旋殼轉(zhuǎn)速對腔內(nèi)液體流動特性的效應(yīng)

劉在倫，顧生富，趙偉國，呂佩濤，曾繼來

(1. 蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730050； 2. 甘肅省流體機械及系統(tǒng)重點實驗室，甘肅 蘭州 730050)

旋噴泵是一種結(jié)構(gòu)形式特殊的低比轉(zhuǎn)數(shù)泵，流量-揚程曲線平緩，因其揚程高的特點，廣泛應(yīng)用于石油化工、炭黑等行業(yè)[1-2].旋噴泵葉輪出口至集流管進口搭建的液體旋轉(zhuǎn)流場是腔內(nèi)能量損失的主要發(fā)生體[3-4]，研究腔內(nèi)液體流動特性意義重大[5].楊軍虎等[6]通過數(shù)值計算的方法對腔內(nèi)液體運動規(guī)律進行總結(jié)，發(fā)現(xiàn)液體做剛體旋轉(zhuǎn)且旋轉(zhuǎn)角速度為腔體旋轉(zhuǎn)角速度的0.95倍，但缺少試驗驗證.齊學(xué)義等[7]在忽略液體黏性的條件下，認為葉輪出口速度即為集流管進口速度，這明顯忽略了旋殼旋轉(zhuǎn)作用的影響.FANG等[8]指出旋腔本身的旋轉(zhuǎn)不對流體做功，旋腔邊緣處壓力最大，且壓力隨半徑減小而減小，研究未考慮黏性作用.劉宜等[9]通過在旋腔內(nèi)壁面增加凸棱和適當(dāng)減小旋腔軸向長度的方式使泵的性能得到提高，但僅限于對旋腔結(jié)構(gòu)的改變.鄔國秀等[10]發(fā)現(xiàn)旋腔內(nèi)存在一個液體環(huán)流，此環(huán)流與旋腔的旋轉(zhuǎn)角速度和半徑呈現(xiàn)非線性關(guān)系，但未通過改變旋腔的轉(zhuǎn)速來研究其與環(huán)流之間的定性關(guān)系.黃祺等[11]指出腔內(nèi)壓力提升是葉輪與旋殼共同作用的結(jié)果，并基于旋殼的圓筒效應(yīng)建立了腔內(nèi)壓力的數(shù)學(xué)模型，但僅限于葉輪與旋殼同步旋轉(zhuǎn).由于旋轉(zhuǎn)的腔體對其內(nèi)部的液體有旋轉(zhuǎn)效應(yīng)，從葉輪出口流出的液體又獲得了能量，而液體二次獲得能量的大小由旋殼的轉(zhuǎn)速決定，由此可知，旋殼轉(zhuǎn)速對液體流動特性有重要影響，但幾乎沒有此方面的研究.

文中在驗證葉輪與旋殼同步旋轉(zhuǎn)的試驗與模擬結(jié)果準(zhǔn)確性的基礎(chǔ)上，設(shè)定葉輪轉(zhuǎn)速不變，改變旋殼轉(zhuǎn)速，使其分別高于和低于葉輪轉(zhuǎn)速，共設(shè)5組試驗，并對不同旋殼轉(zhuǎn)速的旋噴泵進行數(shù)值計算，分析液體圓周速度、旋轉(zhuǎn)系數(shù)、壓力和流體渦的變化情況，對泵的性能進行研究，為旋殼轉(zhuǎn)速的確定提供理論依據(jù).

1 計算模型的建立

1.1 實體模型

文中以一臺試驗旋噴泵為研究對象，以清水作為工作介質(zhì)，額定流量Q=6.3 m3/h，額定揚程H=81 m，額定轉(zhuǎn)速n=2 900 r/min，額定效率η=24%.重要幾何參數(shù)中，葉輪外徑D2=242 mm，葉輪出口寬度b2=4 mm，葉輪出口安放角β2=26°，葉片數(shù)Z=5，集流管進口直徑d=12 mm，旋腔半徑R=149 mm，旋殼寬度b=77.4 mm.

利用Pro/Engineer軟件對旋噴泵進行全流道三維建模，并對進口段和集流管出口段進行延伸處理，使流動得到充分發(fā)展.圖1為試驗旋噴泵三維實體造型圖.

