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低比转速混流泵设计方法及试验研究的开题报告题目：低比转速混流泵设计方法及试验研究一、研究背景与意义随着社会发展和行业需求的不断提高，混流泵在工业、农业、市政等领域应用范围越来越广，但目前混流泵的设计方法和性能优化仍存在瓶颈。
相对于其他类型泵，混流泵具有低比转数、大流量、小扬程等优点，对于中国农田排灌系统的改进和完善具有重要意义。
此外，随着新能源的发展，海洋能、水电等领域对混流泵的需求也在逐渐增加，如何提高混流泵的性能并满足不同领域的需求将成为未来的研究方向。
二、主要内容和研究方向本文主要以低比转速混流泵为研究对象，针对目前混流泵设计方法和性能优化中存在的问题进行深入探讨，主要研究内容包括：1. 低比转速混流泵的设计方法和优化思路研究：通过对不同转速、流量和扬程等参数综合分析，确定低比转速混流泵的设计要求和优化路径。
2. 低比转速混流泵模型的建立和性能预测：运用CFD软件建立低比转速混流泵的三维模型，分析流场特性并进行性能预测；3. 低比转速混流泵的试验研究：通过实验验证混流泵设计和优化方法的可行性，并对优化后的泵进行性能测试和分析。
三、预期目标和成果通过对低比转速混流泵的设计和优化研究，本文旨在达到以下目标：1. 深入探讨低比转速混流泵的设计方法和性能优化问题，为混流泵的实际应用提供理论和方法支撑；2. 建立低比转速混流泵的CFD模型和性能预测方法，为混流泵的设计提供可靠的技术手段；3. 对优化后的混流泵进行试验，验证并优化设计方法，为混流泵的新开发和应用提供技术基础和参考。
四、研究方法和技术路线研究方法主要包括理论分析、数值模拟和试验研究三个方面。
具体技术路线如下：1. 理论分析：通过文献查阅和分析，综合考虑混流泵涵盖转速、流量、扬程等多种参数因素，确定低比转速混流泵的设计要求和优化路径。
2. 数值模拟：根据设计要求和优化路径，运用CFD软件对低比转速混流泵进行三维建模，并对流场特性进行分析和预测。
2006年11月农业机械学报第37卷第11期低比转数冲压多级泵叶轮内三维流动数值模拟刘元义 王广业 【摘要】 应用标准k 2Ε湍流模型加壁面函数法对低比转数冲压多级离心泵叶轮内的三维湍流流动进行了时均N -S 方程的数值计算。
分析了叶轮内部流场的速度分布和压力分布,研究了离心泵叶轮通道内流动的规律。
并利用CFD 软件CFX 的模拟结果得到了设计工况下离心泵叶轮的扬程和效率的预测值,预测结果与相关的试验数据相吻合。
关键词:冲压多级泵 叶轮 数值模拟 扬程 效率中图分类号:TH 311文献标识码:ANu m er ica l Si m ula tion of 3D Flow i n L ow Spec if icSpeed Stam p i ng M ultistage Pu m p ’s I m pellersL iu Yuanyi 1 W ang Guangye2(1.S hand ong U n iversity of T echnology 2.R iz hao P oly techn ic )AbstractT he ti m e 2averaged N avier 2Stokes equati on s of th ree 2di m en si onal tu rbu lence flow in i m peller of stam p ing m u ltistage cen trifugal pum p are calcu lated by CFD based on the standard k 2Εtu rbu lence m odel and w all functi on .T he velocity distribu ti on s and p ressu re distribu ti on s w ith in the i m p eller of m u ltistage pum p are analyzed acco rding to the resu lts .T he p redicted heads and efficiencies of cen trifugal