水泵叶轮直径对低扬程泵装置水力性能的影响
叶轮直径对立式泵装置流道水力损失的影响
２ 立 式 泵 装 置 流 道 形 式 的选 择
２ １ 关 于进 水流道 ．
立式泵装 置的进水 流道形式 常用 的有肘 形进 水流道 、 簸
的贯流 泵 装 置 相 比， 式 轴 流 泵 装 置 的效 率 约 低 ４ 左 立
Ａｂ ｔ ｅ ：Ｔｈ ｙ ｒ ｕｉ ｏ ｓｏ ｌ ｗ ｎｅ ｏ ｄｕｔａ ｄ ｓｐ ｏ ｕ ｌｔｃ ｎ ｕ ｔａ ｐｉｄ ｉ ｅ ｔ ａ ｕ ！ ｙ ｔｍ ｓｃ ｌｕｌｔｄｂ ｕ ｅｉａ ｉ ｌ— ｓ￣ ｔ ｅｈ ｄ ａ ｌ ｌ ｓ ｆｅｂｏ ｉｌｔｃ ｎ ｉ ｎ ｉｈ ｎ ｏ ｔｅ ｏ ｄ ｉ ｐ ｌ ｎ ａｖ ｒｉ ｌｐ ｍ ￣ｓ ｓｅ ｉ ａｃ ａｅ ｙ ｎ ｍ ｒｃ ｌｓｍｕ ａ ｃ ｅ ｃ ｔｏ ｎ ｅ ｅｔｉ ｌｗ ｉｃ ａｇｅ Ｔｈ ｅ ｕ ｔ ｒ ｅ ｉｉｄｂｙｔ ｅｃ ｎ ｕ ｔｍｏ ｅ ｅ ｔ ａ ｄ ｃ ｎ ｌ ｄ ｄ ｔ ａ ｕ ｉｍ ｅｅ ｂ ｉｕ ｌ ｎ ｌｅ ｃｄ ｃ ｎ ｉｎ ｕ ｄ ｒａｃ ｒａｎｆｏ ｄｓ ｈ ｒ ． ｅｒ ｓ ｌｓａｅｖ ｒｆｅ ｈ ｏ ｄ ｉ ｄ ｌ ｓ ，ｎ ｏ ｃｕ ｅ ｈ ｔｐ ｍｐ ｄａ ｔ ｒｏ ｖｏ ｓｙｉｆｕ ｎ ｅ ｏ — ｔ
一
定设计流量下 的水 力损失 ， 并采用模 型试验 的方法对 流道水力损失数值计算 的结果进行 了验证 ， 得到 了叶轮直径 对
流道水力损失具有显 著影响的明确结论 ； 在流道水力损 失研究结果 的基础上 ， 为便 于对 具有不同叶轮直径 和不 同设 计
流量泵装置 的流 道水 力损失进行较为客观 的 比较和评价 ， 提出 了名义平均 流速的概念 。 关键词 ： 叶轮直径 ； 泵装 置 ； 流道 ； 水力损失 中图分类号 ： ｖ］６ Ｔ ３ 文献标 识码 ： Ａ 文章编号 ：６ ２１ ８ （ ０ ８ ０—０ ７０ １ ７—６ ３ ２ ０ ）５０ ６ —３
轴流泵叶轮直径对效率的影响
2.1 叶轮内的水力损失
水力损失是液体在泵内流动过程中产生的，其主要发生在三个过流部分：吸入室、叶轮、
压出室。叶轮内的水力损失所占比重大，是不可忽视的一部分损失。叶轮内有沿程损失、冲
击损失和扩散损失。当工作点偏移最优工况时，叶轮进口处发生冲击损失；当两相邻叶片组
成一扩散流道时发生扩散损失；沿程损失则发生在整个流道内。
5. 结论
通常在设计叶轮直径时，只是根据设计扬程和设计流量进行设计，并未考虑到叶轮直径 对水泵效率的影响。效率是衡量水泵性能好坏的主要指标之一，水力损失和理论扬程是直接 影响水泵效率的两个方面。本文以轴流泵为例，分别分析说明了叶轮直径对叶轮内水力损失 和理论扬程的影响，提出了在设计轴流泵叶轮直径时，还应综合考虑这两方面的因素，以求 设计出能提高效率的最佳叶轮直径。
( ) ( ) D =
4Q
πCm 1 − (rh / r)2
=Leabharlann 4Q3.14(5.1 ~ 6.8)1 − 0.4752
= 0.31 ~ 0.27
m
4.2 按减小叶轮内水力损失为优化条件设计叶轮直径
为使叶轮内水力损失最小，根据上面的分析可求出叶轮进口相对流速 W1 最小时的叶轮 半径：
( ) ( ) r = r1
片进口处的背面产生脱流形成冲击损失。
因此在非设计工况下时叶轮内的水力损失主要为冲击损失和沿程损失，沿程损失的值也
可用（1）式近似估算，冲击损失的值可用下式计算[4]
( ) h 2
= K(Q′ − Q)2
=
K A
C1' − C1
2
K—常数
Q'—实际流量
A—叶轮进口垂直于轴面分速度的过流面面积
C1ˊ—实际工况下叶轮进口水流绝对速度
叶轮平衡孔直径对离心泵水力性能的影响
