多级离心泵平衡盘鼓联合平衡装置设计探讨

(% ) v
m
(% )
表 2 叶轮尺寸参数 参 数 数 值 194. 4 179. 4 176 160 340 53. 1 107 16. 7 312. 1 120. 5
一般计算时只考虑前两种原因产生的轴向力。 3 . 2 假设叶轮轴向力的计算方法 ( 1) 水力尺寸相同的叶轮流量、 出口压力均 相同; ( 2) 叶轮盖板外侧腔内的液体以盖板角速度 的一半旋转 , 且盖板两侧液体无径向流动 ; ( 3) 认为盖板外侧腔内的液体压力沿径向按 抛物线规律分布 ; ( 4) 认为叶轮密封环以上作用在叶轮前后盖 板上的压力互相抵消。 在文献 [ 1~ 3] 中提出的计 算方法在以上假 设条件下是完全符合的, 但实际情况不完全相符, 甚至有些差别较大。实际上每级叶轮产生的扬程 都不尽相同 ; 叶轮前盖板外腔内液体存在径向泄 漏流动。另外, 叶轮出口若与导叶流道不对中 , 将 引起叶轮出口边在前后盖板处压力值不同; 叶轮 密封环间隙和级间间隙变化也会引起叶轮盖板上 压力分布变化。 通过对实际轴向力的测定 , 以及根据平衡盘 实际泄漏量的验算 , 实际轴向力可能比计算轴向 力大 1 . 5~ 1 . 6 倍 , 也有达到或超过 2 倍的。 3 . 3 叶轮轴向力的计算公式 首级叶轮轴向力 F a: F a = F 1a - F 2a F 1a = g (R - R h ) Hp - [ R 2
0 0 4 2 2
数为二级的多级泵 , 考虑级数增多时平衡盘尺寸 不致过大, 泄漏量不致过多 , 选压差系数 K = 0 . 45 ~ 0 . 5 ; 对于最少级数为 5~ 10 级的多级泵, 选 K = 0 . 3~ 0 . 4 , 最少级多的选小值, 小的选大值, 最 好不大于 0 . 4 , 以保证平衡盘足 够的动态恢复力 和可靠性。 ( 2) 平衡盘鼓联合机构 , 取平衡鼓平衡系数 E = 0 . 3~ 0 . 8 , 剩余 ( 1 - E ) 轴向力由平衡盘承受。 压差系数 K = ( 1- E ) /( L - E ), 其中 L 为轴向间 隙 b 2 = 0时 , 联合机构产生的平衡力是设计工况 时叶轮总轴向力的 L 倍, 一般 L = 1 . 8~ 2 . 3。 考虑上述几点后, 该泵按 7 级进行轴向力的 计算和平衡盘鼓的设计: F = F a + F b ( I- 1) = 102845 . 7N 4 平衡盘鼓联合机构的设计 平衡盘鼓联合机构的设计过程比较复杂, 涉 及的公式和系数也较多, 经过整理合并, 对整个过 程的公式和系数归纳为: 平衡机构前后的压力降 P = g [H ( I - 1 ) + HP - 0 . 125 ( U 2 - UH ) /g ] P = 9 . 64 MP a, 平衡盘 前后的压力降 P 2 = K P, 计算数值见表 3 。
表 3 计算过程 参数 取动态恢复力倍数 L 取平衡鼓平 衡系数 E 压差系数 K = ( 1- E ) /( L - E ) 平衡鼓外径 ( mm ) R0 = 0 . 5( D 2 EF /( ( 1- K ) h+ 4 R 0 ( mm) 径向间隙 b1 ( mm ) 轴向间隙 b2 ( mm ) 径向间隙 b3 ( mm ) 1000 b2 /R 1 值 (该系数已考虑轴向力计算误差 ) 平衡盘 R 2 /R 1 值 ( R 2 /R 1 = 1 . 2~ 1. 38 ) 可查得 系数 R1 = 1 \ [ ( 1- E )F / / (K 值 P ) + R \ ] (mm )
2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2
2
2
40
FLU I D MACH I N ERY ( 1) 单平衡盘按最少级数设计。对于最少级
Vo l 39 , No 5 , 2010