圖1 試驗旋噴泵三維實體造型

1.2 網(wǎng)格劃分

運用ANSYS-ICEM軟件對進口段、葉輪、集流管計算域進行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，對旋殼計算域進行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分.對葉輪葉片區(qū)域進行邊界層加密，以提高計算精確度，葉輪與集流管網(wǎng)格劃分如圖2所示.同時，在額定工況下進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，得到該泵模型的網(wǎng)格數(shù)為4 166 943，節(jié)點數(shù)為2 487 885.

圖2 葉輪與集流管網(wǎng)格

1.3 數(shù)值模擬及可行性分析

數(shù)值計算在Fluent中進行，設(shè)定泵內(nèi)流場為不可壓縮三維穩(wěn)態(tài)湍流流場，泵進口采用速度進口，出口為自由出流，無滑移固體壁面假設(shè)，標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法.葉輪與旋殼采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，集流管采用靜止坐標(biāo)系，選用RNGk-ε模型，采用壓力速度耦合SIMPLEC算法，殘差設(shè)為10-5，以保證數(shù)值計算的精度.

為確保數(shù)值計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，文中通過旋噴泵試驗測試結(jié)果對模擬結(jié)果進行驗證.圖3為旋噴泵試驗臺.

圖3 旋噴泵試驗臺

對旋噴泵進行葉輪與旋殼同步旋轉(zhuǎn)試驗，轉(zhuǎn)速n分別設(shè)為1 740，2 320，2 900 r/min，得到了旋噴泵揚程、效率的試驗結(jié)果與模擬結(jié)果的對比曲線,如圖4所示.

由圖4可知，旋噴泵的試驗測試結(jié)果與數(shù)值計算結(jié)果的變化趨勢一致，數(shù)值計算值略高于實測值，這是因為數(shù)值模擬并不能完全模擬泵內(nèi)的所有損失.同一轉(zhuǎn)速下，隨流量的增大揚程呈現(xiàn)下降趨勢，效率先升高后降低.隨著轉(zhuǎn)速增大，泵的揚程升高，效率最高點向大流量區(qū)移動，且高效區(qū)變長，效率最高值有微小下降.各轉(zhuǎn)速對應(yīng)設(shè)計工況下?lián)P程、效率的試驗值與模擬值相對誤差值如表1所示，表中n為轉(zhuǎn)速，εH為揚程相對誤差，εη為效率相對誤差.由表1可知，最大誤差在7.0%以內(nèi)，故認為以上變轉(zhuǎn)速結(jié)果準(zhǔn)確性較高，文中的數(shù)值計算方法是可行的，為變旋殼轉(zhuǎn)速數(shù)值計算提供了可行性.

圖4 旋噴泵性能曲線

表1 試驗值與模擬值相對誤差

2 結(jié)果與分析

為了研究旋殼效應(yīng)，文中設(shè)計了葉輪與旋殼同步旋轉(zhuǎn)與不同步旋轉(zhuǎn)2種方案，同步旋轉(zhuǎn)時葉輪與旋殼轉(zhuǎn)速均為2 900r/min，不同步旋轉(zhuǎn)時葉輪轉(zhuǎn)速為2 900 r/min，旋殼轉(zhuǎn)速分別為1 450，2 320，3 480，4 350 r/min.為便于分析，定義轉(zhuǎn)速比in=n2/n1，其中，n1為葉輪轉(zhuǎn)速，n2為旋殼轉(zhuǎn)速，即in為0.5，0.8，1.0，1.2和1.5，其中in=1.0時為同步旋轉(zhuǎn).

2.1 旋腔轉(zhuǎn)速對旋噴泵性能的影響

為研究旋殼轉(zhuǎn)速對泵性能的影響，分別在不同轉(zhuǎn)速比in下進行3個不同流量0.8Q，1.0Q和1.2Q的數(shù)值計算，得到揚程和效率與旋殼轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線，如圖5所示.

