CN105465038A - 一种v形切口叶片稳流离心泵及其设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种V形切口叶片稳流离心泵及其设计方法。当前离心泵口环间隙的容积损失以及轴向力使得离心泵高效运行范围变窄，缩短使用寿命。本发明在叶片出口端开设V形切口，减小叶轮出口处的回流以及二次流损失；叶轮入口处设置迷宫形结构，叶轮后部与泵壳之间设置平衡盘结构；迷宫形结构有效减小泄漏流，降低口环处泄漏流与主流的相互掺混干扰；平衡盘结构实现叶轮轴向力的自动平衡；对离心泵内部流场进行数值模拟，采用能量梯度理论进行分析，获得内流场能量梯度K的分布，然后对迷宫形结构尺寸、叶片出口端V形切口尺寸以及平衡盘结构尺寸进行优化，直至获得最优尺寸。本发明提高了离心泵运行的可靠性和综合性能，且具有良好的经济效益。

Description

一种V形切口叶片稳流离心泵及其设计方法

技术领域

本发明属于叶轮机械领域，涉及离心泵，具体涉及一种V形切口叶片稳流离心泵及其设计方法。

背景技术

离心泵是量大面广的通用机械，在机械、化工、能源、航天和民用建筑等国民经济各部门都具有广泛应用。提高离心泵的效率，可以充分利用有限能源，提高经济效益。随着科学技术的发展，泵的应用领域正在迅速扩大，据不同国家统计，泵的耗电量都约占各国总发电量的1/5，可见泵的耗能巨大，因此，提高离心泵的研究和设计水平，对国民经济发展、节约能源和环境保护有重要的影响。

离心泵内存在多种间隙(叶轮叶顶间隙、前盘与泵壳间隙、后盘与泵壳间隙、口环密封间隙和诱导轮叶顶间隙等)，这些间隙内的流动不仅降低了容积效率，而且严重影响泵内流动状态及泵的运行稳定性。在航天飞行器的输送系统中，离心泵作为燃料输送泵是保证飞行器正常工作的关键部件，其轴向力对泵的安全稳定运行至关重要。因此离心泵良好的间隙流动情况以及轴向力的平衡可以确保离心泵运行的可靠性，并有效地提高离心泵的效率以及性能。叶轮是离心泵在运行中重要的过流部件，叶轮的流道为扩散通道，扩散通道中比较容易形成边界层分离，且在流道出口部分也较容易出现漩涡、二次流以及射流-尾迹现象。漩涡、二次流以及射流-尾迹现象对离心泵的性能有着较大的影响，因此改善流道内的流动情况对提高离心泵的性能有较大的影响。

发明内容

本发明的目的是针对现有技术的不足，提供一种V形切口叶片稳流离心泵及其设计方法，有效改善离心泵间隙流动情况，并使得离心泵轴向力得到自动平衡，可靠性强，工作效率高。

本发明一种V形切口叶片稳流离心泵，包括吸水室、叶轮、泵壳和轴；叶轮包括叶片、叶轮前盖板和叶轮后盖板，叶轮前盖板和叶轮后盖板之间通过n片叶片固定连接，n≥4；所述的叶片出口端开设V形切口；所述的叶轮后盖板固定在轴上；所述的吸水室设置在叶轮进口处，并与泵壳固定；所述叶轮前盖板的前侧面设有外密封环形挡板，泵壳内壁前部设有内密封环形挡板，内密封环形挡板内侧壁与叶轮前盖板之间设置密封圈；所述的内密封环形挡板、密封圈、外密封环形挡板、叶轮前盖板外壁和泵壳内壁合围成迷宫形结构；所述叶轮后盖板的后侧面设有内环形挡板和外环形挡板，并在每相邻两片叶片中间位置开设一个平衡孔；所述泵壳的内壁后部设有泵壳挡板；所述的内环形挡板、外环形挡板、平衡孔和泵壳挡板构成平衡盘结构；内环形挡板与泵壳挡板相对的端面形成轴向间隙；外环形挡板的侧面与泵壳的内壁之间形成径向间隙；外环形挡板、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第一泵腔，轴的圆柱面、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第二泵腔；所有平衡孔均通过第二泵腔与轴向间隙连通；轴向间隙通过第一泵腔与径向间隙连通。

