。

参考文献：

[1]回转动力泵水力性能验收试验. ISO 9906-1999.

浅析分段式多级离心泵的维修 第3篇

分段式多级离心泵, 泵的固定部分由进水段、中段、出水段、导叶、轴承体和密封装置等组成, 转动部分主要由泵轴及装在轴上的数个叶轮、轴套和一个平衡轴向推力的平衡盘以及联轴器组成。

2 检修程序

2.1 分段式多级离心泵的拆检

在具备检修条件的情况下, 分段式多级离心泵的检修首先是拆卸进、出口法兰的连接螺栓, 然后断开联轴器和其它附属管线, 拆卸轴承和密封。如图1所示。而且无论是在拆卸还是在安装的过程中, 都要测量轴承压盖到轴承外圈的间隙C1, 轴承内圈与轴的间隙C2, 轴承外圈与壳体的间隙C3, 油封与轴的径向间隙C4, 轴承座与壳体的径向间隙C5, 还有轴承调整环的长度S1、S2, 接着是拆卸密封, 先把密封压盖与泵体之间的链接螺栓取下, 然后沿轴向抽出密封压盖, 取出密封, 接着就是拆卸平衡盘。多级泵的平衡盘装置由装在轴上的平衡盘和固定在泵壳体上的平衡环组成, 如图2所示。平衡盘随泵轴一起旋转, 平衡环镶嵌在泵壳上, 平衡盘与平衡环之间保留0.01-0.25mm的轴向间隙。在拆装平衡盘的过程中要注意很多的细节, 如图2所示。在平衡盘拆下后, 我们要测量出S3、S4的数值, 与原始数据进行比较, 还要测量平衡盘与轴之间的径向间隙C6, 如果间隙过大就会造成平衡盘的偏心, 造成转子在运转中的振动, 这个振动严重时还会造成泵轴及轴承的损坏, 因而要严格控制这个偏心量。平衡盘与平衡环之间的径向间隙C7测量也特别的重要, 末级叶轮出口的高压流体就是通过这个间隙流到平衡室内, 间隙过小、过大都会影响平衡盘的正常工作。平衡盘安装完毕后, 要与末级叶轮有一定的轴向间隙C8, 多级离心泵 (热泵) 叶轮装在轴上时它在轴线方向上应该是有窜动量的 (间隙) , 这个窜动量, 就应该是叶轮和轴的最大热膨胀量, 如果没有热膨胀间隙就会造成受热膨胀后, 无法释放轴线方向膨胀量, 而将轴弓起, 引起转子的弯曲, 产生振动。

接着, 拆卸蜗壳、叶轮及导轮。在拆卸每一级叶轮及蜗壳的时候, 我们都要查看叶轮的出口、入口口环的磨损情况, 测量口环间隙, 超过规定范围的, 不可继续使用, 在安装新口环时, 不但要细心的测量口环的间隙, 而且口环装好后还要测量口环的径向跳动。

接着, 检查泵轴。因为多级离心泵的泵轴一般为细长轴, 所以它的挠度较大, 容易引起异常振动、抱轴、机械密封密封面受力不均以致失效等故障。在每一级叶轮的进口端的外缘处和出口端的外缘处, 分别设置百分表, 使百分表的触头分别接触各自的测量点, 测量出转子各部分跳动量的大小。

2.2 分段式多级离心泵的组装

安装前的准备:先测出泵轴的弯曲值, 要小于0.02mm。测量各级叶轮的长度, 使每个叶轮的长度误差小于0.1mm。如果误差过大将影响组装后转子在壳体中的轴向位置。测量每级叶轮两端轮毂处与轴线的垂直度误差, 要小于0.01mm。将各级叶轮依次装在轴上预装一次, 编好号、定好位。在平台上用V型铁架起测量出各级叶轮径向的跳动量和轴向跳动量。 (不大于0.04mm) 然后对组装好的转子做动平衡试验, 使之符合使用要求。测量出各级叶轮与出、入口口环的间隙值。 (入口为0.45mm左右, 出口为0.30mm左右) 。安装时最好做一个专用支架将泵立起装配。这样可以检查出安装时存在的一些问题, 以便及时解决。将第一级吸入室, 座在专用支架上将泵轴由中间的轴孔穿入, 由轴肩做轴向定位。将键放在键槽内, 然后放置叶轮。之后, 装上一个与之相对应的壳体。分段式多级离心泵的泵体止口配合间隙, 或者导轮与壳体的径向间隙过大, 会影响转子和壳体的同轴度。所以在装配前要对每级壳体与导轮检测其径向配合间隙 (小于0.06mm) , 壳体端面对轴线的垂直度误差 (小于0.02mm) , 有缺陷及时进行机加工处理。逐一装上各级叶轮, 最后装上排出室, 穿上泵体连接的长杆螺栓, 并锁紧。调整平衡盘间隙。调整好平衡盘间隙后, 安装密封和轴承箱、轴承, 然后拧紧锁紧螺母。运回现场, 连接出入口法兰及附属管线, 联轴器安装、找正。

