离心泵可调前置导叶的水力设计及试验分析

1、离心泵可调前置导叶的水力设计及试验分析桂绍波 曹树良 梁开洪(清华大学 水沙科学与水利水电工程国家重点实验室,热能工程系 北京 100084)摘要：借鉴传统的风机前置导叶调节的经验，并针对其采用的二维翼型在叶片轮毂处由于翼型弦长较短、对流体控制能力较差的缺陷，本文提出了一种全新的适用于离心泵前置导叶预旋调节的空间导叶水力设计方法，该方法假定前置导叶出口的流体满足等速度矩条件，通过四次分布函数给定叶片安放角沿轴面流线的分布规律来控制叶片的空间形状，采用逐点积分法进行叶片骨线的绘型，并在圆柱展开面上对叶片骨线双面加厚来完成三维空间导叶的水力设计。在此基础上，将该导叶和二维导叶分别应用于某台工业离心

2、泵并对其在给定轴向位置和不同的预旋角下进行了离心泵性能试验。结果表明：三维导叶能够有效的改进二维导叶的不足，并拓宽离心泵的高效运行范围，改善其在非设计工况下的水力性能，且与无前置导叶工况相比，最高效率可以提高2.13，从而达到了为离心泵增效节能的目的。关键词：空间导叶 预旋调节 离心泵 试验研究中图分类号：TH3120 引言随着国民经济的发展，工程运行中的节能问题越来越受到重视。泵作为一种通用机械，它的应用范围极其广泛并消耗大量的能源。根据统计资料,泵的耗能约占世界总能耗的20%,在化工行业中高达26%,而在电力和石油行业中更是分别高达50%和59%1。离心泵更是由于实用范围广(包括流量、扬程

3、及对输送介质的适应性)、体积小、结构简单、操作容易、操作费用低等诸多优点在工农业等行业中得到广泛应用。由于在多数情况下离心泵都在一定的工况范围内工作，所以除了提高离心泵设计点的效率之外，寻求一种高效的工况调节方式也是一种有效的节能新途径。*国家自然科学基金资助项目(50776052)*北京市科委2006年度科技计划重大资助项目(D0606005040411)目前离心泵常用的工况调节方法主要有两种：节流调节和变速调节。节流调节能量浪费问题严重。变速调节因需要复杂的变频设备及其对变速范围的要求，因此在一定程度上也限制了其使用范围。进口预旋调节技术在50年代初应用于风机工况调节，并取得了较好的调节效

4、果2,3,4,5。正是借鉴风机中预旋调节的经验，从80年代后期开始，国内外一些学者在水泵预旋调节方面也做了一些基础性的研究工作，但基本上是关于混流泵和轴流泵预旋调节方面的论述。对于离心泵来说，由于其叶轮流道长而窄、叶轮内外径相差较大等特点，目前对其加装前置导叶进行预旋调节的相关研究还较为少见。预旋调节主要有两个作用：（1）改变水泵特性曲线的形状；（2）节流作用。当前置导叶预旋角较小时，通过改变导叶的预旋角使得离心泵叶轮叶片进口前除了轴向速度分量外，还有圆周速度分量，此时预旋调节占主导作用；而当预旋角较大时，由于前置导叶叶片区流道狭窄则此时节流调节占主导作用，因而调节效率相对较低。但是如果前置导

5、叶的叶型设计合理，具有良好的水力性能，且与泵叶轮进口良好匹配，则产生的流动损失和水泵叶轮进口冲击损失也就较小，因此有望提高离心泵的水力性能。本文基于水力机械水力设计基本理论，提出了一种新的离心泵前置导叶的设计方法，并应用该方法完成了三维空间前置导叶叶片的水力设计。在此基础上，应用该导叶和传统的二维导叶装置就同一台工业离心泵进行了试验研究，讨论了前置导叶对离心泵特性曲线的影响，并对比了两者的调节效果。本研究成果为离心泵寻求最优的工况调节方式和前置导叶的水力设计提供了有益的参考。1 前置导叶的水力设计方法前置导叶的水力设计需要依次完成：（1）确定前置导叶叶片的轴面流道形状；（2）计算轴面流场；（3