p um p i m pellers are con sisten t w ith the co rrelative exp eri m en tal data .Key words Stam p ing m u ltistage p um p ,I m peller ,N um erical si m u lati on ,H ead ,Efficiency收稿日期:2006-01-23刘元义 山东理工大学教务处 教授 博士,255049 淄博市王广业 日照职业技术学院机电系 讲师,276826 山东省日照市 引言随着计算机技术以及计算流体力学等新学科的飞速发展,数值模拟、理论分析和试验研究一起构成了研究流体流动的重要方法[1]。
低比转数离心泵进口预旋的数值计算研究-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Fluent 6. 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 =6 m /h扬程H=20 m，配套电动机功率P=0.75 kW，转速n =2 850 r/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 -48 mm，叶轮轮毅直径D = 18 mm，叶轮出口直径D -135 mm，叶轮出口宽度Z = 8 mm，泵体出口直径D= 34 mm，泵体基圆直径D3 = 136 mm泵体宽度b3 -20 mm.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。
液体力学的泵流动特性研究液体力学是研究液体在力学作用下的行为和性质的科学领域。
其中，泵是液体力学中重要的研究对象之一，其流动特性的研究对于提高泵的效率和性能具有重要意义。
本文将探讨液体力学中泵的流动特性研究的相关内容。
泵是一种将液体从低压区域输送到高压区域的装置。
泵的流动特性研究主要包括流量、扬程、效率、压力脉动等参数的测量和分析。
首先，对于流量的研究，一种常用的方法是通过容积法进行测量。
容积法是基于在一定时间内通过泵的液体体积来确定流量大小，通过此方法可以准确地得到泵的流量特性曲线。
其次，扬程是指泵抬升液体的能力，也是衡量泵性能的重要参数之一。
扬程的研究通常使用压力法来进行测量，即通过测量在泵的进口和出口处的压力差来确定泵的扬程。
此外，效率是衡量泵能量利用程度的指标，是流动特性研究中的关键参数之一。
通过测量泵的功率输入和输出，可以确定泵的效率。
高效率的泵对于节约能源和降低运行成本具有重要意义。
此外，压力脉动是泵流动特性研究中的一个重要方面。
压力脉动是由于泵叶片旋转导致的液体压力的周期性波动，会对泵的性能和稳定性产生影响。
因此，研究压力脉动的规律对于提高泵的稳定性和可靠性具有重要意义。
通过合适的实验装置和测量方法，可以对压力脉动进行测量和分析，从而得到泵的压力脉动特性曲线。
除了以上几个方面，还有许多其他的因素会对泵的流动特性产生影响。
比如，泵的设计参数、流体的粘度、温度、泵的进口和出口几何形状等。
这些因素的变化会导致泵的流动特性发生变化，因此在泵的流动特性研究中也需要对这些因素进行综合考虑。
在泵的流动特性研究中，实验和数值模拟是两种常用的方法。
实验可以通过搭建合适的实验装置和测量仪器来进行，可以准确地获取泵的流动特性数据。
数值模拟则是通过建立数学模型和计算方法，对泵的流动特性进行模拟和预测。
两者相结合可以得到更全面和准确的泵的流动特性研究结果。
总结而言，液体力学中泵的流动特性研究是一个综合性的研究领域，涉及到流量、扬程、效率、压力脉动等多个参数的测量和分析。
