本發(fā)明屬于離心泵試驗研究領域，具體涉及一種測量泵腔尺寸對離心泵外特性及軸向力影響的方法。

背景技術：

離心泵是一種重要的流體輸送裝備，廣泛應用于農(nóng)業(yè)灌溉、石油化工等行業(yè)。效率是離心泵關鍵性能之一，泵效率由水力效率、機械效率和容積效率三部分組成，圓盤摩擦損失是機械效率的重要組成部分，而圓盤摩擦損失與容積效率都和泵腔中的流動密切相關。另外，泵腔中的流動與揚程、軸功率也有著密切的聯(lián)系。根據(jù)相關文獻，軸向間隙大小存在一個最優(yōu)值，使得葉輪蓋板的摩擦力矩最小。但在實際工程應用中，由于運行工況和泵腔結構的差異，最優(yōu)的軸向間隙也是變化的，難以通過設計手冊和相關研究文獻來確定軸向間隙大小。此外，泵腔中的流動直接影響葉輪所受到的軸向力，離心泵產(chǎn)生軸向力的主要原因是葉輪前后蓋板不對稱，后蓋板的壓力大，通常采用平衡孔和密封環(huán)結合的方法減小后泵腔中的壓力分布，而平衡孔的設計并沒有明確的理論指導。為了準確的計算軸向力，可通過測試泵腔中的壓力分布，并進行相關積分計算。

在泵的設計過程中，對泵腔的軸向尺寸的設計多依賴于經(jīng)驗，主要考慮轉子的軸向竄動和蝸殼進口寬度等；平衡孔設計也是半經(jīng)驗半理論，缺乏準確性。為了保證泵的性能和準確計算軸向力，通過多方案試驗來確定泵腔的軸向距離和平衡孔直徑是最準確的設計方法，但需要花費最多的試驗成本。

技術實現(xiàn)要素：

本發(fā)明的目的是針對上述問題提供一種測量泵腔尺寸對離心泵外特性及軸向力影響的方法，在不對泵進行重新設計的前提下，通過添加或減少零件，實現(xiàn)多方案試驗，達到在最小試驗成本基礎上，得到泵腔軸向距離和平衡孔直徑對離心泵外特性及軸向力影響的目的，且保證離心泵外特性的基礎上減小軸向力，提高設計精度。

本發(fā)明的技術方案是：一種測量泵腔尺寸對離心泵外特性及軸向力影響的方法，包括以下步驟：

s1、根據(jù)下面公式計算離心泵前泵腔和后泵腔的軸向距離取值范圍：

前泵腔軸向最小尺寸l1＝l1+0.5l3+c1，

后泵腔軸向最小尺寸l2＝l2+0.5l3+c2，

前泵腔軸向最大尺寸l4＝[0.8，2]l3，l4>l1，

后泵腔軸向最大尺寸l5＝[0.8，2]l3，l5>l2，

l3＝max{b3，b2}，

其中，l1為葉輪在前泵腔的最大竄動量，l2為葉輪在后泵腔的最大竄動量，b3為蝸殼進口寬度，b2為葉輪出口總寬度，c1的取值范圍是0～5mm，c2的取值范圍是0～5mm，

計算出前泵腔軸向尺寸的取值范圍為[l1，l4]，后泵腔軸向尺寸的取值范圍為[l2，l5]，并進行均勻取樣，前泵腔方案個數(shù)為n1，后泵腔方案個數(shù)為n2；

s2、確定離心泵葉輪后密封環(huán)到泵蓋的距離l6的取值范圍是[1，20]mm，且l6>l2，泵蓋密封環(huán)到葉輪的距離l7的取值范圍是[1，20]mm，且l7>l2；

s3、設計離心泵平衡孔的直徑，根據(jù)下面公式計算離心泵平衡孔的直徑：

其中，平衡孔的總面積a＝c3·2πrmb1，系數(shù)c3的取值范圍是[0，10]，rm是后泵腔密封環(huán)半徑，b1是后泵腔密封環(huán)徑向間隙，z是葉片個數(shù)，對c3取值，設計n3個不同的平衡孔直徑；

s4、根據(jù)步驟s1中確定的軸向尺寸和步驟s3中的平衡孔直徑，加工n1個前泵腔墊片，在前泵腔墊片上開測壓孔，測壓孔與泵體上的測壓孔對應，加工n2個第一后泵腔墊片和第二后泵腔墊片，在第一后泵腔墊片上開第一后泵腔墊片測壓孔，在第二后泵腔墊片上開第二后泵腔墊片測壓孔，第一后泵腔墊片測壓孔和第二后泵腔墊片測壓孔與泵蓋上的測壓孔對應，加工n3個平衡孔，然后通過安裝圓環(huán)來改變平衡孔大小，對前泵腔墊片、第一后泵腔墊片和第二后泵腔墊片、圓環(huán)進行組合試驗，總計n1·n2·n3個方案，最后測試泵的外特性和泵腔中的壓力分布，并根據(jù)下列公式計算軸向力：