6、）叶片绘型；（4）叶片加厚。1.1 前置导叶叶片的轴面流道形状考虑离心泵叶轮进口吸水室形状的影响和启闭导叶的需要，取前置导叶的轮毂和轮缘过流面均为圆柱面，并根据经验确定导叶叶片的进口边形状，这样导叶的轴面流道也就可以完全确定。前置导叶的水力设计参数则由泵的性能参数和叶轮叶片进口边的几何参数来确定。 1.2 轴面流场的计算 本文采用流线曲率法来计算轴面流场。流线曲率法的实质是求解轴面速度沿准正交线的分布。参考图1所示轴面流场计算示意图，对于轴面有势流动，沿准正交线的轴面速度梯度方程可表示为6：式中：轴面速度准正交线长度r轴面投影半径排挤系数轴面流线长度轴面流线切向与轴线之间夹角准正交线法向与轴面

7、流线切向间的夹角式（1）的通解为： （2） 将式（2）沿准正交线从轮毂至轮缘积分，则可得流量和准正交线长度关系曲线以及积分常数：式中：轮毂处的轴面速度轮毂处准正交线长度轮缘处准正交线长度通过导叶的总流量考虑到在划分轴面流线时假定通过由两条轴面流线所组成的子流道流量相等，因此通过轮毂和第j条轴面流线之间的流量应该满足： （3）其中，n表示从轮毂至轮缘轴面流线条数。通过将式（3）计算值在曲线上进行插值来调整前次计算的轴面流线与准正交线的交点坐标以不断修正轴面流线形状，并在新的轴面流网中重新求解轴面速度梯度方程（1）式。如此反复，直到计算收敛为止，从而最终确定轴面流网，完成轴面流场的迭代计算。图1

8、轴面流场计算示意图1.3 前置导叶叶片绘型 在叶片无限多、无限薄的轴对称假设下，通过给定叶片安放角沿轴面流线的分布规律并积分叶片的骨线微分方程完成叶片绘型。空间叶片的骨线微分方程可表示如下： （4）对（4）式在叶片区积分，则有： （5）其中：叶片包角叶片安放角叶片区轴面流线长为完成方程（5）的积分，则需要给定叶片安放角沿轴面流线的分布规律和叶片进出口边的安放角和值。定义叶片进出口安放角差值为：。则叶片安放角沿轴面流线的变化规律可用下式描述： （6）式（6）中为一无量纲的叶片安放角分布函数，通过该函数来调整叶片的空间几何形状，且，可由一四阶多项式描述： （7）式（7）中表示叶片区轴面流线的相对长

9、度，a、b、c、d和e为系数，其值可由下列条件确定：在叶片进口和出口，叶片安放角应满足给定值，即，；在叶片进口附近，为使流动平滑过渡，水力损失较小，当x0时，取；在叶片出口，为满足条件，当x=1时，取；为调整叶片安放角的分布规律，取一内点，使为给定值。在本文的设计中，考虑导叶叶片进口为轴向流，为减少导叶进口冲击损失，取叶片进口安放角。下面重点讨论前置导叶出口边安放角的确定方法。传统的用于风机前置导叶预旋调节的叶片，其截面形状均为二维平面叶栅，因此通常直接取为90°。但此类导叶主要有三个缺点：其一，由于结构上的限制使其在轮毂处的翼型弦长较短，因而控制水流方向能力较差；其二，在离心泵叶轮

10、叶片的水力设计时，为改善其在大流量工况下的水力性能，通常在叶轮叶片进口安放角的设计计算值上加3°5°的冲角给予修正，因此如果配置二维前置导叶，离心泵在设计流量下运行时在叶轮进口必然产生较大的冲击损失；其三，离心泵在小流量工况运行时，叶轮进口处的流体质点由于受到回流的影响，在其叶片进口附近具有一定的圆周速度分量，且该速度沿轴向和径向分布不均7，另一方面又由于叶轮外径和叶片出口安放角一般是相等的，因此叶轮流道内每条轴面流线上的流体质点在叶片区所获得的能量必然不等，从而导致在叶轮叶片出口位置出现回流。当叶轮进口前布置二维导叶后，虽有助于改善进口流场分布而缓解进口回流损失，但当二维

