【正文】 b c d e 圖21整機(jī)速度場(chǎng) 湍動(dòng)能分析湍動(dòng)能表征湍流條件下的動(dòng)量交換和湍流耗散，即液流的損失程度。不同工況下在蝸殼的第1斷面和第4斷面之間也會(huì)出現(xiàn)漩渦。 a b c d e 圖22整機(jī)湍動(dòng)能 蝸殼數(shù)值模擬 壓力場(chǎng)分布分析、（Q為額定流量）5種流量工況下的離心泵蝸殼流道進(jìn)行數(shù)值模擬分析，得出5種流量工況下的流場(chǎng)分布，包括壓力場(chǎng)分布、速度場(chǎng)分布和湍動(dòng)能云圖。進(jìn)入擴(kuò)散段以后，蝸殼增壓作用明顯，沿流動(dòng)方向壓力逐漸增大，壓強(qiáng)梯度變化相對(duì)比較穩(wěn)定，至擴(kuò)散段出口處壓力達(dá)到最大。進(jìn)入擴(kuò)散段以后，蝸殼增壓作用明顯，沿流動(dòng)方向壓力逐漸增大，壓強(qiáng)梯度變化相對(duì)比較穩(wěn)定，至擴(kuò)散段出口處壓力達(dá)到最大。 a b c d e 圖23蝸殼壓力場(chǎng) 速度矢量云圖分布分析圖24殼表面速度矢量圖，流體在蝸殼第8截面附近流速較均勻，隨著流體流向出口，速度逐漸降低，在靠近喉部時(shí)明顯減小，這與蝸殼的設(shè)計(jì)方法VuR為常數(shù)相符合，也符合連續(xù)性方程。通過(guò)對(duì)比我們發(fā)現(xiàn)在標(biāo)況下漩渦最少，流動(dòng)相對(duì)穩(wěn)定，能量耗散較少，這與標(biāo)況下的效率最高相符合。沿著葉片流線方向，從入口到處出口壓力不斷增大，到葉輪的出口達(dá)到最大值，因?yàn)槿~輪為做功元件，給流體提供壓力能，這也滿足我們對(duì)于葉輪的設(shè)計(jì)要求。 a b c d e 圖26葉輪壓力場(chǎng)圖27工況下的的葉輪中心面速度矢量分布圖，從圖中可以看出，流道內(nèi)速度分布比較均勻。因?yàn)樯淞魑槽E的影響，在葉片的出口也會(huì)出現(xiàn)小的漩渦。 （3）QP通過(guò)對(duì)QP 曲線的對(duì)比我們發(fā)現(xiàn)，同樣流量下模擬的軸功率要大于實(shí)際的軸功率，差值在5%以內(nèi)。根據(jù)公式71可得：（2）軸向力T泵在運(yùn)轉(zhuǎn)中，轉(zhuǎn)子上作用著軸向力，該力將拉動(dòng)轉(zhuǎn)子軸向移動(dòng)。根據(jù)本次設(shè)計(jì)的泵的參數(shù)及葉輪尺寸，可知k=，Rm=126mm，Rh=60mm，i=1。L2=24mm。等于或大于表中給出的[n]時(shí)，則軸既滿足了強(qiáng)度要求，又滿足了疲勞強(qiáng)度要求，故可不再進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的計(jì)算。本方法假定最大應(yīng)力發(fā)生在尺寸最大的軸面內(nèi)，角度為處(圖37)。 為了保證接縫的密封性，螺栓力除了抵消工作力之外，還有一部分保證接縫的緊密結(jié)合，這部分力稱為密封力或殘余預(yù)緊力。液體壓力根據(jù)公式712 （712）計(jì)算可得。 泵蓋法蘭的強(qiáng)度校核泵蓋的法蘭厚度可以根據(jù)公式713計(jì)算 （713）計(jì)算可得h=，取22mm（在這里我們都是乘以打壓系數(shù)的，）。該泵的平衡孔數(shù)量為6，平衡孔直徑d=10mm?？偟妮S向力F=，%，達(dá)到預(yù)期要求?？紤]到該泵輸送的介質(zhì)要求，我們選用的是機(jī)械密封。沖洗方案我們根據(jù)要求選用的是53A 具體的沖洗方案選擇標(biāo)準(zhǔn)參照參照《工業(yè)泵選用手冊(cè)》第二版－化學(xué)工業(yè)出版社，P33號(hào)方案；致謝時(shí)光匆匆如流水，轉(zhuǎn)眼便是大學(xué)畢業(yè)時(shí)節(jié)，春夢(mèng)秋云，聚散真容易。感恩之情難以用言語(yǔ)量度，謹(jǐn)以最樸實(shí)的話語(yǔ)致以最崇高的敬意。參考文獻(xiàn)[1] 泵手冊(cè)【M】.陳允中，曹占友，鄧國(guó)強(qiáng)，等，：中國(guó)石化出版社，2002.[2] 【M】.