2模型建立及算法
2.1模型的建立通过PRO/E进行实体建模，然后导入ICEM对模型进行网格划分。建模时，为了避免进口旋涡区对流场及流量的影Pfi，在叶轮进口段加一进口管，其长度为进口直径的3倍;考虑到出口边界条件对蜗壳出口流场以及收敛性的影响，在蜗壳出口段加一出口管，其长度为出口直径的5倍。进出口管采用结构化六面体网格;而叶轮和蜗壳流道形状复杂，采用非结构四面体自适应贴体网格。
2.2数值计算方法数值模拟计算使用ANSYSCFX12.0求解雷诺时均方程，其中的雷诺应力项采用标准e湍流方程模型求解并封闭方程组。在ANSYSCFX12.0中，采用有限体积法对方程组进行离散，离散过程中的对流项采用高分辨率格、设计点工况和大流量工况(1.4倍的工况)分析两种泵在不同工况下的静压云图。
将两种泵的静压进行对比，由可知：在0.6(工况下，1号泵和3号泵出口静压基本相同，3号泵的环形压水室与叶轮内的静压变化较均匀，而1号泵的螺旋形压水室在靠近隔舌处压力梯度较大，同时叶轮在靠近隔舌叶片压力面出口处有明显的高压区，这是由于1号泵在小流量下流动不均匀，速度矢量方向混乱，产生回流造成的。在1.0Qi工况下，环形压水室内的静压分布呈现先增大后减小再增大，原因可能为环形结构的压水室隔舌和叶轮间的间隙过大，不可避免的会出现一不同工况点下两种泵的静压云图些回流现象，在隔舌处部分流体重新进入压水室。但正是由于回流起分流作用，使压水室出口断面的流速大大降低，实现泵出口动能向压能的转换，这一结果和螺旋形压水室是不同的。
在1.4(3，工况下，两者的出口静压有明显差异，环形压水室的出口静压明显高于螺旋形压水室。原因可能是在流量越大时，压水室的沿程摩擦损失占的比重越大，环形压水室内壁光滑的优势越突出。另外，两个泵出口静压的差异与扬程曲线的差异具有致性。
综合可知螺旋形压水室的压力及速度仅在泵的最高效率点均匀分布，在泵偏工况运行时，压力和速度分布都不均匀。
而环形压水室怡好相反，泵的压力及速度分布在关死点时分布均匀，旦产生流量，这种平衡被破坏。在最高效率点环形压水室水力损失大于螺旋形压水室。而在微型电泵中，由于环形压水室流道表面可机械加工，能够获得更好的水力性能，超过了环形压水室带来的不稳定压力分布对泵的性能的影响。
4径向力分析泵在运行时会受到流体沿叶轮径向的径向力，而径向力会使泵轴受到交变应力的作用产生定向挠度，其大小直接影响泵轴工作的稳定性;另外，径向力的作用会使轴封间隙变得不均匀，而轴封间隙过大是导致某些泵泄露的主要原因。因此在设计泵时需要对径向力作适当的考虑。为数值模拟预测的1号泵和3号泵的径向力。
两种泵的径向力分布由可以看出1号泵的径向力随着流量的增加先减小然后增大，在设计工况点附近达到最小值，但并不为0，其原因是由于泵体的非对称结构导致泵叶轮各流道内的流量、流速及叶轮出口压力分布出现非对称性;而3号泵其径向力在小流量时最小，随着流量的增加而增加。这两种压水室的径向力分布规律与相符。
另外，从小流量到泵的额定流量附近，3号泵的径向力小于1号泵;在大流量区域，3号泵的径向力略大于1号泵。这样，相较于1号泵，采用环形压水室的3号泵可在全流量范围内安全稳定地运行。
5试验
验证将1号泵与3号泵按回转动力泵水力性(下转第88页)离心泵叶轮内部湍流动能及耗散率分析叶道星王洋将与相比较，可以看出湍流耗散率与湍流动能分布有十分相似的规律：在不同工况下，湍流耗散率随着半径的增加先增加，达到一个极大值后开始减小，接着在在一个极小值后又开始一直增加直到叶轮出口(除。6(工况下)，在只= 60mm的区域里湍流耗散率达到最大值;设计工况下，湍流耗散率整体上是最小，除只=55mm到只=65mm区域外，湍流耗散率都在400m2/s3以下;。6Qd工况下，出现了与其他工况下截然相反的湍流耗散率分布，中间小两端大，而其他工况时中间大两端小的分布，同时可以看出在只=65mm到只= 85mm区间，湍流耗散率增长非常迅速，原因可能是在小流量工况下，这个区域中，叶轮流道内产生了轴向漩涡，造成湍流耗散率的急剧增加;。工况下，虽然湍流耗散率高于设计工况下，但是可以看出还是远远低于0.6(工况;整体上，设计工况下，湍流耗散率最小，大流量下，湍流耗散能量率略高于设计工况，小流量下，湍流耗散率最大。
结语
本文采用e双方程湍流模型，进行了实验验证，分析了由数值计算与实验所测得XST标准离心泵扬程、效率、轴功率等数据之间存在差异的原因，验证数值计算的可靠性。)湍流动能和湍流耗散率沿半径的分布有十分相似的规律，即湍流动能大的区域湍流耗散率也大，反之亦然。)除0.6小流量工况，湍流动能和湍流耗散率分布沿半径表现为先增加，随后减小，最后增加这种现象。
6Qd小流量工况下，湍流动能和湍流耗散率最大，流体能量损失最为严重，从效率方面考虑，应避免泵在小流量工况下运行。
