一种大口径弯管渣浆循环泵的水力模型设计方法

摘要

本发明提供了一种大口径弯管渣浆循环泵的水力模型设计方法，将循环泵的实际工况点性能参数、设计工况点性能参数、渣浆介质特性参数和其水力模型几何尺寸参数之间用新的关系式联系起来，通过循环泵在输送渣浆介质条件下的实际工况点性能参数确定其设计工况点的性能参数值，并给出循环泵的主要几何尺寸参数叶轮外径D，叶轮轮毂直径Dh，循环泵直管段内径Do，循环泵直管段长度L0，后置导叶进口边倾斜角α，后置导叶轴向长度L1和弯管段转弯半径R2的设计公式。用本发明设计的循环泵可实现渣浆介质的大流量高效输送，还可提高循环泵的运行稳定性和汽蚀性能，适用于盐化工、煤炭等领域。

说明书

技术领域

本发明专利涉及一种大口径弯管渣浆循环泵的水力模型设计方法，具体的说，涉及一种适用于渣浆介质大流量、高效、稳定输送要求的循环泵水力模型设计方法。

背景技术

在盐化工、煤炭等领域的生产流程中，常采用大口径弯管渣浆循环泵机组来输送含有大量固体颗粒的渣浆介质。目前的大口径弯管渣浆循环泵水力模型均采用传统的模型换算法进行设计，该方法是在清水轴流泵水力模型设计方法基础上，通过模型换算和叶片的适当加厚设计完成，其设计过程未考虑到渣浆介质特性参数对循环泵实际工况点性能参数的影响。因此，使得渣浆循环泵机组在输送渣浆介质条件下的实际工况点往往偏离其水力模型的设计工况点，形成工况偏离的现象，导致循环泵的效率较低，振动水平较高，叶轮进口汽蚀现象严重，转子部件的稳定性也较差，并使得循环泵的轴封系统容易损坏，上述问题严重降低了循环泵机组的可靠性和运行寿命。由于现有的大口径弯管渣浆循环泵机组结构尺寸和配套电机功率都非常大，工况偏离的影响更为明显，由此所带来的频繁检修费用和部件损失也非常大。

为了使渣浆循环泵在输送渣浆介质条件下的实际工况点与其设计工况点重合，避免工况偏离的出现，提高泵机组的可靠性和稳定性，本发明提出一种基于循环泵输送渣浆介质条件下的实际工况点性能参数进行水力模型设计的方法。本发明方法通过将循环泵的实际工况点性能参数、设计工况点性能参数、渣浆介质特性参数和其水力模型几何尺寸参数之间用新的关系式联系起来，实现循环泵的实际工况点与设计工况点重合的设计目标，该设计方法考虑到了渣浆介质特性参数对循环泵汽蚀余量和叶轮几何尺寸参数的影响，改善了叶轮进口及内部的流场分布，提高了叶轮的水力性能和抗汽蚀的能力，循环泵的稳定性也得到改善。本发明采用后置导叶结构对叶轮出口流场进行导流，进一步降低了循环泵弯管段的水力损失，提高了循环泵的效率和输送能力。

发明内容

本发明的目的在于提供一种新的大口径弯管渣浆循环泵水力模型设计方法，以使得循环泵在输送渣浆介质条件下的实际工况点与其设计工况点重合，提高了叶轮的水力性能、抗汽蚀特性和运行稳定性，从而提高整个循环泵的可靠性和高效输送能力。

为了解决以上技术问题，本发明采用的具体技术方案如下：

一种大口径弯管渣浆循环泵的水力模型设计方法，其特征在于：根据循环泵在输送渣浆介质条件下的实际工况点性能参数确定所述循环泵设计工况点的性能参数，达到循环泵的实际工况点与所述循环泵设计工况点重合的设计目标；

所述循环泵的实际工况点性能参数、设计工况点性能参数、渣浆介质特性参数和其水力模型几何尺寸参数之间适合以下关系：

$>H_o=H_g(1-C{\rho }_g\frac{({\rho }_g-{\rho }_o)(\mathrm{In}\left(d_o\right)+4.02)}{0.955{\rho }_o{\rho }_w})$>

$>{\mathrm{NPSH}}_o={\mathrm{NPSH}}_g(1+11.6{\mathrm{Dv}}_s\sqrt{\frac{(\frac{{\rho }_g}{{\rho }_o}-1)}{d_o{H}_o}})=\frac{0.39n^2{D}^2}{3600}(0.45+\mathrm{tg}{\beta }_1^2)$>

$>P_g=\frac{{\rho }_{w}g{Q}_0{H}_g}{1000{\eta }_o}(0.6+\sqrt{\frac{{\rho }_w}{{\rho }_o}})$>

