泵性能参数（共7篇）
泵性能参数 篇1
0 引言
固液两相流泵是普遍用于工业生产部门的流体机械, 在水利、煤炭、矿山、化工、电力、建材、土建、冶金等行业都发挥着重要作用。长期以来, 固液两相流泵的设计大多是按清水介质的输送设计的, 对固液两相流特性的研究基本停留在传统的理论分析和计算机模拟层面上。但由于复杂的固液两相流运动, 不能确切模拟实际运动情况, 就会致使计算机的模拟结果与实际运动情况有所差距[1,2], 使得固液两相流泵存在磨损严重、效率低、寿命短、可靠性差等问题。因此, 根据固液两相流的运输特性和测试系统的主要技术要求, 初步设计了一套固液两相流实验系统, 用来研究对固液两相流泵性能参数的影响。
1 测试性能参数
固液两相流泵工作性能参数主要包括工作转速n、扬程H、轴功率N、效率η与流量Q。通过修改固液两相流的参数与泵结构的有关参数, 系统可方便、快速地判断出影响固液两相流泵性能参数的因素。本固液两相流泵性能测试系统性能参数的测试数据包括:进出口压力、流量、转速、扭矩、扬程、轴功率和效率等, 其中进出口压力、流量、转速、扭矩为测量数据;扬程、轴功率、效率由测量数据计算得到[3,4]。
2 性能参数测试系统方案
硬件系统与软件系统组成了一个完整的泵性能参数测试系统。硬件系统是系统实现的基础, 是关系整个系统成败的重要因素, 其硬件系统的设计主要包括试验管路的设计, 硬件结构和布局的设计, 仪器仪表的选型等[5]。软件系统是整个系统的核心, 泵性能试验的软件开发要实现采集实时数据、对管道的控制、对数据进行滤波、显示、储存、公式计算, 然后对结果采用拟合算法拟合绘制曲线、生成报表等操作功能。如图1所示为技术路线图。
2.1 硬件系统
硬件系统主要是解决数据采集与工控机的连接问题。硬件系统的主要功能是通过传感器、二次仪表及工控机外围接口实现对各测试参数的采集、处理[5]。硬件系统主要分为两部分:一部分主要负责采集系统所需的各种参数信号, 将传感器测量的物理信号转换成电信号;另一部分则负责将采集到的电信号通过数据采集系统转换成工控机能识别的数字信号, 并将其送入工控机中进一步处理和分析[5]。
2.2 软件系统
本系统采用Lab VIEW监控软件, PLC数据采集、控制软件, 通过OPC技术实现Lab VIEW与PLC的数据传输连接。Lab VIEW监控界面将PLC采集的泵测试数据进行数据处理、显示, 同时, PLC采集的数据经程序判定对泵测试系统进行控制, 完成固液两相流泵的性能参数测试。软件系统具有管路控制、数据采集、历史数据调用、数据保存、数据显示、数据分析处理、数值显示及其性能曲线显示、结果保存、生成试验报表等功能。
3 固液两相流泵测试系统设计
3.1 固液两相流泵试验管路设计
试验管路是系统的主要部分, 设计重点是基于固液两相流泵的工作特点, 选择合理的实验设备、仪器仪表、管道及其附件, 实现测试方法的合理性, 安全性, 通用性, 可以适用于不同种类泵, 并兼顾经济美观[6]。
与普通的清水介质性能试验相比, 输送固液两相流介质的试验在试验系统搭建和试验过程中都存在较多的困难, 包括固液两相流流量的测量、固液两相流的密度测量、固液两相的搅拌与密度的稳定等方面[7]。由于输送固液两相流, 是以对试验装置有特殊要求, 在对比开式与闭式实验装置时, 开式试验装置具有方便维护和操作的特点, 更符合固液两相流的装置要求。因此在参考了清水介质开式测试设备的基础上, 本文重新设计搭建了固液两相流泵试验装置, 如图2中所示的系统管路图。
1.电机2.转矩转速传感器3.被测泵4.出口压力传感器5.进口压力传感器6.流量传感器7.密度计8.调节阀9.自来水管10.截止阀11.电机12.温度变速器13.搅拌器14.浆液恒定罐15.排浆阀16.水封浆液阀
3.2 性能参数测量的仪器仪表
根据试验系统的性能要求, 关键仪器的选型如表1。
3.3 软件系统设计
本测试系统的软件设计部分采用PLC控制器与Lab VIEW软件。上位机利用Lab VIEW软件组成上位机的数据处理监控测试系统, 下位机以PLC控制器为核心组成系统的数据采集系统与控制系统。试验时, 由上位工控机Lab VIEW发出测试开始指令, 由PLC完成对测试数据的采集与试验管路相关变量的控制。PLC能够可靠地采集各种测试数据, 测试过程中通过控制程序的判断, 可以安全的处理出现的异常情况, 同时PLC将采集到的测试数据实时传输给工控机[8]。Lab VIEW与PLC通过OPC的方式进行实时数据的连接读取, 将测量的数据由Lab VIEW进行二次处理, 通过数字运算处理分析、曲线拟合、数值显示及其性能曲线显示、生成报表等操作, 完成固液两相流泵性能参数影响因素的判定, 如图3所示。
4 对性能参数的影响
4.1 介质浓度影响
随着在单位体积内同种介质的添加, 介质的浓度与密度的增加, 对泵性能参数具有显著的影响。当输送颗粒浓度增加时, 扬程在小流量时下降较小, 在大流量时下降幅度较大。浓度越高, 泵的扬程就会越低, 同时随着浓度的增加, 泵的最大流量逐渐减小, 为达到所需的扬程, 功率就会增加, 效率降低。小颗粒时扬程受初始的固相浓度影响不大, 但是大颗粒时, 泵的扬程随着初始固相浓度增大而下降, 并且下降速度快。
4.2 颗粒的影响
与输送清水时比较, 当颗粒直径增加时, 扬程在小流量时下降较小, 在大流量时下降幅度较大, 但是最大流量点的变化不大;随着颗粒直径增大, 最高效率点下降且向小流量方向偏移, 泵的稳定高效区缩小。在输送固液混合物时, 直径越大, 进口压力越低, 越容易发生汽蚀, 如图4所示。
5 结语
