蔣 歡
0 引言多級離心泵在運轉時，由於葉輪前蓋板和後蓋板的外側面承受泵腔水流高壓作用，前蓋板和後蓋板內側面承受葉輪流道吸入壓力作用，葉輪前後蓋板承受液體壓力的面積大小不等，且兩蓋板上的水流壓力分布情況也不相同，造成作用於葉輪前後蓋板和葉輪流道內的水流壓力在軸向上無法平衡，形成一個從後蓋板指向葉輪進口的軸向力。隨著多級離心泵級數的增加，每一級的軸向力相疊加，就會對高速運行的轉子產生一個由高壓端指向低壓端的軸向推力，這種軸向力加重了止推軸承的工作負荷，對軸承轉動運行不利，甚至使轉子沿軸向力的方向產生軸向位移，導致轉子部件與泵體產生摩擦、碰撞乃至機械損壞，同時產生強烈的振動，嚴重時造成泵不能正常工作。為了有效減輕軸向力對多級離心泵的危害，廣泛採用的方法有平衡盤、平衡鼓、葉輪後於加工及裝配累積的誤差，導致多級離心泵葉輪和導葉之間存在不合理的軸向間隙，即葉輪和導葉不對中，以D46-50X4 型號的多級離心泵（見圖1）離心葉輪和徑嚮導葉不對中對軸向力的影響進行研究，其設計工況點的基本參數：泵出口流量Q=46 m3/h，單級揚程H=50 m，泵軸轉速n =2 980 r/min，級數4 級，比轉速n s=65.4，對應的國家清水多級離心泵標準效率η =62.5%。
圖1 D46-50X4 節段式多級離心泵
1 軸向力的計算如圖2 所示，離心葉輪所受軸向力由葉輪前蓋板所承受水的壓力F 1、葉輪後蓋板所承受水的壓力F 2 及葉輪流道內的動反力F 3 組成，葉輪所承受總的軸向力為這三者的矢量和。為了研究葉輪和導葉不對中現象及葉輪與導葉之間軸向間隙對軸向力的影響，設計了如圖3 所示5 種情況下葉輪導葉裝配圖：葉輪和導葉中心線重合、葉輪相對導葉左移1 mm、葉輪相對導葉左移2mm、葉輪相對導葉右移1 mm、葉輪相對導葉右移2mm，對這5 種情況進行單級三維全流場水體建模和網格劃分，同時為了研究這5 種情況下多級離心泵在不同工況下的軸向力變化規律，選取0.25Q、0.5Q、0.8Q、1.0Q、1.5Q、2.0Q 工況點進行定常數值模擬與計算，計算不同工況點不同軸向間隙下的軸向力、前後蓋板水壓力、葉輪流道動反力以及單級揚程和效率。
2 不同工況下不同軸向間隙性能分析運用CFX 軟體進行計算，結果如表1 和表2 所示，將表中計算結果整理成不同工況下不同軸向間隙流量-揚程和流量- 效率曲線圖，見圖4 和圖5。結合表中數據和圖中曲線的趨勢走向，可知隨著流量逐漸增加，不同軸向間隙下多級離心泵的單級揚程均逐漸減小，單級效率先增大後減小，在同一工況下，葉輪與導葉軸向間隙為0（對中）情況下的單級揚程和單級效率相對其他4 種情況是最高的，無論是左移還是右移，多級離心泵的單級揚程和單級效率隨著葉輪相對徑嚮導葉的軸向間隙增加而減小，說明葉輪和導葉對中時泵的性能是最佳的，葉輪和導葉的軸向位置偏移均會導致泵的性能惡化。結合圖2，從流場的角度進行分析，葉輪偏離導葉對中位置後，從葉輪流出的高速水流會有一部分撞擊在導葉的前蓋板或後蓋板上，造成一定程度的撞擊損失，同時反彈回來的水導致葉輪與導葉之間泵腔內的流動紊亂，但軸向偏移量為1~2 mm，尚不能對進入導葉的主流造成太大的幹擾，所以葉輪和導葉的軸向位置偏移造成的單級揚程和效率下降並不多。
圖2 軸向力組成示意圖
圖3 葉輪導葉不同軸向間隙裝配圖
圖4 不同工況下不同軸向間隙流量- 揚程曲線圖
圖5 不同工況下不同軸向間隙流量- 效率曲線圖
3 不同工況下不同軸向間隙軸向力分析由圖2 可知葉輪所受軸向力由葉輪前蓋板受力、葉輪後蓋板受力和葉輪流道動反力組成，在CFX 後處理中讀取各工況下不同軸向間隙的軸向力分力值並相加得到單級軸向力數值，如表3~ 表6 所示。取葉輪後蓋板指向葉輪進口為正方向，表中數值為負代表該力的方向與規定的正方向相反。
將各表格數據整理為相應的曲線圖，分別得到如圖6~ 圖9 所示的不同工況下不同軸向間隙流量- 軸向力、流量- 葉輪前蓋板受力、流量- 葉輪後蓋板受力和流量-葉輪流道動反力曲線圖。結合表6 中數據和圖6 的趨勢走向可知，隨著流量逐漸增加，不同軸向間隙下多級離心泵的軸向力均逐漸下降；在同一工況下，隨著葉輪相對導葉向左移動的軸向間隙增大，軸向力也隨之增加，即葉輪相對導葉左移2 mm 的軸向力要大於左移1 mm的軸向力，而隨著葉輪相對導葉向右移動的軸向間隙增大，軸向力卻逐漸減小，即葉輪相對導葉右移2 mm 的軸向力要小於右移1 mm 的軸向力；且在大流量工況點時，五種軸向間隙情況下的軸向力相差不大，而在小流量工況點，五種軸向間隙情況下的軸向力出現明顯差異，說明D46-50X4 型多級離心泵在小流量區域運行時的軸向力對葉輪導葉軸向間隙的變化較為敏感。
