过程流体机械课程设计Word文档下载推荐.docx
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1.3.11叶轮叶片进口安放角4
1.3.12叶片进口速度5
1.4叶轮主要几何参数5
第二章欧拉方程性能计算6
2.1离心泵的理论扬程6
2.2考虑有限叶片数的影响6
第三章计算流体力学方法及分析8
3.1计算模型的建立8
3.2网格划分10
3.3流场计算边界条件11
3.4数值模拟基本参数12
3.5数值模拟结果分析13
3.5.1叶轮内部流场的压力分布13
3.5.2速度分布14
3.5.3水泵扬程和水力效率的预测与收敛图14
3.6总结17
参考文献18
第一章叶轮水力设计
1.1已知设计参数
流量Q=20m3/h
转速n=1450r/min
比转速80—100
1.2泵的设计参数和结构形式计算和确定
1.2.1泵形式及级数的确定
泵的比转速【1】
（1-1）
取为7mm，故
（1-2）
故泵的水力方案为：
单级单吸式离心泵。
泵的进口直径
取泵的流速
=2.7
；
=
=55mm（1-3）
取为55mm
泵的出口直径
（1-4）
由于该泵为中型扬程泵，故
=55mm
重新计算泵的进出口速度
=2.338m/s，取为2.4m/s
1.2.2泵效率计算
（1）水力效率【1】
（1-5）
（2）机械效率【1】
（1-6）
（3）容积效率【1】
（1-7）
（4）总效率【1】
（1-8）
1.2.3泵的轴功率
（1-9）
1.3叶轮主要几何参数的计算和确定
1.3.1泵轴传递的扭矩
（1-10）
1.3.2泵的最小轴径
对于45号钢，经调质处理之后HB=241–286，
取
，则最小轴颈
（1-11）
1.3.3叶轮轮毂直径dh
取系数k=1.3,则
（1-9）
取为8mm
1.3.4叶轮进口直径Dj的初步计算
D0可由系数速度系数法求得【2】
（1-10）
K0——系数，根据统计资料选取
主要考虑效率K0=3.5—4.0
兼顾效率和气蚀K0=4.0—4.5
主要考虑气蚀K0=4.5—5.5
此处取K0=3.8
对于穿轴叶轮：
取为60mm
1.3.5叶片进口直径D1的初步计算
由于泵的比转速为91.66，故k1应取较大值0.93
（1-12）
取为56mm
系数k1的数值范围为k1=0.7–1.0
1.3.6叶片出口直径D2的初步计算
目前离心泵设计中普遍采用的速度系数法提出的叶轮外径的计算公式[1]
（1-13）
取为154mm
1.3.7叶片进口宽度b1的初步计算
（1-14）
（1-15）
所以
（1-16）
其中，
不妨取Kv=0.9，
（1-17）
取为18mm
1.3.8叶片出口宽度b2的初步计算
由经验公式
（1-18）
取为10mm
1.3.9叶片包角φ
如叶片数z大，φ应小一些，如叶片数z小，φ应取大一些。
一般φ可取
85°
—110°
，少数可达150°
，故φ取120°
。
Φ与叶片间距
（1-20）
的比值φ/t0反映了叶栅稠密度，叫做相对稠密度。
1.3.10叶片出口圆周厚度
（1-21）
δ2——叶片出口真是厚度，通常取δ2=2-4mm
λ2——叶轮出口轴面截线与流线的夹角，通常取λ2=70°
-90°
1.3.11叶轮叶片进口安放角
对于低比转速离心泵，C.普费莱德纳尔提出了如下的计算公式[2]
（1-22）
由此公式推导出叶片进口角β1
（1-23）
1.3.12叶片进口速度
（1-24）
计算变工况条件下的泵进口流速:
当Q=10m3/h时，
=1.2m/s;
当Q=20m3/h时，
=2.4m/s;
当Q=24m3/h时，
=2.88m/s;
1.4叶轮主要几何参数
综上所述，叶轮主要几何参数如下表所示：
表1.1叶轮主要参数
参数名称
计算结果
最终取值
泵的最小直径d（mm）
6.24
7
叶轮轮毂直径dh（mm）
7.5
8
叶轮进口直径Dj（mm）
