氣液混輸下側(cè)流道泵內(nèi)壓力脈動特性研究

陳 軻，張 帆，洪 鋒，曹璞鈺，袁壽其，洪秋虹

(1.江蘇大學(xué) 國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2.三峽大學(xué) 機(jī)械與動力學(xué)院，湖北 宜昌 443002；3.昆明嘉和科技股份有限公司，昆明 650000)

側(cè)流道泵是一種新型超低比轉(zhuǎn)速泵，其結(jié)構(gòu)形式介于容積式泵和離心式泵之間[1]。側(cè)流道泵具有小流量、高揚(yáng)程和可自吸等特點(diǎn)，并且所有側(cè)流道泵都具有一定的氣液混輸能力,部分多級側(cè)流道產(chǎn)品甚至可以輸送進(jìn)口含氣量高達(dá)50%的流體[2]。但由于側(cè)流道泵內(nèi)部流動復(fù)雜，側(cè)流道和葉輪中流體受到了不同的離心力作用，在圓周運(yùn)動同時(shí)又會產(chǎn)生縱向旋渦[3]，勢必會產(chǎn)生較大的壓力脈動，因此對氣液混輸下側(cè)流道泵壓力脈動特性研究是研發(fā)高性能側(cè)流道泵的必要環(huán)節(jié)之一。

自20世紀(jì)20年代初，Siemen等[4]首次提出了側(cè)流道泵的概念。隨后，Schmiedchen等[5-7]基于Ritter的基礎(chǔ)上繼續(xù)對側(cè)流道泵進(jìn)行了深入研究，得到的理論沿用至今。進(jìn)入21世紀(jì)，伴隨著計(jì)算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics，CFD)的快速發(fā)展，長期停滯的側(cè)流道泵研究已經(jīng)取得了很大進(jìn)展。Fleder等[8-9]結(jié)合數(shù)值模擬和試驗(yàn)，通過修改幾何參量，探尋側(cè)流道泵水力性能變化規(guī)律。國內(nèi)，Pei等[10-13]對側(cè)流道泵內(nèi)部流動形式、旋渦分布以及流動損失進(jìn)行了詳細(xì)研究分析，并通過試驗(yàn)探尋了不同葉片吸力角對側(cè)流道泵氣液混輸能力的影響。總體看來，上述學(xué)者主要在純水條件下對側(cè)流道泵進(jìn)行了水力性能優(yōu)化設(shè)計(jì)研究，但對側(cè)流道泵氣液混輸內(nèi)部流動和不穩(wěn)定流動機(jī)理缺少深入的研究，并且關(guān)于此內(nèi)容的研究公開文獻(xiàn)較少。

由于側(cè)流道泵結(jié)構(gòu)特殊、內(nèi)部流動復(fù)雜，因而試驗(yàn)觀測效果差，此外側(cè)流道泵揚(yáng)程極高，大部分側(cè)流道泵無法進(jìn)行安全可靠的可視化試驗(yàn)，而葉片泵常用的氣液兩相數(shù)值模型，如Mixture模型和Eulerian-Eulerian非均相流模型[14-20]無法準(zhǔn)確適用于側(cè)流道泵氣液兩相數(shù)值模擬。由于流動形式的區(qū)別，常規(guī)葉片式泵氣液兩相條件壓力脈動規(guī)律[21-24]與側(cè)流道泵也有一定區(qū)別。因此，嘗試新的氣液兩相流數(shù)學(xué)模型，并對側(cè)流道泵氣液混輸工況下壓力脈動規(guī)律進(jìn)行研究具有很高的經(jīng)濟(jì)意義和學(xué)術(shù)價(jià)值。

常用的氣液兩相數(shù)值模型基于離散相均一尺度的假設(shè)，假定處于流體中的氣泡具有相同的直徑。但實(shí)際上，由于氣泡間或氣泡與流體間的相互作用，氣液兩相流中的氣泡還不斷地有聚合與破碎現(xiàn)象的發(fā)生，產(chǎn)生多種尺寸大小不同的氣泡[25]，在側(cè)流道泵內(nèi)復(fù)雜流動中作用更加明顯。多氣泡組質(zhì)量傳遞(multi-size-group，MUSIG)模型通過將氣泡按直徑大小分為若干組，考慮了由于氣泡聚合或破碎引起的氣泡尺寸變化，具有較好的模擬精度[26-28]。目前尚未發(fā)現(xiàn)有在側(cè)流道泵氣液兩相流動中的研究與應(yīng)用。