验算校核, 确定前一部分计算取值的合理性, 核算 P 2 = ( 1- E )F / [ 10 ( R 1 - R 0 ) ] = 2. 2 MP a 验算 K = P 2 / P = 0 . 23 , 符合假设值 , 说明前一 部分计算取值合理 泄漏量 q 和平衡盘鼓轴向尺寸 L 1 的计算 取圆角系数 轴向间隙速度系数 泄漏量 q = 7 . 2 = 0 . 50 、 阻力系数
2
- (Rm l + R h ) / 2]W / ( 8g ) = 18761 . 0N F 2a = (Q / v ) / [ (R j 1 - R h ) ] = 396 . 8N F a = F 1a - F 2a = 18364 . 2N F 1a 盖板力 F 2a 动反力 次级叶轮轴向力 F b : F 1b = g (Rm 2 - R h ) H p - [ R 2 - (Rm 2 + R h ) / 2]W / ( 8g ) = 14627 . 8N F 2b = = (Q / v ) / [ (R j 2 - R h ) ] = 547 . 6N F b = F 1b - F 2b = 14080 . 3N 总轴向力 F: 在计算总轴向力的时候需要考虑以下几点 :
1 前言 多级离心泵在工业领域的应用很广 , 如火电 厂锅炉给水泵、 钢厂轧机除磷系统除磷泵、 石化装 置加氢裂化进料泵等, 都是在高速、 高温、 高压的 工况条件下运行 , 对泵的可靠性要求较高 , 众所周 知 , 影响多级泵可靠性的一个重要方面就是平衡 装置 (平衡盘、 平衡鼓、 或平衡 盘鼓联合 ) 和推力 轴承的设计。而泵轴向力计算的准确程度、 平衡 装置设计参数的合理性、 平衡回水管径的选取等 , 都会影响到平衡装置、 推力轴承的可靠性和使用 寿命。 在以往的文献中还没有完整的介绍如何进行
2
2
数值 2 0. 7 0. 23 77 . 1 77 . 5 0. 25 0. 15 0. 25 1. 8 1. 3 1. 21 9. 28 120. 6 93 120 图 2 平衡盘鼓联合平衡装置
纯平衡盘的相对泄漏量为 4 % ~ 10 % , 纯平 [ 1] 衡鼓的相对泄漏 量为 5% ~ 25 % 。 对于该平衡 盘鼓联合装置 , 3 . 6 % 的相对泄漏量是 可以接受 的。 根据文 献 \ [ 1 \ ] 中查 表得 到: 当
2 ml 2 2
首级叶轮密封环直径 Dm 1 ( mm ) 次级叶轮密封环直径 Dm 2 ( mm ) 首级 叶轮进口直径 D j 1 ( mm ) 次级 叶轮进口直径 D j 2 ( mm ) 叶轮外径 D 2 ( mm ) 叶轮圆周速度 U2 ( m / s) 叶轮轮毂直径 Dh ( mm ) 叶轮轮毂速度 Un (m / s) 角 速度 w ( rad / s) 势扬程 H p ( m )
Study for M ultistage C en trifugal Pum p Equilibrator D esign
CH I Q iu- li, W U X in- shan, X ING L e i ( Shandong Shuang lun Co . , L td, W e i ha i 264203 , Ch ina) Abstrac t : The effective compu tational me thods fo r m ultistage centrifuga l pum p ax ia l force( KN ) and the ca lcu la tion m ethods
收稿日期 :
2009 - 09- 30 修稿日期 :
2010- 04- 14
2010年第 38 卷第 5期
流
体
机 械
39
表 1 某 50 MW 火电机组给水系统设计参数 参数 流量 Q ( 来自百度文库 /h)
3
数值 参数 270 温度 T ( ) 1500 密度 ( kg /m 3 ) 2990 级数 I 6 . 5 比转 数 n s
图 1 叶轮主要结构尺寸