所述的外密封环形挡板与泵壳之间的间隙b3取值为1～3mm；内密封环形挡板与外密封环形挡板的径向间隙b2＝k1×b3，k1取值为0.8～1.2；内密封环形挡板与叶轮入口处外壁面之间的径向间隙b1＝k2×b3，k2取值为2～4；泵壳的内密封环形挡板宽度b4＝k3×b3，k3取值为4～5；叶轮前盖板的外密封环形挡板宽度b5＝k4×b3，k4取值为4～5。

所述平衡孔的直径为8～16mm，内环形挡板的厚度为30～40mm，外环形挡板的宽度为45～55mm，径向间隙的大小b7取值为8～12mm；叶轮轴向力的自动平衡过程中，轴向间隙的大小b8时刻变化，但设计时需保证b8＝k5×b7，k5取0.8～1.4中的一个值。

所述V形切口两侧壁之间的夹角θ取值为140～160°。

本发明一种V形切口叶片稳流离心泵的设计方法，具体步骤如下：

步骤1、在叶片出口端开设V形切口，叶轮入口处设置迷宫形结构，并在叶轮后部与泵壳之间设置平衡盘结构。将叶轮后盖板固定在轴上；叶轮前盖板的前侧面设有外密封环形挡板，泵壳内壁前部设有内密封环形挡板，内密封环形挡板内侧壁与叶轮前盖板之间设置密封圈；内密封环形挡板、密封圈、外密封环形挡板、叶轮前盖板外壁和泵壳内壁合围成迷宫形结构；叶轮后盖板的后侧面设有内环形挡板和外环形挡板，并在每相邻两片叶片中间位置开设一个平衡孔；泵壳的内壁后部设有泵壳挡板；内环形挡板与泵壳挡板相对的端面形成轴向间隙；外环形挡板的侧面与泵壳的内壁之间形成径向间隙；外环形挡板、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第一泵腔，轴的圆柱面、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第二泵腔；所有平衡孔均通过第二泵腔与轴向间隙连通；轴向间隙通过第一泵腔与径向间隙连通。

步骤2、计算离心泵内部流场的物理参数；

采用计算流体动力学对离心泵内的流动进行数值模拟，模拟过程中控制方程采用非定常三维不可压缩的雷诺平均纳维-斯托克斯方程和连续性方程，同时使用RNGk-ε湍流模型，计算离心泵内的流动；网格采用结构化的网格，并利用有限体积法对结构化网格下的控制方程在空间上进行离散；然后，在计算域上施加边界条件，进行模拟计算，得到离心泵内整个流场的物理参数，包括流体速度、压强和湍流粘度。计算域上施加的边界条件为：入口边界条件设定的是速度入口，出口边界条件设定的是自由出流。

步骤3、计算离心泵内部流场的能量梯度K，具体计算过程如下：

根据能量梯度理论，离心泵中的能量梯度K的计算公式为：

$K=\frac{\∂E/\∂n}{\∂H/\∂s}---\left(1\right)$

式中，H为沿流线方向机械能的损失；流体总压E＝P+0.5×ρ(u²+v²+w²)，u、v和w分别为x轴方向、y轴方向和z轴方向的速度分量，n为流体流动的法线方向，s为流体流动的流线方向，ρ为流体密度，P为静压。

离心泵内部流体的流动属于压力驱动流动，其中，和的计算公式如下：

$\frac{\∂E}{\∂n}=\frac{\∂(P+\frac{1}{2}{\mathrm{\ρU}}^2)}{\∂n}=\frac{\∂P}{\∂n}+\mathrm{\ρ}U\frac{\∂U}{\∂n}$

