超低比转速离心泵（精选三篇）
超低比转速离心泵 篇1
关键词：离心泵,超低比转速,水力设计
0引言
小流量高扬程超低比转速离心泵(比转速ns≤30)在航空航天、石油化工和轻工等领域有着广阔的应用前景。目前由于小流量、高扬程的用水系统(如饮用水供应系统、压力锅炉供水系统、高纯度净水系统以及医药、食品、精细化工、造纸等行业的冲洗、喷洒等)的发展,对超低比转速离心泵的需求大大增加。
由于超低比转速离心泵水力设计没有专门的理论和方法,只能借鉴普通离心泵的水力设计方法,因而导致其存在工作不稳定和效率低等突出问题。为了解决这些问题,近几年,国内外学者做了大量研究,文献[1]中介绍了特低比转速泵的水力设计方法。本文对目前的文献和研究成果进行分析对比,从而探讨超低比转速离心泵的设计方法。
1水力设计方法的发展现状
目前对超低比转速离心泵水力设计方法的研究较少,有如下几种设计方法:
1.1 加大流量设计法
为了提高超低比转速离心泵的效率,仍然可以采用低比转速离心泵特有的加大流量的设计法,但其系数需要修正。文献[2]中详细叙述了低比转速离心泵加大流量设计方法,其设计参数为:
Q′=k1Q 。 (1)
ns′=k2ns 。 (2)
式中:Q、ns——设计流量和设计比转速;
k1、k2 ——流量和比转速放大系数;
Q′、ns′ ——放大的流量和比转速。
文献[2]给出了k1、k2推荐值选取表,在Q=3m3/h～6m3/h,ns=23～30时,k1=1.70,k2=1.48,流量越小,放大系数k1越大;比转速越低,放大系数k2越大。研究表明,一般超低比转速离心泵的流量放大系数k1≤2.5,比转速放大系数k2≤2.0。
1.2 改型设计方法
在保证叶轮外径不变的情况下,通过优化泵的过流部件几何参数之间的匹配关系,提高泵的扬程和扬程曲线的稳定性,保证轴功率曲线在设计点附近有最大值,防止泵在大流量下发生过载。通常超低比转速离心泵仍然采用加大流量设计,而且几何参数 β2、b2、Ψ2、Ft等对超低比转速离心泵性能的影响只能靠经验和实验验证,所以只能定性分析几何参数对性能的影响。对20
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。 (3)
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。 (4)
式中:Φmax——最大轴功率点的流量系数;
h0 ——Stodola滑移系数,h0=1-(π/Z)sinβ2,其中Z为叶片数,β2为叶片出口安放角度;
b2 ——叶轮出口宽度;
D2 ——叶轮外径;
Ku ——出口圆周速度系数;
Y ——泵面积比;
Ψ2 ——叶片出口排挤系数;
Ft ——泵体喉部面积;
Pmax ——最大轴功率;
ρ ——液体密度;
ηm ——机械效率;
u2 ——叶轮出口圆周速度;
Qmax ——最大轴功率点流量。
通过以上2个方程组对设计参数进行修正,以保证超低比转速离心泵满足设计要求。
1.3 一种加大系数的方法
文献[4]中依据离心泵叶轮出口宽度、比转速的计算式推导得出了计算低比转速离心泵流量、扬程及比转速放大系数的计算公式, 公式体现了放大系数和叶轮水力参数间的关系,并提出了建立在离心泵性能预测基础上的理论计算低比转速离心泵最佳流量、扬程及比转速放大系数的方法,解决了泵行业一直依据经验统计值确定其放大系数不能使低比转速离心泵在设计点效率最高这一问题。