叶轮平衡孔直径对离心泵水力性能的影响刘在伦;石福翔;王仁忠;张森;孙雨【摘要】开平衡孔双密封环叶轮具有能平衡大部分轴向力的特性,至今仍广泛应用于离心泵中.在降速后的IS80-50-315型离心泵上,用平衡孔直径为0、6、8、10 mm的同一个叶轮,对泵的性能、前后泵腔和平衡腔的液体压力进行了系统测试.试验结果表明,加大叶轮平衡孔直径,会使泵的扬程降低,输入功率增大,效率降低;前后泵腔液体压力在相同半径处随着叶轮平衡孔直径的增大而减少,且后泵腔液体压力平均值较前泵腔液体压力高;在后密封环径向间隙不变时,随着叶轮平衡孔直径的增大,平衡腔液体压力无因次曲线变得平坦,从控制平衡腔液体压力及轴向力角度,后密封环径向间隙断面面积与叶轮平衡孔总面积存在最佳比值.【期刊名称】《兰州理工大学学报》【年(卷),期】2016(042)006【总页数】5页(P57-61)【关键词】离心泵;叶轮平衡孔;性能;泵腔压力;平衡腔压力【作者】刘在伦;石福翔;王仁忠;张森;孙雨【作者单位】兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学温州泵阀工程研究院,浙江温州325105;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;松溪县中等职业技术学校,福建松溪353500;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州730050【正文语种】中文【中图分类】TH311开平衡孔双密封环叶轮具有能平衡大部分轴向力的特性,至今仍广泛应用于离心泵中.这种叶轮平衡轴向力的程度取决于叶轮后密封环直径与前密封环直径的比值、后密封环的长度和间隙、平衡孔的大小和数量等因素[1-6],通常将这种叶轮设计成前后密封环直径相等.丁成伟等[7-8]认为当平衡孔的总面积为后密封环径向间隙面积的5～6倍时,平衡孔平衡掉部分盖板力后其剩余轴向力约为无平衡孔时盖板力的10%～25%.在CB50-12.5-3型离心泵上,在有无叶轮平衡孔和后密封环条件下对泵性能进行了对比试验[9],试验结果表明,叶轮上无平衡孔和后密封环,可提高泵的扬程和效率,降低泵的汽蚀余量.沙玉俊等[10]在叶轮上有无平衡孔两种情况下对高温高压下运行的离心泵进行了全流道数值模拟及分析,认为叶轮平衡孔引起的泄漏液体使叶轮中水流流态变得更加紊乱,影响了泵的性能及轴向水推力.何玉洁等[11]以海水淡化多级泵为模型泵进行了后泵腔液体压力测量,将测试结果与传统的理论计算公式进行了对比分析,提出了泵腔液体压力计算的修正公式.牟介刚等[12]针对具体离心泵,采用数值模拟与试验相结合的方法,在两种叶轮平衡孔直径下研究了叶轮平衡孔对轴向力特性和前后泵腔液体压力分布的影响,从控制轴向力角度,提出了该泵叶轮平衡孔选择范围.本文以降速后的IS80-50-315型离心泵为研究对象,用平衡孔直径d为0、6、8、10 mm的同一个叶轮,对泵的性能、前后泵腔和平衡腔的液体压力进行了系统测试,研究了不同叶轮平衡孔直径下泵的性能、前后泵腔和平衡腔的液体压力的变化情况,为这种开平衡孔双密封环叶轮轴向力的准确计算提供了实际测试数据.试验是在兰州理工大学浮动叶轮离心泵闭式试验台上进行的,如图1所示.它由水箱、进出水管路系统、离心泵、智能涡轮流量计、调节阀、稳压罐及其上的压力传感器等组成.为了便于测量泵腔和平衡腔的液体压力和轴向力,将电动机布置在被测泵的进口端.泵的进口液体压力用精度为0.4级真空表和精度为0.5级电容式压力传感器同时测量,泵出口液体压力用精度为0.4级精密压力表和0.5级电容式压力传感器同时测量；流量用LW-DN50型智能涡轮流量计测量；转速与功率用安装在泵与电动机之间的转速转矩传感器测量,并配一台PI100型扭矩转速仪显示转速和泵输入功率[13].