$\frac{\∂H}{\∂s}=\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{U}{\left(\frac{\∂U}{\∂n}\right)}^2-\frac{2{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρU}}^2}\·\frac{\∂U}{\∂n}\·\frac{\∂P}{\∂n}+\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρ}}^2{U}^3}\·{\left(\frac{\∂P}{\∂n}\right)}^2$

将上式代入(1)式，得到总能量梯度K值为：

$K=\frac{\frac{\∂P}{\∂n}+\mathrm{\ρ}U\frac{\∂U}{\∂n}}{\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{U}{\left(\frac{\∂U}{\∂n}\right)}^2-\frac{2{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρU}}^2}\·\frac{\∂U}{\∂n}\·\frac{\∂P}{\∂n}+\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρ}}^2{U}^3}\·{\left(\frac{\∂P}{\∂n}\right)}^2}---\left(2\right)$

式(2)中，U为速度，μ_t为流体粘度；

$\frac{\∂P}{\∂n}=\frac{\∂P}{\∂y}cos\mathrm{\α}-\frac{\∂P}{\∂x}sin\mathrm{\α}$

$\frac{\∂U}{\∂n}=\frac{\∂U}{\∂y}cos\mathrm{\α}-\frac{\∂U}{\∂x}sin\mathrm{\α}$

$tan\mathrm{\α}=\left|\frac{v}{u}\right|$

其中，α表示流体在x方向的速度与流体速度矢量之间的夹角；和分别为在x-y平面上静压P沿x轴方向和y轴方向的梯度，和分别为在n-s平面上静压P沿流线法线和流线切向的梯度；和分别为在x-y平面上速度U沿x轴方向和y轴方向的梯度，和分别为在n-s平面上速度U沿流线法线和流线切向的梯度。

步骤4、根据离心泵内能量梯度K值的大小，找到迷宫形结构尺寸以及平衡盘结构流动最不稳定的位置，然后对迷宫形结构尺寸关系以及平衡盘结构尺寸关系进行修改，重新对离心泵进行数值计算，优化离心泵迷宫形结构尺寸和平衡盘结构尺寸，直至得到最佳尺寸范围。

最佳尺寸范围标准如下：在该尺寸范围内，使得离心泵迷宫形结构和平衡盘结构的能量梯度K值最小，稳定性最优，则该尺寸范围为最佳尺寸范围。

根据能量梯度理论所获得的最佳尺寸范围如下：外密封环形挡板与泵壳之间的间隙b3取值为1～3mm；内密封环形挡板与外密封环形挡板的径向间隙b2＝k1×b3，k1取值为0.8～1.2；内密封环形挡板与叶轮入口处外壁面之间的径向间隙b1＝k2×b3，k2取值为2～4；泵壳的内密封环形挡板宽度b4＝k3×b3，k3取值为4～5；叶轮前盖板的外密封环形挡板宽度b5＝k4×b3，k4取值为4～5；平衡孔的直径为8～16mm，内环形挡板的厚度为30～40mm，外环形挡板的宽度为45～55mm，径向间隙的大小b7取值为8～12mm；轴向间隙的大小b8＝k5×b7，k5取值为0.8～1.4；V形切口两侧壁之间的夹角为140～160°。

本发明的有益效果：

本发明通过叶轮入口外表面迷宫形结构，减小了口环间隙的泄漏，提高了前泵腔间隙内的流动情况，使其内部流动变得更加均匀，降低了口环处间隙流与叶轮入口主流的干扰、掺混作用，进而提高了离心泵的性能；叶轮是重要的过流部件，叶片出口端的V形切口也有有效减小出口二次流、回流的影响，从而提高离心泵的性能；轴向力对高速旋转的叶轮有着较大的影响，会严重影响着其运行的可靠性和安全性，平衡盘结构通过其内的两个间隙，使得叶轮轴向力实现自动平衡，改善了后泵腔间隙内的流动情况，从而提高离心泵运行的可靠性。通过平衡孔与叶轮流道相连接，实现了叶轮内部流道与平衡盘腔室压力的平衡，最终共同作用实现可靠性强、高性能的离心泵，且具有良好的经济效益。

