低比转速离心泵设计方法
低比转数离心泵的水力设计及性能预测
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ：Ｂｙ ｕｓ ｉ ｎ ｇ ｅ ｍｐ ｉ ｒ ｉ ｃ ａ ｌ ｃ ｏ ｒ ｒ ｅ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ，ｂ ａ ｓ ｉ ｃ ｇ ｅ ｏ ｍｅ ｔ ｒ ｙ ｐ ａ ｒ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｓ ｏ ｆ ｉ ｍｐ ｅ ｌ ｌ ｅ ｒ ｗｅ ｒ ｅ ｏ ｂ ｔ ａ ｉ ｎ ｅ ｄ．Ｔｈ ｅ
轮， 并采 用 Ｒ Ａ Ｎ Ｓ控 制 方程组 和 Ｒ Ｎ Ｇ ｋ一占湍 流模 型 对所 设计 的 离心叶 轮 流道 的 三 维湍 流 流场
进行 计 算分析 ， 研 究 了这 ４种 短 叶片对 沿流道 的速度 分布 、 压 力分布及 离心 叶轮 整体 水 力Ｉ ｝ 生 能 的 影 响． 结果表 明 ： 添加 短 叶 片 能 明显 提 高叶轮 扬 程 ， 但 过 长的 短 叶 片会 增加 冲 击损 失 与摩 擦 损
ｉ ｍ ｐ ｅ ｌ ｌ ｅ ｒ ｐ ｒ ｏ ｉ ｆ ｌ ｅ ｗ ａ ｓ ａ ｄ ｊ ｕ ｓ ｔ ｅ ｄ ａ ｃ ｃ ｏ ｒ ｄ ｉ ｎ ｇ ｔ ｏ ｇ ｉ ｖ ｅ ｎ ｌ ｆ ｏ ｗ ｃ ｒ ｏ ｓ ｓ ｓ ｅ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｒ ｅ ａ ｄ ｉ ｓ ｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｗ ｒ ａ ｐ ａ ｎ ｇ ｌ ｅ ｓ ｄ ｉ ｓ —
ｓ ｐ ｅ ｅ ｄ ｃ ｅ ｎ ｔ ｒ ｉ ｆ ｕ ｇ ａ ｌ ｐ ｕ ｍ ｐ ｉ ｍ ｐ ｅ ｌ ｌ ｅ ｒ ｓ ｗ ｉ ｔ ｈ ｄ ｉ ｆ ｆ ｅ ｒ ｅ ｎ ｔ ｓ ｐ ｌ ｉ ｔ ｔ ｅ ｒ ｂ ｌ ａ ｄ ｅ ｓ（ ７ ５ ％， ６ ５ ％， ５ ５ ％， ４ ５ ％ ｌ ｏ ｎ ｇ ｂ ｌ ａ ｄ ｅ
—— —— ●● Ｊ ｏ ｕ ｒ ｎ ａ ｌ ｏ ｆ Ｄ ｒ ａ ｉ ｎ ａ ｇ ｅ ａ ｎ ｄ Ｉ ｒ ｒ ｉ ｇ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｒ ｙ Ｅｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ
低比转速离心泵叶轮流道形状的参数化设计
2013年 第2期通用机械【摘 要】泵叶轮的设计。
【关键词】离心泵 叶轮流道 形状优化 化设计一、前言要转弯。
低比转速离心泵叶轮流道形状的参数化设计刘全恩 肖 宇 杨建坤 王 君液体在叶轮流道内的流动特点1所示，整个流道可2013年 第2期 77通用机械径向流出叶轮，转过90°，在叶轮内得到能量。
叶轮流道内液体的流动特点：1）轴流区是流通面积不变的环形通道，液体在该区域内均匀流动。
2）在转弯区内，液体在从轴向流到径向，由于离心力的作用，在转弯处前后盖板速度和压力不同。
3）在径向区，液体径向流动，其流通面积逐渐增大，前后盖板的宽度变化较小，扩压度较大。
2. 叶轮流道的形状叶轮流道的形状如图2所示，其流道通常采用线段和圆弧构成。
根据离心泵的流量、扬程和转速等运行参数通过速度系数法可确定D h 、D j 、D 2、b 2、b 等参数，在流道设计过程中，通过改变α、R 1、R 2等参数完成流道设计，达到轴面流通面积的均匀变化。
旋转面，此旋转面即是轴面液流的过流断面。
作出流道全部内切圆的轴面液流过流断面，所得到的数据见表1。
3. 轴面流线的绘制绘制叶轮流道内的轴面液流过流断面如图3所示。
绘制叶轮流道内的轴面流线如图4所示，其作法是在每一个内切圆内作一个轴面液流的过流断面，内切圆的两个切点为A 和B ，与圆心O 相连，得OA 线及OB 线，连接AB ，得到三角形OAB ，自O 点作AB 线的垂直线，交AB 线于D 点，将OD 线三等分，等分点为C 及E ，作曲线AEB ，使得曲线AEB 与OA 和OB 相切，使得曲线AEB 在E 点与OD 线相垂直，则AEB 即为轴面液流过流断面的形成线。
如果把AEB 线绕泵轴心线旋转一圈，则得到一R c /mm b /mm 过流面积/mm 2流线长度/mm64.628.211 440.4064.628.211 440.411.000 965.6727.99711 546.1820.121 671.0326.983 612 036.5333.596 276.3325.973 212 450.3241.940 581.624.965 112 793.3248.765 586.8723.959 913 071.1754.814 792.0222.956 213 266.0660.421 697.1921.955 313 400.4965.753 5105.3220.592 713 620.2174.135 1113.8419.994 414 294.382.685 2128.1518.99515 286.8397.002 9142.4617.995 116 099.29111.326 8153.917.195 416 619.22122.782 5表1容积与啮合间隙随曲轴转角变化关系 2013年 第2期通用机械各轴面液流过流断面面积求出以后，作曲线以检查面积变化是否均匀。
低比转速泵叶轮水力设计方法综述
低比转速泵叶轮水力设计方法综述严敬，杨小林（四川工业学院，四川 成都 ６１００３９）摘 要：概括性地介绍了低比转速离心泵叶轮水力设计领域近年中取得的进展和新理论，讨论分析了不同目标的叶轮几何参数计算方法，如建立在对大量优秀水力模型统计基础之上的速度系数法、以计算机编程综合计算叶轮几何参数的解析法；介绍了特殊的叶片绘形方法，如单圆弧曲线，等变角、非等变角螺旋线等，并对这类叶轮水力设计的研究方向提供了有益的建议。
关键词：低比转速；叶轮；设计；理论；综述文献标识码：Ａ 文章编号：１００５－６２５４（２００３）０３－０００６－０４０ 引言低比转速泵高扬程、低流量的外特性特征决定了其具有某些与其它离心泵不同的特殊性：为产生较高的扬程，泵的叶轮半径必须比较大，由于叶轮的圆盘摩擦损失大约正比于叶轮半径的５次方，因而较大的圆盘半径造成的过大的机械损失决定了这类泵效率普遍较低。
低比转速泵效率过低的另一个原因也与叶轮产生的过高的扬程相联系。
高扬程决定了叶片流道间逆压梯度比较高，这种压力分布特点使得水流易于在叶片表面股流分离，这一现象甚至在泵的设计点也难以避免。
另外，低比转速泵的最大输入功率与设计点轴功率之比可以达到１．６以上，这一比值远比其它离心泵对应值高，结果造成原动机频频过载失效。