某低比转速直叶片离心泵三维流动数值分析高光良【摘要】以某低比转速航空燃油离心泵为研究对象,运用三维数值仿真手段获取了该离心泵特性及不同工况时的流动细节,分析了该泵存在的主要问题.研究结果表明:(1) 该泵效率随着流量的增加呈上升趋势,扬程随着流量的增加呈现先上升后降低减小趋势,拐点出现在流量大约为24 000 L/h的工况;(2) 该离心泵效率较低,在不考虑泄露损失时最高效率仅为54.29%,常用工况下其效率并不在泵性能的最高点;(3) 在靠近蜗舌附近的叶轮出口端存在低压区,有汽蚀现象.研究结果为进一步提高该离心泵的性能以及稳定工作提供了参考.【期刊名称】《航空工程进展》【年(卷),期】2010(001)004【总页数】4页(P390-393)【关键词】离心泵;数值模拟;流动结构【作者】高光良【作者单位】西北工业大学,机电学院,西安,710072【正文语种】中文【中图分类】V231.10 引言离心泵作为航空发动机的燃油泵,由于其流量大、反应迅速、控制简单和可靠性好的特点,在结构、性能上具有目前其它任何形式泵所不具有的优势,因此在航空发动机燃油系统中得到广泛应用。
为了适应航空发动机推重比不断提高的发展趋势,高扬程、高效率、高可靠性、高抗汽蚀性能和小体积是航空离心油泵设计的努力方向[1]。
由于离心泵内部固有的流动特征,使得其在高扬程条件下效率一般都偏低,如何在保证离心泵其他性能不变的前提下尽可能提高其效率是工程人员迫切需要解决的问题。
随着计算机技术的发展,基于CFD的泵性能预测及优化设计已基本达到工程实用的程度。
郭加宏[2]针对某双吸式离心泵流量和扬程达不到设计要求、效率偏低的情况,应用数值模拟的方式找出泵存在的问题,并提出改进措施。
陈炜[3]对一高速复合叶轮离心泵在设计工况进行了多相位定常流动数值模拟,为进一步提高高速复合叶轮离心泵的性能提供了一定的理论依据。
资料分析表明[4-6]:在多数情况下,CFD技术能够较真实地反映流场的分布情况,计算结果可为设计、优化提供依据,然而目前关于航空用低比转速、超大流量、高扬程离心泵的数值和试验研究并不多见。
第二章 低比转速泵内部流动数值研究的基本理论和方法2.1 低比转速泵内部流动数值研究的基本理论2.1.1理想流体的基本方程流过离心泵中的流体一般为不可压缩流体，其连续方程的向量形式[55]为0=⋅∇u （2-1） 式中向量u 为流速，在直角坐标系中可分解为x 、y 、z 三个坐标轴方向的分量，表示为u x 、u y 、u z ，故式（2-1）在直角坐标系中的表达式为0=∂∂+∂∂+∂∂zu yu xu z y x （2-2）在忽略粘性力的情况下，理想不可压缩流体流动的动量方程的向量形式为()u u tu p f ∇⋅+∂∂=∇-ρ1（2-3）上式也称为欧拉方程，其中f 表示作用在单位体积流体上的质量力，其三个分量分别为f x 、f y 、f z ，p 为压力，ρ为流体密度，t 为时间。
在直角坐标系中的表达形式为⎪⎪⎪⎭⎪⎪⎪⎬⎫∂∂+∂∂+∂∂+∂∂=∂∂-∂∂+∂∂+∂∂+∂∂=∂∂-∂∂+∂∂+∂∂+∂∂=∂∂-z u u y u u xu u tu zp ρf z u u y u u x u u t u y p ρf z u u y u u x u u t u x p ρf z z z y z xz z y z y y y x y y x zxyx x x x 111 （2-4）对于定常流动，上式对时间的偏导数为零。
在定常流动条件下，再假设作用在流体上质量力有势，其势函数为E p ，则pz y x dEdz f dy f dx f =++ （2-5）动量方程沿任意一条流线积分，就会得到不可压理想流体在定常流中的能量方程，又称为伯努利积分。
=--22uρp E p const （2-6）在质量力只有重力的情况下，gzE p -= （2-7）式中g 为重力加速度，式（2-6）可改为H guρgp z =++22（2-8）式中z 代表单位质量流体的位置势能，对于水而言称为位置水头，ρgp 代表压强势能，又称为压强水头，gu22代表动能，又称为速度水头，而H 代表总机械能，又称为总水头。
图3-1 离心泵叶轮进口速度三角形 Fig.3-1 Inlet velocity triangle of impeller2.1.2离心泵叶轮中的相对运动如果流体在一个固体边界所限制的流道中流动，而且固体边界本身同时作非直线匀速运动，则水流相对于绝对坐标系（固定在地球上的坐标系）作复合运动，又称绝对运动。
而固定在固体边界上的坐标系，称为相对坐标系，其运动为牵连运动，而流动相对于相对坐标系的运动称为相对运动。
设离心泵叶轮如图3-1所示，叶轮本身以垂直于纸面通过中心点的转轴转动，角速度为ω。