2.3 分段式多级离心泵维修时注意以下事项

清楚解体时拆止推轴承前应利用百分表测量出平衡盘间隙, 并做好记录;多级泵解体时必须将各零件按原装配顺序做好记号, 以免回装时混乱、装错;检修前检测并记录原始数据, 如泵和电机的对中数据, 机械密封的压缩量, 转子的轴向窜量等。拆前对各部零件的相对位置和方向要做标记。用量具实测关键配合部位公差是否合格;测量叶轮密封环、壳体密封环、导叶密封环、级间轴套等处的间隙是否在允差范围内, 磨损过大的需要更换;检查轴承是否完好;所有密封圈、密封垫最好都换新的。回装前的准备, 先测出泵轴的弯曲值, 要小于0.02mm。测量各级叶轮的长度, 使每个叶轮的长度误差小于0.1mm。测量每级叶轮两端轮毂处与轴线的垂直度误差, 要小于0.01mm。将各级叶轮依次装在轴上预装一次, 编好号定好位。在平台上用V型铁架起测量出各级叶轮径向的跳动量和轴向跳动量, 然后对组装好的转子做动平衡试验, 使之符合使用要求。测量出各级叶轮与出、入口口环的间隙值。安装时最好做一个专用支架将泵立起装配。这样可以检查出安装时存在的一些问题, 以便及时解决。将第一级吸入室, 座在专用支架上将泵轴由中间的轴孔穿入, 由轴肩做轴向定位。将键放在键槽内, 然后放置叶轮。之后, 装上一个与之相对应的壳体导流壳。在装配前要对每级壳体隔板检测其径向配合间隙小于0.06mm, 壳体端面对轴线的垂直度误差小于0.02mm, 有缺陷及时进行机加工处理。逐一装上各级叶轮, 最后装上排出室, 穿上泵体联接的八根通长螺栓拧紧螺栓。这八根螺栓应用力矩搬手拧紧。按拆泵的相反顺序回装各零件, 回装时注意再次测量各密封环处间隙值, 确保无误;装平衡盘之前应测量转子总串量;装上平衡盘后, 测量转子半串量, 与制造厂总装配图上要求的总串量及半串量对照, 应符合图纸要求。调整好平衡盘间隙后, 安装密封轴套和轴承箱、轴承, 然后拧紧锁紧螺母。在轴上吸一块百分表, 旋转轴对平衡盘进行打表, 允差按图纸要求, 一般不得超过0.06 mm;装止推轴承时应注意调整平衡盘的间隙, 将平衡盘间隙调整至图纸要求。

以上是分段式多级离心泵的拆检及组装技术要点供大家参考。

摘要：本文主要叙述了分段式多级离心泵的组成、维修, 抚顺乙烯化工厂有十余台分段式多级离心泵, 它们的型号大都为3×9CS (7～10) HOT (热) 泵, 属垂直剖分型, 由于工艺和操做方面的原因造成此类设备频繁发生汽蚀、异常振动等不正常工作现象, 造成设备的轴、叶轮、口环和平衡盘磨损, 在采取了一定的技术措施后, 现在这样的多级离心泵部件磨损、振动问题已经解决, 保证了装置长、稳、安、满、优运行。

关键词：分段式多级离心泵组成,检修维护,检修程序

参考文献

[1]化工机械维修 (化工用泵分册) [M].北京:化学工业出版社, 1999.

多级离心泵的技术改造 第4篇

轴向力平衡好坏直接影响着泵的安全可靠运行,大部分多级泵的失效都是由于平衡盘的磨损和咬合造成泵的故障停机[1,2],因此轴向力平衡问题一直都是多级泵领域的研究重点。对于节段式多级泵,轴向力的平衡主要采用平衡鼓、平衡盘以及平衡鼓与平衡盘的联合机构。近年来部分学者改进了一些新型平衡装置以满足不同的结构和功能需要[3,4,5]。随着CFD技术的发展,通过研究平衡装置间隙内流场特性,得到轴向力平衡机理是最有效的研究手段之一,马旭丹等[6,7,8,9]通过间隙内流动的分析与数值计算研究了轴向间隙、径向间隙流场及动力学特性,验证了采用CFD技术研究间隙流动的可行性。本文在前人研究的基础上,采用Fluent软件对平衡装置间隙流动进行数值计算,研究平衡装置的平衡机理和间隙流场的压力分布,分析不同径向、轴向间隙平衡装置的平衡性能,为多级离心泵平衡装置的优化设计提供参考。

1 平衡装置的工作原理

本文研究的多级泵为节段式多级泵,轴向推力采用平衡盘和平衡鼓组合成的三间隙平衡装置平衡,如图1 所示。结构中设有止推轴承限制转子轴向窜动幅度。

1-平衡鼓;2-平衡套;3-平衡套压盖;4-平衡盘

在节段式多级泵中,平衡盘和平衡鼓装在末级叶轮之后并随转子一起旋转。平衡装置中有三个间隙:由平衡套和平衡鼓形成的径向间隙b1、平衡盘内端面与平衡套形成的轴向间隙b2以及平衡盘顶端与平衡盘压盖形成的径向间隙b3,平衡盘后面的平衡室与泵吸入口连通。从图1中可以看出,由于液流在经过平衡装置时存在进出口压头损失及沿程损失,末级叶轮后泵腔的液流在经过径向间隙b1、轴向间隙b2、径向间隙b3后,压力p3分别降为p4、p5、p6,直到平衡盘后面的压力p7,因此在平衡鼓、平衡盘前后产生了压差作用,使得平衡装置产生了一个与叶轮受到的轴向力相反的平衡力,用以平衡叶轮所受的轴向合力。

2 平衡装置间隙流场数值计算

2.1 计算模型

本文设计的平衡装置结构尺寸见表1所示。该装置泄漏量较小、结构较紧凑、平衡盘恢复力合适。使用Pro/E软件建立平衡装置水体模型,模型从平衡鼓前腔体到平衡盘后腔体,如图2 所示。由于平衡盘各间隙的长径比较大,因此划分网格时,对于径向间隙,先对间隙内水体作较小的面网格的划分,然后以面为网格源,再沿轴向进行较大体网格的划分。对于轴向间隙,先对间隙壁面作较大的面网格划分,以壁面为源网格,在沿轴向进行较小的体网格划分。划分结果如图3,网格总数为694 249,节点数为895 631。

2.2 计算方法

基于商用CFD软件FLUENT进行流场计算。对基本方程的离散差分主要用如下格式:速度项、紊动能项和紊黏性系数项采用二阶迎风差分格式,压强项采用二阶中心迎风差分格式。求解方法选用SIMPLY算法,为了加速收敛,求解压强项时松弛系数为0.3,速度项为0.2,紊动能耗散率项为0.2。

(1)选择流动模型。

假设液体为黏性不可压流体,液体的运动黏度为常数,流动是定常的。流动基本方程为圆柱坐标下的连续方程、圆周方向的动量方程、径向动量方程和轴向动量方程。采用k-ε紊流模型,标准k-ε湍流模型封闭方程组形式如下:

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式中:P*为包含了湍流能的折算压力,它等于静压力P和离心力之和;μe为有效黏性系数,它等于分子黏性系数和湍流涡黏性系数之和,即μE=μ+μT。pk是湍动能的生成项。模型常数取:Cμ=0.09,C1=1.44,C2=1.92,σk=1.0,σε=1.3。

