伽利略压缩空气干燥机 28立方高温型

大3°。叶片设计以相似换算法为基础，经过初步换算得到叶轮的轴面尺寸后，根据壳体和轴的尺寸对叶轮进口颈部直径和轮毂直径进行必要的修正。修正时兼顾提高泵的抗气蚀性能，加大叶轮的进口过流面积。修正后是否合理还要进行轴面液流过水断面面积变化规律检查和方格网流线检查。发现不合理现象再重新修正，再检查，直到合理。叶轮的设计选用可靠的高效水力模型，模型的性能曲线如图1，模型换算公式为： 式中：λ——放大系数，λ=4.1； qv，p——实物泵的体积流量，m3/h； qv，m——模型泵的体积流量，m3/h； hp——实物泵扬程，m； hm——模型泵扬程，m； np——实物泵转速，370 r/min； nm——模型泵转速，1 450 r/min； ηp——实物泵效率，％； ηm——模型泵效率，％。 1.2加工制造工艺优化 由于高比转速离心泵叶片为扭曲叶片，采用普通木模整体铸造叶轮会产生较大偏差，叶轮过流面也较粗糙。因此，在制造改造后的循环泵叶轮时，采的塑料模。叶片模具的型面采用组合样板严格检查，保证符合设计要求。造型采用先进的组合泥芯新工艺，型沙采用树脂砂，以提高铸件的几何形状精度和相对位置精度，降低表面粗糙度（ra12.5～25）和减少原始不平衡。对不锈钢铸件进行固溶化处理，提高机械性能，减少偏析，提高抗蚀能力。叶片型面全部进行打磨抛光，粗糙度达到ra3.2～6.3，提高效率。叶轮进行严格静平衡，叶片进行无损探伤。 2改造后试验结果及分析 2.1试验结果 按照水泵试验标准，对循环泵模型进行了试验。试验时循环水供水方式采用单元制，通过调整泵出口阀门调整循环水量。共测量了6个不同流量下的工况。模型泵试验数据见表3，其中泵扬程和泵效率计算公式如下： 式中：p1，p2——泵进、出口压力，pa； ρ——循环水密度，kg/m3； g——重力加速度，9.81 m/s2； v1，v2——泵进、出口处流速，m/s； δz——泵出、入口压力表高程差，m； pu——泵的有效功率，kw； qv为泵体积流量，d1、d2为泵进出口压力表处直径；pu=ρgqvh/(3 600×1 000)，为泵的扬程；pa=pd·ηd（联轴器传动效率取1），pd为电机输入功率，ηd为电机效率。 根据上述模型换算公式（1）、（2）、（3）对表3中的数据进行换算，得到表4实物泵数据。表5为根据泵设计经验，对表4数据进行修正，得到的生产厂家提供给电厂的+3°叶轮改进设计参数。表6为广东省电力试验研究所2001年对珠江电厂改进后的2号循环泵进行试验，得到的1600hlb-16型循环泵实测数据。 2.2试验分析 从表1、表5和表6数据看，2号泵改造后（＋3°叶轮）的流量、扬程和效率基本上达到了设计的要求，泵高效运行范围大约在21×103～22×103 m3/h之间，达到了改造协议中“泵效率不低于80％”的要求。同时，泵高效运行范围也变宽，向着大流量方向移动，在扬程相同的情况下，改进后的泵流量比原设计额定流量（19.6×103 m3/h）增加了2 000～2 500 m3/h，因此，改进后循环泵可长期处于高效范围运行。试验得到的循环泵效率比原设计87％要低，其原因：由于改造之前对叶轮室进行了切削，本次改造只是对叶轮进行改造，未对叶轮室进行相应改造，使得叶轮叶片进口端一部分伸在叶轮与叶轮室配合之外，大大增加了叶轮室容积损失，从而降低了水泵效率。此外，叶轮室入口直径原设计为1.13 m，进入叶轮的水流速度为6.65 m/s，如此大流速的水柱撞击不在叶轮室内的叶片边，反撞水流与进口水流共撞，产生紊流和旋涡，从而使叶片入口水流流态变坏，导致水泵水力效率降低，水泵总效率降低5％～6％。 改造后在保证电机不超过额定电流的同时提高循环泵流量，并且能使循环泵运行在高效率区内，实现冬季额定负荷下采用三泵两机，夏季额定负荷下采用四泵两机运行。以每年运行7 000 h计算：改进前因循环水量不足，为保证真空，冬季四泵两机运行，改进后则三泵两机运行。四泵两机比三泵两机每台机组每小时多耗厂用电600 kwh，一年折合人民币36万元。另外，循环水量增加，改善了凝汽器真空，同等煤耗情况下，增加机组静出力，提高机组的经济性。 3结论 珠江电厂2号循环泵叶轮改造，采用整体铸造的不锈钢叶轮，改进加工工艺，优化叶轮型线，叶片安放角从原设计角度逆时针加大3°，保证电机不超过额定电流而提高了循环泵流量，且使循环泵运行在高效率区内