流体从半径为R 1的进口圆周进入叶轮，通过被叶片隔开的流道，以半径为R 2的出口圆周离开叶轮。
把相对坐标系建在等角速度定轴旋转的叶轮上，其z 轴与叶轮转轴相重合。
此时水流的相对运动是恒定的。
取叶道中的一条相对流线1-2，当流体微团流过流线上任一点时，其相对流速为w ，沿流线的切向。
该点的半径为R ，叶轮的牵连速度θe v ωR R ω=⨯= （2-9）式中θe 为沿周向的单位向量，相应沿径向的单位向量为r e 。
此时流体的绝对速度w v u += （2-10）根据理论力学分析，流体微团流过该点时的绝对加速度td d u α=等于相对加速度tr d d w a =和牵连加速度rR ωte v a 21d d ==，及科氏加速度w a ⨯=ωk 2之向量和，即we w ua a a a ⨯++=++=ωωR dtd dtd r kr 221 （2-11）代入式（3-3）后，就得出水泵叶轮中理想流体相对运动的动量方程 dtd ωωR p f r w we =⨯--∇-212ρ（2-12）因为科氏惯性力处处与相对流速w 方向垂直，当流体微团相对流线移动时，科氏加速度做功总为零，故在动量方程沿流线积分时则只需考虑重力和离心力，作用于流体的质量力为gf y ωf xωf z y x -===22（2-13）式（2-10）沿相对流线积分后，得到理想流体在离心泵叶轮中相对运动的能量方程=---22222wρp gz R ωconst （2-14）对于1、2两点写为 gR ωgw ρgp z gR ωgw ρgp z 222222222222122111-++=-++（2-15）在离心泵叶轮中R 2>R 1，流体微团沿离心力方向运动，离心力做正功，出口2点的单位能量⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++gw ρg p z 22222大于出口1点的单位能量⎪⎪⎭⎫⎝⎛++g w ρg p z 22111，这是因为水泵叶轮的转动，外部（原动力）输入能量使离心惯性力做功的结果。
2.2 离心泵的基本方程离心泵是把原动机的机械能转化成抽送液体能量的机械。
如式（2-6）所示，流体总的机械能H ，在水泵中又称为扬程，计算H 的基本公式称为泵的基本方程。
18世纪初欧拉首先推导出叶片数无限多假设下，叶片式机械能量方程，称为欧拉方程。
现代离心泵转速大大提高，体积变小，相应的叶片数也减少了，实际扬程计算已不能采用无限多叶片的假设了。
下面首先介绍离心泵无限多叶片条件下，理论扬程H t ∞的计算，然后介绍有限叶片情况下，理论扬程H t 的计算。
2.2.1 无限多叶片假设下的理论扬程图3-1所示离心泵叶轮中，在一般情况下，即叶片为有限多时，液体的相对流线与叶片中心线不相重合。
在进口点1和出口点2的速度三角形如图3-1所示。
在进口点1处，水流以相对速度w 1进入叶轮。
w 1与叶轮牵连速度v 1的反向夹角为β1，称为进口相对水流角。
那么绝对速度111v w u +=，u 1与v 1，夹角为α1，称之为进口绝对水流角。
叶轮出口点2的相对速度为w 2，其方向与叶片的中心线不一致，w 2与v 2的反向夹角称出口相对水流角β2，不等于叶片的出口角β2A 。
一般来说β2＜β2A 。
在图3-1离心泵叶轮中，当假设叶片为无限多且无限薄，此时相对流线与叶片中心线相重合。
叶轮出口点2的相对速度为w 2∞，其方向与叶片的中心线的方向一致，故w 2∞与v 2的反向夹角——出口相对水流角β2∞应等于叶片的出口角 β2A ，即β2∞＝β2A设出口绝对水流角为α2∞，那么出口的绝对速度为v 2∞，由点2的速度三角形得到∞∞=222m sin αu uA βu v u u 22m 2222u cot cos -==∞∞∞α（2-16）式中下标m 表示轴面，下标u 表示周向。
在进口点1处，如果水流以相对速度w 1无撞击进入叶轮。
在无撞击条件下，β1应等于进口的叶片角β1A 。
正如图3-1中的β1∞所示。
在径向叶轮中，径向速度等于轴面流速，同样在进口点1处为111u 111m cos sin αu u αu u == （2-17）式中v 1u 常称为叶轮进口的预旋。