(2)边界条件。

进口边界条件:由于建模是从末级泵腔平衡套的半径处开始,因此进口边界定义为压力进口,进口静压采用数值计算出的静压力值,压力设为5 735 197 Pa。

出口边界条件:因为平衡装置最后必须回流到泵的进口,因此定义出口边界为压力出口,压力值为回流管压力降,约49 kPa。

壁面:定义平衡盘与平衡鼓壁面为旋转壁面边界,转速为2 950 r/min,从进口方向看为顺时针。其他壁面为静止壁面。

通过网格无关性分析后,进行定常计算,求解大约进行到374步后,残差达到规定精度,计算结果收敛最后保存数据文件。

2.3 内部流动的静压力分布

进行平衡装置内部流场的数值模拟,得到静压分布如图4所示。图4(a)为平衡鼓前端面即末级叶轮后泵腔半径64.5 mm处到轮毂处的压力分布。图4(b)为平衡盘前端面静压分布,反映了间隙b2内流体流动的压力变化,流体从中段空腔流入间隙b2时有比较大的进口损失,同时静压力沿径向线性下降。图4(c)为平衡鼓转动壁面静压分布,从图中可以看出间隙b1的静压沿轴向分布情况:沿着液体流动方向,其压力从5 710 644 Pa线性下降到1 365 756 Pa,也有较大的进口损失和出口损失。图4(d)为平衡盘后端面的静压力分布。图4(e)为平衡盘顶端转动壁面静压分布,反映了间隙b3的压力分布情况,与间隙b1相类似,压力呈线性变化且进出口压力损失较大。图4(f)为整体间隙流动的静压分布云图,从图中可以看出,平衡装置中平衡鼓进口处压力相对较大,是平衡装置关键受力部位;整个平衡盘流动基本是轴对称的,静压力的分布比较规则。

2.4 间隙变化对流动的影响

为了研究径向间隙变化对本装置灵敏度和泄漏量的影响,在保证平衡装置平衡力大小不变的情况下,保持平衡盘间隙不变,改变平衡套径向尺寸与平衡鼓尺寸,可以得出灵敏度与泄漏量关系曲线,模拟结果如图5所示。从图中可知,在间隙b2、b3尺寸不变的情况下,改变间隙b1,灵敏度越高,泄漏量相对变小。

为了研究轴向间隙变化对本装置平衡力产生的影响,对不同轴向间隙进行数值模拟,可以得到平衡盘轴向位移与平衡力变化的关系曲线,结果如图6所示。从图中可以看出,当设计灵敏度在0.26时,平衡力在间隙0.1～0.3 mm之间的可变动范围为-1 539.51～11 646 N,当平衡盘向泵吸入口方向移动即b2减少时,平衡盘产生的作用力非常大,能防止由于轴向力波动导致的平衡盘磨损或咬合。当平衡盘向电机方向窜动,也就是b2增大时,平衡装置也有足够的回复力使其复位,由于增设了止推轴承,避免了平衡盘往电机方向有过大的窜动。因此,本文设计的轴向力平衡装置能满足多级泵的轴向力平衡要求,并在间隙为0.2 mm时装置剩余平衡力最小,平衡效果最好。

3 平衡力计算结果对比分析

通过数值计算得到平衡装置间隙各位置处的静压力值,如表2所示。并计算得出平衡装置泄露量为1.43 kg/s,相对泄露量为2.3%。中段1(间隙b1与间隙b2之间的空腔部分)和中段2(间隙b2与间隙b3之间的空腔部分)也存在一定的压力变化,由于变化并不大,在理论计算中可以忽略不计。由FLUENT中Force Report工具计算得出平衡装置各轴向端面的受力大小,其中平衡鼓前端受力、平衡盘前端受力和平衡盘后端受力的总和便为平衡装置的总平衡力,大小为-44 592 N。

在江苏大学具有1级精度的闭式试验台上进行压力分布测量试验,分别在末级叶轮后泵腔、平衡盘后腔出口处开设测压孔,测得平衡鼓、平衡盘前后压力差,并推导出平衡装置的总平衡力。试验中,压力表与泵腔的压力接头使用DN6 mm的测压软管连接。压力表采用标准压力表,等级精度为0.4级,量程为1.6 MPa。试验推导值与数值计算结果如表3所示。

从表3中可以看出,转子轴向力的试验推导值与模拟结果相差901.7 N,误差为2.1%,平衡装置平衡力计算结果比较接近,误差为5.1%。由于平衡盘一直处在动平衡过程,加上设有止推轴承,差值在允许误差范围之内。因此,通过数值模拟计算轴向力平衡的方法是可靠的,平衡装置结构设计合理,满足平衡要求。

4 结 论

平衡装置间隙内部流场压力沿着液体流动方向呈线性下降趋势。改变径向间隙b1,泄漏量随着灵敏度的增加相对变小,剩余平衡力随着轴向间隙的增大呈非线性变化,并在间隙为0.2 mm时剩余平衡力最小, 装置平衡效果最好。

通过数值模拟与试验推导结果对比分析可知,平衡装置平衡力计算结果误差为5.1%,由于平衡盘一直处在动平衡过程,加上设有止推轴承,差值在允许误差范围之内。说明数值计算结果是可信的,平衡装置设计合理。

摘要：轴向力平衡好坏直接影响着多级离心泵的安全可靠运行。基于Fluent商用软件,采用标准k-ε湍流模型、SIMPLE算法对节段式多级离心泵的平衡装置间隙流场进行数值计算,研究平衡装置的平衡机理和间隙流场的压力分布,分析不同径向、轴向间隙下平衡装置的平衡性能,通过静压积分求得平衡装置的总平衡力。结果表明,间隙内部压力沿着液体流动方向呈线性下降趋势,进出口处均有明显压头损失。径向间隙变化对装置灵敏度和泄漏量产生较大影响,剩余平衡力随着轴向间隙的增大呈非线性变化。与压力分布试验推导结果对比分析,平衡装置平衡力计算结果误差为5.1%,差值在允许误差范围之内,说明数值计算结果是可信的,平衡装置设计合理。

关键词：多级离心泵,平衡装置,间隙,数值计算

参考文献

[1]高红俐,杨继隆,叶力.分段式多级离心泵的轴向力计算[J].水泵技术,2000,(2):8-12.

[2]赵青松,刘丽华,郭小会.多级离心泵平衡盘磨损的原因分析及处理措施[J].河南化工,2005,(22):40-41.

