多级离心泵轴向定位方法(多级离心泵的轴向窜动如何调整)
导语：D46-50X4 型节段式多级离心泵轴向力研究
蒋 欢
0 引言多级离心泵在运转时，由于叶轮前盖板和后盖板的外侧面承受泵腔水流高压作用，前盖板和后盖板内侧面承受叶轮流道吸入压力作用，叶轮前后盖板承受液体压力的面积大小不等，且两盖板上的水流压力分布情况也不相同，造成作用于叶轮前后盖板和叶轮流道内的水流压力在轴向上无法平衡，形成一个从后盖板指向叶轮进口的轴向力。随着多级离心泵级数的增加，每一级的轴向力相叠加，就会对高速运行的转子产生一个由高压端指向低压端的轴向推力，这种轴向力加重了止推轴承的工作负荷，对轴承转动运行不利，甚至使转子沿轴向力的方向产生轴向位移，导致转子部件与泵体产生摩擦、碰撞乃至机械损坏，同时产生强烈的振动，严重时造成泵不能正常工作。为了有效减轻轴向力对多级离心泵的危害，广泛采用的方法有平衡盘、平衡鼓、叶轮后于加工及装配累积的误差，导致多级离心泵叶轮和导叶之间存在不合理的轴向间隙，即叶轮和导叶不对中，以D46-50X4 型号的多级离心泵（见图1）离心叶轮和径向导叶不对中对轴向力的影响进行研究，其设计工况点的基本参数：泵出口流量Q=46 m3/h，单级扬程H=50 m，泵轴转速n =2 980 r/min，级数4 级，比转速n s=65.4，对应的国家清水多级离心泵标准效率η =62.5%。
图1 D46-50X4 节段式多级离心泵
1 轴向力的计算如图2 所示，离心叶轮所受轴向力由叶轮前盖板所承受水的压力F 1、叶轮后盖板所承受水的压力F 2 及叶轮流道内的动反力F 3 组成，叶轮所承受总的轴向力为这三者的矢量和。为了研究叶轮和导叶不对中现象及叶轮与导叶之间轴向间隙对轴向力的影响，设计了如图3 所示5 种情况下叶轮导叶装配图：叶轮和导叶中心线重合、叶轮相对导叶左移1 mm、叶轮相对导叶左移2mm、叶轮相对导叶右移1 mm、叶轮相对导叶右移2mm，对这5 种情况进行单级三维全流场水体建模和网格划分，同时为了研究这5 种情况下多级离心泵在不同工况下的轴向力变化规律，选取0.25Q、0.5Q、0.8Q、1.0Q、1.5Q、2.0Q 工况点进行定常数值模拟与计算，计算不同工况点不同轴向间隙下的轴向力、前后盖板水压力、叶轮流道动反力以及单级扬程和效率。
2 不同工况下不同轴向间隙性能分析运用CFX 软件进行计算，结果如表1 和表2 所示，将表中计算结果整理成不同工况下不同轴向间隙流量-扬程和流量- 效率曲线图，见图4 和图5。结合表中数据和图中曲线的趋势走向，可知随着流量逐渐增加，不同轴向间隙下多级离心泵的单级扬程均逐渐减小，单级效率先增大后减小，在同一工况下，叶轮与导叶轴向间隙为0（对中）情况下的单级扬程和单级效率相对其他4 种情况是最高的，无论是左移还是右移，多级离心泵的单级扬程和单级效率随着叶轮相对径向导叶的轴向间隙增加而减小，说明叶轮和导叶对中时泵的性能是最佳的，叶轮和导叶的轴向位置偏移均会导致泵的性能恶化。结合图2，从流场的角度进行分析，叶轮偏离导叶对中位置后，从叶轮流出的高速水流会有一部分撞击在导叶的前盖板或后盖板上，造成一定程度的撞击损失，同时反弹回来的水导致叶轮与导叶之间泵腔内的流动紊乱，但轴向偏移量为1~2 mm，尚不能对进入导叶的主流造成太大的干扰，所以叶轮和导叶的轴向位置偏移造成的单级扬程和效率下降并不多。
图2 轴向力组成示意图
图3 叶轮导叶不同轴向间隙装配图
图4 不同工况下不同轴向间隙流量- 扬程曲线图
图5 不同工况下不同轴向间隙流量- 效率曲线图
3 不同工况下不同轴向间隙轴向力分析由图2 可知叶轮所受轴向力由叶轮前盖板受力、叶轮后盖板受力和叶轮流道动反力组成，在CFX 后处理中读取各工况下不同轴向间隙的轴向力分力值并相加得到单级轴向力数值，如表3~ 表6 所示。取叶轮后盖板指向叶轮进口为正方向，表中数值为负代表该力的方向与规定的正方向相反。
将各表格数据整理为相应的曲线图，分别得到如图6~ 图9 所示的不同工况下不同轴向间隙流量- 轴向力、流量- 叶轮前盖板受力、流量- 叶轮后盖板受力和流量-叶轮流道动反力曲线图。结合表6 中数据和图6 的趋势走向可知，随着流量逐渐增加，不同轴向间隙下多级离心泵的轴向力均逐渐下降；在同一工况下，随着叶轮相对导叶向左移动的轴向间隙增大，轴向力也随之增加，即叶轮相对导叶左移2 mm 的轴向力要大于左移1 mm的轴向力，而随着叶轮相对导叶向右移动的轴向间隙增大，轴向力却逐渐减小，即叶轮相对导叶右移2 mm 的轴向力要小于右移1 mm 的轴向力；且在大流量工况点时，五种轴向间隙情况下的轴向力相差不大，而在小流量工况点，五种轴向间隙情况下的轴向力出现明显差异，说明D46-50X4 型多级离心泵在小流量区域运行时的轴向力对叶轮导叶轴向间隙的变化较为敏感。