根据固液两相流的运输特性和测试系统的主要技术要求, 本文建立了基于固液两相流的输送、Lab VIEW监控软件、PLC数据采集的固液两相流泵性能参数测试试验系统。通过使用此系统修改输送的介质浓度与温度等条件, 可方便、快速地判断出对固液两相流泵性能参数的影响。借助Lab⁃VIEW和PLC软件系统, 使测试系统安全、快速的完成对数据采集与系统控制, 同时高效地完成数据分析和试验结果判定。
摘要：在工业生产领域中, 固液两相流泵是运用普遍的流体机械。泵的性能参数影响泵的效率与使用寿命, 基于此, 研究固液两相流的介质特性和泵结构参数对泵性能参数的影响, 对测试系统中的硬件、软件系统、试验管路、关键仪器仪表的选择进行了设计搭建。利用由Lab VIEW与PLC组成的固液两相流泵性能参数的测试系统, 完成固液两相流泵性能参数影响因素的判定。
关键词：固液两相流泵,测试实验系统,Lab VIEW,监控系统,泵性能参数
参考文献
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泵性能参数 篇2
在航天航空领域、宇航领域, 绝大部分产品都处于低于标准大气压下的环境中工作, 为了深入研究上天后产品的状况, 需要在研制产品时充分地验证和做实验对其摸底工作, 分析产品的测试记录是否达到各项技术指标要求。在该情况下需要提供相适应的工作环境。还有一些深水中工作的产品需要增大其外部压力才能模拟分析真实过程。因此, 将一定空间内的环境气压降低到预定值需要特定的装置来实现。
改变一定空间内气压有很多种方式, 比较直观的有容积改变、恒定内腔气体的抽出或充注。在容积恒定的情况下, 通过真空泵能很好地实现对密闭恒定容器内的气体进行抽出或充注。常见的真空泵结构形式有往复膜片式、齿轮泵、柱塞式、离心式等几种。其中往复膜片式真空泵具有结构简单、可靠性高及结构紧凑的特点, 因此通过往复式膜片泵来实现预定环境的应用比较普遍, 所以本文以研究往复式膜片泵工作时的力学特性作为重点关注对象。
1 真空泵工作原理及几何模型
对于往复式膜片泵, 其组成包括驱动电机、泵体、进出口管道、密闭容器等, 几何结构如图1所示。其工作原理为电机提供驱动力, 使与电机输出端相连的回转偏心轴绕电机轴线转动, 回转偏心轴上与轴承配合的小圆柱体存在一定的偏心量。因此, 轴承将以电机回转轴线为中心, 以偏心轴小端偏心量为半径做圆周运动。轴承的圆周运动使得与之配合的连杆顶端也做圆周运动。由于泵膜片上端面被紧固在连杆上, 泵膜片随着电机的旋转周期性地上下左右的摆动, 实现泵膜片与底板围成的空间体积变化。而单向阀的作用是保证工作时不会出现气体从另一个气口溢出或吸入的情况, 而保证泵的效率。
泵体包含了连杆、泵膜片、泵膜片挡板、泵膜片压板、阀膜片等, 这是泵工作时最关键的部分, 也是生产加工时的关键件和重要件, 其加工精度直接影响到泵体的密封性与效率, 同时还是影响流量和真空度或容器压强大小的关键参数。其结构如图2所示。
2 负压泵工作时相应数学模型
2.1 泵容器压强计算数学模型
假定初始状态时进出气口和泵膜片空腔处于标准大气压P0下, 且连杆上轴承的轴线与电机回转线重合。设泵膜片与底板所围成的空间为V1, 进气口相连的容器容积为V2, 假定泵膜片的等效横截面为s, 偏心轴的小端圆柱的偏心量为h。
根据气体的特性, 压强与密度成正比关系, 质量一定时, 压强与体积的乘积恒定。在从进气口抽气开始到结束的过程中, 泵膜片所在空腔内与抽气口空腔内气体的总质量恒定, 按照质量守恒定律, 计算出第一次抽气后的容器V2、压强P1如下式: (V1+V2+hs) ×P1= (V1+V2) ×P0。
第二次抽气时, V2空腔内初始压强为P1。同理, 按照质量不变原则, 第二次抽气后的压强按下式计算:
第三次抽气时: (V1-hs) ×P0+V2P2= (V1+V2+hs) ×P3。
第四次抽气时: (V1-hs) ×P0+V2P3= (V1+V2+hs) ×P4。
以此类推, 第N次抽气后进气口的压强迭代公式如下:
2.2 泵真空度数学模型
真空度的计算可以通过两种方式进行, 一种是按照进气口两端压强差;另一种是按照给泵膜片提供的驱动来计算真空度。
(1) 抽气口的真空度取决于泵膜片体积空间的压强, 在泵膜片空间抽气过程中, 若该空间体积最大时的压强等于V2内压强时, 停止抽气, 该状态下即达到真空值。
(2) 根据给泵膜片提供动力的电机来计算, 根据结构特点, 泵膜片的运动是通过膜片挡板来传递的, 而膜片挡板的运动是通过连杆绕心轴回转实现, 所以泵膜片运动由膜片挡板驱动。整个膜片挡板和连杆的运动则由电机提供, 很显然, 根据力学原理有:
式中, S*为泵膜片当量横截面面积, Pm为达到真空度时变动空间的压强, h为偏心量, M为电机输出轴承受的负载, K为与摩擦、密封性阻尼等相关的系数, η为传递效率。
考虑到在V2内达到真空值时, V2+hs空间内的压强和V2内一致, 否则V2还没有达到稳定的真空度值。因此上式Pm就是真空度值, 体现了电机承载能力与真空度之间的关系。
从上两种分析真空度值来看, 第一种分析方式计算麻烦。即必须要把每一次V2内压强计算出来与V1+hs内的压强做一个比较。这不仅会增加很多的工作量, 而且还存在计算误差问题, 通过多级迭代后误差会被放大, 很可能严重影响到结果的准确性。采用第二种方式计算比较可靠, 只需要准确计量膜片挡板的面积与芯轴的偏心量。
本产品的泵膜片在实际工作过程中由于存在弹性和塑性的变形, 以至于其当量横截面面积无法计算, 因此只能通过试验得到其真空度的值。通过对该产品试验考核, 得到本批次产品在当前工况下的真空度满足用户指定的指标30k Pa。后续仿真计算所使用的真空度都是用该试验值进行。
2.3 泵力学本构方程模型