[3]关醒凡.现代泵理论与设计[M].北京:中国宇航出版社,2011.

[4]刘在伦,齐学义,李琪飞.新型轴向力平衡装置轴向力的计算[J].农业机械学报,2005,36(2):58-60.

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多级离心泵的技术改造 第5篇

节能是我国经济和社会发展的一项长远战略方针,也是当前一项极为紧迫的任务。《十一五规划纲要》明确指出,要以落实节约资源和保护环境为基本国策,以建设低投入、高产出、低消耗、少排放、能循环、可持续的国民经济体系和资源节约型、环境友好型社会为发展目标,并把单位GDP能耗降低20%。这一指标作为八个约束型指标之一。

机电系统节能被列为重点节能工程之一,泵作为输送流体的动力机械,广泛应用于城市生活、电力、冶金、石化、建材、水利等各个耗能行业,消耗电能约占全国总发电量的20%以上,因此,水泵存在着极大的节能潜力。

为了促进和鼓励中国推广和使用“低能耗、高效率”水泵,经过国家质量监督检验总局与国家标准化管理委员会批准,GB19762-2005《清水离心泵能效限定值及节能评价值》于2005年12月1日正式实施,中国终于有了第一部评定和判断水泵是否节能的国家标准。该标准将有力的推动我国节能供水(消防)泵的普及使用。对我国的建筑节能工作也具有十分重大的意义。

二、目前我国建筑供水泵的现状

随着我国现代城市建设的快速发展,高层建筑(6层以上)的数量不断增加,城市高层建筑已成为人们从事工作活动和居住生活的重要场所。城市建设对建筑二次供水的质量和要求日益提高,对高层建筑供水(消防)用泵主要是多级离心泵,其原因主要是多级离心泵用于建筑供水(消防)具有如下比较优势:

1、可根据建筑供水高度需要,灵活增减叶轮级数以满足供水要求。

2、使建筑供水泵采用低速电动机(4极,1450转/分)成为可能,大大降低水泵运转噪音,满足建筑噪音控制的基本要求,延长水泵的使用寿命。

3、水力曲线相对平坦,运转稳定,满足建筑稳定供水的基本要求。

多级离心泵按其结构型式分为:立式多级离心泵和卧式多级离心泵两种。其中立式多级离心泵又因为具有结构紧凑、占地面积小、泵轴径向力负荷小、振动噪音低、安装方便等优点,成为目前国内外建筑供水泵的主流,在建筑供水(消防)领域得到大量广泛使用,其最有代表产品:DL系列立式多级离心泵(以下简称为传统DL泵),该泵为立式单吸节段离心泵结构,配用低速立式电动机(4极,1450转/分),很受广大用户的欢迎。

但是,自世界发明多级离心泵的百多年来,泵理论的研究非常迅速地发展,目前离心泵的设计和制造水平几乎已经达到“极限”,想提高1%的泵效率也十分困难,除非有重大技术原理的突破和创新,才有可能大幅度提高水泵效率。

然而,当今世界水泵理论研究至今基本保持既有水平;在我国也有三代水泵理论研究工作者的努力,同样一直几乎没有明显的成效。

三、当今阻碍多级离心泵提高效率的瓶颈,在于传统泵的轴向力平衡原理

我们经过多年的研究发现,当今阻碍多级离心泵提高效率的关键问题是多级离心泵的轴向力平衡原理,还是停留在百多年来的老水平而一直没有创新发展的缘故。

我们把世界多级离心泵研究的成果作一分析,现有四种轴向力平衡方法是比较可行和常用的:

1、推力轴承。对于轴向力不大的小型水泵,采用推力轴承,通常是简便而经济的方法。

2、平衡孔或平衡管。在叶轮后盖板上附设密封环,密封环所在直径一般与前密封环相等,同时在后盖板下部开孔,使密封下部的液体压力下降,从而减小作用在后盖板上的轴向力。减小轴向力的程度取决于孔的数量和孔径的大小,通常取平衡孔的总面积等于五倍平衡环间隙的面积,在这种情况下,仍有10%～15%的不平衡轴向力。值得说明的是密封环和平衡孔是相辅相成的,只有设密封环无平衡孔不能平衡轴向力,只设平衡孔不设密封环,其结果是泄漏量很大,平衡轴向力的程度甚微。采用这种平衡方式可以减小轴封的压力,其缺点是容积损失增加(平衡孔的泄漏量一般为设计流量的2%～5%)。另外,经平衡孔的泄漏流与进入叶轮的主液流相冲击,破坏了正常的流动状态,会使水泵的抗汽蚀性能下降。为此,有的泵在泵体上开孔,通过管线与吸入管连通,但结构变得复杂。

3、平衡鼓。平衡鼓是个园柱体,装在末级叶轮之后,随转子一起旋转。平衡鼓外园表面与泵体间形成径向间隙。平衡鼓前面是末级叶轮的后泵腔,后面是与吸入口相连通的平衡室。这样作用在平衡鼓上的压差,形成指向右方的平衡力,该力用来平衡作用在转子上的轴向力。平衡鼓的间隙常取0.2～0.3mm,平衡鼓的泄漏量很大(约为设计点流量的5%～25%),为减小泄漏,可采用迷宫式平衡鼓。

4、平衡盘。平衡盘装在末级叶轮之后,随转子一起旋转,平衡装置中有两个间隙,一个是由轴套外园形成的径向间隙,另一个是平衡盘内端面形成的轴向间隙,平衡盘后面的平衡室与泵吸入口联通。值得说明的是,平衡盘是靠泄漏产生压差工作的,没有泄漏,也就没有平衡力。但应设法在最小的泄漏下产生大的平衡力。一般平衡盘泄漏量为额定流量的4%～10%,高扬程小流量泵高达20%。

由此可见,当今世界多级离心泵平衡轴向力的原理,都是存在着有大量内泄漏来实现的,而这个内泄漏问题又伴随着直接损耗电能为代价。所以,传统多级离心泵内泄漏问题就是长期不能实现提高泵效率的最大瓶颈,它是用肉眼看不到而又实际存在着。

四、创新发明了“非接触受控膜流体动压节能平衡装置”的新原理,这是世界水泵研究的新突破

现在,我们经过多年的研究终于创新发明了“非接触受控膜流体动压节能平衡装置”的新原理,一举创新发明了“DLB系列便拆无泄漏节能立式多级离心泵”(以下简称DLB节能泵)(专利号:982429967、992283914、200620074416)

