1.1 離心油泵的性能 揚(yáng)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(shí)驗(yàn)的方法才能得到性能，見(jiàn)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(jī)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(xué)理論，在最優(yōu)工況下，泵過(guò)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(dāng)小，可以忽略不計(jì)。于是得到泵內(nèi)部流動(dòng)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(yáng)程，Hth為最優(yōu)工況理論揚(yáng)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(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)推算。

　　根據(jù)性能實(shí)驗(yàn)結(jié)果，已經(jīng)做出了揚(yáng)程-流量曲線。于是，下式成立

dH/dQ=dHth/dQ-2KQ

式中：最優(yōu)工況揚(yáng)程曲線斜率dH/dQ由實(shí)驗(yàn)曲線求取。
在忽略葉輪進(jìn)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(duì)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(yáng)程為

將該式對(duì)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(jī)械效率

ηm=η/ηVηh

其中η為實(shí)驗(yàn)測(cè)得的泵最優(yōu)工況的效率。
利用文獻(xiàn)[1]的方法計(jì)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(kāi)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(zhǎng)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(jì)算出容積效率

ηV=Q/Q+q

由此可見(jiàn)，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(jī)械效率。運(yùn)用該方法可以深入地分析葉輪幾何參數(shù)對(duì)這些參數(shù)的影響，更容易看清問(wèn)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(xiàn)[2]葉輪幾何尺寸和性能實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。有關(guān)實(shí)驗(yàn)泵、實(shí)驗(yàn)裝置和實(shí)驗(yàn)液體等詳細(xì)情況見(jiàn)文獻(xiàn)[2]。

2.2 滑移系數(shù) 圖2(a)給出了輸送清水時(shí)本文計(jì)算的滑移系數(shù)隨葉片數(shù)的變化曲線。為了便于對(duì)比，圖中還給出了利用準(zhǔn)三元流動(dòng)程序計(jì)算的滑移系數(shù)以及Stodola、Wiesner經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算滑移系數(shù)值。圖2(b)表示輸送清水時(shí)最優(yōu)工況揚(yáng)程隨葉片數(shù)的變化。Stodola經(jīng)驗(yàn)公式為

σ=1-πsinβ2/Z