59.53
60
叶片进口直径D1（mm）
55.73
56
叶片出口直径D2（mm）
152.94
154
叶轮进口宽度b1（mm）
17.53
18
叶轮出口宽度b2（mm）
9.86
10
叶片出口安放角ß
2A（°
）（
30
叶片进口安放角ß
1A（°
）
21
叶片数Z
6
叶片进口速度（m/s）
1.2，2.4，2.88
\
叶片包角φ（°
120
第二章欧拉方程性能计算
2.1离心泵的理论扬程
假定叶片为无穷多，由方程式[1]
（2-1）
式中：
F2——叶轮出口有效过流面积，
（2-2）
ψ2=0.8–0.9；
R2——叶轮外圆半径；
u2——圆周速度，
（2-3）
D2——出口处研究处点的直径；
β2A——叶片出口安放角30；
计算结果：
（2-4）
2.2考虑有限叶片数的影响
经过分析与推证，对低比转速叶轮，普氏将滑移系数的计算公式具体总结【4】
（2-5）
a——与泵体结构有关的经验系数；
对导叶压液室a=0.6;
对涡壳压液室a=0.65—0.85;
对环形压液室a=0.85—1.O；
F——封闭周线所围面积，
（2-6）
T——叶片节距，
（2-7）
计算结果:
（2-8）
第三章计算流体力学方法
3.1计算模型的建立
叶轮流道的实体造型是进行流场数值模拟的基础，模型的精确与否直接影响了计算结果的可信度。
本文利用自行设计的叶轮，结合UG软件进行叶片、叶轮的精确三维实体造型，为后续的数值模拟奠定了良好的基础。
3.1.1叶轮模型的建立
根据叶轮的结构参数，利用UG软件进行叶片、叶轮流道的精确三维实体造型[5]，生成叶轮的三维实体模型，图3-1是子午视图，图3-2是叶轮三维造型，图3-3是叶轮流到实体模型
图3.1子午视图
图3.2
图3.3
3.2网格划分
网格是CFD模型的几何表达式，也是模拟和分析的载体。
网格质量对CFD计算精度和计算效率有重要的影响。
对于复杂的模型，网格生成是一个漫长而枯燥的过程，经常需要进行大量的试验才能取得成功。
GAMBIT是作为FLUENT求解器的专用前处理软件包，用来为数值模拟生成网格模型。
GAMBIT提供了混合网格、结构网格和非结构网格等多种类型的网格。
本文设计的叶轮比较简单，进行网格划分时只需要把进口壁和叶片部分划的网格间距不一样即可。
利用UG软件生成几何模型保存成STP格式文件后，导入GAMBIT中进行混合网格划分，其步骤如下：
首先把整个模型根据不同的层次分成两个体，得到分别为Z1进口部分和Z2叶片部分两个体。
图3.4
图3.5
3.3流场计算边界条件
下面对圆柱形叶片流道叶片的叶轮进行数值计算。
其中，叶片数Z=6，设计工况点为转速n=1450r/min,流量Q=10m3/h。
对叶轮内部流动而言，主要存在进口边界、出口边界和固壁边界。
（1）进口边界
对于不可压流动，进口边界取为速度入口边界条件（velocity-inlet）。
在计算出轴向速度时，假设进口边界上无切向速度与径向速度，并且轴向速度是均匀分布的，因此根据流量即可计算出进口速度。
（2）出口边界
在计算区域的出口边界上，流动情况完全由区域内部外推得到，可以认为流动己充分发展，即对上游的流动参数没有影响，故取自由出流边界条件（outflow）。
（3）固壁边界
对于固壁边界条件，因不存在壁面有抽吸或喷射等情况，所以固壁表面取为无滑移边界条件。
对壁面的k、ε，可根据标准壁面函数法进行取值
在旋转坐标系中，计算采用segregated方法，湍流模型k-ε,模型中的系数均采用默认值。
3.4数值模拟基本参数
进行数值模拟的基本参数如表3-1所示：
表3-1数值模拟的基本参数
参数
值
流量Q（m3/h）
10,20,24
转速n（r/min）
1450
出口角β（）
3.5数值模拟结果分析
3.5.1叶轮内部流场的压力分布
图3.7、3.8和3.9示出叶轮中间截面流场的压力分布图。