DLB节能泵属于国际首创,具有国内外领先水平。

DLB节能泵与当今传统使用的DL泵相比较主要有三大新特点:

1、创新发明的“便拆立式多级离心泵”新结构。它不需使用笨重的起吊设备,先将很重的立式电机吊拆下来,而只要两个维修工使用扳手、起顶螺栓等轻便工具,直接通过电机支架两边的大窗口,只需20分钟可将需要更换的易损件拆卸下来;然后,将更换的水泵配件重新装好也只要20分钟,维修工作前后总共只需一个小时完成。它与传统DL泵相比提高工效16倍。

2、创新发明的“无泄漏密封装置”新结构。它使密封体永远处于无压状态,在不使用机械密封的情况下,成为世界第一个永远无外泄漏水无污染泵房环境的绿色环保水泵(每台DLB节能泵每年还能节约外泄漏的8吨自来水)。

3、创新发明的“非接触受控膜流体动压节能平衡装置”新原理。它不仅有效地平衡了多级离心泵运转时产生的轴向力,而且在世界上率先实现了多级离心泵无平衡回水损耗,成功地解决了这个影响多级离心泵容积效率进一步提高,而又是几代水泵研究者无法解决的世界性大难题,使水泵效率提高3～7%,节电达4～12%。因此,DLB节能泵成为每年平均节电达10000度的高节能泵。

DLB节能泵在我国建筑节能减排工作中起到直接的明显效果,每台DLB节能泵每年平均节电10000度,如果以节能等量值计算则为:

节电10000度=节约3.6吨标准煤=减排7.2吨CO2。

(外加每年节约8吨自来水)

目前我国对多级离心泵的每年需求量为10万台,如都用DLB节能泵替代目前传统DL泵的话,每年节能减排的成绩则为:

节电10亿度=节约36万吨标准煤=减排72万吨CO2。

(外加每年节约80万吨自来水)

多级离心泵的技术改造 第6篇

1 无窜量多级分段式离心泵的基本参数

该泵排水口径达100-300mm, 流量85-720m3/h, 扬程60-900m, 吸程0-10m, 可广泛应用于冶金、煤炭、化工等行业。尤其是在煤矿生产中, 能基本满足所有类型矿井的排水需求, 它具备智能检测、人工或自动控制、高水位启动、低水位停机等功能, 在煤矿生产中, 是取代传统排水泵的理想化产品。

2 无窜量多级分段式离心泵的原理

该水泵由高效水泵+增加吸程装置 (也可不用) +自吸装置+自控部分组成。水泵启动时自吸装置能将吸入的介质中的气体排出, 介质在大气压作用下进入泵体内, 自控装置输出信号, 水泵开始启动。由于有保压装置, 水泵在运行中即使机械密封损坏, 也能正常工作, 并能通过自控装置报警。

3 无窜量多级分段式离心泵的特点

3.1 安全性

该水泵由于有自控装置, 能检测水泵启动时的液位高度, 能确保水泵启动时的安全, 在水泵运行时一但出现掉水或气蚀状况时, 可报警或停泵, 确保了水泵的安全运行。

3.2 运行平稳

该水泵轴向力由平衡组件、可移动轴承体组件和向心推力轴承组成的平衡系统承担, 取代了老产品的平衡盘系统, 由于泵轴无窜量, 泵件磨损大大降低, 故使用寿命高于普通多级泵, 运行时间大约是老产品的1.5-2倍;运行过程中振动、噪声也优于多级泵, 泵的振动烈度极限4.5mm/s, 噪声小于85d B。

3.3 效率高、节能显著

该水泵采用最先进的水力模型设计 (计算机仿真设计) , 转子部件无轴向窜动, 因此机械损失、水力损失较小;该产品导叶套、密封环采用特殊结构设计的密封环, 即不会因为摩擦而抱轴 (泵轴抱死) , 也基本不会发生泄漏, 因此基本无容积损失。该产品的效率可达到80%以上 (叶轮采用精密铸造) , 若采用普通铸造的过流部件效率略有降低, 一般不低于77%, 又由于叶轮为耐磨、耐腐蚀材质, 级间无流体泄漏, 因此效率曲线下降缓慢, 在正常使用期内效率衰减一般不超过3%。, 与老产品相比该产品效率可提高15%左右。

3.4 自控装置

由该自控装置的传感器对泵体内真空度或液位高度进行检测, 能判断泵体内的液位高度或真空度, 能确保水泵的安全启动, 在水泵运行时一但出现掉水或气蚀状况时, 可报警或停泵, 确保的水泵运行安全。

3.5 自吸装置

可由真空装置启动水泵, 仅第一次启动水泵时使用, 20-60秒即可上水, 由保压装置保压, 即使在停泵期间泵体内也处于真空状态, 即泵体内是满水, 需再次启动时, 可实现0秒上水, 真正实现了一次注水, 终身自吸。

3.6 远程操作

国家有关部门要求要打造数字化矿山, 要求主排水泵房要实现远程控制, 无人值守、定期巡视, 普通多级泵不是远程控制的理想产品, 因为普通多级泵平衡系统中有平衡板、平衡盘, 一但平衡板、平衡盘“顶闷”, 这种泵就无法启动。无串量多级分段式离心泵的平衡系统, 无相互摩擦的平衡板、平衡盘等部件, 因此不会发生“顶闷”现象, 因此是远程控制, 无人值守的理想产品。

