CN105485049A - 一种稳流离心泵及其设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种稳流离心泵及其设计方法。离心泵口环间隙造成的容积损失以及轴向力对离心泵运行有影响，使得其高效运行范围变窄，缩短使用寿命。本发明在叶轮入口处设置密封结构，并在叶轮后部与泵壳之间设置平衡盘结构；锯齿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作用，提高离心泵的性能；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，然后采用能量梯度理论进行分析，获得内流场能量梯度K函数的分布，然后对密封结构中的锯齿形结构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安全性，提高了离心泵的综合性能，且具有良好的经济效益。

Description

一种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，提高的经济效益。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***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。因此离心泵内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。

发明内容

本发明的目的是针对现有技术的不足，提供一种稳流离心泵及其设计方法，有效改善离心泵内部间隙流动情况，并使得离心泵轴向力得到自动平衡。

本发明一种稳流离心泵，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；所述的叶轮后盖板固定在轴上；所述叶轮前盖板的入口处设有锯齿形结构；泵壳内壁位于锯齿形结构处设有密封圈；吸水室设置在叶轮进口处，并与泵壳固定；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；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；所述的外环形挡板、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。

所述的锯齿形结构由等距布置的多个环形锯齿槽组成；环形锯齿槽的深度和槽宽均为b2，b2取值为3～5mm；相邻环形锯齿槽的间距b3＝k1×b2，k1取值为1～2；叶轮前盖板与泵壳内壁的间隙b1＝k2×b2，k2取值为2～3。

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b5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b6时刻变化，但设计时需保证b6＝k3×b5，k3取值为0.8～1.4。

本发明一种稳流离心泵的设计方法，具体步骤如下：

步骤1、在叶轮入口处设置密封结构，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；叶轮前盖板的入口处设有锯齿形结构；所述的锯齿形结构由等距布置的多个环形锯齿槽组成；泵壳内壁位于锯齿形结构处设有密封圈；锯齿形结构和密封圈构成密封结构；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、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。

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，找到锯齿形结构尺寸以及平衡盘结构流动最不稳定的位置，然后对锯齿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，优化离心泵锯齿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，使得离心泵锯齿形结构和平衡盘结构的能量梯度K值最小，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：环形锯齿槽的深度和槽宽b2取值为3～5mm；相邻环形锯齿槽的间距b3＝k1×b2，k1取值为1～2；叶轮前盖板与泵壳内壁的间隙b1＝k2×b2，k2取值为2～3；平衡孔的直径取8～16mm，内环形挡板的厚度取30～40mm，外环形挡板的宽度取45～55mm，径向间隙的大小b5取值为8～12mm；轴向间隙的大小b6＝k3×b5，k3取值为0.8～1.4。

本发明的有益效果：

本发明通过叶轮入口外表面锯齿形结构，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相互干扰、相互掺混作用，进而提高了离心泵的性能；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中锯齿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为离心泵内部流场能量梯度函数计算公式中物理量关系图。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本发明作进一步说明。

如图1、2和3所示，一种稳流离心泵，包括吸水室1、叶轮、泵壳7和轴12；叶轮包括叶片、叶轮前盖板5和叶轮后盖板8；叶轮前盖板5和叶轮后盖板8之间通过n片叶片固定连接，n＝4；叶轮后盖板8固定在轴12上；叶轮前盖板5的入口处设有锯齿形结构；泵壳7内壁位于锯齿形结构处设有密封圈2；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。叶轮后盖板8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11；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11和泵壳挡板构成平衡盘结构10；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8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12的圆柱面、叶轮后盖板8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11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，锯齿形结构由等距布置的三个环形锯齿槽组成；环形锯齿槽的深度和槽宽均为b2；相邻环形锯齿槽的间距b3＝k1×b2；叶轮前盖板5与泵壳7内壁的间隙b1＝k2×b2。锯齿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10有自动调整轴向间隙的作用。平衡孔11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10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b6时刻变化，但设计时需保证b6＝k3×b5，k3取0.8～1.4中的一个值，b5为径向间隙的大小。