圖5 揚程、效率與轉(zhuǎn)速比的關(guān)系曲線

由圖5可知，隨著旋殼轉(zhuǎn)速的增大，揚程增大，效率降低.in<1時，揚程較in=1時降低，效率較in=1時增大；in>1時，揚程較in=1時升高，但效率較in=1時減小，這是由旋殼的旋轉(zhuǎn)效應(yīng)造成的，旋殼轉(zhuǎn)速高于2 900 r/min時，旋殼效應(yīng)增強，通過液體的內(nèi)摩擦力向內(nèi)傳遞的能量增多，泵的揚程升高.但旋殼對液體的攪動程度大，引起流動不穩(wěn)定性增加，流動損失與摩擦損失均增大，導(dǎo)致泵的效率降低.旋殼轉(zhuǎn)速低于2 900 r/min時，液體能量相對減少，揚程降低.腔內(nèi)液體流速下降，流動較為穩(wěn)定，旋腔內(nèi)產(chǎn)生的損失減小，泵的效率增大.同一轉(zhuǎn)速下，小工況揚程高于大工況，而效率低于大工況.不同工況下，揚程增加趨勢受轉(zhuǎn)速變化影響不大，而轉(zhuǎn)速對大工況效率影響明顯，in為0.5，0.8，1.0，1.2，1.5時，較1.0Q工況，1.2Q工況下效率分別提升了0.02%，0.36%，1.20%，1.60%和1.90%，效率值有所增大，符合流量增大時，圓盤摩擦損失有一定的下降趨勢[12].

2.2 旋腔內(nèi)液體圓周速度分布特性

文獻[6,13]研究表明，旋腔內(nèi)液體速度沿軸向幾乎無變化，考慮圓周速度作為液體最重要的流動參數(shù)，故文中重點研究圓周速度的變化.選取了圖6a所示的旋腔內(nèi)集流管進口中心所在特征軸截面Z，并在截面Z上取不同半徑0.70R，0.81R，0.86R和0.95R，其中，0.86R為集流管進口中心所在半徑，如圖6b所示，研究各半徑上圓周速度分布隨旋殼轉(zhuǎn)速的變化情況.

圖6 特征軸截面及極半徑

考慮到集流管固定在腔內(nèi)不動，在圓周方向角度為75°～105°內(nèi)不提取數(shù)據(jù).而在同一半徑上，沿逆時針方向從105°到75°每間隔1°提取1個圓周速度值，即同一半徑共提取330個值，得到圓周速度沿周向的分布，如圖7所示.

圖7 截面Z上不同半徑圓周速度分布

由圖7可知，旋殼轉(zhuǎn)速對圓周速度vu影響明顯.相同半徑時，in越大，圓周速度越大，這是因為對旋殼壁面而言，轉(zhuǎn)速是其對液體作用力強弱的重要因素，旋殼轉(zhuǎn)速越大，帶動液體做旋轉(zhuǎn)剪切運動的能力越強，液體間向內(nèi)傳遞的能量越多，液體能量越高.高速旋轉(zhuǎn)的液體在集流管迎流區(qū)發(fā)生碰撞并聚集，集流管進口處形成旋渦，致使進口前75°附近液體速度減小，符合圓柱擾流速度變化特征.在集流管后方，擾流在尾跡區(qū)形成旋渦，使得120°～150°速度明顯增大.不同半徑時，腔內(nèi)液體流動穩(wěn)定性主要受集流管影響，集流管擴散段受圓柱擾流作用強，圓周速度變化不穩(wěn)定且波動較大，0.70R處最大速度波動為4.26 m/s；隨著半徑增大，液體受圓柱擾流作用減弱，速度穩(wěn)定性增加且波動減小，0.81R處最大速度波動為2.97 m/s；旋殼內(nèi)壁面處旋殼效應(yīng)明顯增強，集流管擾流作用十分微弱，0.95R處速度沿周向變化穩(wěn)定，速度曲線近似形成同心圓.集流管進口中心半徑0.86R在75°極半徑處，in為1.5和1.2時圓周速度值較in=1.0分別增大了36.59%和13.56%，而in為0.5和0.8時較in=1.0降低了26.21%和11.99%，由此可知，高旋殼轉(zhuǎn)速能促進液體流動，而低旋殼轉(zhuǎn)速對液體流動有滯止作用，且高轉(zhuǎn)速對液體圓周速度的增幅高于低轉(zhuǎn)速對圓周速度的降幅，旋殼轉(zhuǎn)速對流場有重要影響.

2.3 旋腔內(nèi)液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)分布特性

為進一步研究旋殼效應(yīng)對腔內(nèi)液體轉(zhuǎn)動的影響，引入量綱一的液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)KL，定義為腔內(nèi)任意一點液體旋轉(zhuǎn)角速度與葉輪旋轉(zhuǎn)角速度的比值，即

(1)

式中：KL為液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)；ωL為液體旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s；r為被測點半徑，m；ω為葉輪旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s.