被测泵为降速后的IS80-50-315型离心泵,其设计参数为：流量qV=25 m3/h,扬程H=32 m,转速n=1 450 r/min,效率η=52%.图2为前后泵腔和平衡腔液体压力测试装置.为了测量前后泵腔液体压力,在泵体上半径为140、122、83 mm处开设3个测压孔,在泵盖上半径为157、146、116、89 mm处开设4个测压孔,闷盖上半径为44 mm处的测压孔是用来测量平衡腔液体压力.为了保证液体压力测量的精度及可靠性,专门设计的稳压罐如图3所示.稳压罐上设有精度为0.4精密压力表和精度为0.5级电容式压力传感器,压力表和电容式压力传感器相互印证并可同时读出被测压力.稳压罐上的8个测压点分别与前后泵腔测压孔和平衡腔测压孔相连接,通过切换阀门,分别测出各测压孔处液体压力,即各测压孔处液体压力是用同一块电容式压力传感器测出的.为了保证测试结果的可靠性,对前后密封环进行了专门加工,密封环直径Dm为89 mm,径向间隙b为0.2 mm,长度L为15 mm.每次测试完毕,在同一个叶轮上对平衡孔扩孔,保证叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm.试验方法是在同一个叶轮通过改变平衡孔直径使泵在不同工况下稳定工作,测试泵性能、前后泵腔和平衡腔的液体压力.2.1 叶轮平衡孔直径对泵性能的影响在叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm条件下对泵性能进行了测试,图4为流量为0.8qV、1.0qV、1.2qV时泵稳定工作的扬程、输入功率和效率的变化曲线.从图4可以看出,叶轮平衡孔直径对泵的扬程、效率和输入功率有影响,其关系曲线有一定的规律性,随着叶轮平衡孔直径的增大泵的扬程和效率是降低的,输入功率是增大的.该泵叶轮平衡孔设计直径为6 mm,叶轮平衡孔直径d=6 mm相对平衡孔直径d=0 mm下,在0.8qV时扬程降低了0.16%,输入功率增加了0.67%,效率下降了0.41%；在1.0qV时扬程降低了0.41%,输入功率增加了1.2%,效率下降了0.79%；在1.2qV时扬程降低了0.22%,输入功率增加了0.49%,效率下降了0.16%.可见,叶轮平衡孔直径d=6 mm相对平衡孔直径d=0 mm下,泵的扬程、输入功率和效率的变化不大.叶轮平衡孔直径d=10mm相对于d=6mm下,在0.8qV 时扬程降低了1.87%,输入功率增加了1.27%,效率下降了3.04%；在1.0qV时扬程降低了0.5%,输入功率增加了0.81%,效率下降了1.19%；在1.2qV时扬程降低了1.32%,输入功率增加了0.67%,效率下降了1.33%.这是因为叶轮平衡孔的存在,使一部分叶轮出口处的高压流体未能由泵出口处排出，而是经叶轮平衡孔又流回到叶轮流道中,从而形成回流.再者从叶轮平衡孔流出的射流流体使叶轮进口水流的流态变得更加紊乱,在一定程度上增大了作用在叶轮上的输入功率.上述原因导致了泵输入功率增大,效率降低.随着叶轮平衡孔直径的增大,其对泵的扬程、输入功率和效率的影响程度变大.2.2 叶轮平衡孔直径对前后泵腔液体压力分布的影响图5和图6是叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm条件下,流量为0.8qV、1.0qV、1.2qV时前后泵腔液体压力分布曲线.从图5和图6可以看出,在相同叶轮平衡孔直径下前后泵腔液体压力随着半径的增大而增大；在不同叶轮平衡孔直径下前后泵腔液体压力沿径向分布几乎是一些平行的直线,且前后泵腔液体压力在相同半径处随着叶轮平衡孔直径的增大而减小.叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm 条件下,在0.8qV时后泵腔液体压力水头平均值较前泵腔液体压力水头平均值高1.04、1.00、0.50、0.38 m；在1.0qV时后泵腔液体压力水头平均值较前泵腔液体压力水头平均值高1.20、1.17、0.77、0.69 m；在1.2qV时后泵腔液体压力水头平均值较前泵腔液体压力水头平均值高0.76、0.55、0.40、0.20 m.试验结果表明,在相同工况和相同叶轮平衡孔直径下,后泵腔液体压力平均值较前泵腔高,且随着叶轮平衡孔直径增大,后泵腔液体压力较前泵腔液体压力降低的幅度减少.在这种开平衡孔双密封环叶轮的轴向力计算中,认为密封环以上部分前后泵腔液体压力分布相同是不符合实际情况,这也是这种叶轮的理论轴向力小于实测轴向力的主要原因之一.在叶轮平衡孔直径d=10 mm相对于d=0 mm下,0.8qV时前泵腔液体压力水头平均降低了0.91 m；后泵腔液体压力水头平均降低了1.50 m,在1.0qV时前泵腔液体压力水头平均降低了0.85 m,后泵腔液体压力水头平均降低了1.20 m；在1.2qV时前泵腔液体压力水头平均降低了0.65 m,后泵腔液体压力水头平均降低了1.00 m.由此可见,加大叶轮平衡孔直径对前泵腔液体压力影响不大,但对后泵腔液体压力有较大的影响.其原因是后泵腔与前泵腔比较,多了叶轮平衡孔这道“闸阀”,随着叶轮平衡孔直径的增大,这道“闸阀”开度增大,后泵腔液体泄漏量增大,压力降低.2.3 叶轮平衡孔直径对平衡腔液体压力的影响对于既定的离心泵,其叶轮后密封环直径及径向间隙、平衡孔大小及数量对平衡腔液体压力及轴向力有着直接的影响.为了准确地描述叶轮平衡孔直径对平衡腔液体压力的影响规律,参照文献[14]引入描述平衡腔结构的无因次特征参数和压力无因次特征参数其定义如下：比面积它是叶轮的平衡孔总面积与后密封环径向间隙断面面积的比值,实质上反映了后泵腔进口到平衡孔出口与叶轮后盖板和后泵腔构成的整体流道的扩散或收缩程度.其表达式为式中：z为叶轮平衡孔数量；b为后密封环径向间隙,mm；Dm为后密封环直径,mm.压力系数它是平衡腔液体压力与泵进口液体压力的差值与水泵相应工况下扬程H 的比值,实质上反应了这种开平衡孔双密封环叶轮单位扬程在叶轮平衡孔前、后造成的压力差,其表达式为式中：p为平衡腔液体压力,Pa；p1为叶轮进口液体压力,Pa；H为水泵扬程,m.IS80-50-315型离心泵的叶轮平衡孔数量z=5,后密封环直径Dm=89 mm,后密封环径向间隙b=0.2 mm.叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm条件下,流量为0.8qV时实测泵扬程为29.49、29.44、29.28、28.89 m；流量为1.0qV时实测泵扬程为27.49、27.38、27.30、27.24 m；流量为1.2qV时实测泵扬程为25.25、25.13、24.86、24.69 m.流量为0.8qV、1.0qV、1.2qV时实测叶轮进口液体压力p1=0.叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm时对应的比面积为0、2.50、4.44、6.94.叶轮以均角速度旋转,平衡腔液体整体地绕泵轴以均角速度旋转,液体处于相对静止的平衡状态[15],可认为平衡腔液体压力和泵进口液体压力都沿着径向方向均匀分布,则平衡腔液体压力等于半径为44 mm处测得的液体压力.在叶轮平衡孔直径d为0、6、8、10 mm条件下,将流量为0.8qV、1.0qV、1.2qV时实测的平衡腔液体压力值和泵扬程值代入式(2),可获得平衡腔液体压力无因次曲线,如图7所示.从图7可以看出,压力系数与比面积的关系曲线是非线性曲线,比面积增大,压力系数降低；在后密封环径向间隙不变时,仅加大叶轮平衡孔直径,即增大比面积,压力系数降低.