一种稳流离心泵的设计方法，具体步骤如下：

步骤1、在叶轮入口处设置密封结构，并在叶轮后部与泵壳7之间设置平衡盘结构10。将叶轮后盖板8固定在轴12上；叶轮前盖板5的入口处设有锯齿形结构；泵壳7内壁位于锯齿形结构处设有密封圈2；锯齿形结构和密封圈2构成密封结构；叶轮后盖板8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11；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11和泵壳挡板构成平衡盘结构10；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8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12的圆柱面、叶轮后盖板8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11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4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4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4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，找到锯齿形结构尺寸以及平衡盘结构流动最不稳定的位置，然后对锯齿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，优化离心泵锯齿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，使得离心泵锯齿形结构和平衡盘结构的能量梯度K值最小，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：对锯齿形结构，当b2取3～5mm中的一个值；b3＝k1×b2，k1取1～2中的一个值；b1＝k2×b2，k2取2～3中的一个值时，锯齿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11的直径D1取8～16mm，内环形挡板的厚度b7取值为30～40mm，外环形挡板的宽度b4取值为45～55mm，径向间隙的大小b5取值为8～12mm；b6＝k3×b5，k3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。

传统离心泵在运转工作的过程中口环处的间隙造成的泄漏将导致离心泵性能的下降，且从叶轮出口的流体经过叶轮前盖板5与泵体7之间的前泵腔间隙6经过口环间隙4以后会在口环处与吸水室1流过来的主流相互作用产生扰动，将在叶轮进口处产生一个波动，该波动经过叶轮旋转作用以后得到增强，对离心泵运行的稳定性和高效性有一定的影响。传统离心泵叶轮后盖板8与泵体7之间的泵腔间隙9直接连通到轴附近，这就导致离心泵在运行过程中产生的轴向力无法得到平衡，而这势必会对离心泵运行的可靠性和安全性带来一定的影响，存在一定的隐患，将会导致离心泵实用寿命的缩短。

本发明的稳流离心泵在运转过程中，当叶轮前盖板与泵腔之间的前泵腔间隙6的泄漏流流到口环间隙4然后至口环出口时会经过锯齿形结构3，叶轮旋转所产生的离心力使得流体将在该结构内做螺旋状旋转，将有效减小泄漏量，从而减弱与主流的干扰作用，通过减小泄漏量从而达到提高离心泵性能的目的。当叶轮后盖板与泵腔之间的泵腔间隙9的泄漏流流到平衡盘结构10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11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 (5)

1.一种稳流离心泵，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：所述的叶轮后盖板固定在轴上；所述叶轮前盖板的入口处设有锯齿形结构；泵壳内壁位于锯齿形结构处设有密封圈；吸水室设置在叶轮进口处，并与泵壳固定；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；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；所述的外环形挡板、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所述的一种稳流离心泵，其特征在于：所述的锯齿形结构由等距布置的多个环形锯齿槽组成；环形锯齿槽的深度和槽宽均为b2，b2取值为3～5mm；相邻环形锯齿槽的间距b3＝k1×b2，k1取值为1～2；叶轮前盖板与泵壳内壁的间隙b1＝k2×b2，k2取值为2～3。

3.根据权利要求1所述的一种稳流离心泵，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b5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b6时刻变化，但设计时需保证b6＝k3×b5，k3取值为0.8～1.4。

4.一种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、在叶轮入口处设置密封结构，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；叶轮前盖板的入口处设有锯齿形结构；所述的锯齿形结构由等距布置的多个环形锯齿槽组成；泵壳内壁位于锯齿形结构处设有密封圈；锯齿形结构和密封圈构成密封结构；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、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；

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，找到锯齿形结构尺寸以及平衡盘结构流动最不稳定的位置，然后对锯齿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，优化离心泵锯齿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，使得离心泵锯齿形结构和平衡盘结构的能量梯度K值最小，则该尺寸范围为最佳尺寸范围。

5.根据权利要求4所述的一种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：环形锯齿槽的深度和槽宽b2取值为3～5mm；相邻环形锯齿槽的间距b3＝k1×b2，k1取值为1～2；叶轮前盖板与泵壳内壁的间隙b1＝k2×b2，k2取值为2～3；平衡孔的直径取8～16mm，内环形挡板的厚度取30～40mm，外环形挡板的宽度取45～55mm，径向间隙的大小b5取值为8～12mm；轴向间隙的大小b6＝k3×b5，k3取值为0.8～1.4。