由于泵体除阀膜片和泵膜片外都是各向同性材料, 泵膜片和阀膜片属超弹塑性材料, 因而属于瞬态动力学计算范畴。由弹塑性力学有限元法, 分析在笛卡尔坐标系下的力学平衡方程:
式中, [M]为系统质量矩阵, [K]为系统刚度矩阵, {u咬}为各节点加速度向量, {u}为各节点位移向量, F为载荷向量。
由于该负压泵的材料除泵膜片外皆为弹塑性各向同性, 它的本构方程在线弹性条件满足下叠加原理, 在弹性区内应用经典弹性理论的广义Hooke定律有[1]:
式中, E为材料的杨氏模量, v为材料的泊松比, Θ为体应力Θ=σx+σy+σz。
对于材料在塑性区的本构方程, 按照经典塑性应变增量方向理论有:
3 负压泵物理模型及计算结果
根据上述分析的工作原理, 电机给偏心轴A提供旋转速度与一定的力矩, 本文关心的是泵膜片在工作时的承载情况, 因此只需将电机的输出转速和负载作为负压泵与电机接口处偏心轴的输入即可, 要分析的模型如图3所示。泵体工作时体积变化关键在泵膜片 (红色) 的形状改变, 泵膜片的A、B平面被泵膜片压板D和底板B固定, C、D平面固定在泵膜片挡板与连杆E上, 随着连杆的运动而运动, 进而实现泵膜片和底板之间空腔的体积变化。其几何尺寸如图3所示。
按照上述分析, 在有限元计算强度过程中需将轴承G内部建立动摩擦接触对, 对通过紧固件连接的地方设置为绑定接触, 以简化过程和降低计算时间。对轴承和连杆的轴承室接触处, 由于其处间隙配合公差不到一道, 故可以简化计算成绑定接触。对减震垫施加全约束, 偏心轴施加电机的输出转速, 然后计算出该状态下的泵膜片应力与位移的分布情况。
根据实际工作情况, 对泵膜片单独分析, 对泵膜片的A、B、D共3个面及4个圆孔内表面进行固定, 计算其前6阶振型, 如图5~图10所示。
经试验验证, 该泵膜片的前6阶振型与如上仿真振型趋势是一致的, 因此模态仿真结果是可信的。
当前状况下, 初始位置时泵膜片不受到内腔和表面所处的气压差, 电机输出端的偏心轴偏心量为3 mm, 经Workbench仿真计算, 得到泵膜片在不考虑腔体内真空度的影响时, 该膜片的位移大小分布和应力分布分别如图11与图12所示。
在不考虑真空度影响条件下, 泵膜片的最大位移为3.009 6 mm, 泵与偏心量3.0 mm, 因此, 从位移角度来分析, 变形是合理的, 泵膜片的位移比偏心量略大一些 (0.01 mm) , 这是由于泵膜片在拉伸压缩后会产生微小的挤压变形且存在一个离心作用, 使得泵膜片的位移量略大于偏心量。膜片运动到垂向最大位置时应力分布极值为30.2 k Pa, 处于泵膜片与膜片底板凸台结合处。而泵膜片材质为氟橡胶, 其用于压缩空气的橡胶材料能承载不小于60 MPa的工作压力, 因此, 当前工况下膜片承载能力能满足使用。
当偏心量为0.84 mm, 且考虑泵膜片与底板所围腔体内存在一定真空度 (30 k Pa) 的影响时, 该膜片的变形程度分布和应力分布分别如图13与图14所示。
在当前工况条件下, 泵膜片的外表面承受一个标准大气压, 内表面受到30 k Pa的真空度压力作用, 泵膜片凹槽在气压和拉伸变形共同作用下受到垂直向下的位移为2.8 mm, 最大应力为0.08 MPa。由于泵膜片几何尺寸相对偏心量比较大, 泵膜片产生的变形范围很小, 几乎处于弹性变形区。因此, 当偏心量为最大值3 mm时, 槽内的最大变形为真空度环境下的位移与偏心时的位移进行矢量叠加。按照等比计算, 偏心量为3 mm时其最大应力为0.28 MPa, 其值也远远小于该材料的最大工作压力60 MPa。
4 结论
通过上述计算结果可知, 材料为氟橡胶的泵膜片在偏心量为3 mm的偏心轴带动下, 使得气体经过单向阀指定空间产生预定的真空度。其泵膜片承受的最大应力为280 k Pa, 弹性足够, 不会出现破坏现象, 能满足实际工作需求, 泵膜片设计尺寸可靠。
摘要：泵工作时电机高速运动带动偏芯轴回转运动, 进而改变与连杆固定的泵膜片和底板之间的空腔大小。空腔内压强的变化使得阀膜片产生变形, 从而控制流体从一端进入另一端流出, 实质起到单向控制阀的作用。由于回转速度高, 泵膜片需要反复的工作将一定容积的流体转移到另外的容积。因此, 泵膜片的力学性能决定了泵体的使用寿命。文中主要围绕泵膜片的受力和变形研究泵的使用性能。
关键词：单向控制阀,泵膜片,机械性能
参考文献
泵性能参数 篇3
1 可靠性的设计与制造
可靠性的设计与制造是非常重要的, 因为一旦存在先天性的设计缺陷, 就必然会严重影响机泵的性能和生命周期。以500LW-72D-9-99立式污水泵为例, 因为此泵为立式泵, 光叶轮的重量就能达到108公斤, 因此轴承承受的轴向力相当大, 因此需要使用止推轴承来承受它的轴向力, 然而该立式污水泵在设计时却采用了用两个单列向心球轴承来承受轴向力, 从而导致该泵运行一段时间就会出现严重磨损, 进而引起振动, 严重时甚至会出现轴承断裂的现象。因此, 可靠性的设计和制造, 杜绝设备先天缺陷的出现, 不仅能够满足生产的需要, 还能够使机泵长时间的运行, 进而节约维修成本。
2 机泵正确的安装、运试及专业的操作
机泵的安装与试运行前, 应该认真研读机泵的设计要求, 特别是说明书中的一些注意事项, 切勿完全凭借自己的经验安装、试运行。例如开车前应该注意一下几点:
(1) 选择适当的安装高度, 防止产生气蚀现象;
(2) 开车前应该清除机泵上所有的杂物;
(3) 未接联轴器前, 应该仔细检查一下电机的旋转方向是否与机泵设计的方向一致。同样运转过程中应该注意以下几点:
(1) 加强巡检, 监听设备在运行时有无明显的撞击、摩擦等异常噪声;
(2) 检查电机运行电流的峰值有没有超过额定值;