该方法推导出在不同的流量放大系数k1、比转速放大系数k2、扬程放大系数k3下的叶轮出口宽度。但究竟放大多少,使泵在设计点的效率最高并不知道,为此必须预测所有叶轮出口宽度下的泵的性能曲线,对其在设计点的性能进行比较,选择其中最优者。考虑到加大流量设计的目的是提高设计点的效率,所以应以考虑泵在设计点效率尽可能的高而其尺寸增加不大为最优评估标准,其计算过程见图1,计算公式如下:
b2′=b2kundefinedkundefined。 (5)
undefined。 (6)
undefined。 (7)
R2′=R2+dR2 。 (8)
undefined。 (9)
式中:u2′——由加大流量设计法得到的出口圆周速度,u2′=ωR2′,其中ω为角速度,R2′为由加大流量设计法得到的叶轮外径;
R2 ——由传统设计方法得到的叶轮外径;
b2′ ——由加大流量设计法得到的叶轮出口宽度;
v2 ——叶轮出口液体的轴面速度;
qvt ——泵的理论流量;
hs ——泵内总的水力损失,dhs可由文献[5]中查到。
2水力设计过程中采用的具体改进措施
2.1 叶轮参数的合理选取
2.1.1 叶片出口安放角β2
叶片出口安放角β2对性能曲线有很大影响,采用较小的β2时,扬程特性曲线陡降,有利于防止过载的发生,但β2太小就使得叶片包角非常大,从而增加了泵的沿程摩擦损失,降低了泵的效率。随着β2的增大,泵的扬程增大,理论扬程曲线变得平坦,直到扬程曲线出现驼峰。所以在设计过程中应综合考虑各参数之间的匹配关系,研究表明,一般无过载离心泵β2<20o,当β2<30o时扬程曲线一般无驼峰[6]。
2.1.2 叶片数Z及叶片形状
叶片数Z减少,叶片间流道增大,叶轮流道内轴向旋涡的影响增大,所以叶轮出口处的滑移系数增大,关死点扬程稍微提高,扬程流量曲线会随着流量的增大陡降。叶片数过少时,叶片对液体的控制显然不足,达不到设计扬程;叶片数过多又会使叶轮进口排挤严重。
采用短叶片偏置可以改善进口处的排挤现象,避免流道的脱流和扩散等现象,改善叶轮内部相对速度的分布。文献[7]推荐的最优设计方案是:叶片向长叶片负压面偏置1/10个栅距,短叶片进口直径D0为(0.6～0.7)D2。叶片前伸并减薄,可以增加扬程曲线的稳定性,提高关死扬程,稍微提高泵的效率。原因是叶片前伸后,D0减小使得小流量时叶轮进口的回流损失降低;减薄叶片可以减小叶轮进口的冲击损失。
2.1.3 叶轮宽度b2
采用加大流量设计法时b2比较大,但b2过大时将使关死扬程过高,扬程曲线平坦,容易产生驼峰;b2减小时泵的轴功率曲线趋于平坦,b2太小时铸造比较困难[8],采用冲压焊接法制造时b2的尺寸能得到保证。
2.2 蜗壳几何参数改进
蜗壳喉部面积Ft对泵的性能影响很大。喉部面积Ft增大,大流量时水力损失相对较小,泵的最高效率点向大流量方向偏移,扬程特性曲线趋于平坦;喉部面积Ft减小,小流量时水力损失较小,泵的最高效率点向小流量方向偏移,扬程特性曲线在大流量处趋于陡峭。因此改变蜗壳喉部面积可以改变扬程曲线的形状和最高效率点的位置。
影响离心泵最大轴功率的主要因素是面积比,面积比是叶轮几何参数和喉部面积的相对值,反映了叶轮和蜗壳的匹配关系。面积比越大,最大轴功率Pmax越大,扬程也越高。对无过载离心泵,推荐面积比Y=1.0～2.0。隔舌间隙对泵效率影响较大,隔舌间隙过小时在隔舌处容易产生汽蚀,引起振动、噪声;隔舌间隙过大,蜗壳隔舌处形成回流,效率急剧下降。
3结论
(1)超低比转速离心泵设计理论和方法还处在半经验半理论状态,通过借鉴低比转速离心泵的设计思想,综合考虑离心泵几何参数之间的相互关系,改进超低比转速离心泵水力设计参数和过流部件的匹配关系,能够设计出满足性能要求的超低比转速离心泵。