前泵腔壓力p1分布函數(shù)：

其中，p1為前泵腔半徑r處的壓力，p1r2為前泵腔半徑r2處的平均壓力，r1為葉輪進口半徑，r2為葉輪外徑，ρ為泵工作介質的密度，ω為葉輪角速度，將前泵腔半徑r處的測壓孔的壓力代入式(1)，從而求得前泵腔中的待定系數(shù)λ1、λ2、λ3，

前泵蓋所受壓力t1：

后泵腔中的壓力p2分布函數(shù)：

p2r2為后泵腔半徑r2處的平均壓力，將后泵腔半徑r處，r2≥r≥rm的測壓孔的壓力代入式(3)，從而求得后泵腔中壓力p2的待定系數(shù)θ1、θ2、θ3，

后泵腔中的壓力p2’分布函數(shù)：

將后泵腔半徑r3處測壓孔的壓力p3代入式(4)，從而求得后泵腔中壓力p2’的分布函數(shù)，

后泵蓋所受壓力t1：

葉輪所受軸向力t：

t＝t2-t1(6)。

上述方案中，所述步驟s1中n1、n2的取值范圍是[3-6]個。

上述方案中，所述步驟s3中n3的取值范圍是[3-6]個。

上述方案中，所述步驟s4中泵腔墊片上的測壓孔直徑為d1，泵體上的測壓孔直徑為d2，d1-d2＝[0，6]mm。

上述方案中，所述步驟s4中第一后泵腔墊片測壓孔和第二后泵腔墊片測壓孔的均直徑為d3，測壓孔的直徑為d4，d3-d4＝[0，6]mm。

上述方案中，試驗順序是先做后泵腔軸向尺寸最大的方案，然后持續(xù)減小后泵腔的軸向尺寸。

上述方案中，所述步驟s3中計算得到的最大直徑d5為所述葉輪上的平衡孔的直徑，通過安裝圓環(huán)來改變平衡孔大小，圓環(huán)的外徑是d5，內徑是步驟s3計算得到的其余平衡孔直徑，圓環(huán)的厚度與葉輪后蓋板相等，安裝圓環(huán)后，圓環(huán)兩端面與葉片后蓋板表面平齊。

上述方案中，所述步驟s4中，所述前泵腔半徑r處的測壓孔代入式(1)中的壓力為前泵腔半徑r處所有周向均勻分布的測壓孔的壓力平均值；

所述后泵腔半徑r處測壓孔代入式(3)中的壓力為后泵腔半徑r處處所有周向均勻分布的測壓孔的壓力平均值；

所述后泵腔半徑r3處測壓孔代入式(4)的壓力p3為后泵腔半徑r3處所有周向均勻分布的測壓孔的壓力平均值。

與現(xiàn)有技術相比，本發(fā)明的有益效果是：本發(fā)明在不重新加工泵體、泵蓋和葉輪的基礎上，通過添加或減少墊片和圓環(huán)，實現(xiàn)泵腔軸向尺寸和平衡孔直徑對泵外特性和軸向力影響的多方案試驗，減少了試驗成本，為高效可靠的離心泵設計提供參考。