在上述无限多叶片的假设的提下，叶轮中的流动是相对恒定和不可压的，叶轮出口动量矩2u 22r u ρq L vt ∞=与进口动量矩1u 11r u ρq L vt =之差 ()11u 2u 2r u r u ρq L vt -=∞（2-18）应等于原动机传递给叶轮的转矩M 。
Mω为原动机传递给叶轮的功率。
vtρq M ω表示叶轮对单位质量流体做的功率，即()11u 2u 2v u v u ρq M ωvt-=∞（2-19）式中q vt 为理论流量。
那么叶轮在无限多叶片假设前提下的理论全压升()1u1u 22u v u v q M ωp vtt -==∆∞∞ρ （2-20）如果用扬程表示，无穷多叶片假设下叶轮的理论扬程()u 11u 221u v u v gρgp H t t -=∆=∞∞∞（2-21）可见扬程H t∞与流体的密度ρ无关。
当叶轮进口为径向流入时，0u 1=u ，则 ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-==∞∞A t v u g v u v g H 222m22u 22cot 11β （2-22）将出口速度三角形的关系u11212121u 22222222222222222cos 2u v u v w u v u v αu v u v w-+=-+=-+=∞∞∞∞∞∞（2-23）代入式（3-19）中()()()212222212122212121u ugw wgv vgH t -+-+-=∞∞∞（2-24）很显然，上式右侧的第三项表示液体流经叶轮后动能扬程的增加，即动扬程()2122,21u ugH d t -=∞∞（2-25）在水泵设计中，应力争H t ∞,d 在压水室中将动能转化为静压。
在回收静压时会有较大的流动损失（水力损失）。
为此要求在叶轮设计中静扬程H t∞,s 应有较大的比例。
式（3-22）右侧第一、二项之和表示叶轮的静扬程，即()()22212122,2121∞∞-+-=w wgv vgH s t（2-26）其中第一项表示离心力做功使液体静扬程的增加，第二项表示流道截面的变化使液体相对流速w 降低而转化为静扬程的增加。
3.2.2 叶轮叶片形式和反应系数叶轮的静扬程与理论扬程的比值称为反应系数ζk ，可用下式表示：∞∞∞∞-==t d t t s t k H H H H δ,,1 （2-27）设01u =u ，则2221v u δu k ∞-≈ （2-28）即()A k βc v v δ2m 222cot 211--≈从上式可见：1）若ζk ＝1，必须u 2u∞=0，叶轮出口r 2v 2u∞为零，叶轮不会产生扬程，叶轮处于水轮机工况，这样对离心泵是无意义的。
2）若ζk ＝0，u 2u ∞=2v 2，则有22,22,22===∞∞∞s t d t t H gv H g v H （2-29）这时u 2u∞>2v 2，叶片出口角β2A >90°，理论扬程H t∞为最大值，但液体的能量全是动能，叶轮是按冲击式原理工作的，泵内水力损失大，泵的效率低，一般不采用。
3）若ζk ＝1/2，这时u 2u∞=v 2，则gv H H d t s t 222,,==∞∞ （2-30）动扬程和静扬程各占理论总扬程H t∞的一半，叶片出口角β2A ＝90°，为径向出口叶片。
以上分析可知，叶轮的反应系数取决于叶片的形状。
叶片的形式有3种，如图2-2所示。
前向叶片β2A >90°的叶轮在通风机应用，而水泵中考虑效率太低而不用。
离心泵u 2u 2 u 2 v 2v 2 v 2w 2w 2w 2β2 β2 β2ωωωβ2∞β2∞β2∞β2∞<π/2 β2∞=π/2 β2∞>π/.2 β1∞β1∞β1∞a)b)c)图2-2 叶片的形式Fig2-2 Style of impellera ）后向叶片b ）径向叶片c ）前向叶片β2∞>π/2β2∞=π/2β2∞<π/2q vtOgv222H t ∞图2-3 不同叶片出口角时理论扬程曲线Fig2-3 Theoretical head curve of different outlet angles一般采用β2A <90°的后向叶片，β2A 一般为15°到35°，很少到50°，反应系数ζk ＝0.7～0.75。
