【正文】 方法。 2 參數(shù)和結(jié)構(gòu) 設計參數(shù)和結(jié)構(gòu)分別列于表 1 和圖 1： 表 1 磁力驅(qū)動泵的參數(shù) 圖 1 磁力驅(qū)動泵的結(jié)構(gòu) 1 套管 2 葉輪 3 內(nèi)部 耦合 4 隔離罩 5 指導軸承 6 外部耦合 3 內(nèi)流場仿真 控制方程 流體中的磁力驅(qū)動泵遵循物理守恒定律。它必須滿足質(zhì)量守恒，動量定律和節(jié)約能源。泵的流量應該是三維的，穩(wěn)定且不可壓縮的。因此，連續(xù)性方程和NS 方程根據(jù)布西奈斯克的假設， 表達式（ 1）； 其中： 運動粘度系數(shù)動能和離心力減少的壓力，包括湍流物體能量構(gòu)成部分，組件的平均相對速度，組件的直角坐標系統(tǒng)，流體密度?????????pfuzyxxiijwvu, 湍流模型 標準 ??k 方程適用于模擬復雜的三維湍流。方程表示式（ 2）： 其中， k? ， ?C ， ?? ， 1C 和 2C 是湍流模型系數(shù)，從實驗結(jié)果中得到的測試值分別為 ， ， ， 和 。 模型及并網(wǎng)發(fā)電 Pro / Engineer 被用于構(gòu)建葉輪和蝸殼的三維模型 。Gambit 被用于將模型與三角網(wǎng)格嚙合在一起。網(wǎng)格進行了檢查和輸出。 模型如圖 2 所示，柵格的數(shù)量列于表 2。 圖 2 網(wǎng)磁力驅(qū)動泵領(lǐng)域 4. 仿真結(jié)果及分析 圖 3（ a）顯示，處于正常旋轉(zhuǎn)速度的磁力驅(qū)動泵，流體在葉輪中的絕對速度隨著渠道半徑的增長而增長；甚至絕對速度分布在同一個周期內(nèi)；在葉輪出口處絕度速度達到了最大值；當流體經(jīng)過 IIX 部分時，渦螺殼中流體的絕對速度逐漸降低，在渦螺殼的出口處流體的絕對速度達到最小。圖 3（ b）所示處于高速旋轉(zhuǎn)的磁力驅(qū)動泵，葉輪中流體的絕對速度隨著通道半徑的增加而增加；微分速度圓周的分布變的不均勻，從而導致渦旋；渦流的產(chǎn)生使得渦螺殼中絕對速度的分布變的不均勻；高速磁力泵中的 I 和 VI 部分中的渦流比那些處于正常速度的磁力泵更大。 圖 3 絕對速度分布磁力驅(qū)動泵（ M?S1） 圖 4（ a）顯示， 處于正常速度的磁力驅(qū)動泵，葉輪中流體的相對速度隨著葉輪半徑的增加而增加，并在葉輪出口處達到最大值；渦流出現(xiàn)在渠道的最后，這是蝸舌相當密集的地方。由圖 4（ B）可知，在高速磁力驅(qū)動泵中，流體的相對速度隨著葉輪半徑的增加而增加；軸向旋渦出現(xiàn)在進葉輪的附近和并且延伸到蝸殼中。 圖 4 相對速度的分布磁力驅(qū)動泵（ M?S1） 在通道的表面壓力作用下，吸力面相對速度的差異引起軸向旋渦。高速磁力驅(qū)動泵比正常速度的磁力驅(qū)動泵的渦流為密集，因為高速磁力驅(qū)動泵的速度差大于正常速度的磁力驅(qū)動泵。 圖 5（ a）表明，正常高速磁 力驅(qū)動泵，流體總壓力隨葉輪半徑增加而遞增，達到最大值，最終保持穩(wěn)定后的液體進入蝸殼。總壓力的方向分布呈環(huán)形，工作面的壓力稍大背面。圖 5（ b）表明，高速磁力驅(qū)動泵流體總壓力在圓周方向上的不平衡，高壓出現(xiàn)在一些葉輪半徑的增量變化大的區(qū)域；在工作面附近的壓力和吸力是相當高的，而且在附近的高壓蝸舌非常明；總壓力變化是因為渦流不平衡，相對速度也有差異，在漩渦中心的壓力低，而漩渦兩側(cè)是相當高的。 圖 5 總壓分布磁力驅(qū)動泵（ MPA） 短葉片可應用于高速磁力驅(qū)動泵，以減少通道的寬度，以紓緩渦流，短葉片應配備在漩渦容易 發(fā)生區(qū)域。圖 6 所示為高速磁力驅(qū)動泵在蝸殼的靜壓分布，即使如此，對于正常速度的磁力驅(qū)動泵，高壓出現(xiàn)在蝸舌區(qū)域，對于高速磁力驅(qū)動泵，從Ⅰ到Ⅵ節(jié)，低靜壓出現(xiàn)旋渦，低靜壓區(qū)域擴大，最后Ⅵ一節(jié)和靜壓力保持相對穩(wěn)定。圖 7 所示為高速磁力驅(qū)動泵總渦流壓力分布；對于正常速度磁力驅(qū)動泵，高壓之間出現(xiàn)Ⅰ段和Ⅱ段 。而對于高速磁力驅(qū)動泵，總壓的分布在第Ⅰ和第Ⅴ部分之間，低壓區(qū)出現(xiàn)Ⅵ節(jié)后面。 