圖6 不同工況下不同軸向間隙流量- 軸向力曲線圖
結合表3、表4 中數據及圖7 和圖8 的趨勢走向可知，隨著流量逐漸增加，不同軸向間隙下多級離心泵的葉輪前後蓋板受力均呈現逐漸下降趨勢；同一工況下，隨著葉輪相對導葉向左移動的軸向間隙增大，葉輪前蓋板受力隨之減小，葉輪後蓋板受力隨之增大，即葉輪相對導葉左移2 mm 的葉輪前蓋板受力要小於左移1 mm 的葉輪前蓋板受力，葉輪相對導葉左移2 mm 的葉輪後蓋板受力要大於左移1 mm 的葉輪後蓋板受力；而隨著葉輪相對導葉向右移動的軸向間隙增大，葉輪前蓋板受力隨之增大，葉輪後蓋板受力隨之減小，即葉輪相對導葉右移2 mm 的葉輪前蓋板受力要大於右移1 mm 的葉輪前蓋板受力，葉輪相對導葉右移2 mm 的葉輪後蓋板受力要小於右移1 mm 的葉輪後蓋板受力；且在大流量工況點時，五種軸向間隙情況下的葉輪前後蓋板受力相差不大，而在小流量工況點，五種軸向間隙情況下的葉輪前後蓋板受力出現明顯差異，說明D46-50X4 型多級離心泵在小流量區域運行時的葉輪前後蓋板受力對葉輪導葉軸向間隙的變化較為敏感。
結合表5 中數據和圖9 的趨勢走向可知，隨著流量逐漸增加，多級離心泵在葉輪相對導葉左移情況下的葉輪流道動反力先逐漸減小，在某個流量下動反力減小為0，然後反向逐漸增加，方向由指向葉輪進口變為指向葉輪後蓋板；而葉輪與導葉對中及葉輪相對導葉右移情況下的葉輪流道動反力隨著流量增加而增加，且方向始終指向葉輪後蓋板；在同一工況下，隨著葉輪相對導葉向左或向右移動的軸向間隙增大，葉輪流道動反力的絕對值也隨之增加，即葉輪相對導葉左移2 mm 的葉輪流道動反力的絕對值要大於左移1 mm，葉輪相對導葉右移2 mm 的葉輪流道動反力的絕對值要大於右移1mm；在小流量工況點，五種軸向間隙情況下的葉輪流道動反力絕對值差異較小，隨著流量的增加，五種軸向間隙情況下的葉輪流道動反力絕對值之間的差異逐漸增大；相比葉輪前後蓋板所受的水壓力，葉輪流道動反力佔總軸向力比重較小，幾乎可以忽略，說明葉輪前後蓋板受力差是軸向力最主要的組成部分。
圖7 不同工況下不同軸向間隙流量- 葉輪前蓋板受力曲線圖
圖8 不同工況下不同軸向間隙流量- 葉輪後蓋板受力曲線圖
4 總結1）通過介紹多級離心泵軸向力的形成原因及其對泵在運行中的危害，從而引出葉輪和導葉不對中導致軸向力發生改變的情況。
2）建立葉輪和導葉對中、葉輪相對導葉左移1mm、葉輪相對導葉左移2 mm、葉輪相對導葉右移1mm、葉輪相對導葉右移2 mm 五種裝配關係的單級全流場水體模型，在CFX 軟體中計算讀取0.25Q、0.5Q、0.8Q、1.0Q、1.5Q、2.0Q 下的單級揚程、效率和軸向力及其分力值，並做出各類曲線圖進行對比分析。
圖9 不同工況下不同軸向間隙流量- 葉輪流道受力曲線圖
3）分析得出隨著流量增加，有以下特性：不同軸向間隙下多級離心泵的單級揚程逐漸減小，單級效率先增大後減小；軸向力均逐漸下降，葉輪前後蓋板受力均呈現逐漸下降趨勢；葉輪流道動反力在葉輪左移情況下先逐漸減小，在某個流量下動反力減小為0，然後反向逐漸增加，方向由指向葉輪進口變為指向葉輪後蓋板；葉輪流道動反力在對中及右移情況下逐漸增加，且方向始終指向葉輪後蓋板；不同軸向間隙情況下的葉輪流道動反力絕對值之間的差異逐漸增大。
4）分析得出在相同工況下有以下特性：對中情況下的單級揚程和單級效率相對其他四種情況是最高的；無論是左移還是右移，多級離心泵的單級揚程和單級效率隨著葉輪相對徑嚮導葉的軸向間隙增加而減小；越向左移，軸向力逐漸增加，葉輪前蓋板受力隨之減小，葉輪後蓋板受力隨之增大，葉輪流道動反力的絕對值隨之增加；越向右移，軸向力逐漸減小，葉輪前蓋板受力隨之增大，葉輪後蓋板受力隨之減小，葉輪流道動反力的絕對值也隨之增加。
5）分析得出在小流量工況點有以下特性：不同軸向間隙情況下的葉輪流道動反力絕對值差異較小；不同軸向間隙情況下的軸向力和葉輪前後蓋板受力有較大差異；D46-50X4 型多級離心泵的軸向力和葉輪前後蓋板受力對葉輪導葉軸向間隙的變化較為敏感。
6）分析得出在大流量工況點有以下特性：不同軸向間隙情況下的軸向力和葉輪前後蓋板受力相差不大。
7）相比葉輪前後蓋板所受的水壓力，葉輪流道動反力佔總軸向力比重較小，幾乎可以忽略，說明葉輪前後蓋板受力差是軸向力最主要的組成部分。