由于叶轮进口液体压力不变,平衡腔液体压力降低,说明加大叶轮平衡孔直径可降低平衡腔液体压力及减少轴向力；当比面积大于4时,该曲线几乎为平行于坐标轴的直线,这说明过大的叶轮平衡孔直径,对降低平衡腔压力系数及平衡腔液体压力的效果并不明显,过大的叶轮平衡孔直径还会造成泵泄漏量增加,容积效率降低.当比面积小于2.50时,平衡腔液体压力随着比面积的减小急剧增大,即平衡腔液体压力急剧增大,可见从控制平衡腔液体压力及轴向力角度,比面积存在最佳值.对于试验泵取值为2.50～4.00较为合适.1)随着叶轮平衡孔直径的增大,泵的扬程降低,输入功率增大,效率降低,且当叶轮平衡孔直径增大到6 mm以上时,各性能参数变化幅度加大.2) 加大叶轮平衡孔直径对前泵腔液体压力影响不大,但对后泵腔液体压力有较大的影响,且后泵腔液体压力平均值较前泵腔液体压力高.在这种开平衡孔双密封环叶轮的轴向力计算中,认为密封环以上部分前后泵腔液体压力分布相同，不符合实际情况.3) 加大叶轮平衡孔直径可降低平衡腔液体压力及减少轴向力,但过大的叶轮平衡孔直径其降低平衡腔液体压力及平衡轴向力的效果并不明显.从控制平衡腔液体压力及轴向力角度,比面积存在最佳值.【相关文献】[1] MARJAN G,DUSAN F,BRANE S.Hydraulic axial thrust in multistage pumps-origins and solutions [J].Journal of Fluids Engineering-Transactions of the ASME,2002,124(2):336-341.[2] 陆伟刚,张金凤,袁寿其.离心泵叶轮轴向力自动平衡新方法 [J].中国机械工程,2007,18(17):2037-2040.[3] 李伟,施卫东,蒋小平,等.屏蔽泵轴向力平衡新方法 [J].农业工程学报,2012,28(7):86-90.[4] GEORGE S,ERIC O.Experimenta1 eva1uation of axial thrust in pumps [J].World Pumps,1999,393:34-37.[5] 孔繁余,刘建瑞,施卫东,等.高速磁力泵轴向力平衡计算 [J].农业工程学报,2005,21(7):69-72 .[6] 马旭丹,吴大转,王乐勤.多级离心泵轴向力平衡装置的设计与分析 [J].农业工程学报,2010,26(8):108-112 .[7] 沈阳水泵研究所,中国农机化科学研究院.叶片泵设计手册 [M].北京:机械工业出版社,1979.[8] 丁成伟.离心泵与轴流泵原理及水力设计 [M].北京:机械工业出版社,1981.[9] 凌玮,高良凤,沙毅.比转速185的离心泵研制及平衡孔对泵性能影响的试验研究 [J].水泵技术,2013(2):20-22.[10] 沙玉俊,刘树红,吴玉林,等.平衡孔对高温高压离心泵性能的影响研究 [J].水力发电学报,2012,31(6):259-264.[11] 何玉洁,周广凤,潘金秋,等.海水淡化多机泵轴向力试验 [J].排灌机械,2009,27(2):108-109.[12] 牟介刚,范文案,郑水华,等.离心泵平衡孔面积对轴向力及外特性影响的研究 [J].机械制造,2013,51(589):58-60.[13] 刘在伦,贾晓,张森,等.叶轮轴向位移对离心泵腔液体压力的影响 [J].兰州理工大学学报,2014,40(6):65-69.[14] 刘在伦,王保明,梁森.浮动叶轮平衡腔压力的试验分析 [J].排灌机械工程学报,2007,25(5):6-8.[15] 顾永泉.流体动密封 [M].北京:石油大学出版社,1990.。
水泵流量、扬程与叶轮直径的关系