附圖說明

圖1為本發(fā)明一實施方式的未安裝墊片和平衡孔的離心泵示意圖；

圖2為本發(fā)明一實施方式的安裝了墊片和平衡孔的離心泵示意圖一；

圖3為本發(fā)明一實施方式的安裝了墊片和平衡孔的離心泵示意圖二；

圖4為本發(fā)明一實施方式的葉輪示意圖；

圖5為本發(fā)明一實施方式的后泵腔示意圖；

圖6本發(fā)明一實施方式的前泵腔墊片側面剖視圖；

圖7本發(fā)明一實施方式的前泵腔墊片正面示意圖；

圖8本發(fā)明一實施方式的第二后泵腔墊片側面剖視圖；

圖9本發(fā)明一實施方式的第二后泵腔墊片正面示意圖；

圖10本發(fā)明一實施方式的第一后泵腔墊片側面剖視圖；

圖11本發(fā)明一實施方式的第一后泵腔墊片正面示意圖；

圖12本發(fā)明一實施方式的不同直徑大小的圓環(huán)對比示意圖。

圖中：1、泵體；2、傳動軸；3、泵蓋；4、葉輪；5、前泵腔；6、后泵腔；7、泵蓋密封環(huán)；8、葉輪后密封環(huán)；9、平衡孔；10、泵體測壓孔；11、前泵腔墊片測壓孔；12、前泵腔墊片；13、泵蓋測壓孔；14、第一后泵腔墊片測壓孔；15、第二后泵腔墊片測壓孔；16、第一后泵腔墊片；17、第二后泵腔墊片；18、圓環(huán)；19、前蓋板；20、后蓋板。

具體實施方式

為了對發(fā)明的技術特征、目的和效果有更加清楚的理解，現(xiàn)對照附圖說明本發(fā)明的具體實施方式，在各圖中相同的標號表示相同或相似的部分。附圖僅用于說明本發(fā)明，不代表本發(fā)明的實際結構和真實比例，本發(fā)明的保護范圍并不限于此。

圖1至圖12所示為本發(fā)明所述測試泵腔尺寸對離心泵外特性及軸向力影響的方法的一種實施方式，所述測試泵腔尺寸對離心泵外特性及軸向力影響的方法包括以下步驟：

s1、根據(jù)傳動軸2與泵體1、泵蓋3等零件之間的加工誤差，計算葉輪4在前泵腔5的最大竄動量l1和在后泵腔6的最大竄動量l2；再考慮蝸殼進口寬度b3和葉輪出口總寬度b2，其中葉輪出口總寬度b2包含葉輪出口前蓋板19厚度s1、葉輪出口寬度b2和葉輪出口后蓋板20厚度s2，即b2＝s1+b2+s2；比較蝸殼進口寬度b3和葉輪出口總寬度b2的大小，l3＝max{b3，b2}；前泵腔5軸向最小尺寸l1＝l1+0.5l3+c1，其中c1的取值范圍是0～5mm，根據(jù)泵型大小及結構而定；后泵腔6軸向最小尺寸l2＝l2+0.5l3+c2，其中c2的取值范圍是0～5mm，可與c1不同，根據(jù)泵型大小及結構而定；前泵腔5最大尺寸l4＝[0.8，2]l3，l4>l1；后泵腔6最大尺寸l5＝[0.8，2]l3，l5>l2。計算出前泵腔5軸向尺寸的取值范圍為[l1，l4]，后泵腔6軸向尺寸的取值范圍為[l2，l5]，并進行均勻取樣，前泵腔5方案個數(shù)為n1，后泵腔6方案個數(shù)為n2，n1、n2的取值范圍是[3-6]個。

s2、葉輪后密封環(huán)8到泵蓋3的距離l6的取值范圍是[1，20]mm，且l6>l2，泵蓋密封環(huán)7到葉輪4的距離l7的取值范圍是[1，20]mm，且l7>l2。

s3、平衡孔9的直徑為

其中，平衡孔9的總面積a＝c3·2πrmb1；系數(shù)c3的取值范圍是[0，10]；rm是后泵腔密封環(huán)半徑；b1是后泵腔密封環(huán)徑向間隙；z是葉片個數(shù)，與葉輪流道數(shù)相同。結合設計手冊和經(jīng)驗，對c3取值，設計n3個不同的平衡孔9直徑，n3的取值范圍是[3-6]個。

s4、根據(jù)s1中確定的軸向尺寸和s3中的平衡孔9直徑，加工n1個前泵腔墊片12，前泵腔墊片12與泵體1接觸的型線與泵體1相似，前泵腔墊片12與工作介質接觸的型線與葉輪前蓋板19相似；在前泵腔墊片12上開測壓孔11，直徑為d1，并與泵體1上的測壓孔10對應，直徑為d2，d1-d2＝[0，6]mm；加工n2個第一后泵腔墊片16、第二后泵腔墊片17，第一后泵腔墊片16、第二后泵腔墊片17的與泵蓋3接觸和與工作介質接觸的型線分別與泵蓋3、葉輪后蓋板20相似；在第一后泵腔墊片16、第二后泵腔墊片17上分別開第一后泵腔墊片測壓孔14和第二后泵腔墊片測壓孔15，直徑為d3，并與泵蓋3上的測壓孔13對應，直徑為d4，d3-d4＝[0，6]mm；加工n3個平衡孔，葉輪上的平衡孔9直徑加工為步驟s3中計算得到的最大直徑d5。然后通過安裝圓環(huán)18來改變平衡孔9大小，圓環(huán)18的外徑是d5，內徑是步驟s3計算得到的其他平衡孔9直徑；圓環(huán)18的厚度與葉輪后蓋板20相等，安裝圓環(huán)18后，圓環(huán)18兩端面與葉片后蓋板20表面平齊。