4 无窜量多级分段式离心泵的结构

该水泵为卧式、单吸、多级, 分段式离心泵, 入口为水平方向, 出口垂直向上。用拉紧螺栓将泵的吸入段、中段、吐出段联成一体。

平衡系统:该系统由轴向力平衡组件、可移动轴承体组件和向心推力轴承组成。

级间密封环:该级间密封为特殊结构的密封装置, 实现了基本无级间泄漏。

轴封:该轴封为机械密封 (一般机械密封需洁净水润滑, 由于该产品采用特殊结构, 现场有无洁净水均可) , 并注入一定压力的润滑水, 该机封可承担少量的轴向力。

转子部件:由装在轴上的叶轮、平衡组件等零件组成, 转子两端由滚动轴承支承, 轴承采用脂润滑或油润滑。

传动:泵通过弹性联轴器由电机直接驱动。从电机方向看, 为顺时针方向旋转。

吸入端轴承体:采用带冷却水腔结构, 外接冷却水, 由冷却水将多余热量带走, 保证轴承温升在正常范围内。轴承采用脂润滑或其油润滑。

选用不同的材质, 可输送不同的介质, 如清水、污水, 及各种腐蚀性介质等。

自控装置、自吸装置技术成熟, 安全可靠。

5 水泵的起动及停止

5.1 转动联轴器, 证实转子部件转动轻松均匀。

5.2 检查轴承体内是否有润滑油。

5.3 检查电机旋转方向是否正确。

5.4 往泵内注水或用真空泵引水。

5.5 上述过程完毕后, 启动电机, 打开压力旋塞。

5.6 当水泵以正常转数运转时, 压力计显示适当压力, 然后打开真空表旋塞并逐渐打开排水管路上的闸阀, 直到需要压力为止。

5.7 当停止水泵时, 要慢慢地关闭排水管路上的闸阀, 关闭真空表旋塞, 并停止电机, 然后关闭压力表旋塞。

5.8 长期停止使用水泵时, 水泵应拆卸开, 浆泵零件的水擦干, 并在滑动面上涂以防锈油妥善保存。

6 水泵的保养与检查

6.1 该泵润滑脂或润滑油的更换时间:

前轴承体润滑油第一次更换时间为200小时, 以后每500-800小时更换一次;后轴承体润滑脂第一次更换时间为300小时, 以后每1-3个月更换一次。

6.2 该泵前轴承体冷却水需保持畅通, 如缺水、断水应停机检查。

6.3 该泵轴承温升不得超过75℃, 超过该温度该泵停止使用。

6.4 该泵运转过程中, 如发生噪音或异常的声音时, 应立即停车检查其原因。

摘要：本文通过对无串量多级分段式离心泵原理、特点、结构的介绍和分析, 阐述了该设备对比传统排水泵的优点以及在煤矿生产的应用前景, 对煤矿设备管理和选用有一定的指导意义。

多级离心泵的技术改造 第7篇

多级中开式离心泵结构复杂,设计时考虑的因素较多,设计过程需要多次反复,难度较大。一旦设计的模型不能达到要求,重新制造需要大量的成本。近年来,以计算流体力学为基础的CFD技术被广泛用于模拟离心泵内部流动,可以直观地显示内部流场的规律,在较短时间内预测泵的性能,并通过改变各种参数达到设计效果。CFD技术不仅揭示了流体机械内部流场特性,还成为缩短产品研发周期及提高性能的有效手段[1]。本文以CFD技术作为主要手段,利用Fluent流体计算软件对设计的模型进行数值模拟,深入分析多级泵叶轮流场的细微变化及能量损失机理,分析叶轮内部复杂的流场结构及流动规律,通过模拟的结果来验证设计的合理性。

1计算模型

1.1物理模型

本文设计参数:流量Q=1.6 m3/s,扬程H=225 m,效率η=85%,输送介质为水,略含杂质。所设计的泵需满足大流量、高扬程及高效率的要求。该泵采用水平中开式泵壳,即泵壳沿通过泵轴线的水平中开面剖分,转子等其他装配部件可以整体装入泵体,且不必拆吸入、压出管道即可检修。为降低铸造难度,消除内转换流道,最终确定泵的整体结构为两侧吸入中间压出;叶轮左右对称分布以平衡轴向力保证运转的平稳。为提高泵的抗空化性能,首级叶轮为两侧单吸(以降低流量),末级选用双吸叶轮;压出室采用双蜗壳[2]以平衡径向力。利用Pro/E软件建立泵流道模型,最终得到多级中开式离心泵的流道如图1所示。

1.2控制方程

连续性方程为:

$\frac{\partial \rho }{\partial t}+\frac{\partial }{\partial x{}_i}(\rho \mu {}_i)=0(1)$

式中:ρ为流体密度;μi为i方向上的速度分量。

动量方程为:

$\frac{\partial (\rho \mu {}_i)}{\partial t}+\frac{\partial (\rho \mu {}_i\mu {}_j)}{\partial x{}_j}=-\frac{\partial p}{\partial x{}_i}+\frac{\partial }{\partial x{}_j}\left(\mu \frac{\partial \mu {}_i}{\partial \mu {}_j}\right)+\frac{\partial \tau {}_{ij}}{\partial x{}_j}(2)$

式中τij=-ρμ′iμ′j,为雷诺应力项[3]。

1.3网格划分与计算方法

多级中开式离心泵流道结构复杂,零部件多且扭曲严重。因此,利用Gambit划分网格时,选用适应性强的非结构化网格[4]。因为非结构化网格舍去网格节点的结构性限制,易于控制网格单元的大小、形状及网格节点的位置,方便生成具有复杂外形结构模型的网格。

根据多级离心泵计算域空间尺寸及复杂程度的不同,选用非结构化四面体对主要过流部件如吸水室、各级叶轮、级间过水流道和压出室分别划分网格。按照扭曲程度定义适合的网格尺寸,并对轮缘、隔舌、叶轮头部等尺寸较小的地方增加网格节点数,以提高网格质量。考虑到湍流黏性底层的影响,近壁区进行网格加密处理。壁面采用三角形网格,实体部分采用非结构四面体网格,便于计算收敛和得到更为精确的模拟值。网格划分好后需要对网格质量进行检查,经检查各部分网格的等角斜率和等尺寸斜率均小于0.85,网格质量良好。

多级中开式离心泵内部为复杂的三维湍流流动,对泵整体流场进行数值模拟可避免部分模拟产生的累积误差,提高结果的准确性。此外湍流模型的合理选择对计算精度及计算速度也起着重要作用。考虑到多级中开式离心泵过水部件较多、结构复杂,本文选用标准k～ε模型进行数值计算,对控制方程的离散项采用二阶迎风格式。最后,验证网格无关性[5],以保证模拟计算的准确性。