本文首次應(yīng)用MUSIG模型，對側(cè)流道泵氣液混輸進(jìn)行數(shù)值模擬，并對其內(nèi)部壓力脈動特性進(jìn)行分析。

1 幾何模型

側(cè)流道泵核心水力部件為葉輪和側(cè)流道，如圖1所示。本文中選用葉片數(shù)z=24、吸力角θ=30°的開式葉輪，其他主要參數(shù)為：葉輪外徑D2=150 mm，內(nèi)徑D1=80 mm，葉片寬度w=15 mm，軸向間隙σ與徑向間隙s均為0.2 mm，間隙內(nèi)徑D0=50 mm；側(cè)流道是1個(gè)截面為半圓的環(huán)形圓柱，其半徑rc=35.2 mm；電機(jī)轉(zhuǎn)速n=1 500 r/min。

圖1 側(cè)流道泵主要部件圖Fig.1 The main components of a side channel pump

為了減少交界面設(shè)置，以降低計(jì)算偏差，計(jì)算水體中將軸向間隙和徑向間隙并入葉輪水體，將出口管與側(cè)流道并為一體，因此，整個(gè)側(cè)流道泵水體主要分為3個(gè)部分，如圖2所示。

圖2 側(cè)流道泵水體圖Fig.2 The entire water domain of a side channel pump

2 數(shù)值模擬

2.1 網(wǎng)格劃分

圖3 側(cè)流道泵計(jì)算網(wǎng)格Fig.3 Detailed mesh view

圖4 網(wǎng)格無關(guān)性Fig.4 Mesh independence

表1 主要流域網(wǎng)格參數(shù)Tab.1 The grid quality

2.2 MUSIG模型

MUSIG模型是一種描述多相流體系中離散相大小與分布隨時(shí)空變化的通用模型，能夠描述離散相實(shí)體的分布特性以及引起分布變化的離散相微觀行為。MUSIG模型的核心是群體平衡方程[29]，如式(1)所示

(1)

式中：等式左邊n(m,t)為在時(shí)間t內(nèi)質(zhì)量粒子的密度；等式右邊BB,DB,BC,DC分別為氣泡破碎所形成的新的氣泡出生率、氣泡破碎所導(dǎo)致的原氣泡死亡率、氣泡凝聚所形成的新的氣泡出生率、氣泡凝聚所導(dǎo)致的原氣泡死亡率，其表達(dá)式分別為

(2)

(3)

(4)

(5)

式中：g(m;ε)為質(zhì)量粒子m破碎為ε和m-ε的破碎速度；Q(m;ε)為質(zhì)量粒子聚并為ε和m+ε時(shí)的聚并速度。

2.3 計(jì)算設(shè)置

利用軟件ANSYS CFX 17.0來求解基于質(zhì)量守恒定律的不可壓縮流體連續(xù)性方程和RANS方程，湍流模型選用SST模型；設(shè)置質(zhì)量流量進(jìn)口，出口壓力設(shè)置為101.325 kPa；綜合考慮側(cè)流道泵結(jié)構(gòu)參數(shù)，氣泡直徑設(shè)為0.1～3.0 mm，分為5組[30-32]；交界面設(shè)為counter rotating wall以減小間隙并入葉輪水體的影響，收斂精度設(shè)為10-5。

非穩(wěn)態(tài)計(jì)算基于穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)果，每旋轉(zhuǎn)1°作為1個(gè)時(shí)間步長，電機(jī)轉(zhuǎn)速n=1500 r/min，因此，時(shí)間步長Δt=1.11×10-4s，葉輪一共旋轉(zhuǎn)4圈，總時(shí)間t=0.16 s，取穩(wěn)定后最后一圈結(jié)果進(jìn)行分析。

在葉輪內(nèi)有代表性位置設(shè)置監(jiān)測點(diǎn)，如圖5所示。以葉輪進(jìn)口處旋轉(zhuǎn)角度為0°時(shí)設(shè)立監(jiān)測點(diǎn)A1，在旋轉(zhuǎn)角度分別為60°，150°，240°，300°和330°時(shí)設(shè)立監(jiān)測點(diǎn)A2，A3，A4，A5，A6，各旋轉(zhuǎn)角度自葉輪內(nèi)緣至外緣等距離設(shè)置6個(gè)監(jiān)測點(diǎn)，監(jiān)測點(diǎn)所處半徑r分別為42 mm，48 mm，54 mm，60 mm，66 mm和72 mm時(shí)分別為Im1，Im2，Im3，Im4，Im5，Im6。

