国内设计离心泵时，一般根据传统理论与经验公式计算确定泵体的壁厚尺寸，通常认为泵体厚度越大，就越安全耐用，而很多国外先进企业的同类产品，其壁厚通常要比大多数国产泵明显薄些，不仅质量与性能优于国内产品，其耐用程度也毫不逊色，出现如此明显的反差，值得深入细致的研究。如果能在保证泵蜗壳强度的前提下，降低蜗壳壁厚，将大量节约原材料，有效降低生产成本，显著提高经济效益，为企业适应激烈的市场竞争创造强有力的条件。因此，研究一种新的准确快捷的强度分析方法至关重要。
      通过传统公式计算出壁厚值，并进行修正，利用Fluent软件模拟出不同工况下泵的压力分布情况，再应用ANSYS软件，近似计算泵在不同工况下蜗壳所受的应力与应变，从而分析与校核蜗壳强度，并通过试验加以验证。
      一般以清水作为输送介质的标准泵材料通常选择灰铸铁件。本文选用的材料是HT200的灰铸铁件，弹性模量为130 GPa，泊松比为0.27，密度为7×e3kg/m3，抗拉强度极限σb为220 MPa。对浙江某企业生产的S50-160/75型标准泵进行分析研究，设计流量Q=50 m3/h，设计扬程H=32 m，转速n=2 950 r/min，比转数ns=93。采用闭式叶轮，叶片数为6片。
      根据文献估算蜗壳壁厚，当量壁厚为sd=1 545ns+0.008 4ns+7.2=24.59蜗壳壁厚理论值为s=sdQH98 066.5[σ]H=2.7 mm式中，Q—流量，m3/s，H—扬程，m[σ]—铸铁的许用应力，Pa实际生产时需对蜗壳壁厚理论值进行修正。针对这一型号，很多国产泵的蜗壳壁厚通常为10 mm左右，取安全系数为2.2，修正后的蜗壳壁厚为6.0 mm，再进行流场模拟与应力有限元分析，并做试验进行验证。
      考虑到曲面的复杂性，首先利用ProE软件分别对叶轮和蜗壳内的过流空间造型，然后导入Fluent的前处理软件GAMBIT中划分网格，针对蜗壳和叶轮计算区域复杂的特点，采用三维非结构四面体网格划分，蜗壳流道网格数为222729，叶轮流道网格数为147642。
      采用标准k-ε湍流模型和SIMPLEC算法，泵的进口处采用速度进口边界条件(velocity-inlet)，假定进口处速度均匀，且速度方向垂直于进口截面。出口处采用出流(outflow)边界条件。叶轮、蜗壳与流体相接触的所有界面均采用无滑移壁面(wall)边界条件。压力取为第二类边界条件。近壁区域采用标准壁面函数处理。对S50-160/75型标准泵进行全流场三维模拟计算，得到泵内流场的压力分布情况。分别取小流量工况(0.4倍流量)和设计点工况作为蜗壳计算工况，对流场的静压分布进行模拟计算与分析，图为小流量工况与设计工况流场的静压云图。
      从计算结果可以看出：当泵工作在小流量区域(0.4倍流量)时，蜗室侧壁沿液流方向从隔舌到出口，压力分布分为降压区与升压区，压力分布呈现出由大变小再变大的分布规律。设计工况下，压力沿液流方向逐渐增大，至出口附近基本达到平衡，压力大体上恒定。
      在泵轴转速一定，小流量工况运行时，蜗壳内部压力分布出现明显的区域性降压现象，随流量的增大，降压现象逐渐削弱直至消失，造成这种压力分布的原因，一方面是由蜗壳的断面尺寸引起的，随着蜗壳内收集流量的增加，半径向排出口逐渐增加，液流速度减小，从而实现了动能向压能的转换；另一方面是由于小流量工况下，出口管内压力较高，同时，喉口区的部分流体从隔舌间隙及泵壳轴向间隙回流到蜗壳内部，引起蜗壳内压力升高。随着蜗壳包角的增大，蜗壳截面积增大，回流流体与叶轮内的低压出流之间的掺混作用增强，使蜗壳内的压力降低;随着蜗壳包角的进一步增大，蜗壳的降速扩压作用越来越明显，使得蜗壳内的压力逐渐升高。因此，小流量时蜗壳内沿液流方向的压力分布由大变小再变大，而在设计工况下，蜗壳内的压力分布出现了沿液流方向逐渐增大的趋势。

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