2多级泵整体流场定常流动结果分析

为提高泵整机设计水平和综合性能,必须综合考虑各过流部件之间的相互作用,从整体上研究泵内流动。对流动做如下假设:流体在流动过程中不可压缩,流动参数时均值不随时间变化,即为定常流。计算选择多坐标参考系模型作为动静区域之间的耦合模型[6]。在多级泵整流场中,只有叶轮是旋转的,转速为n=990 r/min,旋转轴为Z轴,将叶轮区域的流体定义在旋转坐标系下,因此其工作面、背面、前后盖板壁面均为移动壁面,转速也为n=990 r/min。根据旋转坐标系下的控制方程得到流体的相对运动结果,最终通过坐标变换得到流体的绝对运动结果,对其他区域的流体定义在静止坐标系下,同时在不同的计算域的交界面设置Interface,保证速度矢量的连续性。湍流模型选取时均化N-S方程和标准k-ε方程[7]。

在不同工况下,对多级泵整体流场进行数值模拟并分别选择小流量、设计工况及大流量3个工况点进行模拟结果分析。其中表1为3种不同工况下的模拟结果,可以看出设计工况点效率最高,且扬程满足设计要求。下面分别对3种工况下的流场进行具体分析。

2.1设计工况

在设计工况下,对多级中开式离心泵进行数值模拟,并选取各级叶轮前后盖板的中心截面进行分析。因为多级中开式离心泵左右两侧对称,所以仅选取左侧叶轮作进一步分析即可,结果如下图所示。图2为设计工况下各级叶轮的静压分布图,从图中可以看出左右两侧同级叶轮的静压分布大小近似相同,均为沿叶轮径向逐渐增大;并且静压随叶轮级数的增加逐渐增大起到升压的目的。首级叶轮入口处出现负压,与实际易发生气蚀的位置相符。

图3为左侧各级叶轮中心截面的相对速度分布图。图中显示,各级叶轮相对速度方向与叶轮转动方向一致且速度均为沿径向逐渐增大。由于前两级的结构相似,首级叶轮与次级叶轮速度分布近似相同,均出现180°对称的局部高速区。末级叶轮速度分布相对均匀只在一个叶片流道内出现较大的速度梯度。

图4为叶轮速度云图,图中清楚地显示,各级叶轮均在靠近双蜗壳的隔舌附近出现较大的速度,且速度在双蜗壳内分布均匀,说明蜗壳设计合理,液体进入蜗壳后流速逐渐减小,动能逐渐转化为势能。

2.2大流量工况

选取大流量工况Q=2.1 m3/s进行数值模拟,结果如图5所示。大流量工况下,各级叶轮静压均为沿半径逐渐增大。对比设计工况左侧叶轮静压值可以看出,随流量增大静压减小。

图6为大流量工况下各级叶轮相对速度分布图,与设计工况相比大流量工况下各级叶轮相对速度分布规律近似,均为沿叶轮径向逐渐增大,隔舌附近的叶片出口处出现明显的局部高速区。高速区比设计工况范围要大一些,相对的速度梯度变化略小。

2.3小流量工况

选取小流量工况Q=0.7 m3/s进行数值模拟,结果静压分布如图7所示。小流量工况时,沿叶轮径向静压逐渐增大。首级叶轮入口与设计工况及大流量工况相比负压值相对较大,且各级叶轮流道出口处静压分布出现大小不一致的现象,部分区域存在高压区。

图8为小流量工况下,各级叶轮相对速度分布图。各级叶轮相对速度从进口到出口变化不一致。某些叶片流道中间区域相对速度大于叶片出口,这些区域多发生在双蜗壳隔舌附近,这是由于液体在隔舌附近受到流动冲击而产生局部高速。首级与次级叶轮相对速度分布趋势相似,末级叶轮受冲击较大处也发生在隔舌及双蜗壳挡板附近。

3多级中开式离心泵瞬态模拟及结果分析

3.1滑移网格技术[8]

滑移网格是指在非定常流动计算中,在运动区域与静止区域间建立具有移动网格的交界面。网格可随时间相互滑动并通过交界面实现数据传递,而不需要两侧网格点重合。滑移网格计算时网格不用重构,每个时间步迭代结束后整个滑动区域按指定方式移动,然后进行下一时间步的迭代计算。滑移网格具有较好的计算稳定性和较快的速度。

3.2非定常计算方法

针对空间区域上稳态问题的离散控制方程,在瞬态流动中依然适用。对于非定常流动计算,注重方程在时间上的离散。采用有限体积法求解瞬态问题时,不仅要将控制方程对控制体积作空间积分,还要对时间间隔 作时间积分。

将叶轮区域设定在Fluent提供的移动网格坐标系(moving mesh)下,其他流道区域设在静止坐标下。入口采用速度边界条件;出口采取自由出流的边界条件;壁面采用无滑移固壁条件,并选用标准壁面函数确定固壁附近的流动。在标准工况下,对多级中开式离心泵进行瞬态数值模拟计算。

3.3非定常模拟结果分析

从图9中可以看出,在一个周期内,左侧各级叶轮中间截面静压逐级增大。前两级叶轮的叶片扫过隔舌时,隔舌附近的流体没有发生明显的波动,说明前两级的双蜗壳结构设计合理,该处能量损失比较小。末级叶轮的隔舌附近出现较小的压力波动,这是由于叶轮与末级双蜗壳的动静干涉作用,随叶片转动位置的变化,静压分布呈现周期性变化。总体来说,瞬态模拟显示良好,没有出现明显的不利状态,而流道在不同时刻静压分布的差别是由于蜗壳与叶轮动静干涉作用的结果。

4计算与实验性能曲线的对比

将实验数据和计算数据进行对比如下图10、图11,图中各离散数据点采用三次样条插值。从计算值和实验值性能曲线的对比可以看出,流量-扬程性能曲线和流量-效率性能曲线在多数工况下都吻合的比较好,尤其在设计工况下,各曲线都吻合较好。

从图10流量-扬程性能曲线可以看出,在非设计工况下计算值与实验值有一定的差值。其原因可能是:本文采用动静坐标系模型,假设计算流场为稳态,在设计工况下,流场较稳定,这种简化较为合理,所以在设计工况计算值和实验值吻合较好;而在非设计工况下,流场稳定性差,边界层会发生分离,并和蜗壳中的流体发生相互作用,产生较大的误差,这可能是性能曲线在非设计工况下计算值和实验值差别较大的原因。

