离心泵参数验证方法和结果分析

在本试验中选取比转数分别为33、47和66的离心泵用作液力透平，其三台离心泵具体的设计参数分别为：流量Q_P=25m³/h，扬程H_P=32m，转速n=1450r/min，比转数n_sp=33；流量Q_P=25m³/h，扬程H_P=20m，转速n=1450r/min，比转数n_sp=47；流量Q_P=25m³/h，扬程H_P=12.5m，转速n=1450r/min，比转数n_sp=66。三台离心泵的几何参数见表3⁃1。

将表3⁃1中的离心泵几何参数分别代入式（3⁃48）和式（3⁃49），得到在不同方法下的当只考虑叶轮出口滑移时液力透平的理论水头和同时考虑叶轮进出口滑移时液力透平的理论水头，该理论水头就是本章的理论计算结果。然后利用图2⁃2所示的液力透平试验台对本章理论计算结果进行试验验证。

表3⁃1 离心泵的几何参数

其具体试验验证方法如下：

1）由试验得到的液力透平最优效率点的总效率η，并结合液力透平的机械效率η_m和容积效率η_v，计算最优工况点处试验条件下液力透平的水力效率ηh

式（3⁃50）中：，。

2）由试验得到的液力透平最优工况点处的水头H，并结合最优工况点处实验条件下得到的液力透平的水力效率_ηh，可得到最优工况点处试验条件下液力透平的理论水头H″_T

H″_T=Hη_h （3⁃51）

3）将通过本章方法计算得到的液力透平理论水头与式（3⁃51）得到的试验条件下的液力透平理论水头进行比较。

在最优工况下只考虑叶轮出口滑移和同时考虑叶轮进出口滑移时的理论计算结果与试验结果的比较分别见表3⁃2和表3⁃3。

由表3⁃3可以看出当同时考虑叶轮进出口滑移时，理论水头的理论计算结果与试验结果的相对误差在任何一种计算方法下均很大，这是因为在液力透平向心叶轮进口相对速度方向的改变是主要由叶轮旋转引起的，而并不是由叶轮流道内的轴向漩涡引起，所以叶轮进口相对速度方向的变化只是导致向心叶轮内水力损失的增加，直接引起液力透平效率的下降，并不会引起理论水头的变化。因此当认为向心叶轮进口相对速度方向的变化是由轴向漩涡引起时，就导致在预测液力透平的理论水头时与实际值相差较大。可见，在计算液力透平叶轮内的滑移时可不考虑叶轮进口的滑移。(www.xing528.com)

表3⁃2 只考虑叶轮出口滑移时的理论计算结果与试验值的比较

表3⁃3 考虑叶轮进出口滑移时的理论计算结果与试验值的比较

（续）

只考虑叶轮出口滑移时不同计算方法下3个模型相对误差的统计和比较见表3⁃4。

表3⁃4 只考虑叶轮出口滑移时不同计算方法的相对误差比较

结合表3⁃2和表3⁃4可以看出，当只考虑叶轮出口滑移时在假设AD上的诱导速度与DC上的诱导速度的比值等于曲边三角形ADO的面积与曲边三角形DOC的面积之比时，方法二得到的液力透平叶轮出口滑移系数的计算公式最准确，其理论计算结果和试验结果之间的相对误差均位于5%的范围内。其次为当假设曲线DE与轴向漩涡的流线相垂直和假设在液力透平的叶轮流道内其相对速度沿叶片工作面从叶轮进口到出口均匀变化时，方法三和方法四得到的液力透平叶轮出口滑移系数的计算公式较准确，其理论计算结果和试验结果之间的相对误差有2个模型位于5%的范围内，有1个模型在10%的范围内。而当假设AD上的诱导速度等于DC上的诱导速度时，方法一得到的液力透平叶轮出口滑移系数的计算公式在这几种方法中误差最大，其理论计算结果和试验结果之间的相对误差均大于5%，甚至有1个模型的相对误差超过10%。

由表3⁃2还可以看出，在利用方法一计算的滑移系数中有负值出现，说明这种方法不适合于计算液力透平向心叶轮出口的滑移系数。可见，在这四种方法中方法二最准确，而方法一最差。