附图说明

图1为本发明的整体剖视图；

图2为图1中迷宫形结构的局部放大图；

图3为图1中平衡盘结构的局部放大图；

图4为图1中叶片出口端V形切口的局部放大图；

图5为离心泵内部流场能量梯度计算公式中的物理量关系图。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本发明做进一步说明。

如图1、2、3和4所示，一种V形切口叶片稳流离心泵，包括吸水室1、叶轮、泵壳7和轴13；叶轮包括叶片、叶轮前盖板5和叶轮后盖板9，叶轮前盖板5和叶轮后盖板9之间通过n片叶片固定连接，n＝4；叶片出口端开设V形切口8；叶轮后盖板9固定在轴13上；吸水室1设置在叶轮进口处，并与泵壳7固定，流体经过吸水室1流入到叶轮内；叶轮前盖板5的前侧面设有外密封环形挡板，泵壳7内壁前部设有内密封环形挡板，内密封环形挡板内侧壁与叶轮前盖板5之间设置密封圈2；内密封环形挡板、密封圈2、外密封环形挡板、叶轮前盖板5外壁和泵壳7内壁合围成迷宫形结构4；叶轮后盖板9的后侧面设有内环形挡板和外环形挡板，并在每相邻两片叶片中间位置开设一个平衡孔12；泵壳7的内壁后部设有泵壳挡板；内环形挡板、外环形挡板、平衡孔12和泵壳挡板构成平衡盘结构11；内环形挡板与泵壳挡板相对的端面形成轴向间隙；外环形挡板的侧面与泵壳7的内壁之间形成径向间隙；外环形挡板、叶轮后盖板9后侧面、泵壳7的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第一泵腔A，轴13的圆柱面、叶轮后盖板9后侧面、泵壳7的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第二泵腔B；所有平衡孔12均通过第二泵腔B与轴向间隙连通；轴向间隙通过第一泵腔A与径向间隙连通。

如图2所示，叶轮前盖板5的外密封环形挡板宽度为b5，外密封环形挡板与泵壳7之间的间隙为b3；泵壳7的内密封环形挡板宽度为b4，内密封环形挡板与外密封环形挡板的径向间隙为b2，内密封环形挡板与叶轮入口处外壁面之间的径向间隙为b1。迷宫形结构能够有效地减小间隙流与主流的相互作用，并且减小口环处流体的泄漏，进而提高叶轮入口流动情况，最终实现提高离心泵的综合性能。

如图3所示，平衡盘结构11有自动调整轴向间隙的作用。平衡孔12的直径为D1，其功能是实现叶轮与平衡盘结构之间流体的流通与交换，最终使得平衡盘结构第二泵腔B内的压力与叶轮进口压力相同；在离心泵的运转中，叶轮上作用的轴向力将拉动叶轮轴向移动，因此，为了保证泵的正常工作，必须设法消除或平衡此轴向力。平衡盘结构11的存在使得叶轮通过径向间隙和轴向间隙的辅助作用，实现叶轮轴向力的自动平衡，从而提高离心泵运行的可靠性与安全性。叶轮轴向力的自动平衡过程中，轴向间隙的大小b8时刻变化，但设计时需保证b8＝k5×b7，k5取0.8～1.4中的一个值，b7为径向间隙的大小。

