水力损失及其影响因素

沿着泵内的流道方向水力损失在不断地增加。摩擦将造成水力损失，流体在流道内改变方向和流速时也将造成水力损失。截面面积的改变以及水流流过旋转的叶轮将导致流速和方向的改变。下面按水力损失的生成方式，对单个水力损失分别进行描述。

13.3.1 流动摩擦

流体与旋转叶轮表面和泵壳的内表面相接触的地方会产生流动摩擦。流动摩擦将产生一个压力损失，从而使扬程降低。摩擦损失的大小取决于表面的粗糙度和液体相对于表面的流速。

13.3.2 截面扩张处的混合损失

对于理想流体，压能、动能和势能之和为常数（伯努利方程），因此在泵内的截面扩张处动能被转换为静压能。转换时将伴随产生混合损失。

原因是横截面面积扩大时会产生速度差异，如图13.4所示。图中为一个截面面积突然扩大的扩散器，由于所有的水粒子不再以同样的速度移动，流体内的分子之间将产生摩擦，造成排出扬程损失。

图13.4 突然扩张后截面扩张处的混合损失

即便截面扩张后，速度剖面将逐渐趋于平稳后，如图13.4所示，还是会有一部分动能转化为热能，而不是静压能。

在泵的很多部位都存在混合损失：在叶轮出口流体流入蜗壳的位置或回流流道，以及导叶处。

在设计液压元件时，提供一个小而光滑的截面扩张是很重要的。

13.3.3 截面收缩处的混合损失

水流接近几何边缘时形成涡流，将造成截面收缩处的扬程损失，如图13.5所示。

水流流过收缩断面时会分离。由于局部压力梯度的存在，水流不再平行于内表面，而是沿着弯曲的流线流动。这意味着水流的有效过流面积减小了，即收缩了。图13.5中标出了收缩面积A0。收缩使流速加快，因此水流流过收缩断面后，又必须减速以充满整个截面。此过程中将产生混合损失。在管道入口和叶轮入口经常产生截面面积收缩造成的扬程损失。可以通过把入口边修圆，来抑制水流分离，从而大大减小该损失。如果入口修的很圆，则该损失将很小。因此，截面面积收缩造成的损失通常是次要的。

图13.5 截面面积收缩处的损失

13.3.4 回流损失

通常当流量低于设计流量，即部分负荷时，在液压元件中将形成回流区。图13.6中给出了叶轮中回流的例子。回流区将减小水流流过时的有效过流截面面积。在具有较高流速的主流和流速接近于零的漩涡之间产生很大的速度梯度。结果是产生相当大的混合损失。

图13.6 叶轮内回流的例子

在入口、叶轮、回流流道或蜗壳内可能形成回流区。回流区的大小取决于几何形状和运行工况。在设计液压元件时，在主要运行工况点处尽量减少回流区是很重要的。

13.3.5 冲击损失(www.xing528.com)

当叶轮或导叶前缘处的进水角与叶片安放角不同时，将产生冲击损失。通常在部分负荷或存在预旋转时出现这种情况。

当进水角与叶片安放角不同时，在叶片的一侧会形成回流区，如图13.7所示。回流区在叶片前缘后造成水流收缩。收缩过后，水流必须再次减速以充满整个叶道，产生混合损失。

在偏离设计流量的工况下，在蜗壳舌部也会产生冲击损失。因此设计人员必须保证进水角和叶片安放角相互匹配，以尽量减小冲击损失。叶片边缘和蜗壳舌部修圆可以减少冲击损失。

图13.7 转轮或导叶入口处的冲击损失

13.3.6 圆盘摩擦

圆盘摩擦是指叶轮盖板和轮毂在充满液体的泵壳内旋转时造成的功率消耗的增加。叶轮和泵壳之间空腔内的液体开始旋转并形成一个主涡。主涡的旋转速度，在叶轮表面与叶轮相同，而在泵壳表面为零。因此假定主涡的平均速度为旋转速度的一半。

叶轮表面和泵壳表面液体的旋转速度不同产生的离心力将形成一个二次涡运动，如图13.8所示。由于二次涡把叶轮表面的能量传递给泵壳表面，所以二次涡将增加圆盘摩擦。

图13.8 叶轮上的圆盘摩擦

圆盘摩擦的大小主要取决于转速、叶轮直径以及泵壳的尺寸，尤其是叶轮和泵壳之间的距离。此外，叶轮和泵壳表面的粗糙度对圆盘摩擦的大小也起着决定性的作用。叶轮外表面上的凸起或凹陷，如平衡块或平衡孔，也会增加圆盘摩擦。

13.3.7 渗漏

泵内旋转部件和固定部件之间的间隙处产生的回流会形成渗漏损失。与整个泵内的流量相比，叶轮内的流量增加了，所以渗漏损失会造成效率损失。

Q叶轮= Q + Q渗漏（13.2）

式中，Q叶轮为叶轮内的流量（立方米每秒），Q为泵内的流量（立方米每秒）， Q渗漏为渗漏量（立方米每秒）。

泵内很多地方都会产生渗漏，不同的泵渗漏处也不同。图13.9中给出了典型的渗漏处。图13.10中给出了泵内驱动渗漏流的压差。

通常叶轮入口处与轴向隙角处叶轮与泵壳之间的渗漏量是相同的。多级泵中，由于压差和间隙面积两者都很小，导叶和轴之间的渗漏量不太重要。

为了尽量减小渗漏量，间隙应越小越好。当间隙前后的压差很大时，缩小间隙则尤为重要。

图13.9 渗漏的类型

图13.10 叶轮内的压差驱动渗漏