最后，一些参数不合理的低比转速泵的H－Q曲线常常出现驼峰，影响机组稳定运行。
低比转速泵的上述不足难以用一般叶轮水力设计方法纠正，这类泵应有适合其自身特征的叶轮几何参数计算方法和叶片绘形原理。
近十余年里，国内不少水泵技术人员广泛开展了关于低比转速泵的特性及设计方法的研究，并取得的众多成果应用于设计实践中。
本文仅对低比转速叶轮的水力设计新理论、新方法作一综述与展望。
１ 叶轮几何结构参数的计算新方法用户给定的叶轮设计点参数，一般包括叶轮的理论流量QT ，理论扬程HT，旋转角速度ω；设计人员必须根据这些参数决定全部叶轮几何尺寸：叶轮半径R２，叶轮出口宽度b２和出口排挤系数ψ２，叶片出口安放角β２及叶片数Z，叶轮进口直径D０。
低比转速离心泵叶轮设计及流动分析
低比转速离心泵叶轮设计及流动分析作者：郭攀史洪伟宋传智来源：《赤峰学院学报·自然科学版》2020年第08期摘要：低比转速离心泵流量小、扬程高，在化工生产、居民用水、农业浇灌以及船舶与航天范围都有广泛的应用.正是由于它的工作特点，使得低比转速离心泵叶轮具有较为狭长的流道构造，这就加大了离心泵的机械损失.叶轮是离心泵的核心过流元件，一个优秀泵的叶轮几何设计必然是一个泵的综合性能设计体现.流体在叶轮上的流场非常繁杂，这就导致了其对泵的性能的影响参数较多，传统的设计和试验方法难以对流体运动做出精确的分析，采用合理的设计方法以及优秀的分析手段来研究各影响要素与离心泵性能优劣的关系是设计出一个优秀离心泵的前提.本文对此进行了分析探讨，以供借鉴参考.关键词：低比转速;离心泵;叶轮;流动分析中图分类号：TH311 文献标识码：A 文章编号：1673-260X（2020）08-0025-051 引言近些年化工行业的飞速发展，使得泵类设备的设计与使用愈发广泛.在城市给水、灌溉排水、精细化工、航空工程及船舶工程等行业的流体输送、农业生产、冷却系统及水力循环等领域均有应用.工业生产用泵不仅数量巨大、种类繁多，且因使用环境复杂各异，其性能参数也各不相同.其中，低比转速离心泵的比转速ns处于30至80之中，ns小反映其流量小、扬程高，并具有结构简单、质量轻、体积小、低噪声以及维修方便等特点，在设计中常采用圆柱形叶片[1].低比转速离心泵中，主要的做功效率损失就归于叶轮本身的机械损失.其机能的好坏直接牵连着能量利用率与生产效率的提升，对工业的进步具有明显的促进效果.因此，如何设计出一个符合生产需要的优秀离心泵叶轮，达到消除扬程曲线驼峰、汽蚀现象及提高工作效率等目的，是当前设计人员对该种类型泵探究的关键问题[2].设计人员通常采用相似理论法进行产品的参数设计，但是到目前为止并未完全准确的掌握液体在离心泵内的流动方式，所有的设计都成立在设计人员较为丰富的理论知识和设计经验之上，并被已有泵的设计水平所限制[3].在对一台设计好的离心泵进行性能试验时，因为试验的成本及条件的限制，并不能很好的完成对产品的直接测试.CFD技术的运用很好的促使了理论计算、试验探究与仿真模拟共同解决液体的运动问题.在模型设计阶段对其进行数值仿真，可预估其使用效能，还能了解其内部液体运动的不稳定情况，掌握其流动规律.低比转速离心泵内部流体流场的复杂性，对离心泵叶轮数值模拟具有非常重要的理论意义和应用价值.离心泵的应用价值巨大，能完善且高效率的设计出一个优秀的离心泵是十分必要的.2 低比转速离心泵叶轮内部流体流动情况2.1 叶轮内部流动的研究叶轮是离心泵的“心脏”，离心泵水力设计可以简单归纳为一个具有高效率和满足性能要求的叶轮水力设计，流体在叶轮内的流动是复杂非线性的方式，理论计算很能实现对叶轮内部流体状态的精确测算.因此，有必要采取一定的技术明白液体在叶轮上的流动方式，清楚其内部繁杂的流场情况，并结合理论和试验的方式探究液体在叶轮上的流动规则，如速度和压力走向等，以此树立叶轮有效的设计思想.当前，CFD数值模拟方法、理论分析法和试验观测法组成了分析和认识离心泵内部流体流动的研究设计方法.三者各有各的适用场所和优点，形成了一套研究流体状态的完整体系.2.2 叶轮内部流动分析2.2.1 离心泵的尾流-射流结构泵的叶轮是以有限个叶片所构成，邻近的叶片之间为它的液体流道.液体在其内流动，在其壁面形成边界层，叶片对它的夹持力度相对减弱，导致流体不能完全被约束，结合流体粘性力，流体的惯性就会表现出来.如果把此时液体在叶轮中的流动进行分解，除了均匀的对应流动外，还存留着相对的轴向旋涡转动，它的回转方向和叶轮相反.运动的叠加及哥氏力等原因，经过边界层成长、二次流生长及流道分层效果的彼此作用，使泵类叶轮内部形成尾流，这也是叶轮内能量主要耗散区.流道中的运动一般都是以相比流速较低的尾迹区以及接近无黏性的射流区构成[4].叶轮对流体所做功大小不相等，最后导致流体在接近工作面较强，接近背立面较弱.于逆向压力梯度的影响中，接近出口背面的边界层更轻易发生分离，于其周围引起回流与脱流等情况.图2可以看到于尾流区及射流区中间留有一段具备速率梯度的间隙.若梯度较大，则可构成剪切层，尾流区越宽，剪切层越薄，速度梯度也越大，给叶轮的使用效果带来的影响愈大，同时增大泵内部的流动损失.低比转速离心泵叶片数量较少，从而速率梯度更大，分层效果明显，严重干扰泵的性能参数[5].在设计中可通过增大出口宽度、取较多的叶片数等均可削弱离心泵的尾流-射流结构.2.2.2 离心泵汽蚀现象汽蚀为泵类机械常见的流体运动状态，离心泵工作时，气泡在叶轮高压区持续破裂的同时造成剧烈冲击，常带给工作中的离心泵噪音與振动.离心泵若长期受汽蚀的影响，其叶片表面会遭受疲劳破坏甚至断裂，呈现出蜂巢状的外观，严重影响泵的水力性能，如图3所示.在该种类型泵，相邻两叶片中的流道较为狭窄，导致出现空化时，空泡就会充斥整条流道.因此，扬程效能曲线的走向就会呈现突然下降的趋向.设计中降低叶片流入口速度为改进泵类抗空化效能的有用方式.合理的增加叶轮的进口大小、加大叶片的进口宽度与叶片进口冲角均起到提升离心泵抗汽蚀能力的作用.另外，叶片入口处倾于吸入口方位合理的伸展可让流体提早受到叶片的影响，在加大叶片能用面积的前提下，缩小了叶片两面的压差，也让入口边的直径减小，提升泵的抗空化效能[6].采用这种设计方法也减小了所设计叶轮的外径、增加了叶片的重叠程度，对离心泵的圆盘摩擦损失和流道的扩散现象都是有利的.2.2.3 离心泵流动失速现象低比转速离心泵本身的流量一般较小，当其减少到某个限度时，流体在流入和流出叶片的地方能够呈现回流和脱流的形势，回流将造成泵使用的效率降低，且会随同流量及压力的跳动而发出噪音及震动[7].在液体流量较小时，液体进入流道是不匀称的，会在叶片间产生一个甚至更多失速团，失速团在各流道内轮回产生且越来越剧烈，进而产生回旋失速.这种失速旋转对离心泵的安全使用影响很大，可引发叶轮流道的堵塞与扬程性能曲线的下降.3 低比转速离心泵的技术特征与叶轮设计3.1 叶轮叶片数的选取该类型泵叶轮流道细长而使其圆盘摩擦损失较大，设计上大多取用更多叶片数量的方式以使叶轮外径尺寸变小.