(3) 检查进出口压力有没有超过额定值的5%;
(4) 检查润滑油的温度是不是过高;
(5) 注意机泵的振动检测是按G B10889-89规定执行。因此机泵正确的安装、试运行很重要, 笔者所在公司的立式污水泵就出现了由于轴承与转子配合间隙较大, 造成开车后转子上下串动, 直接导致轴承箱温度高或者泵体振动, 进而影响机泵运转性能和生命周期。
精心操作同样是重要的, 因此要加强岗位操作人员机泵理论知识学习, 使他们熟练掌握正确开泵、切换泵以及停泵的步骤, 一些辅助系统的像预热、冲洗等方式的正确操作同样重要。虽然机泵的压头和流量的动态范围较宽, 但是也应需要尽量避免机泵在长期抽空、低流量、憋压或者超负荷的状态下运行, 这样不仅很容易造成泵轴疲劳断裂还会使机泵的效率降低、能耗增加。
3 定期对机泵保养和开展预知性维修
任何机械装置都有一定的寿命, 一台完整的机泵由许多零部件构成, 因此, 机泵发生故障是极其必然的现象。就像我们的私家车每年都需要定期保养、定期预知性维修一样, 要想提高机泵运转性能和延长机泵生命周期, 对机泵进行定期预知性维修是必要的, 在未发生故障以前检查并清除潜在的隐患, 这样就会大幅度的提高其使用寿命。
据相关调研报告, 最近十年以来, 国内外许多大型企业都组织维修工人对他们的装置定期保养和预知性维修。这样一方面由于预知性维修是在机泵发生故障之前, 经过仔细的检查就可以确定故障发生的部位以及原因, 可以再最佳的时间进行维修, 进而使整个装置达到利益最大化。另一方面, 通过事前维修的方式, 可以降低机泵发生故障对平时的生产经营造成的损失。以胜利石油公司官方公布的数据为例, 从2001年开始, 该公司每年都会对正在运行的机泵进行定期保养和预知性检测维修, 不仅使机泵故障发生的频率降低了四分之一, 为公司节约了大量生产成本, 而且大大提高了机泵的运转性能。
经过上述探讨, 我们可以得知, 虽然很多因素都可能造成机泵的故障, 但是我们若是能够充分的认识到这些因素, 从机泵原始设计的改进, 对机泵规范的安装、试运行及操作到定期开展保养、预知性维修等方面下手, 这样必将能够大幅度的提高机泵的运转性能, 进而延长机泵的生命周期。
参考文献
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[2]愈震华.百万千瓦机组凝结水泵变频运行性能分析[期刊论文]-全国火电600MWe级机组能效对标及竞赛第十四届年会论文2011 (8) [2]愈震华.百万千瓦机组凝结水泵变频运行性能分析[期刊论文]-全国火电600MWe级机组能效对标及竞赛第十四届年会论文2011 (8)
双流道泵叶轮参数化三维造型 篇4
关键词：双流道泵,叶轮,参数化,三维造型
双流道叶轮由于是对称流道,因此平衡性好、震动小、噪声低、运行平稳,是应用最多的一种无堵塞叶轮。因双流道泵的性能要求高,故对双流道泵的设计尤为重要。二维水力设计完成后,不易直观地观察流道或叶片的空间形状。三维实体造型完成后可以进行初步分析[1],如流道或叶片的光顺性评估、强度分析、质心分析等。若不满意,可以进行修改。若实现双流道泵叶轮的参数化三维造型,则可以提高双流道泵水力设计效率,同时也为产生CFD的三维贴体网格奠定了基础。虽然目前有很多有关泵叶轮参数化造型的研究[2,3,4],但尚未见到双流道叶轮的参数化研究。本文基于目前流行的三维造型软件Pro/E,用VC++6.0在Pro/TOOLKIT环境下开发成功了双流道泵叶轮参数化三维造型程序。
1 双流道叶轮结构分析
典型的双流道叶轮如图1所示[5]。设计时先作出流道中线的空间曲线,再作出通过流道中线上点01至07的截面。各截面图,如a-01-a'截面的上半部分和下半部分不在同一个平面,这两部分经过01点分别垂直于前后盖板流线,要精确找到截面上下两部分所在的绘图平面十分困难。本文适当简化了双流道叶轮的三维造型,假设截面图的上下两个部分是在同一平面的。在这样的前提下,作出各截面的绘图平面,并完成各截面图。
2 建立双流道叶轮三维实体模板
在对双流道叶轮结构分析的基础上,进行双流道叶轮的三维造型,步骤如下。
(1)在二维木模图的轴面图和平面图上分别取流道中线上的若干点(这里选取9个点)来拟合成流道中线的空间曲线,如图2所示。
(2)在流道中线的空间曲线上作a-01-a'、 b-01-b'、 c-01-c'等7个截面和进口、出口截面,共计9个截面。首先确定各个截面的绘图平面,这是进行双流道叶轮三维造型的关键。根据上面各截面的上下两部分在同一平面的假设,过流道中线的空间曲线上的各点,分别作垂直于该空间曲线的平面,然后以各平面为草绘平面,分别作出相应的截面形状。图3为经过PNT4点的一个截面。用相同的方法依次作出其他8个截面,如图4。采用“混合扫描”得到双流道叶轮单个内流道的形状,如图5。
(3)作出双流道叶轮前后盖板,把工作面型线H(图1)拉伸一个厚度,得到的曲面与双流道叶轮前后盖板“合并”,即得到双流道叶轮的外流道。最后把得到的流道旋转180度复制,则得到双流道叶轮的三维实体,如图6所示。
在进行三维造型的过程中,进行尺寸标注,利用尺寸标注和施加相切、固定点、同心、共线、垂直及对称等关系实现几何图形的全约束。再定义设计参数,建立“关系”使得设计参数与三维模型的设计变量一一对应。至此就完成了双流道叶轮三维实体模型的构建。
3 双流道叶轮参数化三维造型程序开发
双流道叶轮参数化三维造型流程如图7所示。首先应用PCAD进行双流道泵叶轮二维水力设计,然后读取二维水力设计数据并判断截面的几何尺寸是否完全封闭,接着通过主函数对三维实体模板各尺寸参数进行更新并通过尺寸驱动重新生成需要的三维实体。
3.1 读取并检查数据