式中：H_o是循环泵的设计工况点扬程，单位是米；

H_g是循环泵在输送渣浆介质条件下的实际工况点扬程，单位是米；

C是渣浆中固体颗粒的体积浓度；单位是％；ρ_g是固体颗粒密度，单位是千克/立方米；

ρ_o是渣浆中液体的密度，单位是千克/立方米；ρ_w是渣浆密度，单位是千克/立方米；

d_o是固体颗粒的当量直径，单位是米；δ_max是叶片翼型的最大厚度，单位是米；

z是叶轮叶片数，单位是个；n是叶轮转速，单位是转/分钟；

Q_o是循环泵的设计工况点流量，单位是立方米/秒；β_o是翼型弦线安放角，单位是度；

β₁是翼型进口液流角，单位是度；β₂是翼型出口液流角，单位是度；

D是叶轮外径，单位是米；D_h是叶轮轮毂直径，单位是米；

NPSH_o是循环泵的设计工况点的汽蚀余量，单位是米；

NPSH_g是循环泵在输送渣浆介质条件下的实际工况点汽蚀余量，单位是米；

v_s是渣浆中固体颗粒的临界沉降速度，单位是米/秒；

P_g是循环泵在输送渣浆介质条件下的实际功率，单位是千瓦；

g是重力加速度，单位是米/平方秒；η_o是循环泵的设计工况点效率，单位是％。

所述循环泵的主要几何尺寸参数叶轮外径D，叶轮轮毂直径D_h，循环泵直管段内径D_o，循环泵直管段长度L_o，后置导叶进口边倾斜角α，后置导叶轴向长度L₁和弯管段转弯半径R₂的设计公式如下：

$>D=\frac{2.25}{n}{n}_s^{0.72}\sqrt{H_o}(0.3+\frac{1000}{{\rho }_w})$>

D_h＝k_dD

D_o＝k_oD

L_o＝0.8D_o

α＝22°～30°

L₁＝0.3D_o

R₂＝1.2D_o

式中：D是叶轮外径，单位是米；D_h是叶轮轮毂直径，单位是米；

n是叶轮转速，单位是转/分钟；n_s是叶轮比转速；

H_o是循环泵的设计工况点扬程，单位是米；ρ_w是渣浆密度，单位是千克/立方米；

D_h是叶轮轮毂直径，单位是米；k_d是修正系数，k_d＝0.45～0.55；

D_o是循环泵直管段内径，单位是米；k_o是修正系数，k_o＝1.02～1.08；

L_o是循环泵直管段长度，单位是米；α是后置导叶进口边倾斜角，单位是度；

L₁是后置导叶轴向长度，单位是米；R₂是弯管段转弯半径。

通过以上等式关系可实现循环泵的实际工况点与其设计工况点重合的设计目标，以上关系式只对叶轮叶顶截面翼型的关键几何尺寸进行了约束，在满足上述等式关系的条件下，叶顶截面翼型的其它几何尺寸参数建议按照NACA航空翼型模型进行设计，在确定叶顶截面的翼型几何尺寸基础上，其它截面的翼型几何尺寸按照等环量分布规律进行适当的修改和设计，在不影响铸造工艺时，适当降低轮毂附近的截面翼型出口液流角，同时加大翼型的厚度，从而有利于增加循环泵的高效区范围。

循环泵的叶轮叶片数z一般为3-5片，当循环泵的设计工况点扬程H_o小于2米或循环泵的设计工况点流量Q_o大于1.7立方米/秒时，其叶片数应选择较小值。

循环泵后置导叶的叶片数对其内部流动影响很大，叶片数过多会增加循环泵的水力损失，同时会增大后置导叶部件的磨损。一般而言，弯管渣浆循环泵的后置导叶叶片数选择为5～7片，具体设计值和叶轮叶片数z为互质数。

本发明的有益效果是：本发明通过循环泵的实际工况点扬程和汽蚀余量求解相应的设计工况点参数，并考虑到渣浆介质特性的影响，使循环泵的实际工况点与设计工况点相重合，避免了工况偏离的现象，提高了循环泵的实际运行效率和汽蚀性能，机组振动水平和轴封系统的故障率均显著下降，运行更为平稳可靠。叶轮叶片外缘和叶轮轮毂均采用圆柱面型式，提高了循环泵过流通道的渣浆介质通过能力，使得循环泵不易出现堵塞等情况。

附图说明

图1是本发明一个实施例的大口径弯管渣浆循环泵的轴面图；

图2是同一个实施例的叶轮轴面图；

图3是同一个实施例叶轮的叶顶截面翼型图。

图中：1.循环泵直管段内径D_o，2.循环泵直管段长度L_o，3.循环泵直管段，4.弯管段转弯半径R₂，5.后置导叶进口边倾斜角α，6.后置导叶轴向长度L₁，7.后置导叶，8.弯管段，9.叶轮外径D，10.叶轮轮毂直径D_h，11.叶轮轮毂，12.叶轮叶片，13.翼型弦线安放角β_o，14.翼型进口液流角β₁，15.叶片翼型背面，16.翼型出口液流角β₂，17.叶片翼型工作面，18.叶片翼型弦线，19.叶片翼型的最大厚度δ_max。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例，对本发明的技术方案做进一步详细说明。

