分析離心泵水力性能有三個層次。第一個層次是宏觀層次，即通常的外特性，如：揚程、軸功率和效率與流量的關(guān)系。第二個層次是中間層次，即那些與泵水力設(shè)計息息相關(guān)的綜合性流動參數(shù)，如：滑移系數(shù)、水力效率、容積效率、機械效率和水力損失系數(shù)等。第三個層次是微觀層次，即泵的內(nèi)特性，如：葉輪、吸入室和壓出室等過流部件內(nèi)部流場特性。目前對第一、三層次研究比較多，并試圖建立兩者的定量關(guān)系。對第二層次研究進行得相當少。本文旨在給出一種由泵外特性推算出中間層次流動參數(shù)的方法。通過洞察不同粘度下這些參數(shù)隨葉片數(shù)的變化，來深入評價被輸送液體粘度對離心油泵性能的影響，為離心油泵的水力設(shè)計提供依據(jù)，并指明研究方向。 1.1 離心油泵的性能 揚程-流量、軸功率-流量和效率-流量曲線表示離心油泵的水力性能，一般用只能采用實驗的方法才能得到性能，見圖1。本文試圖分析出最優(yōu)工況的滑移系數(shù)、水力效率、容積效率、機械效率和水力損失系數(shù)等參數(shù)。
1.2 泵內(nèi)部水力損失 根據(jù)流體力學理論，在最優(yōu)工況下，泵過流部件內(nèi)部水力損失主要是沿程摩擦阻力損失，局部旋渦損失和沖擊損失所占比重相當小，可以忽略不計。于是得到泵內(nèi)部流動能量平衡關(guān)系式：
1 分析方法:
 圖1 離心油泵性能曲線
H=Hth-KQ2
式中：H為已知的最優(yōu)工況揚程，Hth為最優(yōu)工況理論揚程，Q為已知的最優(yōu)工況流量，K為水力損失系數(shù)，其中Hth、K由實驗數(shù)據(jù)推算。
根據(jù)性能實驗結(jié)果，已經(jīng)做出了揚程-流量曲線。于是，下式成立
dH/dQ=dHth/dQ-2KQ
式中：最優(yōu)工況揚程曲線斜率dH/dQ由實驗曲線求取。 在忽略葉輪進口預(yù)旋的情況下，離心泵基本方程為 Hth=Vu2u2/g
葉輪出口液體絕對速度的圓周分速度為 Vu2=σu2-Q/ηVA2tanβ2
式中：σ為最優(yōu)工況滑移系數(shù)，σu2表示考慮滑移速度后的葉輪圓周速度，ηV為最優(yōu)工況泵容積效率，A2為葉輪出口面積，β2為葉片出口角，u2為葉輪圓周速度。 于是理論揚程為
將該式對Q求導(dǎo)，得到
dHth/dQ=-u2/gηVAstanβ2
聯(lián)立求解方程(1)、(2)、(5)和(6)，得到滑移系數(shù)
水力損失系數(shù)
水力效率
ηh=H/Hth
其中Hth=H+KQ2。
機械效率 ηm=η/ηVηh
其中η為實驗測得的泵最優(yōu)工況的效率。
利用文獻[1]的方法計算葉輪前口環(huán)同心圓柱面間隙的泄漏損失。葉輪后口環(huán)與前口環(huán)尺寸相同，后蓋板上開有平衡孔，平衡孔有節(jié)流作用，所以后口環(huán)的泄漏損失比前口環(huán)小，暫且假設(shè)后口環(huán)的泄漏損失為前口環(huán)的70%。于是，得到總的泄漏損失 式中：dm為密封環(huán)直徑，lm為密封環(huán)長度，bm為密封環(huán)單側(cè)間隙，腍為密封環(huán)兩側(cè)壓力差，其值為，其中：um為口環(huán)的圓周速度。
于是可以計算出容積效率
ηV=Q/Q+q
由此可見，利用泵的性能曲線和葉輪有關(guān)尺寸，就可以推算出最優(yōu)工況的滑移系數(shù)、水力損失系數(shù)、水力效率、容積效率、機械效率。運用該方法可以深入地分析葉輪幾何參數(shù)對這些參數(shù)的影響，更容易看清問題的本質(zhì)。
2 結(jié)果與討論
2.1 已知數(shù)據(jù) 本文采用文獻[2]葉輪幾何尺寸和性能實驗數(shù)據(jù)。有關(guān)實驗泵、實驗裝置和實驗液體等詳細情況見文獻[2]。
2.2 滑移系數(shù) 圖2(a)給出了輸送清水時本文計算的滑移系數(shù)隨葉片數(shù)的變化曲線。為了便于對比，圖中還給出了利用準三元流動程序計算的滑移系數(shù)以及Stodola、Wiesner經(jīng)驗公式計算滑移系數(shù)值。圖2(b)表示輸送清水時最優(yōu)工況揚程隨葉片數(shù)的變化。Stodola經(jīng)驗公式為
σ=1-πsinβ2/Z
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