(2)超低比转速离心泵设计方法是优秀成熟水力模型的归纳总结,具有一定的实用性和补充性。
(3)基于以上离心泵的设计理论和制造方法的研究,可以看出有很多的技术问题有待解决。
(4)以上对目前的文献和研究成果的分析为超低比转速冲压焊接离心泵的深入研究奠定了理论基础。
参考文献
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低比转速离心泵塑料叶轮设计 篇2
在离心泵中,叶轮和蜗壳是重要水力部件,其质量的好坏直接影响泵的水力性能和使用寿命,其中尤以叶轮最为重要。低比转速离心泵叶轮多采用铸造成型方式,叶轮内流道不易加工,表面粗糙度仅达到
本文基于以上原因,以一台流量Q0=12.5 m3/h,扬程H=20 m,转速n=2 900 r/min,比转速 的低比转速离心泵铸铁叶轮水力模型为原型,叶轮材质替换为塑料,并对其水力模型进行设计。考虑到塑料叶轮的结构工艺与铸铁叶轮有较大差别,对其进行结构设计,以便为离心泵塑料叶轮设计者设计提供有益参考。
1叶轮水力设计
1.1原铸铁叶轮几何参数及木模图
叶轮出口直径D2=130 mm, 叶轮出口宽度b2=6 mm, 叶轮进口直径Dj=46 mm, 叶片包角θ=120°, 叶片数Z=6枚, 叶片出口安放角β=28°,图1为铸铁叶轮木模图。
1.2塑料叶轮的水力设计
(1)叶轮进口直径Dj。
叶轮进口有效直径D0。
式中:K0为叶轮进口速度系数,取K0=4.3,由于该轮毂直径dh为0,则Dj=45.66 mm,取Dj=46 mm。
(2)粗算叶轮出口直径D2。
由文献[2]叶轮速度系数曲线,查得Ku2=0.97。
(3)精算叶轮出口直径D2。
考虑性能对比,叶片出口安放角取与铸铁叶轮相同,β2=28°,利用斯托道拉系数和普夫莱德公式,采用逐次逼近法精算叶轮出口直径D2,最终确定D2=128 mm。
(4)叶轮出口宽度b2。
适当加大叶轮出口宽度,一方面易于注塑成型,另一方面与减小叶轮出口直径D2相配合,可以在一定程度提高泵效率[3]。原铸铁叶轮出口宽度为6 mm,现加大1.25倍变为7.5 mm。
1.3塑料叶轮几何参数及木模图
叶轮出口直径D2=128 mm, 叶轮出口宽度b2=7.5 mm, 叶轮进口直径Dj=46 mm, 叶片包角θ=130°, 叶片数 枚,图2为塑料叶轮木模图。
2叶轮的结构设计
2.1材料的选择和脱模斜度
根据文献[4]对UHMWPE、PVDF和PPO等塑料进行强度校核和性能比较,表明PPO性能良好,适合工程应用,本文叶轮材料选取PPO-GF20。
脱模斜度选取:斜度过小则脱模困难,会造成塑件表面损伤或破裂;斜度过大影响塑件尺寸精度。考虑到叶轮外形和壁厚以及PPO-GF20收缩率,脱模斜度取0.5°。
2.2加强筋
为增加塑料叶轮的强度和刚度,在后盖板外侧设置8条加强筋。加强筋的壁厚取盖板厚度的一半,该壁厚不能过大,否则加强筋对应盖板部位易产生缩水纹、空穴等缺陷。加强筋方向要与充模时料流方向一致,避免料流动的干扰,降低叶轮的韧性。加强筋与叶轮轮毂、盖板相接处用圆弧过渡,防止应力集中。加强筋结构如图3。
2.3轮毂处铜嵌件
为使叶轮轮毂与轴有良好配合,保证其尺寸精度,轮毂处加铜嵌件。嵌件表面进行滚花处理,使得嵌件与叶轮轮毂有足够的结合强度。嵌件周围的塑件壁厚,与塑件的种类、收缩率以及嵌件的形状有关。表1为某塑料厂常用铜棒外径与中心孔径部分参数表。已知原有叶轮所在轴径为ϕ16 mm,查表1取铜棒外径为ϕ22 mm,嵌件结构如图4。