圖 6 靜態(tài)分布的蝸殼磁力驅(qū)動泵（ MPA） 圖 7 共有渦壓力分布磁力驅(qū)動泵（ MPA） 5 性能分析 水力損失及水力效率 表示式（ 4）： 其中 dp —— 出口總壓力（ PA）， sp —— 在進口總壓（ PA）， z? —— 入口和出口之間的高 度差（ m）。 輸入功率 hP （ kW）通過葉輪和輸出功率表示式（ 5）： 其中 M—— 轉(zhuǎn)矩 (N ? m), ?—— 葉輪的角速度 (rad/ s), ?—— 流體密度 水力效率（ h? ）表示式（ 6）： 容積損失和容積效率 磁力驅(qū)動泵，流體的一部分，應該作為冷卻液循環(huán)。容積效率（ v? ）表示式（ 7）： 其中 q—— 冷卻液循環(huán)流動。 機械損失和機械效率 摩擦損失 磁力驅(qū)動泵，摩擦損失包括圓盤葉輪罩和端面摩擦的損失，以及內(nèi)耦合損失和表面摩擦損失。摩擦損失（ dP ）表示式（ 8）： 其中 dM —— 內(nèi)轉(zhuǎn)子的摩擦力矩 (N ? m), ? —— 內(nèi)轉(zhuǎn)子的速度 (rad/s)。 軸承功率損耗 軸承功率損失表示式（ 9）： 其中 P—— 軸功率。 機械效率（ m? ）表示式（ 10）： 磁性耦合效率 磁耦合，而不是機械耦合，適用于磁力驅(qū)動泵。因此，磁耦合效率（ c? ）必須考慮在計算泵效中。 泵的效率 當流量為 hm/8 3 時 ，從公式計算得出，正常速度和高速的磁力驅(qū)動泵的揚程和效率如表 3 所示。 表 3 正常速度的性能參數(shù)和高速磁力驅(qū)動泵 結(jié)果表明，高速磁力驅(qū)動泵的流場和這些在正常速度的磁力驅(qū)動泵的渦流均是分布不均勻的。通過仿真計算，高速磁力驅(qū)動的液壓效率為 86％，而 81％為正常速度的磁力驅(qū)動泵的效率。因此，增加的速度可提高泵的效率，這可以允許使用一個小葉輪半徑，并且降低一個小葉輪圓盤的摩擦損失和蝸殼流損失。對于低比轉(zhuǎn)速離心泵，圓盤摩擦損失是在泵的功率損失中最大的電力損失，而且會大大減少葉輪半徑，因為葉輪的外半徑與圓盤摩擦損失是成正比的；水力損失僅僅是一個小部分的損失，因此水力損失的增量比圓盤摩擦損失少。表 3 表明，改善泵效，泵的效率和葉輪效率相當?shù)停髁啃〉臅r候，電機輸入功率主要消耗在葉輪。當流量增加時，葉輪效率增加，但圓盤摩擦損失、泄漏損失和蝸殼上的損失也隨之增加。 6 測 試和比較 試驗結(jié)果 CJRB870 和 GCB870 的性能曲線如圖 8 和圖 9。 圖 8 性能曲線 CJRB870 圖 9 性能曲線 GCB870 比較 比較 圖 10 顯示了一致的模擬結(jié)果與測試結(jié)果。 CJRB870 和 GCB870 的 差顯示在不同流量點。 圖 10 比較 CJRB870和 GCB870 表 4 CJRB870和 GCB870在不同的流點 效率比較 如 圖 11 所示，模擬結(jié)果與測試符合結(jié)果。在不同的流量點 CJRB870 和GCB870 存在 效率差異， 如 表 5 所示。 圖 11 CJRB870和 GCB870的效率比較 表 5 CJRB870和 GCB870在不同的流點的效率差異 7 結(jié)論 （ 1）對于正常速度的磁力驅(qū)動泵，流體的絕對速度在葉輪通道的分布比較均勻，相對速度在蝸舌附近相當密集，最終導致對工作面的渦流總壓稍稍大于背面； （（ 2）對于高速磁力驅(qū)動泵，絕對速度在圓周方向的分布不均勻，導致軸向渦流由葉輪的入口附近，延伸到蝸殼；總壓力在圓周方向的分布是不均勻的，高壓力出現(xiàn)在流體的部分區(qū)域；通道盡頭的葉輪低，而工作壓力和吸力相當高，高壓力在蝸舌的附近是非常明顯的，這些都是高速磁力泵容易發(fā)生汽蝕的原因。 （ 3）低轉(zhuǎn)速下離心泵圓盤的摩擦損失是在所有的功率損失中最大的。圓盤摩擦損失與第五功率葉輪半徑成正比，所以遞減的半徑將導致遞減的圓盤摩擦損失。因此，較高的速度可以允許使用一個小葉輪半徑，并確保較少的圓盤摩擦損失，以提高泵的效率。 （ 4）常速磁 力驅(qū)動泵和高速磁力泵的功率損耗和泵的效率計算是按照測試結(jié)果模擬得到。仿真結(jié)果表明，該計算方法和機組效率是可行的，結(jié)果是相當準確的。