微型電泵是指輸入功率小于1.1kW的泵。它具有流量小、揚程高、重量輕、結構簡單、通用性強、使用方便等特點，廣基金項目：十一五“國家科技支撐項目（2008BAF34B15）；江蘇省科技服務業(yè)計劃項目（BM2008375）。
泛應用于農(nóng)業(yè)、石油、化工等領域。微型電泵大多屬于低比轉(zhuǎn)數(shù)離心泵。由于葉片出口寬度較小，葉輪外徑較大，軸面流道狹長，導致圓盤損失和水力損失較大，因此泵的效率很低。
壓水室是泵的主要過流部件之一，其形式主要有螺旋形壓水室、環(huán)形壓水室以及空間導葉。一般而言，螺旋形壓水室符合流體出流的流動規(guī)律，流動狀態(tài)較理想，水泵能夠獲得較好的水力性能，大多數(shù)離心泵采用螺旋形壓水室。環(huán)形壓水室主要用于渣漿泵，因為這種結構隔舌的間隙很大，不易造成雜質(zhì)的堵塞，而且工藝方便；多級泵的末級導葉也多采用環(huán)形壓水室，因為這樣結構對稱，便于布置穿杠，且使熱變形均勻。
微型電泵大部分都是使用螺旋形壓水室，但由于蝸殼的斷面尺寸較小，流道不能機械加工，造成其形狀尺寸、表面光潔度等直接靠鑄造來保證，而且鑄造難度高，流道表面的粗糙度較大，導致泵體中的水力損失很大。對于微型電泵而言，泵體內(nèi)的水力損失僅次于葉輪圓盤摩擦損失，對泵的性能具有舉足輕重的影響。目前許多學者在這方面展開了一系列的研究。劉在倫等1對蝸殼形狀在高速部分流泵性能的影響進行了研究，指出采用矩形螺旋蝸殼能夠提高關死點揚程，且同時提高泵的效率。郭鵬程等研究了不同斷面形式的蝸殼對離心泵性能的影響，發(fā)現(xiàn)矩形和圓形螺旋蝸殼在大流量工況下效率比馬蹄形蝸殼稍高，而在設計工況點，比馬蹄形稍低一些。曾提到比轉(zhuǎn)速低于40時，由于環(huán)形壓水室便于機械加工和打磨，泵效率可能高于不做加工處理的螺旋形壓水室。
本文以此為思想，在螺旋形壓水室的基礎上，根據(jù)環(huán)形壓水室的設計理論以及機械加工的難易程度，設計了矩形斷面的3種環(huán)形壓水室，并將這4種壓水室與同一葉輪組合進行三維定常數(shù)值模擬，通過與傳統(tǒng)螺旋形壓水室的微型電泵性能預測的比較以及內(nèi)部流動的分析，為微型電泵性能優(yōu)化提供了理1設計思路本文選取浙江某企業(yè)生產(chǎn)的XCm158型離心泵為研究對象進行數(shù)值模擬計算。相關參數(shù)為：葉輪的進口直徑A= 38.5mm，出口直徑D2=162mm，葉片數(shù)z=6，葉片出口寬度2=2.2mm，葉片出口安放角擇=26°蝸殼的基圓直徑A= 164mm，第8斷面面積Ai= 102.5mm2，蝸室的進口寬度63= 10.5mm；泵的額定流量CL=4m3/h，額定揚程Hi=速n =29.將其定義為1號泵。
XCm158微型電泵使用的是螺旋形壓水室，在此基礎上將其改為矩形斷面的環(huán)形壓水室，并保證兩者第8斷面面積相等。另外在此環(huán)形壓水室的基礎上，再進行改進，主要遵循以下幾個原則：①基圓直徑不變；②壓水室的進口寬度不變；③擴散段出口直徑及相對位置不變。
根據(jù)以上原則及環(huán)形壓水室的設計理論，可得環(huán)形壓水室的第8斷面的面積102.5mm2.擴散段部分，出口尺寸采用標準公稱直徑24mm，定義其為2號泵，該環(huán)形壓水室第8斷面的軸面高度為9.7mm，在此模型基礎上增加環(huán)形壓水室斷面的軸面高度，分別增加5、10mm作為對比模型3號和4號泵。壓水室主要幾何尺寸如表1所示。
模型號基圓直徑A3/mm第8斷面高度8/mm進口寬度第8斷面面積1號泵2號泵3號泵4號泵表1壓水室的主要幾何參數(shù)Tab. 2模型建立及算法2.1模型的建立通過PRO/E進行實體建模，然后導入ICEM對模型進行網(wǎng)格劃分。建模時，為了避免進口旋渦區(qū)對流場及流量的影Pfi，在葉輪進口段加一進口管，其長度為進口直徑的3倍；考慮到出口邊界條件對蝸殼出口流場以及收斂性的影響，在蝸殼出口段加一出口管，其長度為出口直徑的5倍。進出口管采用結構化六面體網(wǎng)格；而葉輪和蝸殼流道形狀復雜，采用非結構四面體自適應貼體網(wǎng)格。
2.2數(shù)值計算方法數(shù)值模擬計算使用ANSYSCFX12.0求解雷諾時均方程，其中的雷諾應力項采用標準e湍流方程模型求解并封閉方程組。在ANSYSCFX12.0中，采用有限體積法對方程組進行離散，離散過程中的對流項采用高分辨率格、設計點工況和大流量工況（1.4倍的工況）分析兩種泵在不同工況下的靜壓云圖。