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1997.[3] 【M】.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010.[4] 【M】.北京：，2001.[5] 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摩擦副及密封輔助件要耐一定的溫度。泵內(nèi)壓力大于大氣壓時(shí)，軸封防止液體向外泄漏，泵內(nèi)壓力小于大氣壓時(shí)，軸封防止空氣向泵內(nèi)泄漏。泄漏量q根據(jù)公式85 （85）計(jì)算可得q=。根據(jù)公式82 （82）計(jì)算可得密封間隙阻力系數(shù) 葉輪口環(huán)寬度為21mm。因此必須消除或者平衡軸向力，才能使得泵正常工作。螺栓的個(gè)數(shù)為20個(gè)。由于本次設(shè)計(jì)的泵為單級(jí)單吸離心泵，且揚(yáng)程為，可知被密封介質(zhì)壓力為，根據(jù)公式 可得：（）。但是密封力與螺栓預(yù)緊力有關(guān)。表73 軸材料的許用安全系數(shù)[n]值由此次設(shè)計(jì)采用軸的材料為174PH，則，n=24(2) 安全系數(shù)按第四強(qiáng)度理論，折算應(yīng)力為由危險(xiǎn)斷面在B處，則，；；；；彎曲應(yīng)力：；拉(壓)應(yīng)力：；切應(yīng)力：屈服極限安全系數(shù)則此次設(shè)計(jì)的軸滿足要求，不用再進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算。對(duì)于受力較復(fù)雜的泵軸可同時(shí)選二、三個(gè)斷面進(jìn)行計(jì)算，從中找出危險(xiǎn)斷面。③.扭矩Mn由葉輪設(shè)計(jì)部分可知 （74）根據(jù)公式64計(jì)算可得： 強(qiáng)度校核初步設(shè)計(jì)時(shí)，只考慮傳遞的最大扭矩，計(jì)算軸的最小直徑 （75）具體確定了軸的結(jié)構(gòu)之后，應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度核算，其步驟如下。泵轉(zhuǎn)子上作用的軸向力，由下列各分力組成：a) .葉輪前、后蓋板不對(duì)稱產(chǎn)生的軸向力，此力指向葉輪吸入口方向，用T1表示；b) .軸臺(tái)、軸端等結(jié)構(gòu)因素引起的軸向力，其方向視具體情況而定，用T3表示；c) .轉(zhuǎn)子重量引起的軸向力，與轉(zhuǎn)子的布置方式有關(guān)，用T4表示；d) .影響軸向力的其他因素；e) .動(dòng)反力，此力指向葉輪后面，用T2表示。 7 泵零件強(qiáng)度計(jì)算 軸 軸的具體尺寸見軸圖紙，圖紙代號(hào)GXZ 169。實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖30所示；圖29泵試驗(yàn)臺(tái)圖30 QH曲線圖31數(shù)據(jù)圖如圖32所示為數(shù)值分析與實(shí)驗(yàn)的QH曲線的對(duì)比：圖32 QH對(duì)比圖如圖33所示為數(shù)值分析與實(shí)驗(yàn)的Qη曲線的對(duì)比：圖33Qη對(duì)比圖如圖34所示為數(shù)值分析與實(shí)驗(yàn)的QP曲線的對(duì)比：圖34 QP對(duì)比圖（1）QH通過(guò)對(duì)QH曲線的對(duì)比我們發(fā)現(xiàn)，同樣流量下模擬的揚(yáng)程要大于實(shí)際的揚(yáng)程，差值約在5%之內(nèi)，因?yàn)樵跀?shù)值模擬的過(guò)程中并沒有考慮到管路損失，和容積損失等等，造成模擬出來(lái)的數(shù)據(jù)大于實(shí)際揚(yáng)程，揚(yáng)程的大致走勢(shì)是基本相同的。此外，由于受蝸殼截面積不同及隔舌的影響，葉輪內(nèi)部速度場(chǎng)呈現(xiàn)出非對(duì)稱性的特點(diǎn)，在葉輪旋轉(zhuǎn)的過(guò)程中，小流量工況時(shí)在靠近隔舌位置的葉輪流道出口處，流體速度要比遠(yuǎn)離隔舌的葉輪流道出口處明顯大些，而在設(shè)計(jì)工況和大流量工況時(shí)相反，遠(yuǎn)離隔舌的葉輪流道出口處的速度大些，梯度變化快。