在离心泵中，叶片选取的数量通常随ns的降低而增加.在低比转速离心泵中，过多的叶片设计会导致叶轮进口排挤系数加大，更易产生驼峰.较少的叶片设计，则会降低叶轮工作性能参数.该种类型泵的叶轮一般采纳5～7扇叶片，若选取数量较少，那么应恰当增加叶片包角.3.2 叶轮叶片进、出口角的选择3.2.1 叶轮叶片进口角的选择该类型泵具备明显的粘性效应，对此，叶片入口角的度数要加大.离心泵的叶片厚度较小，考虑对包角的影响，可以增加一个冲角Δβ，冲角通常选择3°～15°.选用正冲角能够增加叶轮抗汽蚀能力，并不会过大干扰叶轮的效用.采纳加大的叶片入口角，能有效降低叶片的卷曲水平和入口处流体的排挤.另外，研发中采取正冲角能使液体在流道间低压侧的非工作面造成脱流，且难以向高压区扩散，能抑制住旋涡的出现区域，进而能够缓解空化的危害.由于粘性效应的参与，离心泵的包角一般设计的比较大.如果不改进叶片进口角的大小，使得叶轮出口较小而叶片包角过大，其结果往往是在叶片出口产生严重的脱流现象，增加扬程的损失.3.2.2 叶轮叶片出口角的选择叶片出口角β2的大小干扰着泵的性能，当叶轮直径一定时，β2的选取有如图4几种干涉情况：β2的大小常取18°～40°之间，若β2大于或等于90°，叶轮效能的消耗就会同流量的增长而增长.同时，因轴功率变大也将导致原动机更易超载.设计低比转速离心泵叶轮时，采用较大的出口角，虽然可以增加揚程、减小叶轮的直径，从而降低叶轮的圆盘摩擦损失，以此提高叶轮的工作效率.但是，较大的出口角在流量相同的情况下，叶轮出口处速度加快，使得流体在压水室内的容积损失增大.而且，随着β2的增大，其相对速度降低，流动扩散损失也更加巨大.在这种情况下，具有流量小的特点的低比转速离心泵，更易于使扬程特性曲线发生驼峰.3.3 叶片包角的选择对泵的影响该类型泵采纳的圆柱形叶片设计，使得包角可以选择的数值区间过大，常常使研发者产生困惑，很多长年研究的设计者也只能凭经验来选取包角的数值大小，而且流道狭长更加导致设计者对包角选取的重要性.一般情况下，采用较大的包角，能减轻液体流动扩散的现象，流场情况也更靠近叶片形式，增大离心泵的性能利用.但是，在确定离心泵外径的数值后，增大所设计的叶片包角，则使两叶片间的流道加大，因而增大了圆盘摩擦损耗而使泵使用效能有所降低.若选取的包角过小，又将导致叶片的重叠度降低，不利于对液体流动有用的流道地方的设计.3.4 叶轮主要参数的水力设计叶轮主要几何参数有叶轮进口直径Dj、叶轮出口直径D2、叶轮进口宽度b1、叶轮出口宽度b2、叶片进口角β1、叶片出口角β2、叶片数z等[8，9].4 低比转速离心泵叶轮的CFD分析4.1 三维模型的建立低比转速离心泵的CFD分析法不同于试验观测设计法，不需要设计者投入大量的资金生产制造样机，并以实际的测试结果计算产品的性能.试验观测法经常为获得一个优秀的离心泵水力设计而反复的制造样机以寻求较好的设计结果，这无疑给产品带来了较长的设计周期，严重影响工业的发展.CFD分析法通过对所设计的设备参数进行三维模型的绘制，利用计算机技术对模型进行数值模拟，快速准确地计算出产品的工作性能.图像显示的优点可以清楚而直观的分析出流场的存在形势.根据设计参数绘出模型如图5所示.4.2 湍流模型湍流是一种十分常见的现象，它是一种即对空间不规律又对时间无次序的表现.科学上利用雷诺数的大小对流体流动形式作出简单的鉴别，通常对管内的流体，在雷诺数低于2300是被认为是层流，2300至4000则被认为是过度流，而当这一数值大于4000时则被归于湍流.由于湍流是一类较为繁杂的非线性流动形式，成为当今科研人员研究的热门方向.本文对叶轮内流体的流场模拟选用k-ε模型，此模型在解决湍流模型的问题上具有更好的准确性和经济性，因此，在流体分析中的应用更为广泛和成功.4.3 网格划分流体运动大多伴随着复杂的流动问题，不规则的模型和流动区域加大了计算难度.因此，对离心泵叶轮的三维模型做数值模拟时，第一步就是将模型进行网格划分，即对空间上一系列连续的计算区域划分成多个子区域.网格划分的细腻程度是数值计算和显示云图是否精确的前提[10，11，12]，而网格生成越精密又对计算机的性能需求越大，就需要耗费更多的时长.划分网格是连接三维模型和数值计算的桥梁，建立正确而合理的网格数量能提高计算效率和分析精度.图6为网格划分后的叶轮模型.网格划分一般可分成结构化网格、非结构化网格及混合网格[13].（1）结构化网格的单元与节点是规则排列的，而且每一个节点的领点数量也是相同的.这使得在网格划分时网格的生成速度较快，边界拟合实现更加容易以及操作简单.但是，这种划分方式仅适用于规则简单的模型，适用性大大降低;（2）非结构化网格的单元及节点成无规则排列，因而，对它们的可控性更优，能够更好的解决边界问题.这种方法在划分时可做到优化分辨，可以划分出高品质的网格，提升结果的适用性[14].但是，这种划分方法不能很好地解决粘性，而且对同一模型，它的划分效率低;（3）混合网格，前面两种网格划分方式都有其不足，为了能获得更好的模拟结果，混合网格技术就越来越得到工程师的重视.这种划分方式灵活性高，可改善网格的自适应性，广泛的应用于解决复杂边界问题的模型中[15].4.4 性能预测将网格划分后的模型设定合理的边界条件及数值进行计算后，得到流体的流线分布图、压力云图以及速度云图.3 低比转速离心泵的技术特征与叶轮设计3.1 叶轮叶片数的选取该类型泵叶轮流道细长而使其圆盘摩擦损失较大，设计上大多取用更多叶片数量的方式以使叶轮外径尺寸变小.在离心泵中，叶片选取的数量通常随ns的降低而增加.在低比转速离心泵中，过多的叶片设计会导致叶轮进口排挤系数加大，更易产生驼峰.较少的叶片设计，则会降低叶轮工作性能参数.该种类型泵的叶轮一般采纳5～7扇叶片，若选取数量较少，那么应恰当增加叶片包角.3.2 叶轮叶片进、出口角的选择3.2.1 叶轮叶片进口角的选择该类型泵具备明显的粘性效应，对此，叶片入口角的度数要加大.离心泵的叶片厚度较小，考虑对包角的影响，可以增加一个冲角Δβ，冲角通常选择3°～15°.选用正冲角能够增加叶轮抗汽蚀能力，并不会过大干扰叶轮的效用.采纳加大的叶片入口角，能有效降低叶片的卷曲水平和入口处流体的排挤.另外，研发中采取正冲角能使液体在流道间低压侧的非工作面造成脱流，且难以向高压区扩散，能抑制住旋涡的出现区域，进而能够缓解空化的危害.由于粘性效应的参与，离心泵的包角一般设计的比较大.如果不改进叶片进口角的大小，使得叶轮出口较小而叶片包角过大，其结果往往是在叶片出口产生严重的脱流现象，增加扬程的损失.3.2.2 叶轮叶片出口角的选择叶片出口角β2的大小干扰着泵的性能，当叶轮直径一定时，β2的选取有如图4几种干涉情况：β2的大小常取18°～40°之间，若β2大于或等于90°，叶轮效能的消耗就会同流量的增长而增长.