图2是有、无导轮时从装置模型上测得的H～Q、η～Q曲线，图中实线表示有导轮，虚线表示无导轮。模型泵的转速为1300r/m，主叶轮安装角从0°变到+8°(无导轮时为0°～+6°)，比较这些曲线，不难看出：(1)导轮是按主叶轮+2°配套设计的，在该角度下，H～Q曲线在设计流量附近(Q=255l/s)与无导轮时的H～Q曲线有一交点，且在该处不远有相应的最佳工况点(其它角度，情况类似)，这说明导轮的设计及配套方法正确，而且导轮在设计工况确实起到了分担主叶轮负荷的作用(在两曲线交点处，导轮不会增加泵的总扬程).(2)有导轮时泵的H～Q曲线变陡，与无导轮比，相当于提高了泵的比转数。陡的H～Q曲线表明，当泵的扬程变化较大时(受内、外河水位涨落的影响)，泵的流量变化较小，但在同角度的低扬程工况，泵的流量有所减小。(3)图中H～Q曲线的左端点，试验时都已达到或接近泵的性能不稳定点(即“拐点”).比较这些端点可知，加导轮后泵在小流量区的扬程提高，“拐点”推迟，性能不稳定区(“马鞍区”)变窄，这种现象尤其出现在流量较大的大角度工况，如表1所示。(4)有导轮时，泵的效率有所降低，特别是当叶片角βe≤+2°时；βe>2°，效率不再降低，但高效点偏向小流量，如表2所示。另外，效率曲线形状也有差异。有导轮时，βe越大，泵的η～Q曲线越“胖”，高效区越宽。与无导轮比，当βe≤+2°时，高效区变窄；βe>+2°时，高效区变宽。因此，从节能这个意义上讲，加导轮的轴流泵在大角度下运行是有利的。(5)上述试验因导水锥存在安装误差(导水锥偏心22mm)，给导轮的进口流态造成了不利影响，使试验结果带有某种程度的近视性。图2中用方框注明+2°的双点划线表示导水锥无偏心、流道缩小7.7%后测得的H～Q、η～Q曲线(仅测βe=+2°).它与前者同角度时泵的性能曲线相比，H～Q曲线变化很小，但“拐点”扬程提高，效率增加，高效区变宽此时，“拐点”扬程达9.21m(Q=190l/s)，ηmax=65.6%(Q=302l/s)]。
表1 泵的“拐点”扬程及比较
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“拐点” |
扬程Hmax/m |
“拐点” |
流量Q/(l/s) |
| 主叶轮安装角βe |
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|
有导轮 |
无导轮 |
有导轮 |
无导轮 |
|
| 0° |
6.58 |
6.43 |
178 |
167 |
| +2° |
6.82 |
6.40 |
209 |
207 |
| +4° |
7.66 |
6.28 |
204 |
235 |
| +6° |
8.01 |
6.33 |
183 |
249 |
| +8° |
7.95 |
(未测) |
246 |
(未测) |
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表2 泵的最佳工况点及效率值
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高效点效率ηmax/m |
高效点流量Q/(l/s) |
| 主叶轮安装角βe |
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|
有导轮 |
无导轮 |
有导轮 |
无导轮 |
|
| 0° |
60.2 |
68.3 |
242 |
233 |
| +2° |
64.6 |
69.7 |
264 |
279 |
| +4° |
67.1 |
67.0 |
286 |
322 |
| +6° |
65.6 |
65.5 |
285 |
323 |
| +8° |
64.6 |
(未测) |
290 |
(未测) |
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| 图3 振动位移曲线及比较 |
图4 振动速度曲线及比较 |
3 泵的振动及分析
本试验是在叶轮中心线对应的泵壳外壁处固定一测点，利用测振仪检测有、无导轮时泵的振动位移(振幅)和振动速度，试验结果如图3和图4所示。由图可知：(1)加导轮后，泵在所有的安装角βe时振幅减小，尤其是当βe≤+4°效果更明显。当βe≥+6°后，振幅最小值出现在高扬程(H=6.5m)；对低扬程、大流量工况(在H=4m附近)，尽管振幅有所增加，但其波动的幅度减小，机组振动较平稳。(2)加导轮后，泵的振速除0°、+8°外也有显著减小(见图4).特别是在βe=+2°、+4°，振速在扬程较宽的范围内保持较小值；以后，随着βe的增加，极小值逐渐偏向高扬程。
