提高双吸泵性能的改造试验

　　增大叶轮出口宽度，减小叶轮出口直径，根据改造结果，再修削泵体隔舌。

　　通过二次改造，可使效率曲线的高效点向大流量偏移倍，最高效率提高个百分点，最大流量增加效率提高个百分点。

　　关键词离心泵双吸泵水力性能技术改造试验前言某水厂在20世纪90年代初引进了台双吸泵，是用于输水的关键设备。

　　随着使用年限的增加和外部运行工况的变化，水泵机组长期运行在大流量工况，易产生汽蚀破坏，且运行效率较低，可靠性差。

　　因此，要求根据现实际运行工况和水泵原有水力性能及结构，提高水泵水力性能，使其运行高结果见图从检测结果可看出，水泵运行高效点在流量扬程62.

　　效率7.

　　最大开度流量为时，扬程45.

　　效率73，而水厂实际运行工况点在流量为0时因此，我们确定双吸泵改造目标将该泵的最高效率点偏移至流量扬程4效率7.

　　高效点向大流量偏移阅一~吸气卜扮闷一二一编鲜娜裕铆畸刘盯气勺识叼锹厂尸护去曰气仓撬一，咨乒户。

　　杏君产严。

　　砂砂一了由于泵内流动的复杂性，目前还难以有效地控制泵的性能。

　　另外，几何参数对性能影响是多方面的，有时，改变几何参数，改善了性能中的某一指标，却同时使另一指标下降。

　　因此，应当根据具体要求，进行分析，采取最有效的措施。

　　要实现高效点大流量偏移，同时提高高效点效率，需要从两方面人手改变叶轮和泵体。

　　从图改变叶轮参数可看出，要实现高效点大流量偏移，需使二圃图泵性能曲线对比图效点与实际运行工况点相符。

　　通过在线检测，对3机组进行性能测试，检测图叶轮改变的特性曲线图一泵体改变的特性曲线年第期冲冻教农特性曲线变得平坦，即从线逐渐向线变化。

　　可通过以下方法增大叶轮出口宽度，增大叶轮出口安放角，增大叶轮出口排挤系数等。

　　同时，为了保证扬程不变，需减小叶轮出口直径。

　　取二改变泵体参数泵体参数的改变主要体现在喉部的面积变化上，要使特性曲线从线逐渐向线变化（图需增大喉部面积。

　　必要时，需同时改变叶轮和蜗壳的几何尺寸，实现高效点向大流量偏移。

　　根据以上分析，我们确定了改造方案首先重新设计叶轮，根据检测结果，有必要再改动泵体。

　　叶轮重新设计及检测结果原有设计参数及结构尺寸原设计高效点参数为口刀原叶轮结构尺寸为们蜗壳基圆二叶轮的重新设计设计参数为二几=刀速度系数法计算图网格分布图数值模拟分析根据速度系数法计算结果和叶轮水力图，采用计算流体力学软件一对该叶轮内部流动进行数值模拟，并进行分析。

　　算模型及网格采用一。

　　紊流模型，算法。

　　取对称半边叶轮作为计算区域，网格节点数大约为网格分布见图飞二必愕黔命取一命沪些影驴丝护兰糯迹图总压等值线分布图斗冻毅农年第期（2）模拟计算结果）相对速度等值线分布见图压等值线分布见图（3）模拟计算结果分析从相对速度等值线分布图速度矢量等值线略动压等值线图略总压等值线分布图可看出，叶轮流道间相对速度速度分布基本上变化均匀，动压总压分布均匀，逐渐增加。

　　由此说明叶的另一螺旋线起始段也挫去20，见图蜗壳改造后的在线检测结果把重新设计的叶轮放在改造后的泵体内，在线检测结果见图中改造结语轮设见图计合理。

　　重新设计叶轮的检测结果安装重新设计的叶轮后，水泵的在线检测结果一中改造刀蜗壳的改造及检测结果蜗壳的改造（l）从两次改造结果可看出，效率曲线的高效点向大流量偏移，最高效率逐渐增加，最大开度时效率逐渐提高扬程流量曲线趋于平坦功率降低。

　　二次改造前后性能对比通过叶轮和泵体的分别改造，已达到预期的性能改变和提高的目的。

　　表性能点比较表一一一一一下一而爵藕滓百一一下一一豪灭弃度百一泵状态改造前叶轮改造叶轮泵体改造从图可看出，改造后，最大流量时，扬程没有达到流量时，扬程的设计要求。

　　并且，从图中可看出，当流量达后，效率曲线上升过早受到了抑制，导致最大流量变化不大，效率提高不明显。

　　我们分析后认为，原蜗壳的过流面积相对较小，是导致第一次改造效果不明显的原因所在。

　　因此，只改变叶轮，不能满足改造要求。

　　为增大蜗壳喉部面积，我们采用切割蜗壳隔舌长度的办法。

　　由于原双吸泵蜗壳为双蜗壳结构，我们在蜗壳隔舌处长度方向上去相应在对称几（2）检测结果表明，二次改造后的水泵的最高效率点还不在当初设计点处，课题组认为这是因为原机组泵体出口口径较小，且第八断面面积接近泵体出口面积，修削喉部后，喉部面积变化不大所致，也即认为该水泵机组的泵体决定其运行流量不能过大，当初选择设计点流量值偏大。

　　若要达到实际需求的大流量运行，需重新设计叶轮泵体。

　　从原型泵叶轮外径尺寸及基圆尺寸判断，原型泵叶轮已进行了较大切割，效率并不很高。

　　在泵体改动很小的情况下，改变叶轮，并不能使效率大幅度提高。

　　若要在该设计点达到高效率，应该重新设计叶轮和泵体。