在安裝第二后泵腔墊片17時，需對葉輪后密封環(huán)8進行軸向切削，保證到第二后泵腔墊片17的距離為l6；試驗順序是：先做后泵腔6軸向尺寸最大的方案，然后持續(xù)減小后泵腔6軸向尺寸。對前泵腔墊片12、第一后泵腔墊片16和第二后泵腔墊片17、圓環(huán)17進行組合試驗，總計n1·n2·n3個方案，其中每個方案中的第一后泵腔墊片16和第二后泵腔墊片17的厚度是相等的，最后測試泵的外特性和泵腔中的壓力分布，并根據(jù)下列公式計算軸向力：

前泵腔5壓力p1分布函數(shù)：

p1為前泵腔5半徑r處的壓力，p1r2為前泵腔5半徑r2處的平均壓力，r1為葉輪4進口半徑，r2為葉輪4外徑，ρ為泵工作介質的密度，ω為葉輪角速度，將前泵腔5半徑r處的測壓孔的壓力帶入式(1)，從而求得前泵腔5中的待定系數(shù)λ1、λ2、λ3。

前泵蓋19所受壓力t1：

后泵腔6中的壓力p2分布函數(shù)：

p2r2為后泵腔6半徑r2處的平均壓力，將后泵腔6半徑r處(r2≥r≥rm)的測壓孔的壓力帶入式(3)，從而求得后泵腔6中壓力p2的待定系數(shù)θ1、θ2、θ3。

后泵腔6中的壓力p2’分布函數(shù)：

將后泵腔6半徑r3處測壓孔的壓力p3帶入式(4)，從而求得后泵腔6中壓力p2’的分布函數(shù)。

后泵蓋20所受壓力t1：

葉輪3所受軸向力t：

t＝t2-t1(6)

在上述公式計算中，用到的壓力為：同一腔體(前泵腔5或后泵腔6)、同一半徑處的測壓孔的平均值，并且這些測壓孔是周向均勻分布的，如圖6中前泵腔墊片12上r2處的4個前泵腔墊片測壓孔11是均勻分布的，對這4個測壓孔壓力求平均值，然后帶入式(1)進行計算。

通過不同方案的試驗，得到了泵腔尺寸和平衡孔對離心泵外特性和軸向力的影響規(guī)律，從而為離心泵設計提供參考。

以一臺低比轉數(shù)離心泵is50-32-160為例，泵的設計流量為6.3m³/h；

s1、根據(jù)配合關系，計算得到葉輪4在前泵腔5的最大竄動量l1為0.5mm，在后泵腔6的最大竄動量l2為0.5mm；葉輪4出口前蓋板19的厚度s1為4mm、葉輪4出口寬度b2為6mm和葉輪4出口后蓋板20厚度s2為4mm，則葉輪4出口總寬度b2為16mm；蝸殼進口寬度b3＝18mm，與葉輪4出口總寬度b2的進行比較，l3＝max{b3，b2}＝18mm；取c1＝2mm，前泵腔5軸向最小尺寸l1＝l1+0.5l3+c1＝11.5mm；取c2＝2mm，后泵腔6軸向最小尺寸l2＝l2+0.5l3+c2＝11.5mm；根據(jù)泵型及設計經(jīng)驗，取前泵腔5最大尺寸l4＝27mm，滿足l4>l1；后泵腔6最大尺寸l5＝24mm，滿足l5>l2；計算出前、后泵腔軸向尺寸的取值范圍，分別為[11.5，27]mm、[11.5，24]mm；并進行均勻取樣，前泵腔5方案個數(shù)為n1＝3，后泵腔6方案個數(shù)為n2＝3。

s2、葉輪后密封環(huán)8到泵蓋3的距離l6＝2mm，滿足l6>l2，泵蓋密封環(huán)7到葉輪4的距離l7的取值范圍是2mm，滿足且l7>l2。

s3、后泵腔密封環(huán)半徑rm＝37.75mm，后泵腔密封環(huán)徑向間隙b1＝0.2mm，平衡孔個數(shù)z＝4。結合設計手冊和經(jīng)驗，對c3取值，設計4個不同的平衡孔直徑，c3分別為0、0.2、1、1.8。平衡孔的總面積a＝c3·2πrmb1，則平衡孔的直徑為分別為0、1.73、3.88、5.21mm，則d5＝5.21mm。