在PCAD2004中进行二维水力设计后得到双流道叶轮的二维水力模型。PCAD2004中双流道叶轮程序是通过定义一个结构体来保存三维造型所需的数据,在本文程序中定义同样结构的结构体来获取水力设计产生的数据,然后把读取的结构体中的数据赋给相应的控制参数。读取流量Q、扬程H、转速n、比转速ns、进口直径Dj、出口直径D2、出口宽度b2、前盖板倾角T1、后盖板倾角T2、前盖板圆弧R1、后盖板圆弧R2以及约束各截面的几何尺寸。对于截面的几何尺寸,要判断是否可以形成完全封闭的截面。
3.2 接口程序开发
在Pro/E平台上利用Pro/TOOLKIT为开发工具进行二次开发,在进行数据传输和数据交换时,需要考虑程序与Pro/E以及同用户之间的交互性问题,而采用动态链接库(DLL)方式可以很好的实现三者之间的通信,因为通信是通过直接的函数调用来实现的,所以具有执行迅速的特点,接口方案如图8所示。利用MFC强大对话框功能实现程序与用户的交互,应用同步DLL方法实现程序与Pro/E同步。
3.3 主函数
主函数主要是对双流道叶轮参数化设计变量进行操作,即对双流道叶轮上各型值点进行赋值。对双流道叶轮三维模型中的设计参数进行赋值时,必须一一对应。更新赋值后即可进行模型再生。程序的主要部分如下。
4 应用实例
选取两个不同比转速的双流道泵叶轮来检验所编程序的运行效果,两检验模型参数见表1。先在PCAD2004中完成两个模型的二维水力设计,然后运行本文的程序。三维参数化造型程序运行结果如图9所示。
由图9可知,程序生成的双流道叶轮的三维模型过渡光滑且Pro/E光顺性检查表明叶轮表面光顺性良好,可以满足工程应用的要求。
5 结 语
分析了双流道泵叶轮的结构特点,成功建立了双流道叶轮实体模型,并开发成功了双流道叶轮三维造型的参数化程序。实例应用表明,程序运行结果可靠且具有很好的通用性。这极大地提高了双流道泵水力设计的效率,也提高了双流道泵网格生成及数值计算的效率。
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[6]林清安.Pro/ENGINEER Wildfire零件设计-基础篇[M].北京:中国铁道出版社,2003.
低扬程大流量泵组参数选择研究 篇5
由于我国可利用水资源的严重短缺,国内正在兴建或规划一批供给城市生活和工业用水的调水工程。其中,南水北调东线工程是当前远距离、跨流域、梯级低扬程、大流量调水工程的典型代表。单一期工程就需要利用13个梯级、37座泵站、近230余台套大流量、低扬程水泵电动机组,进行年连续超过5 000 h的提水运行,运行耗电量大,年运行费高。因此,如何合理确定泵组设备的关键技术参数和指标,成为保证调水工程建成后取得良好经济效益和社会效益的关键环节。
2低扬程泵站的运行扬程
对任何一种水泵,能够高效率安全稳定运行的扬程范围和泵站工程实际具有的扬程范围是两个范畴。从水泵本身来说,希望泵站的扬程变化和流量变化尽可能小,以便使水泵能够运行在高效率区;而对泵站来说,希望所选取的水泵应尽可能适应泵站运行时可能出现的各种工况,包括一些比较恶劣的极低扬程和极大流量,以及极高扬程和极小流量状态的运行。因此,泵站实际运行扬程变化幅度对水泵参数选择影响很大。如果不加强注意,就有可能造成水泵在投入运行后,因运行点偏离水泵的最优或安全运行区域而发生严重的气蚀和振动,或出现高扬程区供水流量不足等问题。
从水泵设计上说,影响水泵参数选择的特征扬程是泵站的设计扬程和加权平均扬程,而最大扬程和最小扬程则是校核所选水泵是否满足泵站供水能力和安全稳定运行性能的重要工况。泵站的加权平均扬程Hpav与泵站的设计扬程Hpr之比不宜太大,以保证加权扬程落在水泵最高效率区域内以获得在满足提水要求的情况下运行消耗的电量最小。
如东线工程沿线梯级泵站群各级泵站的地形几何扬程范围0～10.6 m,计入扬程损失后的实际运行扬程从0.5～11.3 m,最大运行扬程Hpmax与最小运行扬程Hpmin之比从1.2达到9.0;设计净扬程Hpr与加权平均净扬程Hpav之比达到1.0～1.65。统计表明:中大型全调节叶片轴流泵及混流泵适用的最大运行扬程与最小运行扬程比处于1.3～3.5,以2.0～3.0为主。东线工程泵站如此大的运行扬程变化,即使对于具有叶片调节轴流或混流泵,其水泵设计条件和运行条件都是比较苛刻的。
东线一期新建泵站的总抽水流量从75～150 m3/s,属于典型的大流量、低扬程水泵电动机组。与以往已建相对独立的低扬程、灌溉或排涝泵站的显著不同之处是其所有泵站群梯级联合运行,总装机容量大,站间相互影响,年运行小时数长,为普通排涝或灌溉泵站的4～5倍以上。针对这类泵站,水泵选型和进行参数选择时必须注意泵站的扬程变化情况,应特别注意最大与最小扬程比超过3.5、设计净扬程与加权平均净扬程之比超过1.2的泵站对水泵选型和参数选择的影响。在扬程变幅很大、超过水泵实际适应能力的情况下,应与设备制造厂进行深入研究,采取必要的处理措施,如研究是否需要变速运行或双转速运行。
3关键技术参数的选择
为保证这种多泵站群、梯级调水工程的长期运行效益,必须对一些影响技术水平和效益水平的关键技术参数和指标提出强制性要求,包括水泵比转速ns、空蚀比转速C、水泵泵段效率ηP和装置效率ηPa、配套传动装置效率ηgear及可靠性、配套电动机效率ηm等。
大型水泵电动机组是整个泵站工程乃至调水工程的核心。本文通过对已建工程的应用和制造技术发展情况的统计分析,提出对低扬程、大流量泵组参数选择的统计关系。
3.1 关于水泵比转速ns
