将吸油流道建立如圖2所示模(mó)型，模型對實際流道進行了優(yōu)化。

圖(tú)2  數學模型(xíng)

2.2  網格劃分與邊界條(tiáo)件

采用(yòng)了六面體與四面體(tǐ)的混合(hé)網格對模型進(jìn)行劃分，其(qí)中網格最(zuì)薄處超過5層，總(zǒng)數量(liàng)為350萬，網格劃分和局(jú)部放大圖如圖3所示(shì)。 

圖3  網格劃分

邊界層設置(zhì)為：入口壓力101325 Pa，出口(kǒu)速度1.3 m/s，旋轉面(miàn)分别設置不同的速度，在不同的速度下進行流場解(jiě)析，旋轉面的速度(dù)參數設置如表2所示。

2.3  結果分(fèn)析

計算得壓力分布雲圖如圖4所示。從圖中可以看出(chū)：0 r/min下最高壓力1.02×10⁵ Pa、4000 r/min下最高壓力1.02×10⁵ Pa、8000 r/min下最高壓力1.1×10⁵ Pa、15000 r/min下最高壓力(lì)1.46×10⁵ Pa、20000 r/min下最高壓力1.95×10⁵ Pa，從不同轉速的最高壓力可(kě)以看出，轉速越高機械能轉化的壓力能越大；不同轉速下對應的旋轉面流出壓(yā)力分别為0 r/min下壓力9.85×10⁴ Pa、4000 r/min下壓力9.87×10⁴ Pa、8000 r/min下壓力9.92×10⁴ Pa、15000 r/min下壓力(lì)1.1×10⁵ Pa、20000 r/min下壓力1.2×10⁵ Pa，轉速越高流經旋轉面的壓力能(néng)越大；不同轉速下對應的旋轉面流入壓力分别為0 r/min下壓力9.88×10⁴ Pa、4000 r/min下壓力(lì)9.9×10⁴ Pa、8000 r/min下壓力(lì)9.97×10⁴ Pa、15000 r/min下壓力(lì)1.04×10⁵ Pa、20000 r/min下壓力9.5×10⁵ Pa，轉速越高從入口(kǒu)至旋轉面的(de)壓差越小，介質流入越(yuè)困難，當轉速達到15000 r/min時，形成局部低壓區，産生勢能消耗壓力能，造成損耗，轉速達到(dào)20000 r/min時，低壓區(qū)覆蓋整個流道，壓力能全部轉化為勢能。

模型的速度分布雲圖如圖5所示，在旋轉面流入、流出兩處均存在紊流，形成了漩渦， 随(suí)轉速的升高漩渦的面積變大(dà)，流入處的漩渦邊緣産(chǎn)生的高(gāo)壓造成入口吸油困難，流(liú)出處的漩渦邊緣中心産生的低壓使得流出困難，造成出口壓力降低，與不同(tóng)轉速下對應的出口壓力符合。

經過不同轉速(sù)下(xià)的解析計算，得出結論如下。

（1） 入口(kǒu)具有(yǒu)自增(zēng)壓能力，并且轉速越高增壓能力(lì)越強，當轉速達到20000 r/min時，入口壓力可(kě)以提(tí)高1×10⁵ Pa，大大增強了泵的吸(xī)油能力(lì)。

（2） 局部(bù)漩渦會影響增壓效果，雖然吸油口(kǒu)具備增加能力(lì)，但是由于旋轉面産生的漩渦影響到了(le)介質的流動，造(zào)成增壓效果不(bú)理想，需要改善吸油流道，優化(huà)結構設計(jì)，以達到理想的自增壓功能。