圖5 監(jiān)測點(diǎn)Fig.5 Monitor points

3 計(jì)算結(jié)果

3.1 水力性能分析

為了探究單級側(cè)流道泵氣液兩相流動規(guī)律，因此，統(tǒng)一側(cè)流道泵在單相與氣液混輸工況流動中的流量及性能，定義流量系數(shù)Ф與揚(yáng)程系數(shù)ψ，如式(6)和式(7)所示。試驗(yàn)臺如圖6所示。試驗(yàn)結(jié)果如圖7所示。

圖6 試驗(yàn)臺示意圖Fig.6 Schematic diagram of test rig

圖7 揚(yáng)程試驗(yàn)結(jié)果Fig.7 The result of test hydraulic head

(6)

(7)

式中：Ql為液體流量，m3/s；Qg為氣體流量，m3/s；u2為出口圓周速度，m/s；Δptot為進(jìn)出口總壓差，Pa。

將額定流量下進(jìn)口含氣率(inlet gas volume fraction，IGVF)為0%，2%，4%和6%時(shí)單級側(cè)流道泵氣液混輸模擬結(jié)果后處理得到的揚(yáng)程系數(shù)曲線，如圖8所示。由圖8可知，通氣狀態(tài)下模擬值大于試驗(yàn)值，但模擬總體趨勢與試驗(yàn)結(jié)果相似，隨進(jìn)口含氣率增加揚(yáng)程逐漸減小。試驗(yàn)揚(yáng)程在進(jìn)口含氣率從0%提升到2%時(shí)陡降，這是由于側(cè)流道泵抗汽蝕能力差，少量通氣，極易發(fā)生汽蝕導(dǎo)致性能陡降[33]，這也是氣液混輸工況下模擬值偏低的原因之一。

圖8 不同進(jìn)口含氣率下試驗(yàn)與模擬揚(yáng)程對比Fig.8 Hydraulic head of test and simulation under different IGVFs

同時(shí)可以發(fā)現(xiàn)：當(dāng)進(jìn)口含氣率由2%提升到4%時(shí)，模擬揚(yáng)程系數(shù)降低0.384，試驗(yàn)揚(yáng)程系數(shù)降低0.43；當(dāng)含氣率由4%提升到6%時(shí)，模擬揚(yáng)程系數(shù)降低0.22，試驗(yàn)揚(yáng)程系數(shù)降低0.167，差值接近。結(jié)果證明，MUSIG模型適用于側(cè)流道泵氣液混輸模擬計(jì)算。

3.2 氣泡直徑變化

MUSIG模型將氣泡按直徑大小分為若干組，考慮了由于氣泡聚合或破碎引起的氣泡尺寸變化，再采用所謂群體平衡原理量化各組內(nèi)氣泡數(shù)量。以葉輪中間截面圓心為原點(diǎn)設(shè)置3個(gè)截面，如圖9所示。其中，P1,P2和P3在XY面上且Z方向位置分別為z1=-7.6 mm,z2=0,z3=7.6 mm。

圖9 截面設(shè)置Fig.9 Section setting

大直徑氣泡主要聚集于側(cè)流道泵的進(jìn)口段處，除進(jìn)口段以外的其余部分氣泡直徑相對進(jìn)口段明顯較小，并且變化幅度不大，如圖10所示。而常規(guī)離心式葉輪通氣時(shí)，氣泡匯聚并形成大直徑氣泡，嚴(yán)重時(shí)將堵塞流道，而側(cè)流道泵由于葉輪流道內(nèi)強(qiáng)剪切流導(dǎo)致無法形成大直徑氣泡，氣泡會迅速破碎，這與通常氣泡流形式不同，這也是幾乎所有側(cè)流道泵都具有一定氣液混輸能力的原因。而葉輪與側(cè)流道交界的軸向間隙的內(nèi)緣處會聚集大直徑氣泡，尤其是中段至出口段之間的軸向間隙處氣泡直徑明顯大于其他部位。