比转速作为表征水泵结构形式和性能的重要参数,一旦确定了其水平范围,可据泵站扬程范围所确定的泵型为基础去选择相应比转速的水力模型,进而比较确定原型水泵的转轮直径、转速、安装高程等系列指标,确定机组尺寸、重量、机电设备和土建工程投资,为确定泵型参数方案打下基础,或为后续研发新的比转速的水力模型提供依据。
比转速水平与当前科研、设计、制造水平密切相关。同一水力结构形式的水泵,随着比转速的提高,将有利于减小机组尺寸,降低设备造价和厂房布置尺寸,但水泵的空蚀性能和抗泥沙磨蚀能力会随水泵比转速的提高趋于下降,为保证水泵的安全运行就需要较大的挖深。比转速太高,水泵的不稳定运行范围可能扩大,泵站基础开挖会大幅增加,泵组制造难度会加大。因此,应结合泵站工程运行水质和工程总体布置设计,对相应比速方案下的不同参数进行综合比较。
水泵的比转速水平是随着时间和技术水平的不断进步而逐步提高的。图1、2显示了不同年代和不同制造厂水泵设计比转速与水泵设计扬程的统计回归分析曲线,其中,靠上部的虚线表示上世纪末、本世纪初投入运行的部分工程水泵比转速的发展情况,一定程度上反映了水泵比转速的当前水平,其中,比转速用undefined来表达。
3.1.1 轴流泵
上世纪90年代 ns=2 689Hpr-0.706 6
上世纪末本世纪初 ns=3 911Hpr-0.862 7
国内某典型水平 ns=2 396Hpr-0.593 3
3.1.2 混流泵
上世纪90年代 ns=1 554Hpr-0.510 6
上世纪末本世纪初 ns=2 093Hpr-0.577 4
3.2 关于水泵效率
效率是体现水泵技术水平的重要指标。对于大型水泵机组,高效率意味着技术先进、降低运行电耗,提高工程运行效益。如对南水北调工程东线,总抽水运行容量达24万kW,运行电费占整个工程供水成本的50 %以上,效率的提高对提高整个工程的运行效益、降低水价非常重要。
低扬程泵的效率有两种表达方式:泵段效率ηP和包含水泵进出水流道的水泵装置效率ηPa。
3.2.1 泵段效率ηP
目前,已建新建大型轴流泵站水泵基本立足在国内采购制造。对上世纪90年代国内投入运行的若干有代表性的大型轴流泵泵段额定效率(单机流量20 m3/s以上)统计回归曲线如图3,其回归方程为:ηP = 0.001 1 ns + 87.054 (%)。
当轴流泵比转速在600～1 400时,ηP为87.7 %～88.6 %。
近期对国内几个典型的水泵制造厂进行的咨询资料显示,其泵段效率ηP基本集中在88.5 %～90 %。比原统计水平提高约1.5 %。因此,该类泵的泵段效率ηP以控制不低于89.5 %为宜。
对于混流泵,近年已投入运行的大型泵站混流泵多采用国际招标,典型如广东东深四期工程,采用立轴全调节混流泵,国际招标采购,水泵比转速ns为310～520,泵段效率89.8 %～90.77 %;2003年投运的东线一期工程宝应泵站,同样采用立轴全调节混流泵,国际招标采购,水泵比转速ns 为570,泵段效率达到91 %。因此,该类泵的泵段效率ηP应控制不低于90.5 %。
3.2.2 水泵装置效率ηPa
正在修订的GB/T 50265《泵站设计规范》中规定,轴流泵站与混流泵站的装置效率不宜低于70 %;而净扬程低于3 m的泵站,其装置效率不宜低于60 %。
泵站装置效率主要包含了水泵装置效率ηPa、传动装置效率ηgear(如果有的话)及电动机效率ηm 。分析认为,对南水北调工程应用的这种低扬程、大流量泵组来说,现行《泵站设计规范》中规定的泵站装置效率指标要求是偏低的。从当前技术发展和应用水平,在严格控制装置进、出水流道水力设计、严格控制真机加工制造精度、工艺及安装施工质量的情况下,立式轴流和混流泵站,其装置效率宜达到75 %;对净扬程低于3 m的贯流泵站其装置效率宜达到65 %(泵机直联时)。
作为泵站装置效率的重要组成部分,水泵装置效率ηPa是带进、出水流道水泵装置特性的重要指标,受泵段和泵站总体水力设计、设备加工制造、安装及泵站流道施工等多方面因素的影响,是对工程运行效益有实际价值的综合指标。因此,大型低扬程泵组不但要重视水泵泵段效率ηP,更要通过提高水泵装置的总体设计、制造、安装水平,保证水泵的装置效率ηPa。
以泵站装置效率作为基础,水泵装置效率应满足ηPa≥泵站装置效率/(ηm ·ηgear)。在此引入电动机效率和传动装置效率,是要获得泵站长期高效运行而设定的泵站装置效率,必须将水泵装置、机泵间传动装置、配套电动机作为一个完整的整体考虑,加强对传动装置、配套电动机效率指标的控制。
对于东线工程用的大型立式轴流或混流泵,ηgear=1,则水泵装置效率ηPa应不低于79 %;对于更低扬程的贯流泵,当ηgear≥98 % 时,则ηPa应不低于69.5%。
3.3 配套传动装置效率ηgear及可靠性
在为提高电动机转速而增设机泵传动装置的泵组上,传动机构的性价比、传动效率及安全稳定高效的传动寿命是其重要的技术指标。
不同型式的传动装置,其传动效率有较大差别。低扬程贯流泵泵站或斜轴泵站采用的传动装置均为闭式齿轮传动(齿轮箱),如贯流泵的同轴行星齿轮传动、斜轴泵的平行轴齿轮传动。早期投入使用的齿轮箱大多存在齿面易磨损、实际传动效率偏低、噪音大、漏油、可靠性差等现象,大大消弱其应用性价比。
只有改进和提高传动装置的长期稳定传动效率(而不是只能维持短期高效率运行)及可靠性才能大大推动其应用范围并消除应用方的顾虑。一般来说,作为为增加配套电动机性价比而设置的机械传动机构,必须在具有足够长的大修保证期内稳定、高效率传动和不需维修更换主要部件的能力。对于南水北调采用的大容量泵组,当采用齿轮传动时,其能够无故障连续高效率稳定传递额定负荷的时间不宜低于30 000 h,整机使用寿命不应低于100 000 h,额定传动效率不应低于98 %,争取达到98.5 %。否则会由于机组装置效率得不到提高甚至降低,在高的利用小时下造成的长期电能消耗得不偿失。只有高效率和高可靠性,才可能会通过获得配套电动机的高效率和降低电动机等设备投资来补偿传动装置造成的效率损失和增加的一次性设备投资等,加强其整套机组的性价比优势。
