低比转数双流道潜污泵无过载的设计方法＊

沈海军，吴宏飞，张新闻

（1.南方泵业股份有限公司，浙江 杭州 311122；2.浙江科技学院，浙江 杭州 310024；3.南方中金环境股份有限公司，浙江 杭州 300145）

0 引言

双流道潜水排污泵主要用于输送含大颗粒或长纤维物质的液体，其抗缠绕能力强、防堵塞性能好［1］；由于双流道叶轮对称布置，故平衡性好，运行平稳、可靠。目前的潜污泵大多采用双流道叶轮设计。低比转数泵指低流量、高扬程、比转速一般在30～80的离心泵［2］，广泛应用于农村、矿山、市政、建筑等多个领域。然而，目前低比转数潜污泵实际运行时的性能很不稳定，使用寿命较短，泵过载烧毁电机是其中一个重要原因。低比转数潜污泵的轴功率曲线随着流量的增大而不断上升且没有极值。比转速越低，轴功率上升趋势越明显［3］。国内低比转数潜污泵配套电动机功率一般选择额定工况轴功率的1.05～1.2 倍，当流量大、扬程低时，最大轴功率甚至有可能超过额定工况轴功率的1.5 倍。因此，在低扬程工况下使用时，往往会导致泵过载，烧毁电动机。

不少研究者对排污泵存在的问题提出改进措施。刘厚林等［4］在大量试验研究和设计实践的基础上，对双流道泵叶轮和蜗壳的一些主要几何参数进行统计分析，提出并完善双流道泵水力设计方法；于健等［5］研究泵输送的气液两相水的性能随着温度的变化对含气量和流量变化的影响，认为泵在输送低温、低速流体时，能更好地维持流体的性能；施卫东等［6］分析双流道叶轮具有平衡性好、运行平稳可靠的特点，提出双流道叶轮水力模型无过载设计方法。低比转数潜污泵在设计时通常会尽可能地设计成无过载功率曲线，即功率曲线有极值，过了该值以后，随着流量增大、扬程减小，轴功率也随之降低。因此，只要设计的最大轴功率低于额定功率，在任何使用环境中，从零流量到最大流量工况下，水泵均能正常运行，均不会发生过载现象，从而避免电机被烧毁。本文将低比转数无过载设计和双流道设计相结合，提出低比转数双流道潜污泵无过载的设计方法，对提高潜水排污泵的性能和运行的可靠性具有现实意义。

1 设计方法

本文综合参考以下公式和数据，进行双流道叶轮水力模型设计。

1.1 设计参数

流量Q=15 m3/h；扬程H=30 m；转速n=2 900 r/min；效率h=51%；比转数ns=53；额定功率P=3 kW；要求通过颗粒的最大直径为22 mm。

1.2 叶轮水力设计

1.2.1 叶轮进口直径

其中：KDj为叶轮进口速度系数，KDj=3.8～4.2，当比转数ns小时，KDj取大值；反之KDj取小值。本设计取KDj=4.0，则Dj=45 mm。

1.2.2 叶轮出口直径

其中：KD2为叶轮出口速度系数，KD2′=9.5～10.5，当比转数ns小时，KD2′取大值；反之KD2取小值。由于无过载设计选取较小的b2，故应适当加大D2。所以，KD2′取值比普通双流道叶轮水力模型增加2%～5%。本设计取，则D2=165 mm。

1.2.3 叶轮出口宽度

其中：系数Kb2=0.65～0.75，当叶轮流道出口断面不是圆形时，可取小值，但应保证单个流道出口断面面积大致等于叶轮进口面积的一半。b2增大时，流量会变大，容易出现超功率的情况，并且可能使最高效率点偏向大流量；反之，流量减小，通过性能降低。本设计取Kb2=0.65，则b2=29 mm。

1.2.4 叶片出口角

为获得无过载性能，需取较小的叶片出口安放角b2，推荐b2=10°～15°，当比转数ns大时，b2取大值；反之取小值。本设计取b2=15°。

1.2.5 叶轮流道包角

为保证泵在全扬程范围内具有无过载功率特性，应取较大的流道包角。包角和比转数有关，可按照图1所示进行选取，本设计取ψ=220°。

1.2.6 叶轮流道中线系数

叶轮流道中线系数一般选取m=0.7～3，当比转数ns小时，m取小值；反之m取大值。为确保无过载功率特性，系数m尽量取小值。本设计取m=0.7。

1.2.7 叶轮前后盖板的圆弧半径

大量实验数据表明，叶轮前后盖板的圆弧半径R1、R2分别与叶轮进口直径Dj、出口直径D2及比转数ns有关，本设计选取R1=28 mm，R2=63 mm。

1.2.8 叶轮前后盖板倾角

为有效通过颗粒，叶轮前盖板倾角T1通常为85°～87°，后盖板倾角T2一般为90°。本设计取T1=87°，T2=90°。

1.3 蜗壳水力设计

1.3.1 蜗壳的结构形式选择

蜗壳设计通常有3 种形式：螺旋形、半螺旋形和环形，水力性能好坏依次是螺旋形半螺旋形环形。螺旋形满足速度距守恒定律，具有水力性能好、高效区宽等优点，故双流道泵大多选择螺旋形；但比转数ns＜60 时，考虑到颗粒的通过性，可选择半螺旋形。断面的形状可选择矩形或梯形，对泵的性能没有太大的影响，可根据设计者的习惯和模具制作加工的难易程度综合考量选取。本设计经综合考虑选择螺旋形蜗壳设计。