圖10 氣泡直徑在各截面上分布圖Fig.10 The diameter distribution of bubbles on different sections

3.3 流線分布

單相和氣液兩相在揚(yáng)程最大值工況時(shí)在葉輪各截面上的流線圖，如圖11所示。由圖11可知，在各截面上單相時(shí)旋渦的強(qiáng)度與旋渦數(shù)量明顯大于氣液兩相工況下，尤其是在間隙處，單相工況下旋渦強(qiáng)度較大。在監(jiān)測點(diǎn)所在P2面上，可以發(fā)現(xiàn)進(jìn)口段強(qiáng)旋渦強(qiáng)度降低，而出口段旋渦在通氣后旋渦明顯減小甚至消失，因此少量通氣有助于改善側(cè)流道泵流態(tài)。

圖11 液相流線在各截面上分布圖Fig.11 The streamlines distribution on different sections

3.4 壓力波動強(qiáng)度特性研究

3.4.1 壓力波動強(qiáng)度分布

為了計(jì)算整個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)所有節(jié)點(diǎn)的整體壓力波動強(qiáng)度，定義壓力波動強(qiáng)度系數(shù)Cp*，如式(8)所示，該式可以反映1個(gè)周期內(nèi)，葉輪內(nèi)每個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)壓力波動強(qiáng)度。

(8)

式中：?為網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)；N為一個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)壓力p的采樣次數(shù)；t0為旋轉(zhuǎn)初時(shí)刻；j為時(shí)間步數(shù)。

側(cè)流道泵在純水工況下和進(jìn)口含氣率為2%時(shí)，氣液兩相流動下全流域壓力波動強(qiáng)度對比圖，如圖12所示。由圖12可知，葉輪流域靠近進(jìn)口側(cè)相對于靠近側(cè)流道側(cè)壓力波動強(qiáng)度較大，這是由于靠近進(jìn)口側(cè)除進(jìn)口管外均為平壁面，且壁面間隙僅為0.2 mm，這種結(jié)構(gòu)必然會阻礙離心力作用下的各方向旋渦的運(yùn)動，狹窄的流動空間無法使近壁面處旋渦無阻礙運(yùn)動，隨之而來大量的液流必定會沖擊壁面，造成此處壓力波動強(qiáng)度高于靠近側(cè)流道的葉輪流域。

圖12 全流域壓力波動強(qiáng)度分布Fig.12 Pressure fluctuation intensity distribution in entire flow domain

當(dāng)進(jìn)口含氣率為2%時(shí)，壓力波動強(qiáng)度有所減小，原因是少量的氣體進(jìn)入葉輪后，一定程度上降低了壓力脈動的波動幅度。而側(cè)流道內(nèi)整體壓力波動強(qiáng)度在單相和氣液混輸工況時(shí)近似且明顯小于葉輪內(nèi)壓力波動強(qiáng)度，這是由于弧形側(cè)流道具有充分的流動空間，可以使旋渦從葉輪流出后在側(cè)流道內(nèi)充分衍化，減少了由于流動空間不足而導(dǎo)致流體與壁面之間的沖擊。

為了更確切地顯示葉輪內(nèi)部壓力脈動，選取P1,P2 和P3，如圖13所示。由圖13可知，葉輪外緣處的壓力波動強(qiáng)度往往大于該葉輪內(nèi)緣處。由于P3是葉輪與側(cè)流道之間的交界，可以發(fā)現(xiàn)在如圖13(c)所示的葉輪半徑位置出現(xiàn)明顯的壓力波動高強(qiáng)度區(qū)，這是因?yàn)榱黧w受到從葉輪進(jìn)入側(cè)流道和從側(cè)流道中返回至葉輪過程中的交換作用，此處為流體進(jìn)出流道交匯區(qū)域，因此具有較高的壓力波動強(qiáng)度，因而也出現(xiàn)了所示的狹長高壓力波動強(qiáng)度區(qū)域。

圖13 單相流動下葉輪內(nèi)壓力波動強(qiáng)度分布Fig.13 Pressure fluctuation intensity distribution in impeller under single-phase flow