如图4所示，V形切口8两侧壁之间的夹角为θ，V形切口可以有效减小出口回流以及二次流的影响，从而提高离心泵的性能。

一种V形切口叶片稳流离心泵的设计方法，具体步骤如下：

步骤1、在叶片出口端开设V形切口，叶轮入口处设置迷宫形结构，并在叶轮后部与泵壳7之间设置平衡盘结构11。将叶轮后盖板9固定在轴13上；叶轮前盖板5的前侧面设有外密封环形挡板，泵壳7内壁前部设有内密封环形挡板，内密封环形挡板内侧壁与叶轮前盖板5之间设置密封圈2；内密封环形挡板、密封圈2、外密封环形挡板、叶轮前盖板5外壁和泵壳7内壁合围成迷宫形结构4；叶轮后盖板9的后侧面设有内环形挡板和外环形挡板，并在每相邻两片叶片中间位置开设一个平衡孔12；泵壳7的内壁后部设有泵壳挡板；内环形挡板与泵壳挡板相对的端面形成轴向间隙；外环形挡板的侧面与泵壳7的内壁之间形成径向间隙；外环形挡板、叶轮后盖板9后侧面、泵壳7的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第一泵腔A，轴13的圆柱面、叶轮后盖板9后侧面、泵壳7的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第二泵腔B；所有平衡孔12均通过第二泵腔B与轴向间隙连通；轴向间隙通过第一泵腔A与径向间隙连通。

步骤2、计算离心泵内部流场的物理参数；

采用计算流体动力学(CFD)对离心泵内的流动进行数值模拟，模拟过程中控制方程采用非定常三维不可压缩的雷诺平均纳维-斯托克斯方程和连续性方程，同时使用RNGk-ε湍流模型，计算离心泵内的流动；网格采用结构化的网格，并利用有限体积法对结构化网格下的控制方程在空间上进行离散；然后，在计算域上施加边界条件，进行模拟计算，得到离心泵内整个流场的物理参数，包括流体速度、压强和湍流粘度。计算域上施加的边界条件为：入口边界条件设定的是速度入口，出口边界条件设定的是自由出流(outflow)。

步骤3、计算离心泵内部流场的能量梯度K，具体计算过程如下：

根据能量梯度理论，离心泵中的能量梯度K的计算公式为：

$K=\frac{\∂E/\∂n}{\∂H/\∂s}---\left(1\right)$

式中，H为沿流线方向机械能的损失；流体总压E＝P+0.5×ρ(u²+v²+w²)，u、v和w分别为x轴方向、y轴方向和z轴方向的速度分量，n为流体流动的法线方向，s为流体流动的流线方向，ρ为流体密度，P为静压。

离心泵内部流体的流动属于压力驱动流动，其中，和的计算公式如下：

$\frac{\∂E}{\∂n}=\frac{\∂(P+\frac{1}{2}{\mathrm{\ρU}}^2)}{\∂n}=\frac{\∂P}{\∂n}+\mathrm{\ρ}U\frac{\∂U}{\∂n}$

$\frac{\∂H}{\∂s}=\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{U}{\left(\frac{\∂U}{\∂n}\right)}^2-\frac{2{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρU}}^2}\·\frac{\∂U}{\∂n}\·\frac{\∂P}{\∂n}+\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρ}}^2{U}^3}\·{\left(\frac{\∂P}{\∂n}\right)}^2$

将上式代入(1)式，得到总能量梯度K值为：

$K=\frac{\frac{\∂P}{\∂n}+\mathrm{\ρ}U\frac{\∂U}{\∂n}}{\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{U}{\left(\frac{\∂U}{\∂n}\right)}^2-\frac{2{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρU}}^2}\·\frac{\∂U}{\∂n}\·\frac{\∂P}{\∂n}+\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρ}}^2{U}^3}\·{\left(\frac{\∂P}{\∂n}\right)}^2}---\left(2\right)$

式(2)中，U为速度，μ_t为流体粘度；

图5为在x-y平面上的二维静压或速度梯度图，当i＝1时，表示静压P，当i＝2时，表示速度U。图5中，和分别为在x-y平面上静压P沿x轴方向和y轴方向的梯度，和分别为在n-s平面上静压P沿流线法线和流线切向的梯度，为x-y平面上和合成的总的静压梯度，也是n-s平面上和合成的总的静压梯度。在x-y平面上的二维速度梯度关系中，和分别为在x-y平面上速度U沿x轴方向和y轴方向的梯度，和分别为在n-s平面上速度U沿流线法线和流线切向的梯度，为x-y平面上和合成的速度梯度，也是n-s平面上和合成的速度梯度。结合图5可得：