1.3.2 基圆直径

基圆直径D3的大小直接影响泵的效率，也影响颗粒的通过能力。D3过小，会因液流阻塞引起泵噪声和振动，也会在隔舌处发生汽蚀及堵塞，影响通过性能；D3过大会直接影响泵的效率，同时会增加径向尺寸。为提高泵的效率，在保证通过性能的前提下，应尽量减小隔舌间隙。D3计算方法如下：

高比转数和尺寸小的取大值，反之取小值。本设计取D3＝1.12D2，则D3＝185 mm。

1.3.3 蜗壳进口宽度

其中：b2为叶轮的出口宽度（mm）；d1为叶轮前盖板厚度（mm）；d2为叶轮后盖板厚度（mm）；L为叶轮和蜗壳之间的总间隙（mm）。本设计取b3=b2+6+6+9，则b3=50 mm。

1.3.4 隔舌角

蜗壳隔舌角f0应保证螺旋线部分与扩散管的光滑连接，并尽量减小径向尺寸；双流道泵通常取较大的f0值，以保证其通过性能。表1为隔舌角f0与比转数ns的关系，本设计取f0=29°。

表1 隔舌角f0与比转数ns的关系

1.3.5 喉部面积

双流道泵蜗壳喉部面积F3对泵的性能有较大影响。增大喉部面积，流量增大时水力损失相对较小，可使泵的最高效率点偏向大流量，并使扬程曲线趋于平缓；减小喉部面积，流量减小时水力损失相对较小，可使泵的最高效率点偏向小流量，并使扬程曲线趋于陡峭。计算喉部面积可以通过2 种方法计算，一种是速度系数法，另一种是面积比原理。

一是速度系数法公式：

其中：V3为蜗壳喉部速度（m/s）；K3为蜗壳喉部速度系数，K3与比转数ns的关系见表2；g为重力系数。

表2 蜗壳喉部速度系数K3与比转数ns的关系

二是面积比原理。由于双流道泵的性能是由叶轮和蜗壳共同决定的，因此可采用蜗壳和叶轮的面积比原理计算蜗壳喉部面积F3，通过试验对优秀水力模型的面积比系数进行统计，得出面积比系数y与比转数ns间的线性关系（如图2所示）。

图2 面积比系数y与比转数ns之间的关系

其中：F3为蜗壳喉部面积（mm2）；Q为泵的额定流量（m3/s）；V3′表示V3的导。

可用最小二乘法得出方程式：

叶轮出口断面面积的计算方法如下：

其中：F2为叶轮出口断面面积（mm2）；a为叶轮出口椭圆截面的长轴长度（mm）；b为叶轮出口椭圆截面的短轴长度（mm）。

蜗壳喉部面积的计算方法：

其中：F3为蜗壳喉部面积（mm2）；y为面积比系数；F2为叶轮出口断面面积（mm2）。

综上考虑，本设计采用速度系数法计算，则F3=373.5 mm2。以上述所有数据为基础进行双流道蜗壳水力模型设计。

2 设计实例的测试结果

2.1 试验结果

通过标准测试台对设计实例50WQ15-30-3 排污泵进行测试验证，其性能曲线如图3 所示。额定工况点下测定值为Q=15 m3/h，H=30.5 m，P2=2.65 kW，h=45.9%，按照标准0.7～1.3 倍额定流量下的轴功率最大值为2.8 kW，低于额定功率（3 kW）。

图3 50WQ15-30-3的性能曲线图

3 结论

测试结果表明：①50WQ15-30-3 型号排污泵设计实例性能符合《污水污物潜水电泵》（GB/T 24674—2009）的标准要求。②叶轮的出口宽度为29 mm，可以确保直径为22 mm 的颗粒能顺利通过。③排污泵的性能曲线比较平坦，在整个全扬程范围里轴功率有极值，并且最大轴功率为2.8 kW，低于3 kW 的额定功率，使水泵在整个全扬程范围内均不会出现过载现象。④排污泵的效率曲线峰值比较高，高效区宽，额定工况点的效率为45.9%，在最高效率点50.6%的附近。选取标准工作流量范围在10.5～19.5 m3/h之间的效率为40.25%～49.5%，均在高效区范围内，极大地提高了试验泵在实际使用中的效率，可节约能耗，提高市场竞争力。

试验结果表明，针对低比转数双流道潜污泵进行无过载设计的方法是可行的，具有实际的推广价值。