水泵站在多泵運行時水泵性能的分析

許克譯

【摘要】本文首先對相關內容做了概述，并結合相關實踐經驗，分別從多個角度與方面就水泵站在多泵運行時水泵性能問題展開了研究，闡述了個人對此的幾點看法與認識，望有助于相關工作的實踐。

【關鍵詞】水泵站；多泵運行；性能；分析

1、前言

作為一項實際要求較高的實踐性工作，水泵站在多泵運行時的性能問題有著其自身的特殊性。該項課題的研究，將會更好地提升對水泵性能問題的分析與掌控力度，從而通過合理化的措施與途徑，進一步優化多泵運行工作的最終整體效果。

2、概述

泵作為一種重要機械產品，獲取準確地泵性能參數，既是判定泵產品合格與否的依據，又是泵產品選型和改進的關鍵。在測試試驗中，影響泵性能參數的測定的因素既有測量儀表、傳感器的非線性誤差、溫度誤差、零點漂移誤差等儀器、儀表本身原因產生的，也有測試人員本身操作不合理引起的。

3、存在問題

1）泵基準面選取不正確，直接影響流量、壓頭等性能參數的計算和測量。泵的基準面是是通過由水泵葉輪葉片進口邊的外端所描繪的圓的中心的水平面。對多級泵以第一級葉輪為基準；對于立式雙吸泵以上部葉片為基準。考慮葉輪高度尺寸的影響，為安全起見，規定大型泵的基準面是過首級葉輪葉片進口邊最高點（理論上的泵內壓力最低點）的水平面；立式離心泵和混流泵的基準面為通過第一級葉輪出口中心的水平面立式軸流泵的基準面是通過葉片軸線的水平面，其他立式泵的基準面則是過首級葉輪葉片進口邊中心的水平面。

2）泵吸入管路的選擇、安裝不合理，產生漏氣、窩氣現象。吸人管路的大小選擇的不合適：吸入管路的內徑小于泵吸入口法蘭的內徑；吸入管路直管穩流段的長度沒有按標準要求選取，吸入直管段的內徑應選取與泵吸人法蘭內徑相一致的規格，吸入直管段的長度要大于或等于泵吸入法蘭的內徑的12倍。

吸入管路聯接密封性不好，吸人管路漏氣。由于泵試驗運轉時，吸入管路內是負壓，漏氣是由外部向管路內漏，不易發現。吸人管路可以預先裝好，進行打壓試驗，安裝合格后在沒有特殊情況下，不要輕易拆卸。

吸入管路的結構安裝不合理，產生窩氣的現象。應按照GB/T3216國家標準選取等徑的直管段。

3）孔板流量計放氣孔處漏水、放氣不盡。有的測試人員對流量計放氣孔處泄漏少水不重視，認為泄漏量很小，對流量影響不大，但實際上會給實測結果帶來較大誤差。孔板流量計是通過測量兩個截面的壓力差測量流量的，即使泄漏量小，但對測量截面的測量壓力值也會產生明顯影響，從而影響流量的測量結果。還有的測試人員，在給孔板流量計放氣時，氣體沒有放盡。孔板流量計的設計是按充滿液體介質設計的，在測試過程中，少量的氣體對實測的流量結果影響較大。據測算，因氣體沒放盡而造成的流量測量誤差達到20%以上。

4）泵的進口產生預旋沒有修正。在性能試驗過程中，在小流量區泵進口有時產生預旋，使得試驗數據不準確，性能曲線產生駝峰；更有甚者，會使泵的性能試驗進行不下去，大流量調不到。遇到這種情況，對有預旋情況下測得的試驗數據，按GB/T3216國家標準規定的方法進行校正。

5）忽視速度頭的計算，導致試驗誤差加大。對于流量小、揚程高、泵進出口法蘭內徑差別小的泵來說，因速度頭值占總揚程的比重較小，影響不大；然而對于流量大、揚程低、泵進出口法蘭內徑差別大的泵來說，以IS200-150-250泵為例，速度頭占總揚程的比重達6.90%。這種情況下，揚程、效率指標明顯下降，必須對每個試驗點進行計算，否則將影響試驗數據的正確性。

計算時可近似采用如下公式：

△HV=0.082795（1/d24-1/d14）Q2

式中：△HV-速度頭大小，m

d1-進口測量截面的直徑，m

d2-出口測量截面的直徑，m

Q-測量點的流量，m3/s

6）汽蝕試驗的方法不當。不同汽蝕性能的泵產品，要有不同的適當的試驗方法。方法不當，將帶來很大的誤差。現在行業中比較常用的是用調節閘板閥的開度來改變吸入阻力的方法來進行試驗的。當節流閥關閉到一定程度時，介質通過閥的速度增長，產生的動能急劇增大，壓力也急劇降低，若泵汽蝕余量較小，節流閥會先于泵發生汽蝕，這對于汽蝕余量值較大的泵影響不大，而對于汽蝕余量值小的泵則影響甚為明顯。對于這類泵的汽蝕試驗，建議采用閉式試驗臺，用改變吸入液面上壓力的方法進行試驗（即抽真空的方法）。

7）忽略標準轉速與實際轉速不同產生誤差。當實際轉速與標準轉速的差別很小時，誤差相應小一些，但有些情況下，轉速的差異是不容忽視的，需要將所測得數據換算成以規定轉速為基準的數據。

以汽蝕余量的測定為例：IS型泵的規定轉速為2900r/min，而實測轉速卻較高，實測轉數2991r/min時，NPSHc是2.1m，規定轉速2900r/min時，NPSHc是1.974m，誤差是6.4%，超過標準規定的5.3%（C級標準）的誤差。

具體換算公式如下：

以規定轉速為基準的數據，具體換算公式如下：

Q0=fn0/ξn

H0=[0.2（P2-P1）+h2-h1+0.08267×10-6×（f/ξ）2×（1/d24-1/d14）]×（n0/n）2

Na=N×（Ne/n）3

Η=（Q0×H0×1.02）/Na

式中：Q0-基準流量；f-流量計頻率數；ξ-流量計系數；n0-額定轉數，r/min；n-轉速，r/min；H0-基準揚程，m；P1-出口壓力，Pa；P2-進口壓力，Pa；h1-進口高差，m；h2-出口高差，m；d1-進口管徑，m；d2-出口管徑，m；Na-軸功率，kw；N-功率度數，kw；Ne-額定功率，kw；η-效率。

4、結束語

綜上所述， 在今后的多泵運行過程中，應該加強對水泵性能關鍵環節與重點要素的重視程度，并注重其具體實施措施與方法的科學性。

參考文獻：

[1]朱光明，焦慶豐，李明.大型火電機組低負荷運行經濟性研究[J].湖南電力.2017（11）：60-62.