考虑口环泄露的多级离心泵轴向力计算方法与流程

1.本发明涉及多级离心泵轴向力计算领域，具体而言，涉及一种考虑口环泄露的多级离心泵轴向力计算方法。


背景技术：

2.多级离心泵通常采用节段式结构，由于叶轮前后盖板受力不对称，流体动量改变对叶轮产生反作用力，这些力的轴向分量称为轴向力。轴向力fa一般包含三部分：(1)作用于叶轮盖板上的盖板力f
a1
，其方向指向叶轮进口；(2)流体运动引起的动反力f
a2
，方向指向叶轮后盖板；(3)吸入压力与外界压力不平衡引起的作用于泵轴的不平衡力f
a3
，方向与吸入压力有关，吸入压力大于大气压，则指向叶轮后盖板，小于大气压则指向前盖板。
3.海水淡化高压多级泵是多级离心泵的一种类型，海水淡化高压多级泵通常采用悬臂式结构，轴向力会导致泵轴在运行过程中形变量增加，影响泵装置运行的稳定性。计算轴向力是设计泵轴、选择轴承型号的基础。由于多级泵结构复杂，轴向力大，现有方法难以准确测量轴向力的大小。
4.目前，常规计算轴向力的方法忽略了口环密封间隙流动导致的前泵腔压力分布的变化，并且认为前后泵腔压力分布函数是一致的，这一假设在实际应用中并不准确。与此同时，在计算动反力时仅考虑动量的改变，但是由于叶轮内部非定常流动引起的这部分动反力并未包含在内，造成计算得到的动反力低于实际值，可见常规轴向力计算方法不能准确地计算轴向力。