同时，因轴功率变大也将导致原动机更易超载.设计低比转速离心泵叶轮时，采用较大的出口角，虽然可以增加扬程、减小叶轮的直径，从而降低叶轮的圆盘摩擦损失，以此提高叶轮的工作效率.但是，较大的出口角在流量相同的情况下，叶轮出口处速度加快，使得流体在压水室内的容积损失增大.而且，随着β2的增大，其相对速度降低，流动扩散损失也更加巨大.在这种情况下，具有流量小的特点的低比转速离心泵，更易于使扬程特性曲线发生驼峰.3.3 叶片包角的选择对泵的影响该类型泵采纳的圆柱形叶片设计，使得包角可以选择的数值区间过大，常常使研发者产生困惑，很多长年研究的设计者也只能凭经验来选取包角的数值大小，而且流道狭长更加导致设计者对包角选取的重要性.一般情况下，采用较大的包角，能减轻液体流动扩散的现象，流场情况也更靠近叶片形式，增大离心泵的性能利用.但是，在确定离心泵外径的数值后，增大所设计的叶片包角，则使两叶片间的流道加大，因而增大了圆盘摩擦损耗而使泵使用效能有所降低.若选取的包角过小，又将导致叶片的重叠度降低，不利于对液体流动有用的流道地方的设计.3.4 叶轮主要参数的水力设计叶轮主要几何参数有叶轮进口直径Dj、叶轮出口直径D2、叶轮进口宽度b1、叶轮出口宽度b2、叶片进口角β1、叶片出口角β2、叶片数z等[8，9].4 低比转速离心泵叶轮的CFD分析4.1 三维模型的建立低比转速离心泵的CFD分析法不同于试验观测设计法，不需要设计者投入大量的资金生产制造样机，并以实际的测试结果计算产品的性能.试验观测法经常为获得一个优秀的离心泵水力设计而反复的制造样机以寻求较好的设计结果，这无疑给产品带来了较长的设计周期，严重影响工业的发展.CFD分析法通过对所设计的设备参数进行三维模型的绘制，利用计算机技术对模型进行数值模拟，快速准确地计算出产品的工作性能.图像显示的优点可以清楚而直观的分析出流场的存在形势.根据设计参数绘出模型如图5所示.4.2 湍流模型湍流是一种十分常见的现象，它是一种即对空间不规律又对时间无次序的表现.科学上利用雷诺数的大小对流体流动形式作出简单的鉴别，通常对管内的流体，在雷诺数低于2300是被认为是层流，2300至4000则被认为是过度流，而当这一数值大于4000时则被归于湍流.由于湍流是一类较为繁杂的非线性流动形式，成为当今科研人员研究的热门方向.本文对叶轮内流体的流场模拟选用k-ε模型，此模型在解决湍流模型的问题上具有更好的准确性和经济性，因此，在流体分析中的应用更为广泛和成功.4.3 网格划分流体运动大多伴随着复杂的流动问题，不规则的模型和流动區域加大了计算难度.因此，对离心泵叶轮的三维模型做数值模拟时，第一步就是将模型进行网格划分，即对空间上一系列连续的计算区域划分成多个子区域.网格划分的细腻程度是数值计算和显示云图是否精确的前提[10，11，12]，而网格生成越精密又对计算机的性能需求越大，就需要耗费更多的时长.划分网格是连接三维模型和数值计算的桥梁，建立正确而合理的网格数量能提高计算效率和分析精度.图6为网格划分后的叶轮模型.网格划分一般可分成结构化网格、非结构化网格及混合网格[13].（1）结构化网格的单元与节点是规则排列的，而且每一个节点的领点数量也是相同的.这使得在网格划分时网格的生成速度较快，边界拟合实现更加容易以及操作简单.但是，这种划分方式仅适用于规则简单的模型，适用性大大降低;（2）非结构化网格的单元及节点成无规则排列，因而，对它们的可控性更优，能够更好的解决边界问题.这种方法在划分时可做到优化分辨，可以划分出高品质的网格，提升结果的适用性[14].但是，这种划分方法不能很好地解决粘性，而且对同一模型，它的划分效率低;（3）混合网格，前面两种网格划分方式都有其不足，为了能获得更好的模拟结果，混合网格技术就越来越得到工程师的重视.这种划分方式灵活性高，可改善网格的自适应性，广泛的应用于解决复杂边界问题的模型中[15].4.4 性能预测将网格划分后的模型设定合理的边界条件及数值进行计算后，得到流体的流线分布图、压力云图以及速度云图.。
低比转速离心泵的水力模型设计
.
一
—
一
、、甘奋喻 沙砂
D esigntt: D elopm t ev en
设计与R 发
室的水力损失; 三是设计新的吸水室。汽蚀性能主要考
三、设计思想及试验方案
1 . 设计思想
虑泵吸水室和叶轮进 口尺寸和形状 。
2 . 试验方案
方案 1
方案 2
环 形 吸水室 半 螺旋形 吸水室
! 一
泵是把原动机的机械能转换成输送液体能量的机器 ，
和出 口宽度所致。从汽蚀性能指标看 ，两个方案均达到 了课题规定的要求 ，方案 2 的汽蚀性能要好一些。 表1
Q/
20 40
NP SH 一Q
NPSH / m
4
60
《 案 1) 方
Q/ (m 3Ih)
图2
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两种试验方案结果比较
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m
H 一Q
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49 .4 63 .7
N P SH
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1. 两种试验结果比较 该课题的试验方案全部在国家工业泵质量监督检验
H IM
H 一Q
中心的试验台上进行 ，该 中心的试验台经过国家质量监
督检验检疫总局和国家计量局 的审查和验收 ，精度达到 试验台 A 级精度要求 ，满足本课题 的各项试验要求 。
n (%)
n 一Q
表 1、图 2 、图 3 是方案 1、方案 2 的试验结果。从 试验结果可以看到，两个方案的性能曲线形状较好 ，没 有驼峰，流量、扬程两个方案都达到了课题规定的要求 ， 方案 2 较方案 1 流量、扬程高一些。从效率曲线可以看 出，两个方案的效率指标均达到了课题规定的要求 ，方 案 2 的效率指标略高一些 。最高效率点向大流量处偏移 ， 这主要是由于降低了叶轮外径 ，增大了出口叶片安放角
基于CFD技术的超低比转速离心泵叶轮的优化设计
第34卷第3期 机电卢品开发与创新Vol.34,No.3 2021 年 5 月D evelopm ent&Innovation of M achinery&Electrical P roducts M/y.，2021文章编号：1002-6673 (2021) 03-123-03基于CFD技术的超低比转速离心泵叶轮的优化设计赵秋红！张金秋(淄博市工程咨询院，山东淄博255000)摘要：离心果近年来在工业领域中得到了十分普遍的应用，而叶轮属于离心果的关键部件之一，叶轮设计在 很大程度上关系到离心泵的运行性能。