$tan\mathrm{\α}=\left|\frac{v}{u}\right|$

其中，α表示流体在x方向的速度与流体速度矢量之间的夹角；

$\frac{\∂P}{\∂n}=\frac{\∂P}{\∂y}cos\mathrm{\α}-\frac{\∂P}{\∂x}sin\mathrm{\α}$

$\frac{\∂U}{\∂n}=\frac{\∂U}{\∂y}cos\mathrm{\α}-\frac{\∂U}{\∂x}\sin \mathrm{\α}$

步骤4、根据离心泵内能量梯度K值的大小，找到迷宫形结构尺寸以及平衡盘结构流动最不稳定的位置，然后对迷宫形结构尺寸关系以及平衡盘结构尺寸关系进行修改，重新对离心泵进行数值计算，优化离心泵迷宫形结构尺寸和平衡盘结构尺寸，直至得到最佳尺寸范围。

最佳尺寸范围标准如下：在该尺寸范围内，使得离心泵迷宫形结构和平衡盘结构的能量梯度K值最小，稳定性最优，则该尺寸范围为最佳尺寸范围。

根据能量梯度理论所获得的最佳尺寸范围如下：对迷宫形结构，当b3取1～3mm中的一个值；b2＝k1×b3，k1取0.8～1.2中的一个值；b1＝k2×b3，k2取2～4中的一个值；b4＝k3×b3，k3取4～5中的一个值；b5＝k4×b3，k4取4～5中的一个值时，迷宫形结构能够有效地减小间隙流与主流的相互作用，并且减小口环处流体的泄漏，进而提高叶轮入口流动情况，最终实现提高离心泵的综合性能；对平衡盘结构，当平衡孔12的直径D1取8～16mm，内环形挡板的厚度b9取值为30～40mm，外环形挡板的宽度b6取值为45～55mm，径向间隙的大小b7取值为8～12mm；b8＝k5×b7，k5取0.8～1.4中的一个值时，叶轮轴向力可以实现自动平衡，从而保证离心泵运行的安全性和可靠性；对V形切口，当V形切口两侧壁之间的夹角θ取140～160°时，叶轮出口的二次流和回流得到明显抑制，离心泵性能得到提高。

该V形切口叶片稳流离心泵在运转过程中，当叶轮前盖板与泵腔之间的间隙6的泄漏流流到口环间隙3然后至口环出口时会经过迷宫形结构，迷宫形结构可以有效减小泄漏量，从而减弱与主流的干扰作用，通过减小泄漏量达到提高离心泵性能的目的。V形切口叶片可以最大程度减小出口处回流以及二次流等不稳定流动，从而减小损失。当叶轮后盖板与泵腔之间的间隙10的泄漏流流到平衡盘结构11时，会依次流经径向间隙、第一泵腔A、轴向间隙和第二泵腔B，从而通过平衡孔12实现与叶轮内流体的流通交换，最终实现轴向力的自动平衡，从而提高离心泵运行的可靠性和安全性。本发明减小了口环处的泄漏，减小来流的干扰，平衡了轴向力，提高了离心泵的综合性能以及运行的可靠性和安全性，具有良好的经济效益。

Claims (6)

1.一种V形切口叶片稳流离心泵，包括吸水室、叶轮、泵壳和轴；叶轮包括叶片、叶轮前盖板和叶轮后盖板，叶轮前盖板和叶轮后盖板之间通过n片叶片固定连接，n≥4；其特征在于：所述的叶片出口端开设V形切口；所述的叶轮后盖板固定在轴上；所述的吸水室设置在叶轮进口处，并与泵壳固定；所述叶轮前盖板的前侧面设有外密封环形挡板，泵壳内壁前部设有内密封环形挡板，内密封环形挡板内侧壁与叶轮前盖板之间设置密封圈；所述的内密封环形挡板、密封圈、外密封环形挡板、叶轮前盖板外壁和泵壳内壁合围成迷宫形结构；所述叶轮后盖板的后侧面设有内环形挡板和外环形挡板，并在每相邻两片叶片中间位置开设一个平衡孔；所述泵壳的内壁后部设有泵壳挡板；所述的内环形挡板、外环形挡板、平衡孔和泵壳挡板构成平衡盘结构；内环形挡板与泵壳挡板相对的端面形成轴向间隙；外环形挡板的侧面与泵壳的内壁之间形成径向间隙；外环形挡板、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第一泵腔，轴的圆柱面、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第二泵腔；所有平衡孔均通过第二泵腔与轴向间隙连通；轴向间隙通过第一泵腔与径向间隙连通。

