旋殼差速效應(yīng)對(duì)旋噴泵性能影響

黃祺，劉在倫，王小兵，李琪飛，權(quán)輝，王東偉

(1. 蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730050； 2. 蘭州真空設(shè)備有限責(zé)任公司華宇分公司, 甘肅 蘭州 730050)

旋噴泵作為一種小流量，高揚(yáng)程的低比轉(zhuǎn)數(shù)泵[1]，由于過(guò)流部件特殊結(jié)構(gòu)形式，效率高于低比轉(zhuǎn)數(shù)普通離心泵[2].旋噴泵的工況調(diào)節(jié)與普通離心泵類(lèi)似，以節(jié)流調(diào)節(jié)為主，但節(jié)流調(diào)節(jié)并不是最佳的調(diào)節(jié)方式.張克危[3]指出，變轉(zhuǎn)速相比節(jié)流和預(yù)旋調(diào)節(jié)有更好的經(jīng)濟(jì)性.隨著變頻技術(shù)的發(fā)展，變轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)應(yīng)用必將更為廣泛.水力機(jī)械變轉(zhuǎn)速研究方面，吳堅(jiān)等[4]通過(guò)研究旋流泵的變轉(zhuǎn)速特性指出旋流泵轉(zhuǎn)速變化時(shí)流量、揚(yáng)程、軸功率符合相似定律，汽蝕不符合相似定律.JAIN等[5]對(duì)3個(gè)不同直徑葉輪的變轉(zhuǎn)速進(jìn)行研究，得出了效率、葉輪直徑與轉(zhuǎn)速的經(jīng)驗(yàn)公式.王桃等[6]指出，降速對(duì)透平的最優(yōu)效率有負(fù)影響，轉(zhuǎn)速下降20%和40%時(shí)其最優(yōu)效率分別下降1.97%和4.43%.董沛鑫等[7]通過(guò)研究變轉(zhuǎn)速工況下蝸殼內(nèi)的輻射噪聲，發(fā)現(xiàn)蝸殼內(nèi)輻射噪聲與葉輪的轉(zhuǎn)速成正比.目前關(guān)于旋噴泵變轉(zhuǎn)速、差速研究可查閱文獻(xiàn)資料甚少，研究方向主要集中在集流管的結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì)[8-9]，研究方法以數(shù)值計(jì)算為主，涉及旋渦分布與流動(dòng)損失計(jì)算等方面[10-13].美國(guó)貝克休斯公司通過(guò)改變旋噴泵轉(zhuǎn)速和集流管進(jìn)口直徑來(lái)調(diào)整旋噴泵的性能[14]，說(shuō)明轉(zhuǎn)速是影響旋噴泵性能的關(guān)鍵因素之一.為此文中開(kāi)展旋噴泵的變轉(zhuǎn)速試驗(yàn)以及葉輪、旋殼差速性能研究，以期為今后旋噴泵的變速調(diào)節(jié)及葉輪與旋殼差速運(yùn)行提供重要依據(jù).

1 試驗(yàn)系統(tǒng)

試驗(yàn)對(duì)象為1臺(tái)試驗(yàn)用旋噴泵，該泵以清水作為工作介質(zhì).性能參數(shù)中，額定流量Q0=7.5 m3/h，額定揚(yáng)程H0=80 m，額定轉(zhuǎn)速n0=2 900 r/min，額定效率η0=25%，必需汽蝕余量NPSHr=1.8 m.采用清水作為工作介質(zhì).旋噴泵結(jié)構(gòu)圖如圖1所示.

圖1 旋噴泵結(jié)構(gòu)圖

試驗(yàn)系統(tǒng)主要包括試驗(yàn)泵、電動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器、壓力傳感器、渦輪流量計(jì)、管路、閥門(mén)、水箱以及控制設(shè)備.試驗(yàn)泵的主要幾何參數(shù)中，葉輪進(jìn)口直徑D1=50 mm，葉輪出口直徑D2=242 mm，葉輪出口寬度b2=6 mm，葉片出口安放角β2=25°，葉片數(shù)Z=5，旋殼外徑D3=310 mm，旋殼寬度b3=77 mm.

試驗(yàn)前對(duì)傳感器、儀器儀表進(jìn)行校準(zhǔn)標(biāo)定，用變頻器調(diào)節(jié)泵轉(zhuǎn)速n從1 700 r/min到3 100 r/min每間隔200 r/min作為1個(gè)轉(zhuǎn)速測(cè)試點(diǎn)，共測(cè)試了8個(gè)不同轉(zhuǎn)速下旋噴泵的水力性能，受電動(dòng)機(jī)功率限制，試驗(yàn)轉(zhuǎn)速最高只能達(dá)到3 100 r/min，每個(gè)工況點(diǎn)重復(fù)試驗(yàn)3次，取平均值以減小試驗(yàn)誤差，同時(shí)記錄旋噴泵性能參數(shù).該試驗(yàn)臺(tái)只能做葉輪與旋殼同步旋轉(zhuǎn)性能試驗(yàn)，旋殼與葉輪都旋轉(zhuǎn)但是二者不同步(差速)，試驗(yàn)用數(shù)值計(jì)算來(lái)代替.