3.4 配套电动机效率ηm
大容量电动机所具备的稳定、高效率连续运行能力对降低泵站运行成本十分重要。同步电动机与异步电动机在效率指标、功率因数等方面的差异,及对设计选型的影响,都会直接影响到大型调水工程的安全、稳定、高效运行。
国内在泵站泵组设备采购时通常习惯于电动机由水泵厂牵头配套,对配套过程缺乏必要的监督控制机制,不同水泵厂技术配置水平差别较大。例如,以向有关制造厂进行的某工程技术咨询为例,配套同步电动机额定效率从91 %～ 96.9 %,效率相差达6 %。
电动机的额定效率与其额定转速和容量密切相关。资料统计显示,在一定范围内,同步电动机额定效率与额定转速nr(r/min)和额定容量Pm(kW)的积(以Cn=nr·Pm表示)之间具有明显的相关性,可用ηm∝K·Cna关系表示,其统计回归曲线如图4。所以,适当提高电动机的转速对提高其效率有益。
两种典型的回归关系为:
回归方程1: ηm(%)= 84.054Cn0.008 5
回归方程2: ηm(%)= 77.528Cn0.015 4
回归方程2基本代表了当前国内较高水平。如对容量1 500 kW的同步电动机,其额定效率不应低于96.5 %。至于采用的电动机型式,应结合电力系统运行技术经济指标进行充分论证。为了获得投资合理、高性能的电动机,应与水泵和传动装置制造厂一起,对其配套电动机制造厂进行资质审查。
4结语
泵性能参数 篇6
镰刀湾油田位于陕西省北部的安塞县所管辖的镰刀湾乡境内, 勘探范围约120km2。区域内地面海拔1250m~1550m, 相对高差300m左右。地形复杂, 属典型的黄土塬区。气候条件为内陆干旱-半干旱型气候, 年降雨量较少, 区内交通不便。
在区域构造上, 镰刀湾油田位于陕北斜坡的中部, 局部构造为镰刀湾鼻状隆起, 主力油层为三叠系延长组长2、长6油层, 次为长1、长4+5油层, 油层厚度10-20m, 油藏埋深1050m~1450m。
二、泵的排量及效率
泵的工作原理是在一个冲程内完成进油与排油的过程。在理想情况下, 活塞上、下一次进入和排出的液体体积都等于活塞让出的体积V。
活塞上冲程:吸入泵内的油量V=fp.s
式中fp——活塞面积, m2;
s——光杆冲程长度, m。
排出井外体积V 1= (fp–fr) s
式中fr——抽油杆的截面积, m2。
活塞下冲程:泵吸入的油的体积V将通过游动凡尔排到活塞上部的管中, 由于有相当冲程长的一段光杆从井外进入油管, 因此, 将排出井外体积V 2=frs
所以活塞每一冲程 (活塞上、下一次) 排出井外的油体积V=V 1+V 2= (fp–fr) s+frs=fps, 即每一行程吸入泵内油的体积分上、下冲程两次排出井外。
每日排量qt=1440nv
式中qt——泵的理论排量, m3/d;
n——冲次, 次/min;其余符号同前。
在抽油井生产中, 实际抽出的液量q, 一般都比理论产量qt低, 两者的比值叫抽油系数, 或叫泵效, 用η表示, 即:
η愈大, 说明泵的工作实效愈好, 但在正常情况下, 若η达到0.7~0.8, 就认为泵的工作是良好的。只有自喷井刚转入抽油时, 油井连抽带喷, 此时的η才接近或大于1。
三、影响泵效率的因素
泵效的高低反映了泵性能的好坏及抽油参数的选择是否合适等, 影响泵效的因素有三种。
1、地质因素
(1) 油井出沙
沙子磨损阀球、阀座、活塞及衬套等部件, 导致泵效降低, 固定阀或游动阀砂卡或砂埋也影响泵效。
(2) 气体的影响
气体过多的井, 当泵入口处的压力低于饱和压力时, 进入泵内油的体积减少, 使泵效降低。另外, 活塞在下死点是固定阀和游动阀之间的余隙中存在着高压油气混合物, 在活塞上行时, 油气混合物膨胀, 固定阀不能立即打开, 使泵效降低。这种情况在双阀管式泵中比在三阀管式泵中要明显些。
(3) 油井结蜡
活塞上行时, 泵内压力下降, 在泵的入口处级泵内极易结蜡, 使油流阻力增大, 影响泵效。
(4) 原油粘度高
油稠时, 油流阻大, 固定阀和游动阀不易打开和关闭, 抽油杆不易下行, 会降低泵的充满系数和泵效。
(5) 原油中含腐蚀性的水和气体使泵漏失
2、设备因素
泵的制造质量, 安装质量, 衬套与活塞间隙配合选择不当等会使泵效降低。
3、工作方式的影响
泵的冲次过快会造成油来不及进入泵工作筒, 使泵效降低, 泵挂过深, 使冲程损失过大, 会降低泵效。
四、提高泵效的措施
泵效是反应抽油设备工作效率及管理水平的重要指标。提高泵效的措施主要有以下几点:一是提高注水效果, 保持地层能量和压力, 提高供液能力;二是合理选择深井泵, 提高泵的质量 (检修) , 保证泵的配合间隙及阀不漏;三是减少冲程损失;四是防止砂、蜡、水及腐蚀介质对泵的侵害;五是合理选择油井工作参数。当抽油机已选定, 应以获得高泵效作为出发点对三个参数进行调整, 即在F、S、n的乘积不变的条件下调整三个参数, 一般是长冲程、慢冲数、小泵径的原则。
在满足油井生产的前提下, 尽量采用小泵径, 因为在同样泵挂深度与产量的条件下, 泵径越小, 光杆负荷就越小, 可以提高泵效。在生产中, 对于原油乳化严重或比较稠的井, 一般采用大泵径、大冲程、慢冲数。这是因为粘度大的原油通过小泵径的工作筒时, 阻力很大, 使泵效降低, 采用较大的泵径就可以改善充满程度。冲数快时, 抽油杆柱上载荷变化频率高, 杆柱的惯性载荷大, 冲程损失减小, 却增加了光杆负荷;但冲数太慢将增加漏失的程度。在满足产量要求的前提下, 尽量采用长冲程, 可以缩小冲程损失所占的比例, 有利于提高泵效并且减小防冲距与冲程的比值, 减少气体对泵效的影响。但是, 长冲程会加大冲程会使减速箱的扭距加大, 因而需要较大功率的电动机。