旋轉(zhuǎn)液體經(jīng)過集流管時會產(chǎn)生迎流區(qū)和尾跡區(qū)域，文中在截面Z上選取4個具有代表性的極半徑，分別為θ1=75°，θ2=120°，θ3=220°，θ4=320°，各個極半徑的起點和終點到圓心的距離為0.049 m和0.149 m，如圖6b所示；在設(shè)計工況下，5個不同旋殼轉(zhuǎn)速下求得4個極半徑上液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)值沿徑向的變化曲線如圖8所示，圖中δ為被測點到極半徑起始點的距離，m；L為極半徑的總長，L=0.1 m；δ/L為被測點相對位置.

圖8 旋腔液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)沿徑向變化曲線

由圖8可知，腔內(nèi)液體在葉輪與旋殼的共同作用下做旋轉(zhuǎn)運動，同一極半徑上，旋殼轉(zhuǎn)速越大，液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)越大，符合旋殼效應(yīng)的影響特性.δ/L=0.15附近為集流管擴散段結(jié)尾處，集流管迎流面積最大，旋轉(zhuǎn)液體在此處發(fā)生碰撞聚集量多，液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)急劇減小，θ1處最為明顯.湍流核心區(qū)，旋轉(zhuǎn)系數(shù)在葉輪與旋殼的疊加效應(yīng)下持續(xù)增大，而葉輪出口位于δ/L=0.72處，葉輪離心作用力沿徑向增強，δ/L=0.25～0.80時旋轉(zhuǎn)系數(shù)以近似斜直線增大，說明湍流核心區(qū)葉輪離心力占主導(dǎo)作用.當(dāng)δ/L=0.80～0.95時高旋殼轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)系數(shù)仍然增大，而低旋殼轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)系數(shù)增幅較小，甚至在in=0.5時出現(xiàn)下降，說明大半徑處旋殼作用力占主導(dǎo)地位.δ/L>0.95為旋殼內(nèi)壁面區(qū)域，旋殼旋轉(zhuǎn)效應(yīng)最強，液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)急劇增大，最大值與旋殼轉(zhuǎn)速直接相關(guān).θ2極半徑處液體旋轉(zhuǎn)受集流管尾跡渦影響嚴重，旋轉(zhuǎn)系數(shù)變化不穩(wěn)定，波動頻繁.4個極半徑上液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)平均值在in為1.2和1.5時較in為1.0分別增大了14.94%，40.05%，而在in為0.5和0.8時較in為1.0分別減小了31.67%和13.84%，由此可知，腔內(nèi)液體旋轉(zhuǎn)角速度受黏性影響總是小于葉輪與旋殼兩者角速度的最大值，兩者轉(zhuǎn)速差值越大，液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)變化值越大，大半徑處液體轉(zhuǎn)動遠快于小半徑處，造成腔內(nèi)液體轉(zhuǎn)速差增大，流動紊亂.液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)自核心區(qū)起沿徑向增大方向逐漸增大，且隨旋殼轉(zhuǎn)速增大而增大，說明旋殼效應(yīng)與轉(zhuǎn)速和半徑有關(guān)，且與兩者皆成正相關(guān)，腔內(nèi)液體非剛性旋轉(zhuǎn)，無特定的變化規(guī)律.

2.4 旋腔內(nèi)液體壓力特性

不同旋殼轉(zhuǎn)速下腔內(nèi)壓力p沿徑向分布如圖9所示.