离心泵的切割定律：(H1：H2)^2=D1:D2 Q1:Q2=D1:D2 从而可以看出叶轮的直径与扬程的平方成正比，与流量成正比。
叶轮直径越大扬程就越大，流量也越大，因为水流出的速度取决于叶轮旋转时产生的离心力和切线上的线速，直径越大，离心力和线速度就越大。
离心泵送水量越与真空度的关系：离心泵是离心力原理来完成抽水的，没有水时空转是会烧坏设备的。
抽真空要用真空泵或者一次抽真空二次抽真空的方法。
离心泵入口的真空度由三部分组成(建立泵入口处、吸入液面的方程即可得到)。
一、吸上高度，这个与流量无关 ;二、吸入装置的损失，与流量的平方成正比 ;三、建立泵入口处的动能头，与流量的平方成正比;其中第二项与第三项都与流量的平方成正比，因此泵进口处的真空度随流量的增加而增加。
水泵比转数定义公式与特性定义公式：在设计制造泵时，为了将具有各种各样流量、扬程的水泵进行比较，将某一台泵的实际尺寸，几何相似地缩小为标准泵，次标准泵应该满足流量为75L/s，扬程为1m。
此时标准泵的转数就是实际水泵的比转数。
比转数是从相似理论中得出来的一个综合性有因次量的参数，它说明了流量、扬程、转数之间的相互关系。
无因次量的比转数称为形式数，用K表示比转数ns = 3.65n√Q H 0.75 双吸泵Q取Q/2; 多吸泵H取单级扬程; 如i级H取H/i ;式中 n —转速(r / min) Q —流量(m3 / s); H —扬程(m); 型式数K = 2 π n √Q 60 (gH) 0.75特性：同一台泵,在不同的工况下具有不同的比转数;一般是取最高效率工况时的比转数作为水泵的比转数大流量、低扬程的泵，比转数大;小流量、高扬程的泵，比转数小;低比转数的水泵，叶轮出口宽度较小，随着比转数的增加，叶轮出口宽度逐渐增加，这适应于大流量的情况; 比转数标志了流量、扬程、转速之间的关系，也决定了叶轮的制造形状; 离心泵比转数较低，零流量时轴功率小;混流泵和轴流泵比转数高，零流量时轴功率大;因此离心泵应关闭出口阀起动，混流泵和轴流泵应开启出口阀起动。
职业技能鉴定司泵工考试题库(初级工)
职业技能鉴定司泵工考试题库（初级工）一、填空题：1、水泵点检巡视的常用方法是“看、听、摸、闻”等。
2、水泵按工作原理分为叶片式、容积式、和其它三大类形式。
3、水泵按进水方式分为单吸和双吸两种。
4、水泵按叶轮级数分为单级和多级两种。
5、水泵按泵轴的位置分为立式和卧式两种。
6、叶片式水泵，它对液体的压送是靠装有叶片的叶轮高速旋转而完成的。
7、容积式水泵，它对液体的压送是靠泵体工作室容积的改变来完成的。
8、为防止水泵出水管路水倒流，使泵倒转，在水泵出水口应装设止回阀。
9、水泵的总扬程包括静扬程和水头损失两部分。
10、静扬程包括吸水扬程和压水扬程之和。
11、填料压盖不能压得太紧或太松，一般为2~3滴/秒。
12、水泵运行中，滚动轴承温度不应超过60℃。
13、水泵运行中，滑动轴承温度不应超过40℃。
14、水泵机械振动不超过0.08mm。
15、水泵运行中，油位控制在油标的1/2-2/3处。
16、水泵联轴器的作用是把电机与水泵连接起来旋转。
17、离心泵是通过离心力的作用提升和输送液体的。
18、叶轮有封闭式、半封闭式、敞开式三种。
19、填料又称盘根，在填料函中起阻水或阻气的轴封作用。
20、多级泵叶轮工作时，末级叶轮两侧作用压力不相同，在多级泵的末级叶轮后端装置平衡盘，以消除轴向推力。
21、单级式离心泵叶轮工作时，叶轮两侧作用压力不相同，为了平衡这股力，在叶轮后盖板上钻开几个平衡孔，以消除轴向推力。
22、水泵的效率是指水泵的有效功率与轴功率的比值。
23、水泵传给水的静功率叫有效功率。
24、水泵的特性曲线是在额定转速下，表示流量与扬程、轴功率、效率、及允许吸上真空高度，之间相互关系的曲线。
25、比转数越大，说明水泵的流量越大，压力越低。
