0 引言
口环间隙密封是离心泵叶轮密封最常用的一种形式，其主要作用是限制叶轮工作室内的高压液体向叶轮进口前或叶轮中心的低压区泄漏。口环间隙的大小和形状直接影响到叶轮密封的效果，并且对整机性能有重要影响。
间隙流动是目前流体机械研究的热点问题，其中对于叶顶间隙的研究较多。而有关口环间隙对泵性能影响方面的研究很少。迄今为止，有关口环间隙对泵性能影响方面的研究很少。对口环间隙的研究，主要以真机试验为主，文献[5-7]对离心油泵的口环间隙进行了深入研究。由于间隙尺寸较小，网格生成及数值计算都有一定的困难，故一般的泵数值试验经常进行简化，不对间隙部分进行计算；由于口环间隙影响着容积损失及圆盘摩擦损失，因此这样的计算只能采用经验公式对结果进行修正，其可信度下降。随着计算技术的发展，数值模拟可以进行更大规模的计算，带间隙影响的泵数值模拟已被广泛接受。本文采用雷诺时均 N-S 方程组和 RNG k- 湍流模型对离心泵进行了数值模拟，以研究口环间隙变化对离心泵性能的影响。
1 计算模型及网格
研究对象为 IS80-50-220 型离心泵，其叶片数为 6，比转速为 59； 设计参数为：流量 54m3/h，扬程 61m，转速 2900rpm。
为了考察不同间隙变化对泵性能的影响，计算模型采用三种方案：同时改变前后口环间隙尺寸；改变前口环间隙尺寸，后口环间隙尺寸保持不变；改变后口环间隙尺寸，保持前口环间隙尺寸不变。文中 b 表示前后口环间隙尺寸同时改变；f 表示只改变前口环间隙径向尺寸；h 表示只改变后口环间隙径向尺寸。原设计泵的口环间隙为 0.15mm，保留泵体上的口环不动，以减小叶轮上口环直径的方式来增大口环径向间隙。口环径向间隙尺寸的变化值为 0.25、0.35、0.5。为了进行对比，对忽略口环间隙的模型进行了计算，用 b0 表示。
2 数值方法
基于不可压缩雷诺时均 N-S 方程组和 RNG k- 湍流模型，采用有限体积法对方程进行数值离散；其中扩散性采用二阶中心差分格式离散，对流项采用二阶迎风格式离散。k- 模型是半经验的湍流模型，它对湍流动能项 k 和项通过两个输运方程耦合求解而分别决定湍流速度和湍流尺度。计算采用分离隐式方法，压力-速度耦合采用 SIMPLEC 算法。
进口采用速度边界条件，根据不同工况，给定进口流动的速度；出口采用充分发展的出流边界条件；转子区域选用旋转坐标系，其旋转速度为泵转速；近壁区采用标准壁面函数方法进行处理。当各计算误差都小于 10-4或者监测的出口静压基本不变时，认为计算已收敛。
3 结果及分析
针对不同的口环间隙，分别对 7 个工况点进行了数值计算。通过对计算结果的处理，得到了泵的外特性曲线以及内部流场结构。表 1 为 7 个工况点计算结果与试验结果的对比，其中数值计算结果没有进行效率修正。由表 1 可以看出，无间隙计算结果较有间隙计算结果误差大；设计间隙下计算结果与试验结果相比最大误差不超过 5%，在可接受的范围之内。
4 结论
采用三种间隙变化方案对离心泵整机进行了数值模拟；从外特性及内部流场结构两方面分析了间隙变化对泵整机性能的影响，得出如下结论：
① 三种情况下，以前后口环间隙同时变化对泵的外特性曲线及泄漏量的影响最为显著，仅前口环间隙变化时次之，仅后口环间隙变化时最小，分析认为，其中前口环间隙的变化起主要作用；
② 间隙变化的影响主要集中在前后腔体及间隙出口处，其他地方的影响不是很显著，随着间隙增大，腔体处低压区向蜗室方向扩大，而间隙出口处高压区也有扩大趋势；
③ 各种间隙下，叶轮出口都存在着射流-尾流区域，蜗壳外壁处存在高压低速区，蜗舌处存在低压低速区。