从图3.7、图3.8和图3.9可以看出，从进口到出口，示一个静压不断增大的过程。
液体水进入泵体后，通过扩散逐步把动能转化为压能。
由于粘性流体和惯性力的作用，随着半径增大，压力逐渐增大。
由于转速较高，在进口范围内形成低压区，在叶轮出口存在压力较大的区域。
图3.7Q=10m3/h中截面静压图
图3.8Q=20m3/h中截面静压图
图3.9Q=24m3/h中截面静压图
3.5.2速度分布
图3.9,3.10所示水泵中间截面的速度分布图。
由图3.10、图3.11和图3.12可以看出，随着叶轮圆周直径的增大，圆周速度增大，则速度随之增大。
图3.10Q=10m3/h中截面速度分布图
图3.11Q=20m3/h中截面速度分布图
图3.11Q=2m3/h中截面速度分布图
3.5.3水泵扬程和水力效率的预测与收敛图
3.5.3.1水泵扬程预测
水泵叶轮带着液体旋转时把力矩传给液体，使液体的运动状态发生变化，从而完成了能量的转换。
叶轮就是通过叶片把力矩传给液体，使液体的能量增加。
在模拟计算三维流场的基础上，通过计算水泵进口面的环量差和转子的轴功，可求得水泵的实际扬程和水泵的效率。
在水泵中，规定叶轮的扬程出口总水头与进口总水头之差，叶轮的扬程，如式所示
（4-1）
——泵出口、进口处液体的静压力，Pa；
，
——泵出口、进口处液体的速度，m/s；
——泵出口、进口到任选的测量基准面的距离，mm；
3.5.3.2水泵的效率预测
叶轮的水力效率，如下式所示[8]
（4-2）
ηh——水力效率；
Q——水泵的流量
M——叶片正、背面表面受到的绕Z轴的力矩之和，N·
m
计算结果见表3.2
表3.2各工况点计算结果
工况点
Q=10m3/h
Q=20m3/h
Q=24m3/h
进口压力pDpa
56241
61085
67256
出口压力pSpa
113564.13
127029.65
128365.49
进口速度vDm/s
1.2
2.4
2.88
出口速度vSm/s
2.7
3.8
3.62
扭矩N·
2.34
2.63
3.15
总效率%
71.5
75.8
69.2
通过无限叶片和有限叶片公式（第二章）分别计算得出两个工况点下的理论流量，如表3.3所示。
扬程—流量、效率—流量曲线图如图3.11所示。
表3.3扬程计算
Q=10m3/h
Q=24m3/h
实际扬程Hm
8.1
6.2
图3.11扬程、效率—流量曲线图
3.6总结
1）通过对多个工况点数值模拟，就可以得到泵的外特性和内特性，如果计算更过工况点，就可以绘制出水泵扬程曲线图，如果计算多个工况点，就可以绘制出水泵的扬程—流量曲线和流量—效率曲线图，从而预测出水泵在全工况范围内的性能。
2）从流量—扬程和流量—效率图可以看出，水泵的扬程随着流量的增大的而减小，效率随着流量的增大先增大，到达最佳工况点之后效率开始下降。
曲线上最高效率点即为泵的设计工况点，在该点所对应的的扬程和流量下操作最为经济。
实际生产中，泵不可能正好在设计工况点下运转，所以各种离心泵都规定给一个高效区，一般取最高效率以下7%范围内为高效区。
3）从fluent得出的扬程较无限叶片计算得出的扬程相差较大，而较有限叶片公式计算得出的扬程结果很接近。
造成这种扬程损失的原因有很多，其中管路中水头损失和泵中的水头损失占了很大一部分。
参考文献
[1]关醒凡.泵的理论与设计[M].北京：
机械工业出版社，1987
[2]朱祖超.低比转速高速离心泵的理论及设计应用[D].北京：
机械工业出版社，2007.7
[3]查森编．叶片泵原理及水利设计[M]．北京：
机械工业出版社，1988
[4]姜培正主编．过程流体机械[M]，北京：
化学工业出版社，2001
[5]王志魁刘丽英.化工原理[M].北京：
化学工业出版社，2010.5
[6]陈乃祥.离心泵[M].机械工业出版社，2003.5
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