圖9 旋腔壓力沿徑向分布曲線

由圖9可知，液體壓力沿徑向以不同斜率的拋物線上升，旋殼轉(zhuǎn)速越大斜率越大.相同極半徑，腔內(nèi)液體壓力受旋殼轉(zhuǎn)速影響以不同的壓力梯度值增大，當(dāng)腔內(nèi)壓力達到624 kPa時，壓力曲線交于一點.壓力低于624 kPa時，旋殼轉(zhuǎn)速越大，壓力越低；壓力高于624 kPa時，旋殼轉(zhuǎn)速越大，壓力越高，這是因為旋殼對液體的作用力在從邊界層向湍流核心區(qū)過渡的過程中逐漸減弱，附面層液體受旋殼影響最大，旋殼轉(zhuǎn)速越大，液體旋轉(zhuǎn)系數(shù)越大，見圖8，液體轉(zhuǎn)速與旋殼、葉輪轉(zhuǎn)速的偏差越大，腔內(nèi)壓力梯度越大，引起邊界區(qū)壓力增大，湍流核心區(qū)壓力降低，壓力曲線斜率增大，并沿徑向交于δ/L=0.70附近，腔內(nèi)壓力沿徑向增大出現(xiàn)由pin>1.01.0=pin<1.0再到pin>1.0>pin<1.0的過渡過程.不同極半徑上，集流管進口前后壓力變化與其他位置不同，θ1處壓力值增大較快，壓力相交點提前至δ/L=0.57附近.θ3與θ4上壓力平均值近似相等，θ1較θ3約高3.73%，θ2較θ3約低0.64%，這是由于液體在集流管進口發(fā)生碰撞，液體流動方向發(fā)生改變產(chǎn)生旋渦，渦區(qū)外圍壓力高造成θ1區(qū)域壓力升高，符合圓柱擾流時壓力變化特征.而集流管后方尾跡區(qū)渦核區(qū)壓力低，使得θ2區(qū)域壓力降低，符合渦區(qū)壓力值低的特征.集流管進口壓力代表了集流管能量轉(zhuǎn)換的能力，在δ/L=0.80，θ1極半徑上in為0.5，0.8，1.0，1.2和1.5的壓力值分別為659.82，670.51，685.59，703.91和741.98 kPa，由此可知，旋殼轉(zhuǎn)速越大，壓力梯度越大，壓力增大越快，集流管進口處壓力越高，對提高泵的性能有積極作用.

2.5 旋腔液體渦分布特征

旋殼轉(zhuǎn)速改變時，葉輪、旋殼與液體實際旋轉(zhuǎn)速度偏差引起腔內(nèi)液體流動結(jié)構(gòu)發(fā)生變化.為更加清晰地了解旋殼轉(zhuǎn)速改變時，集流管進口迎流區(qū)和后方尾跡區(qū)渦的演變過程，文中給出了旋腔內(nèi)θ=75°和120°軸向截面在in為0.8，1.0和1.2時渦的分布，如圖10所示,圖中K為量綱為一的湍動能.

圖10 不同軸截面渦分布

由圖10可知，腔內(nèi)流體渦隨旋殼轉(zhuǎn)速和截面位置不同有明顯改變.相同截面上，隨旋殼轉(zhuǎn)速增大，液體旋轉(zhuǎn)速度增大，引起流體渦的大小、形狀和位置均發(fā)生了可觀的變化.圖10a，10b,10c位于集流管迎流區(qū)，液體從葉輪出口流出后與旋殼壁面發(fā)生碰撞出現(xiàn)速度降產(chǎn)生的渦1經(jīng)歷了融合、分離的過程.液體在集流管進口邊緣發(fā)生碰撞并聚集，引起液體流動方向發(fā)生改變，產(chǎn)生渦2和渦3，渦區(qū)面積隨旋殼轉(zhuǎn)速增大而增大.圖10d，10e，10f位于集流管尾跡區(qū)，葉輪出口處渦1較小，在旋殼帶動作用增強的過程中逐漸消失.在集流管擴散段后方，流體質(zhì)點在逆壓作用下產(chǎn)生回流形成旋渦5，渦區(qū)增大，引起邊界層分離后壓差阻力增大，對泵的效率有負面影響.渦6較小且不穩(wěn)定，在渦5的誘導(dǎo)速度下渦區(qū)明顯減小且向葉輪進口內(nèi)壁面移動，近乎消失.渦4由軸向和徑向的2股來流交互形成，有微小的減弱.相同轉(zhuǎn)速時，從圖10a—10f中可看出，從迎流區(qū)到尾流區(qū)，只有葉輪出口渦1有一定的規(guī)律可循，其余部位液體流動結(jié)構(gòu)均發(fā)生明顯的變化.由此可知，集流管迎流區(qū)和尾跡區(qū)液體渦隨旋殼轉(zhuǎn)速改變發(fā)生可觀的變化，而從迎流區(qū)到尾跡區(qū)液體渦發(fā)生明顯的變化，迎流區(qū)液體渦主要集中在集流管進口附近，尾跡區(qū)則主要分布在集流管擴散段.