从图11流量-效率性能曲线图看出,两条曲线走向相同,但数值计算的效率值偏高,这是由于物理模型的简化,在数值模拟计算中没有考虑泵在实际使用中的各种损失所造成的。

5结论

通过对多级泵内部流场进行数值模拟,分析叶轮内流动状况,结合多级泵外特性实验得出以下结论。

(1)从静压分布图看出,三种工况下各级叶轮静压均为:沿径向逐渐增大且变化相对比较均匀。

(2)从叶轮相对速度分布图看出,叶轮进口速度小于出口速度,且流速方向与叶轮旋转方向一致。对比不同工况看出,在设计工况及大流量工况下各级叶轮相对速度变化趋势一致,没出现明显的高速区及漩涡区。

(3)从瞬态模拟结果看出,水泵在不同时刻内部压力没有发生明显的波动,整体分布良好。

(4)经实验验证外特性曲线与模拟结果相符,表明水泵在设计制造过程中没有问题,模拟结果可靠,水泵达到设计要求。

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多级离心泵的技术改造 第8篇

矿井排水系统多采用MD型煤矿多级离心泵进行排水, 在操作水泵时, 必须先将水泵中的空气排空后达到水泵的运转条件。由于真空技术的快速发展, 市场应用比较普遍, 水环泵在抽真空方面一直被人们所重视, 所以利用广泛。由于多级离心泵在质量标准化内容上要求需要2套可靠的吸水装置, 所以真空泵是多级离心泵又是一种可靠的引水装置。

SK水环式真空泵: 该产品是以水为工作液体的液环式容积泵, 其具有结构简单, 运行可靠, 操作维护方便和用途广泛等特点, 适用于温度在- 10° ~ 60°范围内的气体, 是造纸、烟草、 食品、纺织、冶金、煤炭及化工等行业用作真空脱水, 真空干燥、 真空过滤和压送气体的理想产品。

1工作原理

叶轮偏心地安装在泵体内, 起动时向泵内注入一定高度的水作为工作液, 当叶轮方向旋转时, 水受离心力的作用在泵体内壁形成一旋转的封闭水环, 水环上部内表面与轮毂相切, 水环的下部内表面刚好与叶片顶端接触。此时叶轮轮毂与水环之间形成一个月牙形空间, 而这一空间又被叶轮分成与叶片数目相等的若干个小腔。如果以叶轮的上部0°为起点, 那么叶轮在旋转前180°时小腔的容积由小变大, 且与端盖上的吸气口相通, 其空间内的气体压力降低, 此时气体被吸入, 当吸气结束时小腔则与吸气口隔绝; 当叶轮在180°到360°的旋转过程中, 水环内表面渐渐与轮毂靠近, 小腔由大变小, 其空间内气体压力升高, 高于排气口压力时, 当小腔与排气口相通时, 气体被排出。叶轮每旋转一周, 叶片间空间 ( 小腔) 吸、排气一次, 若在小腔不停地工作, 如此往复, 泵就连续不断地抽吸或压送气体。

由于在工作过程中, 做功产生热量, 会使工作水环发热, 同时一部分水和气体一起被排走, 因此, 在工作过程中, 必须不断地给泵供水, 以冷却和补充泵内消耗的水, 满足泵的工作要求。

2结构说明

水环式真空泵由泵体、前后端盖、叶轮、轴等零件组成。进气管和排气管通过安装在端盖上的圆盘之上的吸气孔及排气孔与泵腔相连, 叶轮用键固定于轴上, 偏心地安装在泵体中。 泵两端的总间隙由泵体和圆盘之间的垫来调整, 叶轮与前、后圆盘之间的间隙由轴套推动叶轮来调整, 两端间隙保证均匀。

3使用效果

3. 1岗位概况

中央泵房位于付一井底附近, 双回路电源均来自中央变电所, 运行方式为双回路分列运行, 泵房内有水泵5台、10寸管道从井底泵房到地面净化站三趟, 排水路径为: 中央泵房→副一井筒→工业广场→净化站。主要担负着把全矿井底水排到地面净化站处理的任务。

3. 2作业

1) 检查待开水泵所在管道阀门开、关情况, 按此开、闭有关管道的分水闸门。

2) 联轴节、防护罩、进水管可靠完整, 安装牢固适当, 各部螺栓紧固齐全。

3) 高压开关接地装置完整, 接触良好无锈蚀。

4) 电压在5. 7 ~ 6. 3 k V, 各开关手柄应在选择启动的正常位置, 水泵、电机周围不得有障碍物影响工作。

5) 泵房自动化排水系统运行正常, 各数据显示正确, 流量计260 m3/ h、水位计0. 7 ~ 2 m、泵压力表3 m Pa。

6) 盘车2 ~ 3圈, 泵组转动灵活无卡阻现象。

7) 充水: 开动真空泵按球阀1开、球阀2开按钮, 将泵体、 吸水管抽真空 ( 真空表稳定在相应的读数0. 04 m Pa上) , 再按球阀1关、球阀2关按钮停真空泵。

8) 关闭水泵出水闸门, 使水泵在轻负荷下起动。

3. 3产生效益

3. 3. 1安全效益

我矿中央泵房真空泵改造从6月5日开始至6月12日结束, 改造前, 为了让泵体和水泵至水仓这一段水管排成真空, 使水泵泵腔内灌满水, 达到运行水泵的条件, 需要打开水泵前端的电动阀门, 使排水管内的储存水通过射流方式将空气排出去, 这个过程需要大约1 min左右, 前提是水泵的排水管内得有水, 这样在检修水管时, 需要提前把水管内的水放掉, 如排水管无水, 就需要手动灌水, 比较费时费力, 而且需要用的水也比较多。通过此次中央泵房真空泵的改造, 解决了主排水泵的启动问题, 通过真空射流泵将泵体和水泵至水仓这一段水管排成真空, 使水泵泵腔内灌满水, 而且只需要20 s左右就能完成, 大大提高了水泵的开机速度, 提高了我矿主排水系统运行的稳定性。

3. 3. 2经济效益

真空泵需要的水比较少, 只需要0. 5 m3的循环水, 就能保证真空泵的运行。与此同时, 真空泵实现水泵无底阀运行的目的, 水泵吸入管去掉底阀后, 与有底阀时比较, 可节电5% ~ 30% 。另外由于排水管不需存水, 大大提高了检修的便利性, 省去了放水的程序, 提高了检修效率。

3. 3. 3矿井自动化建设