叶轮在离心泵中的受力状态较为复杂，不但会承受自传形成的离心力，同时其叶片还会承受流体高速运动带来的冲击力。
过去的叶轮设计往往是依靠统计的经验公式对其尺寸参数 予以确定，但这样的缺陷在于并未强调其内部流动状态的数值模拟，无法了解到叶轮实际的受力状态。
基于 此，本文结合笔者实际研究，探讨了基于C F D技术的超低比转速离心泵叶轮的优化设计。
关键词：C F D技术；离心泵；叶轮；优化设计中图分类号：T K72 文献标识码：A d〇i:10.3969/j.issn.1002-6673.2021.03.042Optimal Design of Impeller of Ultra-low Specific Speed Centrifugal Pump Based on CFD TechnologyZHAO Q iu-H ong，ZHANG jin-Q iu(Zibo City Engineering Consulting Institute，Zibo Shandong 255000，China)Abstract: Centrifugal p u m p has been widely used in the industrial f i eld in recent years，and the impeller i s one of the key components of the centrifugal p u m p，the impeller design i s largely related to the operation performance of the centrifugal p u m p.The force s t a t e of the impeller in the centrifugal p u m p i s more complex，which will not only bear the centrifugal force formed by the autobiography，but also bear the impact force caused by the high-speed movement of the fluid.In the past，impeller design often relied on s t a t i s t i c a l empirical formula to determine i t s si z e parameters，but such a defect i s that i t did not emphasize the numerical simulation of the internal flow state，unable to understand the actual s t a t e of the impeller force.Based on this，combined with the author's actual research，t h i s paper discusses the optimization design of the impeller of ultra-low specific speed centrifugal p u m p based on C F D technology.Keywords ：C F D technology%Centrifugal p u m p%The impeller%The optimization design0引言进人新世纪以来，水力机械的研究取得了突破性的 进展，由于水力机械关键的能量转换需要依靠叶轮以及 压水室来进行，叶轮属于其中的核心部件，其结构设计是 否科学合理在很大程度上影响到整个机组是否能够满足 工作要求。
圆盘通孔型超低比转速离心泵的研究_王者文
圆盘通孔型超低比转速离心泵的研究王者文1，施勇1，范宗霖2(1．上海凯泉泵业（集团）有限公司，上海 201804；2．兰州理工大学，兰州 730050)[摘 要]本文在超低比转速范围内，对圆盘通孔型超低比转速离心泵与叶片型离心泵进行了试验对比研究。
简介了圆盘通孔型超低比转速叶轮方案，并与常规超低比转速离心泵在性能方面进行了分析对比。
[关键词]超低比转速离心泵；圆盘通孔型叶轮; 性能曲线[中图分类号]TH311 [文献标识码] A [文章编号] 1000-3983(2012)03-0055-05Experimental Study on Super-Low-Specific Speed Discal Centrifugal PumpsWANG Zhewen1, SHI Yong1, FAN Zonglin2(1. Shanghai kaiquan pump (group) Co. Ltd., Shanghai 201804,China;2. Lanzhou University of Technology, Lanzhou 730050, China)Abstract: The paper is an experimental study of a kind of centrifugal pump with holes on the disk in super low specific speed. It introduces a few experiment projects of impeller with holes, and analyzes several causation in performance after compares with normal super low specific speed centrifugal pump.Key words: super-low-specific speed centrifugal pump; impeller with holes; performance curve前言离心泵具有流量范围大、流量和压力稳定、转速较高及结构紧凑、操作方便可靠和维护费用低廉的优点。
【CN110030209A】一种低比转速高效无过载多级离心泵叶轮设计方法【专利】
(19)中华人民共和国国家知识产权局(12)发明专利申请(10)申请公布号 (43)申请公布日 (21)申请号 201910323758.1(22)申请日 2019.04.22(71)申请人 江苏大学地址 212013 江苏省镇江市京口区学府路301号(72)发明人 王成斌 王勇 张子龙 刘厚林 李刚祥 张国翔 (51)Int.Cl.F04D 29/22(2006.01)F04D 29/24(2006.01)(54)发明名称一种低比转速高效无过载多级离心泵叶轮设计方法(57)摘要本发明提供了一种低比转速高效无过载多级离心泵叶轮设计方法，根据离心泵在设计工况流量Q、设计工况扬程H、设计工况轴轮转速n、设计工况级数a、叶片数Z和传动轴轴径d b 的设计要求,给出了叶轮主要参数的设计公式，包括：叶轮出口直径D 2、叶轮出口宽度b 2、叶片出口安放角β2、叶片包角Φ、进口直径D 1以及叶轮进口内径D 0。
