水泵站在多泵运行时水泵性能的分析

许克译

【摘要】本文首先对相关内容做了概述，并结合相关实践经验，分别从多个角度与方面就水泵站在多泵运行时水泵性能问题展开了研究，阐述了个人对此的几点看法与认识，望有助于相关工作的实践。

【关键词】水泵站；多泵运行；性能；分析

1、前言

作为一项实际要求较高的实践性工作，水泵站在多泵运行时的性能问题有着其自身的特殊性。该项课题的研究，将会更好地提升对水泵性能问题的分析与掌控力度，从而通过合理化的措施与途径，进一步优化多泵运行工作的最终整体效果。

2、概述

泵作为一种重要机械产品，获取准确地泵性能参数，既是判定泵产品合格与否的依据，又是泵产品选型和改进的关键。在测试试验中，影响泵性能参数的测定的因素既有测量仪表、传感器的非线性误差、温度误差、零点漂移误差等仪器、仪表本身原因产生的，也有测试人员本身操作不合理引起的。

3、存在问题

1）泵基准面选取不正确，直接影响流量、压头等性能参数的计算和测量。泵的基准面是是通过由水泵叶轮叶片进口边的外端所描绘的圆的中心的水平面。对多级泵以第一级叶轮为基准；对于立式双吸泵以上部叶片为基准。考虑叶轮高度尺寸的影响，为安全起见，规定大型泵的基准面是过首级叶轮叶片进口边最高点（理论上的泵内压力最低点）的水平面；立式离心泵和混流泵的基准面为通过第一级叶轮出口中心的水平面立式轴流泵的基准面是通过叶片轴线的水平面，其他立式泵的基准面则是过首级叶轮叶片进口边中心的水平面。

2）泵吸入管路的选择、安装不合理，产生漏气、窝气现象。吸人管路的大小选择的不合适：吸入管路的内径小于泵吸入口法兰的内径；吸入管路直管稳流段的长度没有按标准要求选取，吸入直管段的内径应选取与泵吸人法兰内径相一致的规格，吸入直管段的长度要大于或等于泵吸入法兰的内径的12倍。

吸入管路联接密封性不好，吸人管路漏气。由于泵试验运转时，吸入管路内是负压，漏气是由外部向管路内漏，不易发现。吸人管路可以预先装好，进行打压试验，安装合格后在没有特殊情况下，不要轻易拆卸。

吸入管路的结构安装不合理，产生窝气的现象。应按照GB/T3216国家标准选取等径的直管段。

3）孔板流量计放气孔处漏水、放气不尽。有的测试人员对流量计放气孔处泄漏少水不重视，认为泄漏量很小，对流量影响不大，但实际上会给实测结果带来较大误差。孔板流量计是通过测量两个截面的压力差测量流量的，即使泄漏量小，但对测量截面的测量压力值也会产生明显影响，从而影响流量的测量结果。还有的测试人员，在给孔板流量计放气时，气体没有放尽。孔板流量计的设计是按充满液体介质设计的，在测试过程中，少量的气体对实测的流量结果影响较大。据测算，因气体没放尽而造成的流量测量误差达到20%以上。

4）泵的进口产生预旋没有修正。在性能试验过程中，在小流量区泵进口有时产生预旋，使得试验数据不准确，性能曲线产生驼峰；更有甚者，会使泵的性能试验进行不下去，大流量调不到。遇到这种情况，对有预旋情况下测得的试验数据，按GB/T3216国家标准规定的方法进行校正。

5）忽视速度头的计算，导致试验误差加大。对于流量小、扬程高、泵进出口法兰内径差别小的泵来说，因速度头值占总扬程的比重较小，影响不大；然而对于流量大、扬程低、泵进出口法兰内径差别大的泵来说，以IS200-150-250泵为例，速度头占总扬程的比重达6.90%。这种情况下，扬程、效率指标明显下降，必须对每个试验点进行计算，否则将影响试验数据的正确性。

计算时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-进口测量截面的直径，m

d2-出口测量截面的直径，m

Q-测量点的流量，m3/s

6）汽蚀试验的方法不当。不同汽蚀性能的泵产品，要有不同的适当的试验方法。方法不当，将带来很大的误差。现在行业中比较常用的是用调节闸板阀的开度来改变吸入阻力的方法来进行试验的。当节流阀关闭到一定程度时，介质通过阀的速度增长，产生的动能急剧增大，压力也急剧降低，若泵汽蚀余量较小，节流阀会先于泵发生汽蚀，这对于汽蚀余量值较大的泵影响不大，而对于汽蚀余量值小的泵则影响甚为明显。对于这类泵的汽蚀试验，建议采用闭式试验台，用改变吸入液面上压力的方法进行试验（即抽真空的方法）。

7）忽略标准转速与实际转速不同产生误差。当实际转速与标准转速的差别很小时，误差相应小一些，但有些情况下，转速的差异是不容忽视的，需要将所测得数据换算成以规定转速为基准的数据。

以汽蚀余量的测定为例：IS型泵的规定转速为2900r/min，而实测转速却较高，实测转数2991r/min时，NPSHc是2.1m，规定转速2900r/min时，NPSHc是1.974m，误差是6.4%，超过标准规定的5.3%（C级标准）的误差。

具体换算公式如下：

以规定转速为基准的数据，具体换算公式如下：

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-基准流量；f-流量计频率数；ξ-流量计系数；n0-额定转数，r/min；n-转速，r/min；H0-基准扬程，m；P1-出口压力，Pa；P2-进口压力，Pa；h1-进口高差，m；h2-出口高差，m；d1-进口管径，m；d2-出口管径，m；Na-轴功率，kw；N-功率度数，kw；Ne-额定功率，kw；η-效率。

4、结束语

综上所述， 在今后的多泵运行过程中，应该加强对水泵性能关键环节与重点要素的重视程度，并注重其具体实施措施与方法的科学性。

参考文献：

[1]朱光明，焦庆丰，李明.大型火电机组低负荷运行经济性研究[J].湖南电力.2017（11）：60-62.