葉輪出口的壓力隨著流量的增大而逐漸降低。從不同工況下葉輪的壓力場(chǎng)中我們都可以看出不管是葉片還是流道，壓力分布都比較均勻，說(shuō)明翼型規(guī)律基本合理。不同工況下在蝸殼的第1斷面和第4斷面之間也會(huì)出現(xiàn)漩渦。隨著流量的增大，蝸殼內(nèi)部的壓力逐漸下降，這也符合我們的傳統(tǒng)認(rèn)知。蝸殼螺旋線區(qū)域除了在局部低壓外，沿著流動(dòng)方向上的壓力分布基本穩(wěn)定，單位體積液體所具有的能量變化梯度較小，比較均勻。蝸殼螺旋線區(qū)域除了在局部低壓外，沿著流動(dòng)方向上的壓力分布基本穩(wěn)定，單位體積液體所具有的能量變化梯度較小，比較均勻。因?yàn)樯淞魑槽E的影響，在葉片的出口也會(huì)出現(xiàn)小的漩渦。如圖22。由于受蝸殼截面面積不同的影響，葉輪內(nèi)部速度場(chǎng)呈現(xiàn)出非對(duì)稱性的特點(diǎn)。蝸殼中的流速變化不大，在渦殼的出口處，速度逐漸降低。本次設(shè)計(jì)的蝸殼形式為雙蝸殼，通過(guò)對(duì)不同工況的壓力云圖的分析，我們可以看出，隨著工況的改變，外側(cè)我蝸殼中的壓力分布基本沒有大的變化，內(nèi)部蝸殼的壓力分布有不太大的變化，值得注意的是在非標(biāo)況下工作時(shí)，內(nèi)蝸殼中的壓力分布才會(huì)出現(xiàn)較大的變化，外部蝸殼的壓力分布基本穩(wěn)定，由此可以看出，雙蝸殼的設(shè)計(jì)能夠很好的適應(yīng)變工況的工作環(huán)境。葉輪進(jìn)口處壓力最低，發(fā)生在葉片背面離進(jìn)口不遠(yuǎn)處，此處易產(chǎn)生汽蝕。壓力場(chǎng)分布分析該離心泵為中心對(duì)稱結(jié)構(gòu)，采用子午面進(jìn)行分析。在計(jì)算域的進(jìn)口處，我們?cè)O(shè)定的為質(zhì)量流量進(jìn)口； 出口條件采用自然流出（ 即outflow） 壁面條件葉輪和蝸殼與流體相接觸的所有壁面均采用無(wú)滑移固壁條件，計(jì)算中沒有考慮重力對(duì)流場(chǎng)的影響。網(wǎng)格數(shù)量為42181。（2） 泵體網(wǎng)格如圖16所示為蝸殼水體的網(wǎng)格，網(wǎng)格數(shù)量為2974203。如圖13所示為水體的制作過(guò)程: 圖13水體制作如圖14所示為蝸殼的水體三維圖，蝸殼的隔舌部分對(duì)整個(gè)泵的性能的影響是非常大的，所以在做蝸殼的造型的時(shí)候一定要特別注意蝸殼隔舌部分的處理圖14蝸殼水體 利用ICEM畫網(wǎng)格現(xiàn)在主流的畫網(wǎng)格的軟件有很多，如ganmbt、icem等等，在本次仿真的過(guò)程中我們采用了icem來(lái)畫非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，主要包括葉輪的水體、蝸殼的水體、吸入段的水體、壓出段的水體四部分網(wǎng)格的劃分，網(wǎng)格的數(shù)量越多，仿真的效果越好，但是計(jì)算量就會(huì)加大。如圖10所示為泵的定子部件： 圖10定子部件 機(jī)械密封部件三維建模該泵選用的是雙端面、波紋管集裝式密封，如圖11所示為該泵的機(jī)械密封三維圖： 圖11機(jī)械密封 整機(jī)三維建模在本次設(shè)計(jì)中我們對(duì)該泵做了整體的三維建模，如圖12所示為該泵的整體三維之意圖：a. 泵整體三維圖b．裝置爆炸圖圖12整機(jī)三維建模6 值模擬與性能分析CFD即計(jì)算流體動(dòng)力學(xué),是流體力學(xué)的一個(gè)分支，簡(jiǎn)稱CFD。我們對(duì)泵的主要零部件進(jìn)行了三維建模。在吸入管沿流動(dòng)方向加導(dǎo)向板（高度和半徑相同），頂部做成弧形，兩端做成流線型，能使泵的效率稍微的提高。吸水室直徑，通常取。對(duì)吸水室的要求是：保證葉輪進(jìn)口有要求的速度場(chǎng)，如速度均勻分布，大小適當(dāng)，方向（環(huán)量）符合要求，水力損失最小。 吸