五、通过调参提高泵效的实际应用
根据以上分析, 对19口油井进行了工作参数调整, 调整前后对比, 泵效明显提高。
结论
泵性能参数 篇7
从发明伊始,离心机经历了长时间的进化发展才走到了今天,其因用途广泛而广为人们接受。早在几个世纪前,离心泵的物理原理就在欧拉推导的一个著名方程中得到了描述, 后来该公式以欧拉的名字命名,叫做涡轮机械的欧拉方程。 如果没有合理的分析,特别是关于泵的一些输出参数如扬程和效率,离心泵的很多技术应用都无法实现。尽管离心泵的种类很多,尺寸也很多,但是就一个特定的用途选择一种适合的型号却仍然是个棘手的问题。从最佳操作点的观点来看, 最佳操作点就是泵的最高效能点,由于流量是由分路器和气节门控制,而这些都会导致泵的操作效能低下,因而解决泵因尺寸过大或节流导致超压这个问题的方法之一就是替换泵叶轮或削减泵叶轮。
1泵叶轮削减
通过削减泵叶轮来提高泵的性能是很多作者都关注的命题,它通过改变泵叶轮的加工工艺来缩短其直径。这个观点是根据相似原理得到的,相似原理中提到如果不同的泵叶轮满足几何学和运动学上的相似条件的话它们就是相似的。然而,关于此命题的观点大部分都局限于理论方面,而且目前为止没有人阐明泵叶轮削减与其相似原理间的定量关系。
泵叶轮削减后其几何学和运动学上的相似性条件并没有被完全保留下来。另外,由于叶片角度会随着半径的改变而改变,所以运动学相似性也不复存在。同时,相似性可以从各种因素获得,包括叶轮形状、叶片的控制和数量、入口的运动情况、叶轮宽度和入口直径之间的比例等。因而, 很多作者认为削减必须限制在最大泵叶轮直径的75%左右。过多的削减可能导致叶轮和泵壳不相配,且叶轮直径减小,叶轮与固定泵壳的间隙便增大,就会增加内部循环回流,导致泵效率降低。
本文对泵叶轮削减后被忽视的几何差异性的影响做了测试。为了验证实验的准确性及其应用的普遍性,泵叶轮被削减了6次,每次减少10mm出口直径。实验是在低比速离心泵下完成的(比速为nsp=19 745r/min)。
比速的定义如下:
式中,n为转速;Q为流量;H为扬程。
2实验设计
实验中所使用的装置原理如图1所示,装置包括泵、文丘里流量计、控制阀及封闭自循环的水池。泵通过一根50mm的直管连接水池,直管长度必须足够长以确保泵入口可以形成充分的流量。流量计和控制阀安装在用来连接泵出口和水池的管道中。装置的安装和实验的进行必须遵循ISO9906—1999标准。
泵的扬程以及文丘里流量计的气压下降都是通过带有M6电池的ATM萨格勒布 压力传感 器P151测定的。根据ISO9906—1999标准,压力传感器通过四探针接口连接泵出口和入口。2种压力传感器都通过U形管进行校准。传动轴的时间是通过高电压C2&KWS 3072扭力计测定的,轴转速是通过ONO SOKKI HM-610转速表测定的。泵叶轮削减后被忽视的几何差异性的影响是使用Ib190“Jedinstvo-Zagreb”离心泵 (图2)进行测试的。Ib190离心泵的叶轮有7个单独的弯曲半径叶片。每一步泵叶轮被削减10mm直径,出口直径从原来的190mm削减到最终的130mm,且叶轮宽度保持在4mm不变。削减到最终直径的泵叶轮如图3所示。
每一次削减后的叶轮都需要与同样的泵壳匹配,每次调整叶轮出口直径后都及时记录下泵的性能参数。性能参数的测定在不同放电率情况下由以下因素决定:泵和流量计内的气压上升、轴时间、转速、水温以及围压。泵的放电率是通过控制阀调节的。
3结果分析
泵的扬程—流量关系测试结果如图4所示,图中包含了6次削减的所有测量数据。
图4虽然直观地描述出了扬程—流量的关系,但是习惯上,泵的性能参数都是使用特征系数的无量纲图表示,特征系数关系如下:
式中,ψ为扬程系数;u为叶轮出口直径的圆周速度;g为引力常量,g=9.806 65m/s2;H为扬程;φ为流量系数;A为叶轮出口的表面积,A=Dπb,其中D为叶轮出口直径,b为叶轮宽度; Q为流量。
这些系数所表示的含义为每个流量Q和扬程H都会有对应的无量纲值φ和ψ。而且,无量纲参数φ和ψ的数值对很多互相相似的Q和H值保持不变。这就允许我们在同一个ψ—φ 无量纲图中表示出7个相互相似的扬程—流量图。根据以上关系重新绘制无量纲图,如图5所示。
图5给出了所有直径下的趋势线及相似定律线。在同一幅图中绘制了所有情况下的趋势线,直观地展示了相似定律线和ψ=ψ(φ)的关系线。其中ψ=ψ(φ)的走势是根据原始直径190mm计算得到,显然可以观测到它与趋势线走势保持一致。
根据相似定律,效率线对于一系列被削减的叶轮应保持不变。将效率关系绘制在同一图中,如图6所示,图中描绘出了7种直径下的效率线,从曲线走向可以看出其完全遵循相似定律。曲线同样表明随着削减量的增多,叶轮直径缩小,效率显著降低。主要原因很可能在于叶轮和缸体的间隙增大。
4结语
尽管存在理论制约,但实验证实本文提出的泵叶轮削减法很实用。扬程—流量图与无量纲图高度一致。7组被检测叶轮直径的实验结果通过一条曲线显示,并得到很高的扬程相关系数R2=0.989 5。分布在趋势线周围的扬程系数实验结果大致为95%±3.94%。考虑到测定误差相对较小,我们可以得出这样的结论:叶轮削减后产生的被忽视的几何学差异性仅会造成与相似定律极其微小的不一致。这些结果是由高压泵推测出来的,因为跟实际情况相比其比速相对较低。如果要得出有关低比速叶轮削减后被忽视的几何差异性的影响的结论,仍需进行多次叶轮削减实验。
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