2.4定位销和定位孔
叶轮盖板中心轴线与叶轮的中心轴线的重合度,严重影响流体进入叶轮时的流态,进而影响泵效率。笔者为研究盖板焊偏对性能的影响,曾用5级深井泵焊偏叶轮进行试验,测试泵得到效率比正常叶轮效率降低5%,扬程也有所下降。为了保证两者良好的重合度,在叶片上加3枚定位销,盖板对应位置开3枚定位孔,结构如图5。
2.5叶轮叶片处的导熔线
导熔线是在两个熔接面之一上形成一条三角形的凸出材料。基本作用:聚集能量,使之尽快达到熔解温度,得到良好的熔接效果。
本文将导熔线布置在每枚叶片表面。图6为导熔线在叶片上所处的位置以及相关尺寸,其中S为叶轮叶片的厚度。
3泵测试结果比较
将塑料叶轮与原有泵体相配进行性能测试,图7为塑料叶轮与铸铁叶轮在(0.8～1.2)Q0范围效率曲线对比图。由图7可以看出:在(0.8～1.2)Q0范围内,塑料叶轮泵的效率比铸铁叶轮泵均高,设计工况点泵的效率由56%(铸铁叶轮)提高到60%(塑料叶轮),增加了4%。效率提高的原因可能是:
(1)塑料叶轮保证扬程不变情况下(即增加叶轮宽度),减小叶轮外径,叶轮圆盘摩擦损失降低,泵效率增加。
(2)塑料叶轮随着叶片包角增加[5],叶片对流体控制能力加强,流道扩散程度变小,水力损失降低,泵效率增加。
(3)用塑料叶轮代替铸铁叶轮,叶轮流道表面粗糙度降低,液体通过叶轮流道的沿程阻力损失降低,泵效率增加。
由表2可以看出,叶轮替换为塑料材质后,泵配套电机功率可由1.5 kW降至1.1 kW,这样降低了配套电机的成本。轴功率平均降低136 W,假定该电机工作制为S1,全年按300 d计算,每台电泵每年节省电能980 kW,工业用电电价一般为1元/ kWh,则用户一年可节省980元。假设该电泵(铸铁泵)的市场价为2 000元左右(电机成本的降低和叶轮机械加工费用的减少,其市场价会更低),按此计算,用户2年节省的电能就可收回电泵的成本,同时为国家节省了大量电能,达到了节能降耗的目的。
4结语
(1)通过对叶轮水力模型进行重新设计,其材质替换成塑料,并装在同一泵体上进行测试,该泵比原铸铁泵效率提高4个百分点,既符合了国家清水离心泵节能效率指标,又为用户节省了用电费用,达到节能降耗的目的。
(2)考虑注塑工艺可行性,对叶轮几何参数进行了修改;考虑塑料结构工艺,对叶轮结构进行重新设计;不但提高泵效率,泵运行稳定性也得到很好的保证。
(3)相比铸造,塑料注塑成品率高,尺寸稳定 ,叶轮成型后基本消除叶轮质心与轴心不重合造成的不平衡,泵运转平稳,减轻轴承负载和叶轮与密封环的磨损,使电泵的寿命延长。
综上所述,塑料叶轮替换离心泵铸铁叶轮的方案完全可行,并具有极大的前途,相信塑料叶轮的应用会越来越广泛。
摘要：以一台低比转速离心泵铸铁叶轮水力模型为原型,将其材质替换为塑料.考虑泵效率提升和注塑工艺可行性对叶轮几何参数进行修改:减小叶轮外径,增加叶轮出口宽度;考虑塑料结构工艺对叶轮结构进行调整:后盖板外侧设置加强筋,轮毂处加铜嵌件,盖板与叶片结合处添加定位孔销和焊接用导熔线。将塑料叶轮和铸铁叶轮安装在同一泵体进行对比测试。测试结果表明:塑料叶轮设计工况点泵的效率由56%提高到60%,增加了4%,既达到国家节能效率指标,又为用户节省了用电费用。
关键词：塑料叶轮,结构设计,节能降耗,铸铁叶轮
参考文献
[1]关醒凡.现代泵技术手册[M].北京:宇航出版社,1995:193-202.