26、比转数越小，说明水泵的流量越小，压力越高。
27、Q-N曲线是呈上升趋势，流量大，轴功率就大。
28、Q-H曲线是一条从平坦到陡降的曲线，扬程随流量的增大而下降。
29、离心泵的损失有机械损失、容积损失、水力损失等三种损失。
节能水泵选型确定扬程的误区
节能水泵选型确定扬程的误区当水泵型号确定后，总扬程是一定的;损失扬程主要来自于管路阻力，管径越小显然阻力越大，因而损失扬程越大，所以减小管径后，水泵的实际扬程非但不能增加，反而会降低，导致水泵效率下降。
同理，当小管径水泵用大水管抽水时，也不会降低水泵的实际扬程，反而会因管路的阻力减小而减小了损失扬程，使实际扬程有所提高。
也有机手认为小管径水泵用大水管抽水时，必然会大大增加电机负荷，他们认为管径增大后，出水管里的水对水泵叶轮的压力就大，因而会大大增加电机负荷。
殊不知，液体压强的大小只与扬程高低有关，而与水管截面积大小无关。
只要扬程一定，水泵的叶轮尺寸不变，无论管径多大，作用在叶轮上的压力都是一定的。
只是管径增大后，水流阻力会减小，而使流量有所增加，动力消耗也有适当增加。
但只要在额定扬程范围内，无论管径如何增加水泵都是可以正常工作的，并且还可以减小管路损耗，提高水泵效率。
使进水管内聚集空气，降低水管和水泵的真空度，使水泵吸水扬程降低，出水量减少。
正确的做法是：其水平段应向水源方向稍有倾斜，不应水平，更不得向上翘起。
如果在进水管路上用的弯头多，会增加局部水流阻力。
并且弯头应在垂直方向转弯，不允许在水平方向转弯，以免聚集空气。
这样会使水流经过弯头进入叶轮时分布不均。
当进水管直径大于水泵进水口时，应安装偏心变径管。
偏心变径管平面部分要装在上面，斜面部分装在下面。
否则聚集空气，出水量减少或抽不上水，并有撞击声等。
若进水管与水泵进水口直径相等时，应在水泵进水口和弯头之间加一直管，直管长度不得小于水管直径的2～3倍。
抽水扬程越低，电机负荷越小。
在这种错误认识的误导下，选购水泵时，常将水泵的扬程选得很高。
其实对于离心式水泵而言，当水泵型号确定后，其消耗功率的大小是与水泵的实际流量成正比的。
而水泵的流量会随扬程的增加而减小，因而扬程越高，流量越小，消耗功率也就越小。
反之，扬程越低，流量越大，消耗的功率也就越大。
因此，为了防止电机过载，一般要求水泵的实际抽水使用扬程不得低于标定扬程的60%。
大型低扬程泵装置nD值的选取
了减 小 ｎ Ｄ值 对低扬 程泵装 置汽蚀 性 能 的影 响 ； 时， 讨 论 了泵装 置 汽蚀 性 能 的考核 指 标 ， 同 还 以 及增径 降速对流 道控制尺 寸及设 备投 资 的影 响等 问题 ． 果表 明 ： 于平 均扬 程 为 ４ ｍ、 泵设 结 对 单
计流量 为 ３ ． ｓ ３ ５ｍ ／ 的泵站 ， 若将 叶轮 直径 由 ２ ９ｍ增 大至 ３ １ｍ， 流道效 率可提 高 ２ ９ ； ． ． 则 ． ％ 在
设计流 量一 定的条件 下 ， 若将 ｎ Ｄ值 由 ４ ５降为 ３ ７ ５ 由水 力模 型 Ｔ０ Ｚ ０ ３ ８．， Ｊ４一 Ｌ一 ６换算 的原 型泵 高效 区扬 程 可 由 ５ｍ左右 降 为 ４ｍ 左右 ， 泵 必需 汽蚀 余量 可 降低 ２ ． ％ ； 于年 运行 时数 较 水 ０６ 对 长 的大型低扬 程泵站 ， 宜采 用较 小的 ｎ Ｄ值．
大 型低 扬程 泵装 置 ｎ 值 的选 取 Ｄ
梁金 栋 ，陆林 广 ，徐 磊 ，陈 伟
（ 州 大 学 水利 科 学 与Ｔ程 学 院 ， 苏 扬 州 ２ ５ ０ 扬 江 ２ ０９）
摘要 ： 水泵 选型、 从 能量 性能 、 汽蚀 性 能等 ３个 方面 ， 讨论 了减 小 ｎ Ｄ值对 大型低扬 程 泵装 置水 力 性 能的影 响 ； 出 了减 小 ｎ 提 Ｄ值 的低 扬 程 泵装置 水 泵选 型设 计 思路 ； 助 于 叶 片泵相 似律 ， 导 借 推