氣液兩相流動時(shí)各截面壓力波動強(qiáng)度，相較于單相時(shí)，進(jìn)口含氣率為2%的氣液兩相工況下側(cè)流道泵葉輪內(nèi)部壓力波動強(qiáng)度較低，整體變化規(guī)律與單相時(shí)近似，如圖14所示。但在位于側(cè)流道泵進(jìn)口處靠近側(cè)流道的軸向間隙內(nèi)徑處，出現(xiàn)一段系數(shù)高達(dá)130的高壓力波動強(qiáng)度區(qū)，較葉輪內(nèi)其他區(qū)域強(qiáng)度系數(shù)高近百倍，這也是側(cè)流道泵氣液混輸工況下易發(fā)生振動的主要原因。

圖14 兩相流動下葉輪內(nèi)壓力波動強(qiáng)度分布Fig.14 Pressure fluctuation intensity distribution in impeller under two-phase flow

3.4.2 壓力脈動時(shí)域分析

不同旋轉(zhuǎn)角度下由葉片外緣至內(nèi)緣各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動時(shí)域圖，如圖15所示。單相狀態(tài)下，同角度，外緣處壓力通常大于內(nèi)緣處，壓力極大值總出現(xiàn)在外緣處，極小值總出現(xiàn)在內(nèi)緣處，這是由于葉輪內(nèi)流體往往由外緣處流出葉輪進(jìn)入側(cè)流道，由內(nèi)緣處從側(cè)流道流入葉輪，因此同一旋轉(zhuǎn)角度，外緣處流體比內(nèi)緣處流體多進(jìn)行一次葉片機(jī)械能轉(zhuǎn)化為壓力勢能的過程。在葉輪內(nèi)任何監(jiān)測點(diǎn)1個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)壓力脈動總會出現(xiàn)18個(gè)規(guī)則的周期性波動、2個(gè)過渡階段波動以及4個(gè)不穩(wěn)定的振蕩式波動，這是由于側(cè)流道泵進(jìn)出口之間存在1個(gè)中斷位置，以隔開進(jìn)口低壓區(qū)和出口高壓區(qū)，減小高低壓區(qū)域之間的干擾。因此當(dāng)葉片旋轉(zhuǎn)時(shí)，在中斷位置會恒定有兩枚葉片加上完全在進(jìn)出口的兩枚葉片，總計(jì)有4枚處于特殊位置的葉片，與4個(gè)不穩(wěn)定振蕩式波動相對應(yīng)。在不穩(wěn)定振蕩式波動前后各有1個(gè)過渡階段，分別為即將離開進(jìn)口和進(jìn)入出口的葉片各一枚，與周期性波動和振蕩式波動形式都有區(qū)別，因此命名為過渡階段波動。不穩(wěn)定振蕩式波動和過渡階段波動是側(cè)流道泵與普通葉片式離心泵主要區(qū)別之一。

圖15 單相時(shí)葉輪內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動時(shí)域圖Fig.15 Time domain characteristics of pressure pulsation at each monitoring point in the impeller under single phase

側(cè)流道泵氣液兩相流動下時(shí)域圖，如圖16所示。IGVF為2%工況下規(guī)則周期脈動及不穩(wěn)定振蕩式波動發(fā)生時(shí)經(jīng)過的時(shí)間步長與單相工況下相同，各周期壓力峰值略小于單相工況下而壓力谷值相較單相則偏大。

圖16 氣液兩相時(shí)葉輪內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動時(shí)域圖Fig.16 Time domain characteristics of pressure pulsation at each monitoring point in the impeller under two-phase flow

側(cè)流道內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動對比，與葉輪相比，側(cè)流道內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)無論是單相還是氣液兩相流動下都具有24個(gè)規(guī)律性的壓力脈動周期，如圖17所示。由進(jìn)口至出口，流體的壓力逐漸增加。與葉輪內(nèi)不同，單相工況下側(cè)流道內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力谷值于氣液兩相時(shí)近似相等，但峰值單相較氣液兩相時(shí)大。

圖17 單相與氣液兩相時(shí)側(cè)流道內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動時(shí)域圖Fig.17 Time domain characteristics of pressure pulsation at each monitoring point in the side channel under single phase and two-phase flow

3.4.3 壓力脈動頻域分析

對最后1個(gè)周期各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動時(shí)域值進(jìn)行快速傅里葉變換，得到壓力脈動頻域值。