根据本设计方法设计的低比转速多级离心泵叶轮能使泵满足全扬程无过载性能，功率备用系数K控制在1.1倍以内，同时保证高效率性能，达到国家领先水平。
权利要求书2页 说明书6页 附图2页CN 110030209 A 2019.07.19C N 110030209A1.一种低比转速高效无过载多级离心泵叶轮设计方法，其特征在于，已知离心泵在设计工况流量Q、设计工况扬程H、设计工况叶轮转速n、设计工况级数a、叶轮叶片数Z和传动轴轴径d b 参数，由下面公式计算叶轮出口直径D 2：其中：n s —叶轮比转速，Q—设计工况流量，m 3/s。
n—设计工况叶轮转速，r/min；H—设计工况扬程，m；D 2—叶轮出口直径，m；K 1—叶轮出口直径系数，K 1取值范围为1.1～1.4；g—重力加速度，m/s 2。
2.根据权利要求1所述的低比转速高效无过载多级离心泵叶轮设计方法，其特征在于，叶轮出口宽度b 2满足以下关系式：其中：n s —叶轮比转速；D 2—叶轮出口直径，m；b 2—叶轮出口宽度，m；K 2—叶轮出口宽度系数，K 2取值范围为0.6～1。
低比速离心泵优化设计方法
及相应流道形状的各种组合 ,并从中筛选出最佳
方案 。这种方法是针对损失极值法的不足提出
的 。但其理论基础不完善 ,各种准则的建立主要
依靠定性分析和经验参数 ,如正问题计算反映不
出流动的真实效应 ,因此这种方法本身还需要完
善。
目前 ,低比速泵的优化设计思想正朝着两个
方面发展 ,即专用泵优化思想和综合优化思想。
上述两种方法进行了比较 。
41112 以轴功率有极值为目标的优化模型
在某些条件下 ,用户在给定设计参数 Hd 、Qd 及ω的同时 ,还希望选用额定功率尽量小的电动
机 ,以降低机组成本并提高电动机工作效率。这
时 ,叶轮几何参数的确定就应当以减小泵的最大
轴功率为基本目标 ,同时尽可能兼顾泵的效率 ,其
比于叶轮半径或直径的 5 次方 ,因此叶轮半径的
微小增长也会引起圆盘损失的迅速上升 。为了使
低比速泵产生较高的扬程 ,叶轮直径必须较大 ,这
正是造成低比转速泵效率过低的主要原因 。因此
在其它条件不变的情况下 ,尽量减小圆盘摩擦损
失 ,即缩小叶轮直径 ,并使其最小是改善低比速泵
的唯一办法 。
这种优化设计的目标函数即叶轮出口几何参
设计的目标函数为[9] :
N max
=
ρω4 2
R42
(1
-
πψ2
z
sinβ2 ) 2
ωctgβ2Π(πb2ψ2 )
+ ΔN
式中 ρ———液体密度
ω ———叶轮转动角速度
R2 ———叶轮半径 ψ2 ———排挤系数 β2 ———叶轮出口安放角 ΔN ———机械损失
上式的最优解是将最大水功率降到了最低可
这种方法将入口优化和出口优化耦合起来 ,
超低比转速离心泵二元粘性水力设计及熵产诊断优化
最后，对粘性设计的超低比转速离心泵进行优化设计，首次提出了基于熵产理论与正交设计的优化方法。
以叶片出口安放角β2、包角φ、蜗壳进口宽度b3及喉部面积S t为因素确定正交方案，并以熵产最小为目标、经极差分析确定了最优方案，即β2=17°、b3=12mm、S t=200mm2及φ=210°。
对优化结果进行数值计算，结果表明：相比于优化前的离心泵，优化后泵的熵产数值及规模都明显减小；在满足扬程要求的前提下，其效率进一步提高了1.08%。
关键词：超低比转速离心泵；湍流边界层；二元流动理论；熵产诊断；正交优化2D Viscous Hydraulic Design and Entropy Production Diagnosis Optimization of an Ultra-low Specific Speed Centrifugal PumpABSTRACTThe ultra-low specific speed centrifugal pump has been widely applied in aerospace, petroleum, metallurgy and other industrial fields. However, its hydraulic design is lack of specialized theory and method. Therefore, based on the two dimensional (2D) flow theory, and aided by numerical simulation of the whole flow passage and experimental research, this dissertation has introduced turbulent boundary layer theory, entropy production diagnosis theory and orthogonal optimization to develop one newly theoretical model and numerical method, which is available for viscous hydraulic design and optimization of an ultra-low specific speed centrifugal pump.Firstly, the coordinate system of blade boundary layer has been established. Inside the boundary layer, the basic equations of relative flow are expanded. After magnitude analysis, simplification and integration, the momentum integral equation is obtained. This integral equation has kept effects of rotating centrifugal force, curvature centrifugal force and Coriolis force of the fluid inside impeller, which can consequently take into account influences of rotation effect and curvature effect on boundary layer development. Meanwhile, based on the Coles wake