3 叶轮轴向力的计算 3 . 1产生叶轮轴向力的原因 ( 1) 叶轮盖板外表面压力分布、 受压面积不 对称产生的力 F 1, 见图 1 ; ( 2) 液体流经叶轮后流动方向变化产生的动 反力 F 2, 见图 1 ; ( 3) 扭曲叶片工作 面与背面 压力不同 产生 的力; ( 4) 叶轮流道内前后盖板在同一半径处的压 力不同产生的力 ; ( 5) 轮毂轴端等细部结构引起的轴向力。 还有其他因素对轴向力的形成也有影响, 有 加工制造装配, 有密封环磨损, 间隙增大引起。但 式中
平衡回水管径的计算方法 ; 对文献中数量众多的复杂计算公式进行了归纳合并。通过实例说 明 , 一些设计参 数的选取是 合理可行的 , 从而为平衡盘鼓联合平衡装置和平衡管径的确定提供了一定 的理论依据。 关键词 : 多级泵 ; 轴向力 ; 平衡盘鼓 ; 双 平衡鼓 ; 平衡装置 ; 平衡管径 TH 311 文献 标识码 : A do:i 10 . 3969 / .j issn. 1005- 0329. 2010. 05. 009 中图分类号 :
for ba lanced backw ate r p ipeline d iam eters w ere introduced. In wh ich, m ore co m plica ted computation for m ulas are conc luded and comb ined. M o st reasonab le and reliab le para m ete rs selected accord ing to ac tua l exper ience , by wh ich we can prov ide som e ra tiona le fo r equ ilibrator and confir m ation fo r balanced p ipe lines . K ey word s : am eters ; mu ltileve lle pum p; ax ia l fo rce ; ba lanced disc & drum; double balanced drum s ; equ ilibrato r ; balanced pipe line d i
数值 参数 150 水力效率 916 . 8 容积效率 10 机械效率 69 . 7 总效率
h (% )
数值 参数 87 . 2 理论扬程 H t ( m ) 96 . 1 理论流量 Qt (m 3 /h) 89 . 3 74 . 9
数值 172 281
扬程 H ( m ) 转速 n ( r /m in) 汽蚀余量 ( NPS H ) r (m)
2 0
= 0 . 04 ,则 10 /
5
= 0 . 47 R 1 b2 2gK
3
P
= 9 . 7( m /h) 则相对泄漏量 q /Q = 3 . 6 (% ), 由此求得径向 间隙速度系数
1
= q / [ 5R 0 b1 10 P ( 1- K ) / ]
= 0 . 37 平衡盘鼓联合平衡装置见图 2所示。
平衡盘鼓联合平衡机构、 平衡管径的系统设计方 法, 本文在理论分析计算的基础上, 对影响轴向力 的各种因素综合考虑, 对参考文献中提出计算公 式进行了归纳总结和优化, 在确保可靠性的基础 上, 以最小泄漏量为目标, 结合实例, 提出了平衡 盘鼓联合平衡装置的优化设计方法, 以及平衡管 径的合理确定方法。 2 设计参数的确定 某 50 MW 火电机组给水系统 , 节段式多级给 水泵设计参数 , 见表 1 。经水力计算和结构设计, 确定的叶轮尺寸见表 2 、 图 1 。
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文章编号 : 1005 0329( 2010) 05 0038
FLU I D MACH I N ERY
04
Vo l 39 , No 5 , 2010
经验交流
多级离心泵平衡盘鼓联合平衡装置设计探讨
迟秋立 , 吴鑫山 , 邢 磊
( 山东双轮股份有限公司 , 山东威海 264203) 摘 要: 介绍了多级离心泵轴向力的计算方法和平衡盘、 平衡鼓 ( 以下简 称平衡盘 鼓 ) 联 合平衡装置 的设计方法 , 以及