技术实现要素：

5.本发明就是为了解决现有多级离心泵轴向力计算方法不能准确地计算轴向力的技术问题，提供了一种计算更加准确的考虑口环泄露的多级离心泵轴向力计算方法。
6.本发明提供一种考虑口环泄露的多级离心泵轴向力计算方法，包括以下步骤：
7.第一步，计算盖板力f
a1
：
8.单级叶轮受到的轴向力为f
a1,i
，是作用于前盖板的轴向力f
a1f,i
和作用于后盖板的轴向力f
a1r,i
之差，将前泵腔压力分布pf视作一次函数，将后泵腔压力分布pr视作常数，通过以下公式进行计算：
9.f
a1,i
＝f
a1r,i-f
a1f,i
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(1)
[0010][0011][0012]
[0013]
公式(2)和(3)中，r为叶轮盖板上沿径向方向任意一点到轴心的距离，单位是m；r2＝d2/2，rm＝dm/2，rh＝dh/2，d2表示叶轮直径，dm为口环直径，dh为轮毂直径；公式(4)中，ρ表示流体介质的密度；k为修正系数；
[0014]
比转速ns通过以下公式(5)计算得出：
[0015][0016]
公式(5)中，q表示流量，q的单位为m3/s；n表示转速，h表示单级扬程；
[0017]
总的盖板力f
a1
按照下式(6)计算：
[0018][0019]
公式(6)中，f
a1,1
表示首级叶轮受到的轴向力，1≤m1≤1.2，0.96≤m2≤1；
[0020]
第二步，通过以下公式(7)计算动反力f
a2
：
[0021][0022]
公式(7)中，q表示流量，q单位为m3/s；n表示节段式多级离心泵的级数；d1表示叶轮进口直径；ρ表示流体介质的密度；c为修正系数；
[0023]
第三步，通过以下公式(8)计算作用于泵轴的不平衡力f
a3
：
[0024][0025]
公式(8)中，dh表示轮毂直径；p1为吸入压力，是设计给定值；pa为大气压力；
[0026]
第四步，通过以下公式(9)计算总轴向力fa：
[0027]
fa＝f
a1-f
a2
+f
a3
ꢀꢀꢀꢀꢀ
(9)
[0028]
优选地，0.8≤k≤0.9，比转速ns小于150时k取小值0.8，比转速ns大于150时k取大值0.9。
[0029]
优选地，2.3《c《2.8，当实际流量不等于设计流量时，c取大值2.8。
[0030]
本发明的有益效果是，能够准确计算轴向力，计算过程简便，实用性强，应用方便。
[0031]
本发明进一步的特征和方面，将在以下参考附图的具体实施方式的描述中，得以清楚地记载。
附图说明
[0032]
图1是节段式多级离心泵的结构示意图；
[0033]
图2是节段式多级离心泵的叶轮受力示意图；
[0034]
图3是节段式多级离心泵的叶轮径向尺寸示意图；
[0035]
图4是叶轮尺寸标注及压力方向示意图。
具体实施方式
[0036]
现有技术中，常用计算轴向力的方法忽略了口环密封间隙流动导致的前泵腔压力分布的变化，并且认为前后泵腔压力分布函数是一致的，这一假设在实际应用中并不准确。与此同时，在计算动反力时仅考虑动量的改变，但是由于叶轮内部非定常流动引起的这部分动反力并未包含在内，造成计算得到的动反力低于实际值。
[0037]
根据节段式多级离心泵的级数n、流量q、单级扬程h、转速n、叶轮进口直径d1、口环直径dm、轮毂直径dh等参数，计算泵受到的轴向力fa。具体步骤如下：
[0038]
第一步，计算盖板力f
a1
。
[0039]
单级叶轮受到的轴向力为f
a1,i
，是作用于前盖板的轴向力f
a1f,i
和作用于后盖板的轴向力f
a1r,i
之差。考虑泵口环密封泄露损失，因此可将前泵腔压力分布pf视作一次函数；后泵腔由于泄露极少，将后泵腔压力分布pr视作常数。因此，得出以下计算公式：
[0040]fa1,i
＝f
a1r,i-f
a1f,i
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(1)
[0041][0042][0043][0044]
公式(2)和(3)中，r为叶轮盖板上沿径向方向任意一点到轴心的距离，单位是m；r2＝d2/2，rm＝dm/2，rh＝dh/2，d2表示叶轮直径，dm为口环直径，dh为轮毂直径。公式(4)中，ρ表示流体介质的密度；考虑口环密封泄露，采用系数k对作用于前盖板的力进行修正，0.8≤k≤0.9，比转速ns小于150时k取小值0.8，比转速ns大于150时k取大值0.9。
[0045]
比转速ns通过以下公式(5)计算得出：
[0046][0047]
公式(5)中，q表示流量，q的单位为m3/s；n表示转速，h表示单级扬程。
[0048]
考虑到次级叶轮进口存在预旋，造成单级性能降低，总的盖板力f
a1
按照下式计算：
[0049][0050]
公式(6)中，f
a1,1
表示首级叶轮受到的轴向力，1≤m1≤1.2，0.96≤m2≤1。
[0051]
第二步，通过以下公式(7)计算动反力f
a2
。
[0052][0053]
公式(7)中，q表示流量，q单位为m3/s；n表示节段式多级离心泵的级数；d1表示叶轮进口直径；ρ表示流体介质的密度；2.3《c《2.8，考虑叶轮内部非定常流动，采用系数c进行修
正，当实际流量不等于设计流量时，即偏离设计工况时，c取大值2.8。
[0054]
第三步，通过以下公式(8)计算作用于泵轴的不平衡力f
a3
。
[0055][0056]
公式(8)中，dh表示轮毂直径；p1为吸入压力，是设计给定值；pa为大气压力。
[0057]
第四步，通过以下公式(9)计算总轴向力fa。
[0058]
fa＝f
a1-f
a2
+f
a3
ꢀꢀꢀꢀꢀ
(9)
[0059]
下面以泵级数n＝6级进行举例，设计单级扬程h＝50m，流量q＝100m3/h，转速n＝2950r/min，d1＝132mm，d2＝220mm，dm＝145mm，dh＝80mm，吸入压力为大气压。介质为清水，密度ρ＝1000kg/m3，重力加速度g取9.81m/s2。
[0060]
(1)计算盖板力f
a1
：
[0061]
比转速ns＝95，取k＝0.8，
[0062][0063]
取m1＝1.05，m2＝0.96，
[0064]fa1
＝1.05
×
7743+0.96
×5×
7743＝45297n
[0065]
(2)计算动反力f
a2
：
[0066]
取c＝2.5，
[0067][0068]
(3)计算作用于泵轴的不平衡力f
a3
：
[0069][0070]
(4)计算总轴向力fa：
[0071]
fa＝f
a1-f
a2
+f
a3
＝45297-30447＝14850n
[0072]
通过与试验和数值模拟结果进行对比，上述实例准确度较高。
[0073]
以上所述仅对本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。