s4、根據(jù)上述步驟確定的軸向尺寸和平衡孔9直徑，加工3個前泵腔墊片12，尺寸分別為11.5、19.25、27mm；如圖2所示，前泵腔墊片12的與泵體1接觸和與工作介質接觸的型線分別與泵體1、葉輪前蓋板19相似；在前泵腔墊片12上開測壓孔11，直徑為d1＝12mm，并與泵體1上的測壓孔10對應，直徑為d2＝10mm，d1-d2＝2mm，滿足設計要求；加工3個第一后泵腔墊片16和第二后泵腔墊片17，尺寸分別為11.5、17.75、24mm，第一后泵腔墊片16、第二后泵腔墊片17的與泵蓋3接觸和與工作介質接觸的型線分別與泵蓋3、葉輪后蓋板19相似；在后泵腔墊片16和17上開測壓孔14和15，直徑為d3＝12mm，并與泵蓋3上的測壓孔13對應，直徑為d4＝10mm，d3-d4＝2mm，滿足設計要求；加工4個圓環(huán)18，如圖7所示，圓環(huán)18的外徑是d5＝5.21mm，內徑是步驟s3計算得到的其他平衡孔9直徑；葉輪4上的平衡孔9直徑加工為步驟s3中計算得到的最大直徑d5；然后通過安裝圓環(huán)18來改變平衡孔9大??；圓環(huán)18的厚度與葉輪后蓋板20相等，為4mm，安裝圓環(huán)18后，圓環(huán)18兩端面與葉輪后蓋板20表面平齊。

對前泵腔墊片12、第一后泵腔墊片16和第二后泵腔墊片17、圓環(huán)18進行組合試驗，總計36個方案，其中每個方案中的第一后泵腔墊片16和第二后泵腔墊片17的厚度是相等的。試驗順序是：先做后泵腔6軸向尺寸最大的方案，即l5＝24mm的12個方案，然后做17.75mm的12個方案，最后做11.5mm的12個方案。在安裝第一后泵腔墊片16和第二后泵腔墊片17時，需對葉輪后密封環(huán)8進行軸向切削，保證到第二后泵腔墊片17的距離為l6＝2mm，比如從24mm做到17.75mm，需要對葉輪后密封環(huán)8軸向切削6.25mm。對每個方案，測試泵的外特性和泵腔中的壓力分布，然后計算軸向力。

以其中一個試驗方案為例，前泵腔軸向尺寸27mm，后泵腔軸向尺寸24mm，平衡孔直徑為5.21mm。計算過程如下：

首先，該試驗方案設計工況下的外特性測試結果為：揚程h＝9.1m，效率e＝48％，然后，處理壓力測試結果并計算軸向力。

表1前泵腔壓力測試

將表1數(shù)據(jù)，ρ＝1000kg/m³，ω＝152rad/s，帶入式(1)，得：

求得：λ1＝0.7433，λ2＝-3.0697，λ3＝-0.8686，則:

p1＝117786.92-2888000×(-0.245576r+0.8686×r²)

前泵蓋19所受壓力t1：

表2后泵腔壓力測試

將表2數(shù)據(jù)，帶入式(3)、(4)，得

求得：θ1＝0.9144，θ2＝0.2689，θ3＝1.0044，則:

p2＝145223.44-2888000×(0.021512×r-1.0044r²)0.08≥r≥0.03775

p2'＝138364.65-2888000×(0.00075625-r²)0.03775≥r≥0.0175

其中rh＝0.0175mm，后泵蓋20所受壓力t2：

所有軸向力為：t＝t2-t1＝160.5n。

如此重復計算其他試驗方案，整理全部試驗結果，為進一步的離心泵泵腔尺寸設計提供參考。

應當理解，雖然本說明書是按照各個實施例描述的，但并非每個實施例僅包含一個獨立的技術方案，說明書的這種敘述方式僅僅是為清楚起見，本領域技術人員應當將說明書作為一個整體，各實施例中的技術方案也可以經(jīng)適當組合，形成本領域技術人員可以理解的其他實施方式。

上文所列出的一系列的詳細說明僅僅是針對本發(fā)明的可行性實施例的具體說明，它們并非用以限制本發(fā)明的保護范圍，凡未脫離本發(fā)明技藝精神所作的等效實施例或變更均應包含在本發(fā)明的保護范圍之內。