flow law, the mutual relationships have been built among boundary layer thickness, displacement thickness and momentum loss thickness. Then the numerical scheme of Range-Kutta is proposed to solve the integral equation above.Secondly, the 2D viscous hydraulic design method of the ultra-low specific speed centrifugal pump is proposed. In order to consider the effect of media viscosity on flow, the turbulent boundary layer theory is embedded into the 2D flow theory, and the displacement thickness obtained before is used to modify the exclusion factor. Based on the 2D inviscid and 2D viscous flow theories, the corresponding design codes have beendeveloped separately. Then apply the two design programs to one IS single-stage single-suction ultra-low specific speed centrifugal pump, called reference pump. Two new pump models are obtained, called inviscid pump and viscous pump, respectively. The calculation results of the viscous pump indicate that along the direction of streamline, the turbulent boundary layer thickness grows slowly and then becomes fast, and it keeps increasing from shroud to hub. Additionally, the wrapping angle of the viscous pump is slightly larger than that of the inviscid pump.In order to investigate hydraulic performance of the newly designed pumps, the specialized hydraulic test platform has been set up. Combined with the experimental data, the numerical simulation method has been verified initially. Then based on the same numerical method, the hydraulic performance of the three pumps above are predicted. The results show that both the two newly designed pumps can meet the design requirements. Compared with the reference pump and at the design condition, the head and efficiency of the inviscid pump have been improved by 7.48% and 1.48%, respectively, and as for the viscous pump, those values are 5.41% and 2.49% separately.Furthermore, in order to quantitatively and intuitively investigate energy loss of the ultra-low specific speed centrifugal pump, the entropy production diagnosis theory is introduced. The entropy production formula of incompressible micro element is initially deduced, and then obtain the calculation models of direct entropy production, turbulence entropy production and wall entropy production. Using such theory, the entropy production performance of the pump is studied and got that the entropy production mainly generates in impeller and volute, while it is quite small in inlet and outlet pipes. The ratio of entropy production varies from 45.13% to 58.14% in the impeller and from 40.89% to 53.57% in the volute. The direct entropy production is quite small. The entropy production of the pump mainly are the wall entropy production and turbulent entropy production, and their proportions in the whole amount are 58.71%~63.99% and 35.16%~40.43%, respectively. Combined with the analysis of internal flow field, the