2.根据权利要求1所述的一种V形切口叶片稳流离心泵，其特征在于：所述的外密封环形挡板与泵壳之间的间隙b3取值为1～3mm；内密封环形挡板与外密封环形挡板的径向间隙b2＝k1×b3，k1取值为0.8～1.2；内密封环形挡板与叶轮入口处外壁面之间的径向间隙b1＝k2×b3，k2取值为2～4；泵壳的内密封环形挡板宽度b4＝k3×b3，k3取值为4～5；叶轮前盖板的外密封环形挡板宽度b5＝k4×b3，k4取值为4～5。

3.根据权利要求1所述的一种V形切口叶片稳流离心泵，其特征在于：所述平衡孔的直径为8～16mm，内环形挡板的厚度为30～40mm，外环形挡板的宽度为45～55mm，径向间隙的大小b7取值为8～12mm；叶轮轴向力的自动平衡过程中，轴向间隙的大小b8时刻变化，但设计时需保证b8＝k5×b7，k5取0.8～1.4中的一个值。

4.根据权利要求1所述的一种V形切口叶片稳流离心泵，其特征在于：所述V形切口两侧壁之间的夹角θ取值为140～160°。

5.一种V形切口叶片稳流离心泵的设计方法，其特征在于：该方法的具体步骤如下：

步骤1、在叶片出口端开设V形切口，叶轮入口处设置迷宫形结构，并在叶轮后部与泵壳之间设置平衡盘结构；将叶轮后盖板固定在轴上；叶轮前盖板的前侧面设有外密封环形挡板，泵壳内壁前部设有内密封环形挡板，内密封环形挡板内侧壁与叶轮前盖板之间设置密封圈；内密封环形挡板、密封圈、外密封环形挡板、叶轮前盖板外壁和泵壳内壁合围成迷宫形结构；叶轮后盖板的后侧面设有内环形挡板和外环形挡板，并在每相邻两片叶片中间位置开设一个平衡孔；泵壳的内壁后部设有泵壳挡板；内环形挡板与泵壳挡板相对的端面形成轴向间隙；外环形挡板的侧面与泵壳的内壁之间形成径向间隙；外环形挡板、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第一泵腔，轴的圆柱面、叶轮后盖板后侧面、泵壳的内壁后部、内环形挡板以及泵壳挡板合围成第二泵腔；所有平衡孔均通过第二泵腔与轴向间隙连通；轴向间隙通过第一泵腔与径向间隙连通；

步骤2、计算离心泵内部流场的物理参数；

采用计算流体动力学对离心泵内的流动进行数值模拟，模拟过程中控制方程采用非定常三维不可压缩的雷诺平均纳维-斯托克斯方程和连续性方程，同时使用RNGk-ε湍流模型，计算离心泵内的流动；网格采用结构化的网格，并利用有限体积法对结构化网格下的控制方程在空间上进行离散；然后，在计算域上施加边界条件，进行模拟计算，得到离心泵内整个流场的物理参数，包括流体速度、压强和湍流粘度；计算域上施加的边界条件为：入口边界条件设定的是速度入口，出口边界条件设定的是自由出流；

步骤3、计算离心泵内部流场的能量梯度K，具体计算过程如下：

根据能量梯度理论，离心泵中的能量梯度K的计算公式为：

$K=\frac{\∂E/\∂n}{\∂H/\∂s}---\left(1\right)$

式中，H为沿流线方向机械能的损失；流体总压E＝P+0.5×ρ(u²+v²+w²)，u、v和w分别为x轴方向、y轴方向和z轴方向的速度分量，n为流体流动的法线方向，s为流体流动的流线方向，ρ为流体密度，P为静压；