11、前置导叶位于非0°的预旋角时，流体质点在叶轮进口仍然不满足等环量条件，所以叶轮出口的回流损失仍然没能从根本上去除。图2 前置导叶出口及叶轮进口速度分布针对以上问题，在本文中的确定采用如下方法。如图2所示，表示无前置导叶时离心泵在设计流量下叶轮进口的速度三角形，表示安装前置导叶后在设计流量下叶轮进口满足无冲击进口时的速度三角形。假定位于平均轴面流线上的流体质点经三维前置导叶预旋作用后，在设计流量下离心泵叶轮进口满足无冲击条件，如所示。即有： （8）其中：为叶轮叶片进口安放角，为设计流量下叶轮进口轴面速度。且前置导叶出口至叶轮进口无外力矩作用，因此： （9）在前置导叶出口，由导叶出口速度

12、三角形可得： （10）其中，为平均轴面流线上导叶出口的安放角，为设计流量下前置导叶出口轴面速度。根据式(8)-式(10)，则可以确定。其他轴面流线上的导叶叶片出口安放角则可通过假定液流在导叶出口满足等环量条件来计算，即令满足： （11）综合上述条件，前置导叶叶片安放角的分布规律可完全确定。本文设计导叶从轮毂到轮缘共11条轴面流线上叶片安放角的分布规律如图3所示。图3 叶片安放角沿相对轴面流线长的分布规律1.4前置导叶叶片加厚及三维造型在叶片的空间骨线完全确定后，将叶片表面的空间流线在圆柱面上展开，并采用双面加厚的方法，对叶片进行加厚，从而确定叶片吸力面和压力面的空间几何形状。为了使导叶具有良好

13、的水力性能，采用如图4所示的RAF-6空气动力学翼型的厚度分布规律进行加厚，翼型的最大厚度按照强度和工艺要求确定，在本文中取叶片最大厚度为。加厚完成之后，为改善叶片头部和尾部形状，对头部和尾部进行修圆处理，最终完成三维叶片的水力设计。图5给出了不同半径位置上三维导叶的翼型截面形状。图4 叶片厚度沿相对轴面流线长的分布规律(a) Hub(b) Midspan(c) Tip图5 不同半径位置前置导叶翼型截面图2 前置导叶离心泵的能量特性试验2.1试验装置为验证本文前置导叶设计方法的有效性，按照本文方法设计加工了一套离心泵三维前置导叶装置，并对该装置和一台离心泵进行了外特性试验验证。试验研究对象主要

14、由前置导叶装置和XA150/32型离心泵组成。该离心泵的结构尺寸及转速如表1所示。将按上述方法设计的6枚空间前置导叶沿管壁周向均匀布置于试验离心泵的吸水管中，取前置导叶出口至叶轮进口的轴向距离为6倍前置导叶的平均弦长，且在本次试验过程中保持前置导叶的轴向位置不变。通过调节前置导叶的控制机构来改变前置导叶的预旋角度，调节完毕后采用锁紧装置将6枚前置导叶固定以确保试验过程中导叶预旋角不变。定义前置导叶进口边叶片骨线的切向与轴向一致时预旋角为0°，当前置导叶出口的圆周速度和叶轮转向一致时，则称为正预旋，此时前置导叶预旋角，反之则称为负预旋。表1.XA150/32型试验离心泵结构和转速吸入管

15、直径叶片进口直径叶轮外径叶片数转速D0/mmD1/mmD2/mmZn/ rmin120014032961450试验装置示意图如图6所示。水泵进口取压孔（真空表安装位置）位于与离心泵前置导叶调节装置进口法兰同心同直径的吸水管上游，且距离该法兰面两倍进口管径；出口取压孔(压力表安装位置)设在距离离心泵出口法兰面两倍出口管径的下游；电磁流量计安装于离心泵出水管中，且水平布置，其前后直管段长度满足大于5倍管路直径的安装要求；离心泵的轴功率和转速则采用扭矩转速仪测量。实验台系统综合误差。图6前置导叶离心泵试验装置示意图2.2 试验结果及分析无前置导叶时，试验离心泵的能量特性曲线如图7所示。泵的最高效率为