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超低比转速离心泵 篇3
低比转速离心泵流量小、扬程高,广泛应用于石油化工、核能核电、农业灌溉、航空航天等领域。小流量工作不稳定性是低比转速离心泵存在的关键技术难题,它严重影响了泵系统的可靠性和工作寿命[1]。由于低比转速离心泵的叶轮流道长而窄,小流量工况下很容易在叶轮进口产生回流,叶轮流道中产生流动分离等现象。回流的产生会消耗能量致使水力损失增加,降低了低比转速离心泵的效率。漩涡形成和破裂的过程中会产生振动和噪声,降低了运行的可靠性。 目前国内外学者主要通过试验方法[2,3,4,5]和数值计算方法[6,7,8,9]对离心泵内部流场进行了分析并取得了一些研究成果。
为了对小流量工况下低比转速离心泵内部出现的不稳定流动结构进行分析,本研究针对4种流量工况0. 1Qd,0. 3Qd,0. 6Qd,0. 7Qd,对离心泵内部流场进行定常数值研究。获得不同工况下流场的压力、速度分布并分析其内部流动特性,为扩大低比转速离心泵稳定运行的安全区间提供理论参考。
1几何模型与网格生成
1. 1几何模型
数值模拟选用的离心泵设计参数为: 设计流量Qd= 12. 5 m3/ h,扬程H = 20 m,转速n = 2 900 r / min, 比转速Ns= 66,叶轮外径D = 125 mm,进口直径Dj= 44 mm,叶片数Z = 5。 本研究根据水力木模图采用Pro / E软件对离心泵进行建模,计算模型如图1 ( a ) 所示。
1. 2网格划分及网格无关性验证
离心泵采用ICEM进行网格划分。流体域分为3个计算部分,分别为进口管道、叶轮流道和蜗壳流道。 由于离心泵结构的复杂性,整个泵模型采用适应性较好的四面体非结构网格。笔者选用3种不同网格数进行网格无关性验证,计算网格的信息如表1所示。针对离心泵在设计流量工况下,保持其他条件不变,笔者对所选的3种不同网格数的泵内部流场进行定常数值计算,通过对比预测扬程进行网格无关性分析,结果如图1( b) 所示。由图1( b) 看出,离心泵的网格数增大到一定数值时,预测扬程最终趋于一个恒定值。通过以上分析选用网格数二进行数值模拟研究,离心泵的网格划分如图1( c) 所示。
2数值求解方法
2. 1湍流模型
湍流模型采用RNG k-ε 来封闭时均N-S方程组。 在高雷诺数情况下,RNG k-ε 湍流模型考虑了平均流动中的旋转及旋流流动情况[10,11,12]。其湍流模型为:
式中: k,ε,μ—湍动能、湍动能耗散率、湍流粘性系数; Gκ—由平均速度梯度引起的湍动能的生成项; Gb—由浮力引起的湍动能的生成项; YM—可压缩湍流脉动膨胀对总耗散率的影响。
根据经验,常数可分别取值为: C1ε= 1. 44,C2ε= 1. 68,Cμ= 0. 084 5,σk= 1. 0,σε= 1. 3。
2. 2边界条件
计算域的进口采用速度入口( velocity inlet) 边界条件,设置出口为自由出流( outflow) 边界条件。叶轮与进口管道、叶轮与蜗壳之间设置交界面( interface) 。 叶轮和泵壳与流体相接触的面均采用无滑移固壁条件,近壁区采用标准壁面函数。
3计算结果与分析
叶轮进口流线图如图2所示。从图2中可以看出,泵在0. 7Qd工况下工作时,叶轮进口没有出现回流,进水管中的流体速度迹线分布均匀。当Q = 0. 6Qd时,仅在叶轮进口出现回流,进水管中流态较好。随着流量继续减小,回流漩涡变大,当流量减小到0. 1Qd时,叶轮进口回流非常明显,进水管中形成多个漩涡并向其上游扩展,进水管中的流态变得十分紊乱。由以上分析可知,当泵在低于0. 6Qd工况下工作时,叶轮进口产生了回流现象。回流流体由于受到叶轮旋转的作用而具有周向速度,从叶轮中倒流出来的流体在进水管道中与来流混合并将旋转能量传递给来流液体,引起回流漩涡。漩涡的产生造成较大的水力损失,严重降低泵的效率。