2 旋殼與葉輪同步旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)

試驗(yàn)旋噴泵葉輪為5葉片后彎式離心葉輪，葉輪通過(guò)鍵與葉輪螺母固定在泵軸頂端處，旋殼與驅(qū)動(dòng)盤(pán)用螺栓剛性鏈接，驅(qū)動(dòng)盤(pán)與軸用鍵徑向定位，旋殼與葉輪同步變轉(zhuǎn)速水力特性曲線如圖2所示.

圖2 旋噴泵變轉(zhuǎn)速水力特性曲線

由圖2可見(jiàn)，轉(zhuǎn)速對(duì)旋噴泵水力特性影響明顯.圖2a中，揚(yáng)程曲線隨轉(zhuǎn)速升高以相似拋物線狀上升.同一轉(zhuǎn)速時(shí)，揚(yáng)程隨流量的增大而降低，對(duì)于葉片后彎式離心葉輪，摩擦損失與流量的平方成正比，沖擊損失與額定流量偏離值的平方成正比，大流量工況有較大的摩擦損失和沖擊損失，揚(yáng)程下降明顯，揚(yáng)程曲線符合后彎式葉輪水力特性.圖2b中，最優(yōu)效率點(diǎn)隨轉(zhuǎn)速增加向大流量工況點(diǎn)偏移，轉(zhuǎn)速越大，效率駝峰曲線越平坦，高效區(qū)范圍越寬，同一轉(zhuǎn)速時(shí)，效率曲線隨流量增加先升高后降低，曲線有最高點(diǎn).泵在變轉(zhuǎn)速工況運(yùn)行時(shí)，輸送不可壓縮介質(zhì)時(shí)流量、揚(yáng)程與轉(zhuǎn)速滿足以下關(guān)系[15]

(1)

式中：np，nm為相似工況點(diǎn)轉(zhuǎn)速，r/min；Qp，Qm為相似工況點(diǎn)流量，m3/h；Hp，Hm為相似工況點(diǎn)揚(yáng)程，m.

以額定轉(zhuǎn)速2 900 r/min最高效率點(diǎn)所得試驗(yàn)參數(shù)為基準(zhǔn)，按照式(1)計(jì)算其他轉(zhuǎn)速下該泵的性能參數(shù)，各工況點(diǎn)流量試驗(yàn)與計(jì)算值最大偏差為3.4%，揚(yáng)程試驗(yàn)與計(jì)算值最大偏差為4.7%.由此認(rèn)為流量與揚(yáng)程在該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)滿足相似換算.變轉(zhuǎn)速試驗(yàn)中最優(yōu)效率基本保持不變，各轉(zhuǎn)速下最優(yōu)效率的最大偏差為3.1%，趨于常數(shù)，這與文獻(xiàn)[16]的研究結(jié)論相吻合.

3 旋殼與葉輪差速試驗(yàn)

當(dāng)葉輪轉(zhuǎn)速一定時(shí)，由于旋殼轉(zhuǎn)速的不同，液體平均旋轉(zhuǎn)角速度將隨旋殼旋轉(zhuǎn)角速度的增大(減小)而增大(減小)，導(dǎo)致旋殼、葉輪與液體角速度偏差各不相同，角速度偏差重新分配了葉輪、旋殼上的圓盤(pán)摩擦損失，從而影響泵內(nèi)部的流動(dòng)狀態(tài).為研究旋殼差速效應(yīng)對(duì)旋噴泵性能的影響，泵流量恒定為7.5 m3/h，葉輪轉(zhuǎn)速記為n1，取2 900 r/min，旋殼轉(zhuǎn)速記為n2,取葉輪轉(zhuǎn)速的0.50，0.75，1.00，1.25，1.50倍.