16、76.63%，对应的流量为342.43 m3/h，扬程为30.1 m。图7 无前置导叶时试验离心泵能量特性曲线2.2.1前置导叶对离心泵效率的影响图8给出了前置导叶在正预旋工况、不同预旋角度时的流量效率曲线。由图可见，当前置导叶预旋角为0°时，此时测得试验离心泵的效率最高，其值为78.76，比未安装前置导叶离心泵的效率值高出2.13。随着正预旋角度的不断增加，离心泵最优工况点的位置逐渐向小流量区移动，且最高效率值逐渐降低，但均比相同流量工况下无前置导叶时要高。同时由该图还可以看出，随着正预旋角度的增加，离心泵在小流量工况下的运行效率逐渐提高，说明正预旋调节能够改善离心泵在小流量工况运

17、行时的水力性能。其原因可能是由于在正预旋工况下，三维前置导叶能够有效的抑制在小流量工况下叶轮进口的回流，改善了叶轮进口的流动状态，从而减小了叶轮进口和出口的回流损失。图8 正预旋时试验离心泵流量效率曲线图9 负预旋时试验离心泵流量效率曲线图9给出了前置导叶在负预旋工况下、不同预旋角度时的流量效率曲线。由图9可以看出，当预旋角度从0°变化至-24°时，离心泵最优工况点的位置的变化范围为343.23351.74 m3/h，即最高效率点逐渐向大流量区移动，且效率曲线变得相对平坦，高效区的范围与正预旋相比要宽。继续增加负预旋角，最优点的位置则开始向小流量区偏移，且最高效率值随着负预

18、旋角度的增加而迅速降低，说明适当的负预旋能够提高离心泵的运行效率。究其原因，则可能主要是由于在大角度的负预旋工况时，离心泵叶轮内部的漩涡损失和叶轮表面摩擦损失加大而导致轴功率急剧上升，因而效率明显下降。2.2.2 前置导叶对离心泵扬程特性的影响图10给出了试验离心泵在不同的前置导叶预旋角下的综合特性曲线。由该图可见，对于扬程特性曲线而言，在正预旋工况，当前置导叶预旋角从0°变化至60°扬程曲线逐渐向左下方偏移；而负预旋工况时，当前置导叶预旋角从0°变化至-48°时，扬程曲线则向右上方偏移，但移动的趋势与正预旋相比则相对较小；继续加大负预旋角至-60

19、76;时，扬程曲线则急剧下降。由此可见，适当的负预旋可以提高离心泵的扬程，但负预旋角度过大时，离心泵的扬程反而降低。另外，由图10还可以看出，安装三维空间前置导叶后，XA150/32型离心泵高效区范围拓宽为：扬程2831.2 m，流量310378 m3/h，且在此范围内该泵实际运行效率，均高于无前置导叶调节时离心泵的最高效率值。由此可知，本文设计的离心泵三维前置导叶能够在较大范围内调节离心泵运行工况点，且能够有效的拓宽离心泵的高效运行范围。图10 三维前置导叶离心泵综合特性曲线为了对比本文设计的三维空间导叶和传统的二维导叶的调节效果，本文同时还对配置二维前置导叶时XA150/32型离心泵的外特

20、性进行了试验研究,且该二维导叶的基本几何参数和厚度分布规律和三维空间导叶一致。图11给出了二维前置导叶和三维前置导叶在不同预旋角度下的离心泵最高效率值的对比情况。由该图表明，除较大正预旋角以外，装置三维前置导叶时离心泵的效率明显较装置二维前置导叶时要高。且在0°预旋角时，两者效率差值最大，其差值为1.48。由此可见，本文设计的三维前置导叶能够较好的改善二维导叶所存在的不足，从而也有效的证明了本文所提出的设计方法的有效性和可靠性。图11 三维和二维前置导叶最高效率值对比3 结论本文基于水力机械水力设计基本理论和方法，提出了一种控制前置导叶出口的流体介质满足等环量条件的新型三维前置导叶水