各監(jiān)測點(diǎn)的主要頻域特性近似，壓力脈動激振頻率主要發(fā)生在600 Hz(24×fn)，1 200(48×fn)，1 800(72×fn)等頻率，壓力脈動峰值主要出現(xiàn)在軸頻的整數(shù)倍處，也是側(cè)流道泵葉片數(shù)的整數(shù)倍，如圖18所示。葉輪上全部36個(gè)監(jiān)測點(diǎn)主頻相同，且在主頻上壓力脈動幅值基本相同，這說明側(cè)流道泵葉輪內(nèi)壓力脈動主要受到流體在葉輪域側(cè)流道之間的交換流動作用影響，這與常規(guī)離心式葉片泵由于葉輪與蝸殼之間動靜干涉壓力脈動幅值變化較大的結(jié)論不同。

圖18 單相時(shí)葉輪內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動頻域圖Fig.18 Frequency domain characteristics of pressure pulsation at each monitoring point in the impeller under single phase

當(dāng)進(jìn)口通氣時(shí)，與單相時(shí)近似，如圖19所示。壓力脈動激振頻率主要也發(fā)生在軸頻的整數(shù)倍處，證明了側(cè)流道泵主頻與通氣量無關(guān)，而與葉片數(shù)有關(guān)。而相較于單相，IGVF為2%的情況下，主頻及次頻的壓力脈動幅值明顯較小，與上述壓力波動強(qiáng)度分布對應(yīng)。

圖19 氣液兩相時(shí)葉輪內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動頻域圖Fig.19 Frequency domain characteristics of pressure pulsation at each monitoring point in the impeller under two-phase flow

側(cè)流道泵單相和氣液兩相流動時(shí)側(cè)流道內(nèi)監(jiān)測點(diǎn)的壓力脈動頻域圖，如圖20所示。與葉輪內(nèi)監(jiān)測點(diǎn)相同，側(cè)流道內(nèi)壓力脈動的主頻也發(fā)生在600 Hz(24×fn)，1 200(48×fn)，1 800(72×fn)等頻率。氣液混輸工況下，側(cè)流道主頻及次頻的壓力脈動幅值相對于單相小，與葉輪內(nèi)情況相同。此外，在進(jìn)口所在旋轉(zhuǎn)0°的監(jiān)測點(diǎn)，其主頻及次頻的壓力脈動幅值明顯小于其他位置，與上文所述原因一致，初始位置流動剛開始由規(guī)則狀態(tài)進(jìn)入螺旋運(yùn)動狀態(tài)，旋渦沒有充分衍化，此時(shí)壓力脈動受葉輪與側(cè)流道中交換流影響較小。

圖20 單相與氣液兩相時(shí)側(cè)流道內(nèi)各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動頻域圖Fig.20 Frequency domain characteristics of pressure pulsation at each monitoring point in the side channel under single phase and two-phase flow

4 結(jié) 論

(1) 隨著進(jìn)口含氣率提升，側(cè)流道泵的揚(yáng)程逐漸降低，變化趨勢與試驗(yàn)相符，因此MUSIG模型應(yīng)用于側(cè)流道氣液兩相流計(jì)算是合理的。

(2) 應(yīng)用MUSIG模型并考慮流道內(nèi)氣泡直徑變化時(shí)，會發(fā)現(xiàn)側(cè)流道泵流道內(nèi)大直徑氣泡會迅速破壞，這是由于側(cè)流道泵內(nèi)存在的強(qiáng)剪切流，當(dāng)氣泡直徑過大時(shí)會受到剪切力的作用而破碎為小直徑氣泡，這與普通葉片式離心泵變化趨勢相反。

(3) 少量通氣狀態(tài)下，側(cè)流道內(nèi)部流態(tài)會有所改善。在流道內(nèi)絕大部分區(qū)域，氣液兩相的壓力波動強(qiáng)度會較單相時(shí)小，但在進(jìn)口段軸向間隙內(nèi)緣處會出現(xiàn)一塊超高強(qiáng)度區(qū)域，這也是含氣狀態(tài)下側(cè)流道不穩(wěn)定的主要因素。

(4) 低進(jìn)口含氣狀態(tài)下，側(cè)流道泵的壓力脈動主頻與含氣率無關(guān)，主頻發(fā)生在軸頻的整數(shù)倍，該整數(shù)值與葉片數(shù)有關(guān)。且無論是單相還是氣液兩相流動，在葉輪流道中同一旋轉(zhuǎn)角度時(shí)任意半徑上壓力脈動主頻幅值基本相同,與普通葉片式離心泵不同。