图1、图2和图3共同确定了这个大口径弯管渣浆循环泵实施例的几何形状和尺寸参数。这是一种轴流式的大口径弯管渣浆循环泵，弯管段8采用虾米弯头的型式，该结构有利于部件的铸造和加工。叶轮叶片12的外缘和叶轮轮毂11均采用圆柱面型式，使得循环泵具有良好的渣浆介质通过能力，不易出现堵塞和卡轴的现象。与常规轴流泵水力模型相比，后置导叶轴向长度L₁较短，而后置导叶进口边倾斜角α较大，该结构较为紧凑，可降低后置导叶7内的沿程水力损失，同时有利于减少磨损面积。

本实施例的设计参数：实际工况点扬程H_g＝2.5米，设计工况点流量Q_o＝3.1立方米/秒，叶轮转速n＝275转/分钟，设计工况点的汽蚀余量NPSH_o＝3.5米。该实施例输送的渣浆介质特性参数为：固体颗粒的体积浓度C＝18％，固体颗粒的临界沉降速度v_s＝1.6米/秒，固体颗粒密度ρ_g＝3350千克/立方米，液体的密度ρ_o＝1050千克/立方米，渣浆密度ρ_w＝1465千克/立方米，固体颗粒的当量直径d_o＝0.016米。

本实施例水力模型基于本发明的设计过程如下：

1、为了达到循环泵的实际工况点与其设计工况点重合的设计目标，根据公式：$>H_o=H_g(1-C{\rho }_g\frac{({\rho }_g-{\rho }_o)(\mathrm{In}\left(d_o\right)+4.02)}{0.955{\rho }_o{\rho }_w}),$>得到循环泵的设计工况点扬程H_o＝2.76米。

2、由公式$>D=\frac{2.25}{n}{n}_s^{0.72}\sqrt{H_o}(0.3+\frac{1000}{{\rho }_w})$>和D_h＝k_dD，可求得实施例的叶轮外径D＝1.7米，修正系数k_d设计值为0.45，叶轮轮毂直径D_h＝0.75米。

3、本实施例的叶轮叶片数z＝3，假设叶轮进口流场无环量，叶顶截面的翼型进口液流角β₁＝7度。

4、叶轮叶片12的形状主要由叶顶截面的翼型决定，叶顶截面的翼型根据NACA航空翼型模型进行设计，其中翼型弦线安放角β_o、叶片翼型的最大厚度δ_max、翼型进口液流角β₁和翼型出口液流角β₂必须满足以下的等式关系，由公式

$>{\mathrm{NPSH}}_o={\mathrm{NPSH}}_g(1+11.6{\mathrm{Dv}}_s\sqrt{\frac{(\frac{{\rho }_g}{{\rho }_o}-1)}{d_o{H}_o}})=\frac{0.39n^2{D}^2}{3600}(0.45+\mathrm{tg}{\beta }_1^2)$>

求得实施例的叶顶截面翼型翼型弦线安放角β_o＝12度，翼型出口液流角β₂＝18度，叶片翼型的最大厚度δ_max＝0.015米。

5、在确定了叶顶截面的翼型几何尺寸基础上，其它截面的翼型几何尺寸按照等环量分布规律进行适当的修改和设计，在不影响铸造工艺条件下，应适当降低叶轮轮毂附近的截面翼型出口液流角，加大翼型的厚度，有利于增加循环泵的高效区范围，提高渣浆泵的高效输送能力。

6、通过公式可确定该循环泵实施例在输送渣浆介质条件下的实际功率P_g＝236千瓦，其中循环泵的设计工况点效率η_o＝84％，由此选择配套电机功率值250千瓦，避免循环泵机组在实际运行中出现超功率的现象。

7、循环泵直管段内径D_o，循环泵直管段长度L_o，后置导叶进口边倾斜角α，后置导叶轴向长度L₁和弯管段转弯半径R₂的设计方法如下：

根据公式D_o＝k_oD，求得实施例的直管段内径D_o＝1.75米，其中修正系数k_o的设计值为1.03；根据L_o＝0.8D_o，求得直管段长度L_o＝1.4米；后置导叶进口边倾斜角α的设计值为24度；后置导叶轴向长度L₁的设计值为0.5米，弯管段转弯半径R₂的设计值为2.1米。

8、循环泵后置导叶的叶片数设计为7片，其数值和叶轮叶片数3为互质数的关系。按照上述设计结果，绘制实施例机组轴面图、叶轮轴面图和叶顶截面翼型图分别如图1、图2和图3所示。