將兩種泵的靜壓進行對比，由可知：在0.6（工況下，1號泵和3號泵出口靜壓基本相同，3號泵的環(huán)形壓水室與葉輪內(nèi)的靜壓變化較均勻，而1號泵的螺旋形壓水室在靠近隔舌處壓力梯度較大，同時葉輪在靠近隔舌葉片壓力面出口處有明顯的高壓區(qū)，這是由于1號泵在小流量下流動不均勻，速度矢量方向混亂，產(chǎn)生回流造成的。在1.0Qi工況下，環(huán)形壓水室內(nèi)的靜壓分布呈現(xiàn)先增大后減小再增大，原因可能為環(huán)形結構的壓水室隔舌和葉輪間的間隙過大，不可避免的會出現(xiàn)一不同工況點下兩種泵的靜壓云圖些回流現(xiàn)象，在隔舌處部分流體重新進入壓水室。但正是由于回流起分流作用，使壓水室出口斷面的流速大大降低，實現(xiàn)泵出口動能向壓能的轉(zhuǎn)換，這一結果和螺旋形壓水室是不同的。
在1.4（3，工況下，兩者的出口靜壓有明顯差異，環(huán)形壓水室的出口靜壓明顯高于螺旋形壓水室。原因可能是在流量越大時，壓水室的沿程摩擦損失占的比重越大，環(huán)形壓水室內(nèi)壁光滑的優(yōu)勢越突出。另外，兩個泵出口靜壓的差異與揚程曲線的差異具有致性。
綜合可知螺旋形壓水室的壓力及速度僅在泵的最高效率點均勻分布，在泵偏工況運行時，壓力和速度分布都不均勻。
而環(huán)形壓水室怡好相反，泵的壓力及速度分布在關死點時分布均勻，旦產(chǎn)生流量，這種平衡被破壞。在最高效率點環(huán)形壓水室水力損失大于螺旋形壓水室。而在微型電泵中，由于環(huán)形壓水室流道表面可機械加工，能夠獲得更好的水力性能，超過了環(huán)形壓水室?guī)淼牟环€(wěn)定壓力分布對泵的性能的影響。
4徑向力分析泵在運行時會受到流體沿葉輪徑向的徑向力，而徑向力會使泵軸受到交變應力的作用產(chǎn)生定向撓度，其大小直接影響泵軸工作的穩(wěn)定性；另外，徑向力的作用會使軸封間隙變得不均勻，而軸封間隙過大是導致某些泵泄露的主要原因。因此在設計泵時需要對徑向力作適當?shù)目紤]。為數(shù)值模擬預測的1號泵和3號泵的徑向力。
兩種泵的徑向力分布由可以看出1號泵的徑向力隨著流量的增加先減小然后增大，在設計工況點附近達到最小值，但并不為0，其原因是由于泵體的非對稱結構導致泵葉輪各流道內(nèi)的流量、流速及葉輪出口壓力分布出現(xiàn)非對稱性；而3號泵其徑向力在小流量時最小，隨著流量的增加而增加。這兩種壓水室的徑向力分布規(guī)律與相符。
另外，從小流量到泵的額定流量附近，3號泵的徑向力小于1號泵；在大流量區(qū)域，3號泵的徑向力略大于1號泵。這樣，相較于1號泵，采用環(huán)形壓水室的3號泵可在全流量范圍內(nèi)安全穩(wěn)定地運行。
5試驗驗證將1號泵與3號泵按回轉(zhuǎn)動力泵水力性（下轉(zhuǎn)第88頁）離心泵葉輪內(nèi)部湍流動能及耗散率分析葉道星王洋將與相比較，可以看出湍流耗散率與湍流動能分布有十分相似的規(guī)律：在不同工況下，湍流耗散率隨著半徑的增加先增加，達到一個極大值后開始減小，接著在在一個極小值后又開始一直增加直到葉輪出口（除。6（工況下），在只= 60mm的區(qū)域里湍流耗散率達到最大值；設計工況下，湍流耗散率整體上是最小，除只=55mm到只=65mm區(qū)域外，湍流耗散率都在400m2/s3以下；。6Qd工況下，出現(xiàn)了與其他工況下截然相反的湍流耗散率分布，中間小兩端大，而其他工況時中間大兩端小的分布，同時可以看出在只=65mm到只= 85mm區(qū)間，湍流耗散率增長非常迅速，原因可能是在小流量工況下，這個區(qū)域中，葉輪流道內(nèi)產(chǎn)生了軸向漩渦，造成湍流耗散率的急劇增加；。工況下，雖然湍流耗散率高于設計工況下，但是可以看出還是遠遠低于0.6（工況；整體上，設計工況下，湍流耗散率最小，大流量下，湍流耗散能量率略高于設計工況，小流量下，湍流耗散率最大。
4結語本文采用e雙方程湍流模型，進行了實驗驗證，分析了由數(shù)值計算與實驗所測得XST標準離心泵揚程、效率、軸功率等數(shù)據(jù)之間存在差異的原因，驗證數(shù)值計算的可靠性。）湍流動能和湍流耗散率沿半徑的分布有十分相似的規(guī)律，即湍流動能大的區(qū)域湍流耗散率也大，反之亦然。）除0.6小流量工況，湍流動能和湍流耗散率分布沿半徑表現(xiàn)為先增加，隨后減小，最后增加這種現(xiàn)象。
6Qd小流量工況下，湍流動能和湍流耗散率最大，流體能量損失最為嚴重，從效率方面考慮，應避免泵在小流量工況下運行。