21、力设计思想，较好的改进了传统的风机前置导叶调节中所采用的二维翼型的不足。前置导叶的水力设计采用流线曲率法求解轴面流动，逐点积分法进行叶片绘型，圆柱展开面上对叶片的空间骨线进行加厚和叶片头部、尾部的修圆处理。将设计完成的三维空间导叶安装在XA150/32型离心泵进口前，试验测量了前置导叶在给定轴向位置、不同预旋角度下离心泵的能量特性。试验结果表明：(1) 通过改变离心泵叶轮进口前三维前置导叶的预旋角能够有效的扩大离心泵运行工况点的调节范围。(2) 相对于无预旋而言，正预旋调节时，离心泵扬程曲线向左下方偏移，负预旋时则向右上方偏移，并且移动的趋势与正预旋相比相对较小，且过大的负预旋角会导致扬程急剧

22、下降。(3) 对于效率特性而言，正预旋时，离心泵最优工况点逐渐向小流量区移动，且最高效率值逐渐降低，但均比相同流量下、无前置导叶时离心泵的效率要高；负预旋时离心泵最优工况点在较小负预旋角度时会稍往大流量区偏移，且高效区范围与正预旋相比要宽。(4) 当导叶预旋角为0°时离心泵所能达到的最高效率为78.76，与无前置导叶时离心泵的最高效率相比提高了2.13，同时能够保证在扬程2831.2 m、流量310378 m3/h范围内其效率，因此加装前置导叶能够有效的拓宽离心泵的高效运行区，改善离心泵在非设计工况下的水力性能，从而给离心泵节能给出了一条新的途径。参 考 文 献1 袁建平,张改成,陈

23、翔.离心泵运行调节能耗分析.排灌机械.2006:24(5):44-472 Coppinger M, Swain E. Performance prediction of an industrial centrifugal compressor inlet guide vane system C.Proceeding of the institution of mechanical engineers, 2000, 214(2):1531643 Fukutomi J, Nakamura R. Performance and internal flow of cross-flow fan with

24、 inlet guide vaneJ. JSME International Journal series B-Fluids and thermal engineering,2005,48 (4): 763769 4 Part G. Unsteady flow around suction elbow and inlet guide vanes in a centrifugal compressorJ. Journal of aerospace engineering,2006,220:1128 5 肖军,谷传刚,舒信伟,高闯.带可调进口导叶离心压缩机的性能分析.动力工程J.2006:26(6

25、),804-8076 曹树良,梁莉,祝宝山,陆力.高比转速混流泵叶轮设计方法.江苏大学学报J.2005:26(3),185-1887 Pedersen N,L arsen P S, Jacobsen C B. Flow in a centrifugal pump impeller at design and off design. Part 1: particle image velocity(PIV) and laser doppler velocity(LDV) measurementJ. Journal of Fluids Engineering, 2003,125(1):61-72 H

26、YDRAULIC DESIGN AND EXPERIMENTAL ANALYSIS OFTHE ADJUSTABLE INLET GUIDE VANE FOR THE CENTRIFUGAL PUMPGUI Shaobo CAO Shuliang Liang Kaihong(Key Laboratory for River Dynamics and Hydraulic Engineering, Department of Thermal Engineering, Tsinghua University, Beijing 100084)Abstract: In view of the drawb

27、ack of the two dimensional wing which was used in the traditional adjustment for the blower and profiting from the experience, this article proposed one kind of new hydraulic design method for the inlet guide vane, and it was supposed that the fluid at the outlet of the inlet guide vane satisfied th

28、e uniform velocity moment condition. The spatial shape of the blade was controlled by the distributed rule of the blades stagger angle along the meridional streamline which could be determined by a quarternary polynomial, and point-by-point integration method was adopted to draw the bone line of the blade, then the blade was two sided thicken on the unwrapped cylinder face, so th