4种流量工况下进口管中流体圆周速度分布如图3所示。本研究沿进水管道的管壁从叶轮进口截面至进口管道的进口端布置一系列监测点,进口管长度为0代表叶轮进口截面[13,14]。从图3中可以看出,0. 7Qd工况下,各个监测点的圆周速度基本为0,表明该流量工况下叶轮进口处的流体还没有发生预旋。0. 6Qd工况下,在叶轮进口处开始产生微小的圆周速度,0. 3Qd和0. 1Qd工况下,叶轮进口处已有较大的周向速度,且流量越低产生的周向速度越大。在0. 6Qd工况下,进口管中圆周速度基本为0,流量降低到0. 3Qd工况下, 在叶轮进口截面至进水管道120 mm处,开始出现圆周速度。0. 1Qd工况下,叶轮进口和整个进口管道中都具有较大的周向速度。从图2 ( b) 中可以看出, 0. 6Qd工况下,仅在叶轮进口产生轻微回流,其对进水管中的流态基本没有影响。随着流量降低,产生的周向速度增大,回流强度加剧。当流量减小到0. 1Qd,圆周速度达到最大,从图2( d) 中可以看出,预旋一直扩展至进水管的进口端。
进水管中不同流量下轴向速度分布如图4所示。 以进口管中与主流相反的轴向速度为正方向,从图4中可以看出0. 6Qd和0. 7Qd工况下,进口管中的流体速度方向和主流方向相同,表明进水管道中没有产生预旋。随着流量的降低,进口管中出现了与主流方向相反的轴向速度。流量减小到0. 3Qd,其最大值达到3 m / s,流量降低到0. 1Qd时,轴向速度进一步增大。 0. 1Qd和0. 3Qd工况下,进口管道中具有与主流相反的轴向速度区域与具有周向速度的区域相同。
叶轮中截面相对速度流线图如图5所示。流道1是正对蜗壳隔舌的流道,从图5中可以看出,0. 7Qd工况下,5个流道中的流动均比较稳定,未出现漩涡。随着流量的降低,蜗壳隔舌与叶轮之间的强烈动静干涉作用改变了靠近隔舌流道中的流态。0. 6Qd工况下, 在流道1出口产生了一个较大的漩涡,随着流量降低到0. 3Qd,该漩涡向叶轮进口扩展,并在该流道的进口处产生了一个较小的漩涡,0. 1Qd工况下,大漩涡进一步向叶轮进口扩展。流道5进口在0. 6Qd工况下产生一个较小漩涡,在出口形成一个较大的漩涡,大漩涡在0. 3Qd和0. 1Qd工况下的发展过程同流道1中漩涡的发展过程相同。随着流量的降低,流道5中的漩涡逐渐向流道4中扩展。在0. 1Qd工况下,流道4进口出现一个较小的漩涡,靠近其出口出现一个较大的漩涡。漩涡的产生,严重影响了叶轮的过流能力,降低了泵的效率。
叶轮出口沿圆周方向的涡流强度分布如图6所示。圆周角 φ = 0°代表蜗壳的第Ⅶ断面,φ = 56°代表蜗壳隔舌位置。由图6可以看出,4种流量工况下,沿圆周方向的涡流强度呈现周期性变化,由于叶轮与蜗壳之间的强烈动静干涉作用,在隔舌位置涡流强度出现了最大值。0. 6Qd和0. 7Qd工况下,涡流强度分布规律类似,当流量由0. 6Qd降低到0. 1Qd,涡流强度逐渐增大。由此表明随着流量的降低,离心泵内部的流动越不稳定。
离心泵中截面总压分布如图7所示。从图7中可以看出,4种流量工况下,叶轮流道总体趋势相似,叶轮进口出现低压区,此处易发生汽蚀。由于隔舌的阻碍作用靠近隔舌的流道出口出现局部高压区,最高值达280 k Pa。在0. 7Qd工况下,可以看出等压线基本垂直于叶片的压力面,当流量降低到0. 3Qd时,多个流道中的等压线不再垂直于压力面,使叶轮流道中出现了流动分离。当流量进一步降低到0. 1Qd,从图5( d) 中可以看出,所有流道的前缘都出现了流动分离。
4结束语
本研究通过FLUENT软件,对低比转速离心泵的4种小流量工况进行了数值分析,得出小流量工况下不稳定流动的关键流动点是0. 6Qd,通过周向速度和轴向速度分析可得出不同工况下出现回流的位置。随着流量的进一步减小,叶轮进口的回流强度增大,回流漩涡逐渐向进水管的进口端扩展,叶轮流道中的漩涡也逐渐增大并向其相邻的流道中扩展。
本研究通过对低比转速离心泵内部流动特性的分析,揭示了小流量工况下低比转速离心泵内部的不稳定流动规律,可为低比转速离心泵的优化设计、扩大低比转速离心泵的安全稳定运行范围和延长使用寿命提供参考。
摘要：针对小流量工况下低比转速离心泵内部流动特性问题,通过运用计算流体力学软件FLUENT,并采用RNG k-ε湍流模型和SIMPLE算法,对离心泵内部流场进行了数值模拟。采用3种不同网格数对离心泵模型进行了网格无关性分析以验证提高数值计算的准确性。沿进水管道至其进口端设置了监测点,分析了周向速度和轴向速度,得出了不同工况下发生回流的位置,分析比较了4种流量工况下离心泵内部的流场分布。结果表明:0.7Qd工况下,进水管道和叶轮流道中的流线均比较平滑,离心泵内部流动比较稳定。0.6Qd工况下,叶轮进口和叶轮流道开始产生了漩涡。随着流量的进一步降低,叶轮进口回流强度增大,叶轮流道中的漩涡逐渐向其相邻流道中扩展,离心泵内部的流态十分紊乱。