3 集流管進口直徑對泵性能影響

由圖5所得結(jié)論可知，旋殼轉(zhuǎn)速增大，泵的效率降低，而集流管是能量轉(zhuǎn)化的重要部位.因此，為探討效率降低的原因，文中引入集流管水力效率，參考文獻[14]定義效率公式

(2)

式中：ηj為集流管效率，%；pout為泵出口壓力，Pa；pin,j為集流管進口壓力，Pa.求得in為0.5，0.8，1.0，1.2和1.5時集流管效率分別為85.95%，87.63%，88.14%，91.04%和92.01%，由此可知，旋殼轉(zhuǎn)速增大，集流管效率增大，而泵的效率在降低.從圖10a—10c可看出，旋殼轉(zhuǎn)速增大，集流管進口旋渦變大，引起能量損失增大.針對此現(xiàn)象，文中提出增大集流管進口尺寸的方案來減小損失，以期提升泵的效率.設(shè)計集流管進口直徑d=12 mm，文中增大集流管進口直徑為d=13，14，15 mm，如圖11所示，通過數(shù)值計算得到不同進口直徑下?lián)P程、效率曲線如圖12所示.

圖11 不同進口直徑集流管

由圖12可知，進口直徑增大時，揚程和效率表現(xiàn)出不同程度的升高或降低.

圖12 揚程、效率與進口直徑的關(guān)系曲線

在d=13 mm時揚程和效率有最優(yōu)值，in為0.5，0.8，1.0，1.2和1.5時，d=13 mm較d=12 mm時揚程分別上升了2.04%，3.72%，4.75%，1.51%和1.98%，效率分別提高了0.05%，1.62%，2.82%，0.96%和0.11%.而14 mm和15 mm相比于12 mm揚程均有升高，但效率有不同程度的降低，這是由于集流管進口直徑較小會阻礙流體順利進入集流管，進口阻力損失增大，引起泵的揚程和效率降低.進口直徑較大時，對液體的能量回收隨之增大，泵的揚程升高，而集流管迎流面積增大，擾流阻力損失增加，造成泵的效率降低.由此可知，適當(dāng)增大集流管進口直徑能提升泵的性能，在高旋殼轉(zhuǎn)速下效率提高較小.

綜合圖5和圖12可看出，旋殼轉(zhuǎn)速增大，集流管效率增大，泵的效率降低，通過改變集流管進口直徑來降低損失的方式對泵的效率提升很小，尤其在高轉(zhuǎn)速下，說明集流管并不是影響效率降低的直接因素.因此文中考慮低比轉(zhuǎn)數(shù)泵的主要損失，即圓盤摩擦損失，并參考文獻[15]引入圓盤摩擦損失的計算公式為

(3)

式中：ΔP為圓盤摩擦損失，W.通過計算得到圓盤摩擦損失隨旋殼轉(zhuǎn)速的變化曲線如圖13所示.由圖13可知，圓盤摩擦損失隨旋殼轉(zhuǎn)速增大呈3次冪函數(shù)式增大，旋殼轉(zhuǎn)速越大，圓盤摩擦損失越大.

圖13 ΔP隨旋殼轉(zhuǎn)速變化曲線

綜上所述，旋殼轉(zhuǎn)速增大時，圓盤摩擦損失增大明顯，致使液體到達集流管進口時效率已經(jīng)較低，盡管集流管效率增加，但此后受集流管的影響并不大，因此泵的效率降低.

4 結(jié) 論

1) 葉輪轉(zhuǎn)速一定時，旋殼轉(zhuǎn)速越大，圓周速度越大，沿徑向增大方向速度曲線逐漸形成同心圓.液體做非剛性旋轉(zhuǎn)，大小存在明顯差異，旋轉(zhuǎn)系數(shù)均值在in>1較in=1增大了27.5%，而in<1較in=1減小了22.75%.腔內(nèi)液體壓力梯度隨旋殼轉(zhuǎn)速增大而增大，以624 kPa為分隔值，壓力低于624 kPa時，旋殼轉(zhuǎn)速越高壓力越小，壓力高于624 kPa時，旋殼轉(zhuǎn)速越高壓力越大.

2) 流體經(jīng)過集流管發(fā)生圓柱擾流，迎流區(qū)速度小且壓力高，尾跡區(qū)速度大且壓力低，迎流區(qū)流體渦主要集中在進口附近，尾跡區(qū)渦主要分布在集流管擴散段，且隨旋殼轉(zhuǎn)速增大渦區(qū)整體呈現(xiàn)增大的趨勢，葉輪出口渦經(jīng)歷了分離、融合的過程.

3) 旋殼轉(zhuǎn)速增大，泵的揚程升高，但效率降低.通過改變集流管進口直徑發(fā)現(xiàn)，集流管并非效率降低的主要原因，效率降低是由圓盤摩擦損失的增大導(dǎo)致的，圓盤摩擦損失隨旋殼轉(zhuǎn)速增加呈3次冪函數(shù)式增大，文中最優(yōu)d=13 mm.