图6 不同工况下不同轴向间隙流量- 轴向力曲线图
结合表3、表4 中数据及图7 和图8 的趋势走向可知，随着流量逐渐增加，不同轴向间隙下多级离心泵的叶轮前后盖板受力均呈现逐渐下降趋势；同一工况下，随着叶轮相对导叶向左移动的轴向间隙增大，叶轮前盖板受力随之减小，叶轮后盖板受力随之增大，即叶轮相对导叶左移2 mm 的叶轮前盖板受力要小于左移1 mm 的叶轮前盖板受力，叶轮相对导叶左移2 mm 的叶轮后盖板受力要大于左移1 mm 的叶轮后盖板受力；而随着叶轮相对导叶向右移动的轴向间隙增大，叶轮前盖板受力随之增大，叶轮后盖板受力随之减小，即叶轮相对导叶右移2 mm 的叶轮前盖板受力要大于右移1 mm 的叶轮前盖板受力，叶轮相对导叶右移2 mm 的叶轮后盖板受力要小于右移1 mm 的叶轮后盖板受力；且在大流量工况点时，五种轴向间隙情况下的叶轮前后盖板受力相差不大，而在小流量工况点，五种轴向间隙情况下的叶轮前后盖板受力出现明显差异，说明D46-50X4 型多级离心泵在小流量区域运行时的叶轮前后盖板受力对叶轮导叶轴向间隙的变化较为敏感。
结合表5 中数据和图9 的趋势走向可知，随着流量逐渐增加，多级离心泵在叶轮相对导叶左移情况下的叶轮流道动反力先逐渐减小，在某个流量下动反力减小为0，然后反向逐渐增加，方向由指向叶轮进口变为指向叶轮后盖板；而叶轮与导叶对中及叶轮相对导叶右移情况下的叶轮流道动反力随着流量增加而增加，且方向始终指向叶轮后盖板；在同一工况下，随着叶轮相对导叶向左或向右移动的轴向间隙增大，叶轮流道动反力的绝对值也随之增加，即叶轮相对导叶左移2 mm 的叶轮流道动反力的绝对值要大于左移1 mm，叶轮相对导叶右移2 mm 的叶轮流道动反力的绝对值要大于右移1mm；在小流量工况点，五种轴向间隙情况下的叶轮流道动反力绝对值差异较小，随着流量的增加，五种轴向间隙情况下的叶轮流道动反力绝对值之间的差异逐渐增大；相比叶轮前后盖板所受的水压力，叶轮流道动反力占总轴向力比重较小，几乎可以忽略，说明叶轮前后盖板受力差是轴向力最主要的组成部分。
图7 不同工况下不同轴向间隙流量- 叶轮前盖板受力曲线图
图8 不同工况下不同轴向间隙流量- 叶轮后盖板受力曲线图
4 总结1）通过介绍多级离心泵轴向力的形成原因及其对泵在运行中的危害，从而引出叶轮和导叶不对中导致轴向力发生改变的情况。
2）建立叶轮和导叶对中、叶轮相对导叶左移1mm、叶轮相对导叶左移2 mm、叶轮相对导叶右移1mm、叶轮相对导叶右移2 mm 五种装配关系的单级全流场水体模型，在CFX 软件中计算读取0.25Q、0.5Q、0.8Q、1.0Q、1.5Q、2.0Q 下的单级扬程、效率和轴向力及其分力值，并做出各类曲线图进行对比分析。
图9 不同工况下不同轴向间隙流量- 叶轮流道受力曲线图
3）分析得出随着流量增加，有以下特性：不同轴向间隙下多级离心泵的单级扬程逐渐减小，单级效率先增大后减小；轴向力均逐渐下降，叶轮前后盖板受力均呈现逐渐下降趋势；叶轮流道动反力在叶轮左移情况下先逐渐减小，在某个流量下动反力减小为0，然后反向逐渐增加，方向由指向叶轮进口变为指向叶轮后盖板；叶轮流道动反力在对中及右移情况下逐渐增加，且方向始终指向叶轮后盖板；不同轴向间隙情况下的叶轮流道动反力绝对值之间的差异逐渐增大。
4）分析得出在相同工况下有以下特性：对中情况下的单级扬程和单级效率相对其他四种情况是最高的；无论是左移还是右移，多级离心泵的单级扬程和单级效率随着叶轮相对径向导叶的轴向间隙增加而减小；越向左移，轴向力逐渐增加，叶轮前盖板受力随之减小，叶轮后盖板受力随之增大，叶轮流道动反力的绝对值随之增加；越向右移，轴向力逐渐减小，叶轮前盖板受力随之增大，叶轮后盖板受力随之减小，叶轮流道动反力的绝对值也随之增加。
5）分析得出在小流量工况点有以下特性：不同轴向间隙情况下的叶轮流道动反力绝对值差异较小；不同轴向间隙情况下的轴向力和叶轮前后盖板受力有较大差异；D46-50X4 型多级离心泵的轴向力和叶轮前后盖板受力对叶轮导叶轴向间隙的变化较为敏感。
6）分析得出在大流量工况点有以下特性：不同轴向间隙情况下的轴向力和叶轮前后盖板受力相差不大。
7）相比叶轮前后盖板所受的水压力，叶轮流道动反力占总轴向力比重较小，几乎可以忽略，说明叶轮前后盖板受力差是轴向力最主要的组成部分。
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