离心泵内部流体的流动属于压力驱动流动，其中，和的计算公式如下：

$\frac{\∂E}{\∂n}=\frac{\∂(P+\frac{1}{2}{\mathrm{\ρU}}^2)}{\∂n}=\frac{\∂P}{\∂n}+\mathrm{\ρ}U\frac{\∂U}{\∂n}$

$\frac{\∂H}{\∂s}=\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{U}{\left(\frac{\∂U}{\∂n}\right)}^2-\frac{2{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρU}}^2}\·\frac{\∂U}{\∂n}\·\frac{\∂P}{\∂n}+\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρ}}^2{U}^3}\·{\left(\frac{\∂P}{\∂n}\right)}^2$

将上式代入(1)式，得到总能量梯度K值为：

$K=\frac{\frac{\∂P}{\∂n}+\mathrm{\ρ}U\frac{\∂U}{\∂n}}{\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{U}{\left(\frac{\∂U}{\∂n}\right)}^2-\frac{2{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρU}}^2}\·\frac{\∂U}{\∂n}\·\frac{\∂P}{\∂n}+\frac{{\mathrm{\μ}}_t}{{\mathrm{\ρ}}^2{U}^3}\·{\left(\frac{\∂P}{\∂n}\right)}^2}---\left(2\right)$

式(2)中，U为速度，μ_t为流体粘度；

$\frac{\∂P}{\∂n}=\frac{\∂P}{\∂y}cos\mathrm{\α}-\frac{\∂P}{\∂x}sin\mathrm{\α}$

$\frac{\∂U}{\∂n}=\frac{\∂U}{\∂y}cos\mathrm{\α}-\frac{\∂U}{\∂x}sin\mathrm{\α}$

$tan\mathrm{\α}=\left|\frac{v}{u}\right|$

其中，α表示流体在x方向的速度与流体速度矢量之间的夹角；和分别为在x-y平面上静压P沿x轴方向和y轴方向的梯度，和分别为在n-s平面上静压P沿流线法线和流线切向的梯度；和分别为在x-y平面上速度U沿x轴方向和y轴方向的梯度，和分别为在n-s平面上速度U沿流线法线和流线切向的梯度；

步骤4、根据离心泵内能量梯度K值的大小，找到迷宫形结构尺寸以及平衡盘结构流动最不稳定的位置，然后对迷宫形结构尺寸关系以及平衡盘结构尺寸关系进行修改，重新对离心泵进行数值计算，优化离心泵迷宫形结构尺寸和平衡盘结构尺寸，直至得到最佳尺寸范围；

最佳尺寸范围标准如下：在该尺寸范围内，使得离心泵迷宫形结构和平衡盘结构的能量梯度K值最小，稳定性最优，则该尺寸范围为最佳尺寸范围。

6.根据权利要求5所述的一种V形切口叶片稳流离心泵的设计方法，其特征在于：根据能量梯度理论所获得的最佳尺寸范围如下：外密封环形挡板与泵壳之间的间隙b3取值为1～3mm；内密封环形挡板与外密封环形挡板的径向间隙b2＝k1×b3，k1取值为0.8～1.2；内密封环形挡板与叶轮入口处外壁面之间的径向间隙b1＝k2×b3，k2取值为2～4；泵壳的内密封环形挡板宽度b4＝k3×b3，k3取值为4～5；叶轮前盖板的外密封环形挡板宽度b5＝k4×b3，k4取值为4～5；平衡孔的直径为8～16mm，内环形挡板的厚度为30～40mm，外环形挡板的宽度为45～55mm，径向间隙的大小b7取值为8～12mm；轴向间隙的大小b8＝k5×b7，k5取值为0.8～1.4；V形切口两侧壁之间的夹角为140～160°。