比较以上两组曲线不难看出，加导轮后泵的振幅和振速同时减小，且两者具有相同的变化规律，因此，导轮的减振效果十分明显。
4 泵内汽蚀和叶轮进口压力的观测及分析
实践证明，轴流泵汽蚀(包括间隙汽蚀)几乎在任何情况下都会发生，只不过轻重程度不同而已。一般情况下，即使泵的淹深符合要求，也会因进口流态不良(如脱流、局部产生低压旋涡，甚至在流道边壁产生涡带等)，降低泵的吸入性能，使泵局部严重汽蚀，并引起机组强烈振动。
本次结合新滩口泵站技术改造的装置模型试验结果表明：(1)无导轮时，不论泵在何种角度、何种工况，叶片背面均存在大面积、夹有汽泡的旋涡(呈钝角三角形，覆盖长度约占翼型弦长的2/3以上).在以后多种改造方案(包括改成肘型流道)的模型试验中发现，唯有导轮对消除轮内汽泡旋涡效果最佳。(2)试验表明，带导轮后泵在βe=0°～+4°的所有工况(设计配套角为+2°)，叶面汽泡旋涡全部消失，流动图型非常清晰。但当βe超过上述范围后，叶面均有少量旋涡存在，且其强度与βe偏离的程度成正比。当βe<0°时，在大流量的最初两个工况，旋涡一般出现在叶片头部的正面，随着流量的逐渐减小，旋涡由正面逐渐向背面发展，在高效区旋涡强度减弱。当βe>+4°时，旋涡在所有工况均发生在叶片背面，且随着βe的增加(或同角度下流量增大)，背面旋涡的强度也增大。以上变化规律说明：对于叶片角固定的导轮，它在消除轮内汽泡旋涡方面仍有一定限度，但它在实际运用中，已能较好地覆盖轴流泵正常使用的性能范围。(3)试验因受条件限制，未能测定主叶轮进口断面的压力分布。但通过断面边壁的六根测压管显示：无导轮时，断面最低压力位于前池进水方向左侧约45°～90°的位置(往下看，泵为顺时针方向旋转).与此相应，最高压力位于它的对面，即位置与其对称。加导轮后，虽然上述现象仍然存在，但测点间的压差减小，断面的平均压力趋向均匀。另外，无导轮时，最大压差的变化是随着流量的增加而增大，即压力分布最不均匀的出现在低扬程、大流量工况；加导轮后，上述压差的变化与流量关系不大，当泵的流量变化时，压差接近稳定值。
5 结语
主叶轮进口压力过低或断面压力分布不均匀(包括偏流)是引起轴流泵汽蚀、振动和性能质量降低的根本原因。存在上述问题的泵站欲通过流道改造来获得预期效果，不仅施工难度大，而且国内成功的也不多。本次结合新滩口泵站多种改造方案的装置模型试验表明，在轴流泵进口加前置导轮是解决上述问题目前唯一有效的方法。试验结果指出：加导轮后，主叶轮进口断面的压力变均匀，从而减轻了因叶轮动不平衡引起的水力振动。另外，导轮提高了主叶轮进口压力，消除或减轻了泵内汽蚀(包括间隙汽蚀).试验还表明：加导轮后，尽管泵的效率有所降低，但泵的综合水力性能得以改善，如泵的H～Q曲线变陡，小流量区扬程提高，“拐点”推迟，性能不稳定区(“马鞍区”)变窄等。然而，本次试验由于受当时测试条件的限制，尚存在许多不足。如：因导水锥安装偏差给成果造成的不利影响；振动部分因未测出水压脉动的幅值和频率，从而难于准确分辨导轮对水力振动的改善情况(文中所列仅为宏观改善效果).此外，模型未对原型机组结构的刚度和强度进行模拟，因而导轮对原型机组振动的改善情况有待进一步探讨。
参 考 文 献：
[1] 陈坚，郑玉春，丘传忻。大型轴流泵前置导轮的研究[J]。水利学报， 1995，(10).
[2] 陈坚，丘传忻，孔令夔。诱导轮在轴流泵汽蚀防治中的应用[J]。武汉水利电力大学学报。1997，(5).
[3] 陈坚，孔令夔，郑玉春。前置导轮在轴流泵站技术改造中的应用[J]。中国农村水利水电，1998，(2).
[4] 尹述鸿， 陈坚， 孔令夔， 等。莒头泵站轴流泵前置导轮的设计与试验[J]。武汉水利电力大学学报，1997，(6).
[5] 孔令夔， 陈坚， 冯心宽。改善轴流泵汽蚀性能的试验研究[J]。水泵技术， 1997，(5).
[6] 陈坚。轴流泵的复式叶轮及其一元流动分析[J]。水泵技术，1998，(2).
[7] 陈坚，刘德祥，等。轴流泵前置导轮的结构形式及水力特性研究[J]。武汉水利电力大学学报，1998，(3).
[8] 陈坚，等。东湖泵站轴流泵增设导轮降低最低运行水位的研究[J]。中国农村水利水电，1999，(6).
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