关键词 ： 扬程 ； 低 泵装置 ；Ｄ值 ； ｎ 叶轮直 径 ； 泵转速 水
中图分 类号 ： ２ ７ ９ Ｔ １６ ２ 文献标 志码 ：Ａ 文章 编号 ： ６ ４— ５ ０ ２ １ ） ３— ２ ６— ５ ￥７ ． ； Ｖ ３ ． １７ ８ ３ （ ０ １ ０ ０ ３ ０
某泵站不同叶轮直径进水流道方案的数值计算
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图 ３ 各 方 案 进 水 流 道 表 面 流 场 图
图 ２ 进 水 流 道 计 算 区域 网格 剖 分 图
表 １ ３个 方 案 进 水 流 道 数 值 计 算 结 果 表
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水利部淮委 ， 水 利 …～ 科 学 研 … 究 … 院 … 协 办
某 泵 站 不同 叶 轮 直 径 进 水流 道方 案的 数 值计 算
黄金 军 ， 陈阿 萍 ｚ 刘 荣 华 ｓ 黄 燕华 李 江
（ １ ． 常 州市 水利 规划 设计 院
常州
２ １ ３ ０ ０ ０ ２ ． 常州 市城 市 防洪 工程 管理 处 淮安 ２ ２ ３ ０ ０ ５ ）
８ （ ） 代以来住 Ｃ Ｆ ’ Ｄ ｆ 『 ｛ 刮 ｒ 迅速 的 发腱 和 Ｊ 泛 的应 用 。
５ 进水 流道 计 算 区域 网格剖 分
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失， 比较 了水 泵 叶 轮直 径 对 流道 水 力 损 失 的影 响 ； 据 叶 片 泵 的 相 似 律 ， 析 了 在 一 定 设 计 流 量 条 件 下 水 泵 叶 轮 直 径 根 分
ｄ ｉ１ ． ９ ９ ｉｉ ｎ １ ７ ｏ ： ０ ａ ６ ／． ｓ ． ６ ２—１ ８ ０ ９ ０ ． １ ｓ ６ ３ ２ ０ ．６ ０ ７
水 泵 叶轮 直 径对 低 扬 程 泵装 置 水 力 性 能 的影 响
刘 军 ， 亦斌 ， 王 施 伟
（ 水 北 调 东 线 江 苏 水 源 有 限 责 任 公 司 ， 京 ２０ ０ ） 南 南 １ ０ ９
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第 ７ 卷 第 ６ 期 ２ ０ 年 １ 月 ０９ ２
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Ｖｏ． Ｎｏ ６ １ ７ ．
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与ｎ Ｄ值 的关 系以及对 水泵选 型设计 的影 响。结果表 明 ： 选取较 大的水 泵叶轮直径 将显著 提高流道 效率和泵装 置效 率 ；增 径降速” “ 与降低 ｎ Ｄ值是一致的 ； 在泵装置扬程较低 的情况下 ， 选取较小 的 ｎ Ｄ值便于选用到水力性能较好的轴
流 泵水 力模 型 。 关 键 词 ： 轮 直 径 ； 扬 程 ； 装 置 ； 力 性 能 叶 低 泵 水 中 图分 类 号 ： Ｖ６ ５ Ｔ ７ 文献 标 识 码 ： Ａ 文章 编 号 ：６２１ ８ （０ ９ ０ —０ ３０ １ ７ —６ ３ ２ ０ ） ６０ ７ —３
Ｋｅ ｒ ｓ：ｐ ｍｐ ｉ ｐ ｌ ｒｄｉｍｅ ｅ ；ｌ ｗ ａ ｐ ｍｐ ｓ ｓ ｅ ；ｈｙ ａ ｌｃ ｃ ａ ａ ｔ ｒｓ ｉｓ ｙ ｗｏ ｄ ｕ ｍ ｅ ｌ ａ ｔ ｒ ｏ ｈｅ ｄ； ｕ ｙ ｔ ｍ ｅ ｄｒ ｕ ｉ ｈ ｒ ｃ ｅ ｉｔｃ
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