hydrodynamic mechanisms of entropy production have been attributed to the bad flow such as helical vortex, jet-wake and etc.Finally, based on the combination of the entropy production diagnosis theory and orthogonal experimental design, the optimization method of the viscous pump is putforward for the first time. The four geometrical parameters, including blade outlet setting angle β2, wrapping angle φ, volute inlet width b3 and throat area S t, have been selected to establish the orthogonal schemes. Then the range analysis based on entropy production minimization is made, and the best scheme is identified, namely β2=17°、b3=12mm、S t=200mm2and φ=210°. Lastly, the optimized pump is numerically calculated and the results indicates that after optimization, the numerical value and scale of entropy production is obviously smaller. Compared with the pump before optimization, the pump optimized realizes the further improvement of efficiency by 1.08% in the premise of meeting the head requirement.Key Words：Ultra-low Specific Speed Centrifugal Pump；Turbulent Boundary Layer；2D Flow Theory；Entropy Production Diagnosis；Orthogonal Optimization创新点1．建立了定轴等速旋转叶片相对坐标系中的湍流边界层动量积分方程及数值求解格式。
浅谈低比转速多级离心泵的设计
浅谈低比转速多级离心泵的设计作者：何铭翟国富路明来源：《科技创新与应用》2014年第21期摘要：通过对低比转速多级离心泵的设计研究，阐述了在设计低比转速多级离心泵时应注意的问题和提高效率的方法，为设计及选型提供一些参考。
关键词：低比转速多级离心泵；泄漏量；效率；平衡机构；汽蚀余量前言现阶段国内流量12m3/h，扬程600m的工况可以选用流量12m3/h单级扬程50m的12级多级离心泵。
但现阶段国内所生产的多级离心泵级数一般不超过12级，当流量12m3/h扬程600m以上时，此工况多选用高速切线泵。
高速切线泵需要配备增速齿轮箱，在维护方面比多级离心泵复杂，维护成本较高；而且切线泵的曲线平坦，如果工况要求泵从额定点至关死点为连续上升的曲线时，则无法满足工况要求。
这时选用流量12m3/h单级扬程80m的8级多级离心泵则可以满足工况要求。
该泵设计为12级时扬程可以达到960m。
与高速切线泵相比，效率较高，维护简单方便，维护成本较低。
1 设计目的作者公司生产的一种低比转速多级离心泵，流量12m3/h，单级扬程80m，叶轮外径Φ258mm，叶轮出口宽度4mm，叶片数为6枚。
由于叶轮出口宽度较小，外径较大，铸造时叶轮毛坯的合格率比较低。
我厂决定重新设计该泵，以提高毛坯合格率。
2 设计思路该泵的参数为12m3/h，单级扬程80m，按此参数计算该泵的比转速为23.2。
按照8级设计，平衡机构分别采用单平衡鼓和平衡盘结构进行设计。
其中采用平衡盘时，平衡机构的泄漏量为6～7m3/h；采用平衡鼓时，泄漏量为9m3/h。
按照此泄漏量，叶轮和导叶的设计流量为12m3/h，则无法达到设计参数要求。
为了达到参数要求，叶轮和导叶应该按照“泵设计流量+平衡机构泄漏量”进行设计。
平衡机构泄漏量为6～9m3/h，叶轮和导叶应按照18～21m3/h设计，该泵平衡机构泄漏量与泵流量比■为50%～75%。
而一般流量较大，比转速为70～110的多级离心泵的■只为4%～10%左右。
低比转数离心泵进口预旋的数值计算研究论文
低比转数离心泵进口预旋的数值计算研究论文低比转数离心泵进口预旋的数值计算研究论文低比转数离心泵一般是指比转数n=30-80的离心泵，广泛应用于农业排灌、城市供水、锅炉给水、矿山、石油和化工等领域.与中高比转数离心泵相比，低比转数离心泵有其特殊性，即轴功率曲线随流量增大而迅速上升，通常没有极值出现，导致泵在大流量区运行极易产生过载现象.因此，研究一种具有无过载性能的低比转数离心泵设计方法具有十分重要的意义.传统的无过载理论都是假设叶轮进口无旋，通过适当减小叶轮出口宽度、叶片出口安放角及叶片数来实现无过载性能，最终取得了很好的效果.但有时受到加工条件、运行条件及效率等因素的限制，仅仅在叶轮上实现无过载性能比较困难.前置导叶预旋调节技术在风机和压缩机中得到了较为普遍的应用，国内外己对其开展了深入的研究，并逐渐应用到水泵中，且己证实该技术是一种较好的工况调节方法.对于多级离心泵，可通过级间导叶产生预旋，对于单级离心泵，可通过前置导叶产生预旋.为研究预旋对离心泵性能的影响，选择计算区域较少的单级离心泵QDX6-20-0.75为研究对象.设计3组方案，以商用软件Fluent6.2为平台，通过数值模拟对其内流场和外特性进行分析.1方案设计QDX6-20-0.75的设计参数为流量Q=6m/h扬程H=20m，配套电动机功率P=0.75kW，转速n=2850r/min，比转数n=45.叶轮和蜗壳的设计均采用速度系数法，并结合优秀水力模型对该泵进行结构设计，蜗壳采用较小的基圆直径，叶轮和泵体主要几何参数为叶轮进口直径D-48mm，叶轮轮毅直径D=18mm，叶轮出口直径D-135mm，叶轮出口宽度Z=8mm，泵体出口直径D=34mm，泵体基圆直径D3=136mm泵体宽度b3-20mm.为减小轴向长度，前置导叶采用径向导叶形式，由环形四周进水.为更好地引导水流产生预旋，前置导叶按照等角对数螺旋线进行设计.为了使多级泵产生不同的预旋，改变前置导叶的出口安放角。