3.1 計(jì)算模型、網(wǎng)格及邊界條件

以試驗(yàn)泵為對(duì)象，用SolidWorks建立實(shí)體模型，采用ICEM劃分網(wǎng)格，模型泵生成網(wǎng)格總數(shù)為7 911 042，節(jié)點(diǎn)數(shù)為1 561 926.對(duì)模型中的關(guān)鍵部件進(jìn)行局部加密以提高計(jì)算精確度，計(jì)算域和網(wǎng)格如圖3所示，并在額定工況點(diǎn)進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性試驗(yàn)驗(yàn)證.根據(jù)模型特點(diǎn)，為應(yīng)對(duì)旋噴泵中高應(yīng)變率和流線彎曲程度大的流動(dòng)特性，提高模型在大曲率情況下的準(zhǔn)確性，以及避免各向同性渦黏假設(shè)，選擇對(duì)復(fù)雜流動(dòng)有更高預(yù)測(cè)精度的雷諾應(yīng)力RSM linear pressure-strain模型，過(guò)流表面粗糙度均為25 μm，壓力與速度耦合用SIMPLE算法.標(biāo)準(zhǔn)格式壓力亞松弛項(xiàng)，動(dòng)量、湍動(dòng)能、耗散率均為二階迎風(fēng)格式離散差分方程，葉輪進(jìn)口設(shè)置為質(zhì)量流量進(jìn)口，集流管出口設(shè)置為自由出流，無(wú)滑移固壁面假設(shè)，標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法邊界條件應(yīng)用Fluent 16.0進(jìn)行定常數(shù)值計(jì)算.

圖3 旋噴泵計(jì)算域與局部網(wǎng)格

3.2 差速試驗(yàn)對(duì)液體壓力與切速度影響

為測(cè)試腔內(nèi)液體壓力，旋殼內(nèi)部安裝一測(cè)壓管，測(cè)壓管和集流管呈180°對(duì)稱(chēng)布置，如圖4所示.

圖4 旋殼上的集流管與測(cè)壓管

測(cè)壓管上設(shè)有7個(gè)測(cè)壓孔，測(cè)壓孔中心距泵軸心線的半徑分別為72.0，82.5，93.0，103.5，114.0，124.5，135.0 mm，采用1個(gè)測(cè)壓孔開(kāi)放、6個(gè)測(cè)壓孔封閉的方式來(lái)讀取腔內(nèi)壓力.模型選取過(guò)集流管進(jìn)口中心點(diǎn)且垂直于泵軸中心線的特征軸截面Z1Z2，特征軸截面Z1Z2與試驗(yàn)泵集流管進(jìn)口中截面相對(duì)應(yīng)，以便測(cè)壓點(diǎn)與數(shù)值計(jì)算位置坐標(biāo)相吻合，使結(jié)果更具有對(duì)比性，在該軸截面上取3個(gè)極半徑，記為θ1，θ2，θ3，把整個(gè)流動(dòng)域從沿集流管尾流方向分成3個(gè)區(qū)域來(lái)研究，任2個(gè)極半徑夾角為120°，用于試驗(yàn)和數(shù)值計(jì)算結(jié)果分析，如圖5所示.

圖5 特征軸截面與極半徑

數(shù)值收斂后在每個(gè)極半徑上等距離提取30個(gè)液體壓力p與切向速度vθ數(shù)據(jù)，計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示，圖中r為測(cè)壓點(diǎn)距泵軸心線的半徑，m；r2為葉輪出口半徑，r2=0.121 m；r/r2為相對(duì)半徑.

圖6 泵腔液體壓力與切速度分布

葉輪與旋殼的共同作用引起旋殼內(nèi)部液體切速度與壓力上升，液體平均能量增加.圖6中同一旋殼轉(zhuǎn)速下，θ1和θ2壓力、切向速度平均值基本相同，θ3比θ1和θ2壓力平均值約高2.0%，θ3比θ1和θ2切向速度平均值約低1.5%，腔內(nèi)高速液體在集流管進(jìn)口及擴(kuò)散段聚集碰撞引起θ3區(qū)域液體切速度下降，局部壓力上升，說(shuō)明集流管對(duì)腔內(nèi)液體流動(dòng)狀態(tài)有微弱影響.圖6b中，n2=2 900 r/min，相對(duì)半徑r/r2=0.60，0.68，0.77，0.86，0.94，1.03，1.12時(shí)，壓力試驗(yàn)值為391，444，502，567，634，721，825 kPa，模擬值為367 396，423 985，485 780，551 976，621 610，693 440和792 308 Pa，最大相對(duì)誤差為6.0%，結(jié)果具有一定的可信度.同一相對(duì)半徑，r/r2<1(r2=121 mm)區(qū)域，旋殼轉(zhuǎn)速越高，液體壓力越低；r/r2>1區(qū)域，旋殼轉(zhuǎn)速越高，液體壓力越高，液體分子在旋殼內(nèi)壁面拖拽下做旋轉(zhuǎn)剪切運(yùn)動(dòng)，附面層液體受旋殼高速旋轉(zhuǎn)影響切向速度增加，壓力梯度上升，引起旋殼邊界區(qū)壓力升高，湍流核心區(qū)壓力降低，曲線斜率增加，交于r/r2=1.0附近.各旋殼轉(zhuǎn)速下壓力曲線以類(lèi)拋物線形狀呈現(xiàn)上升趨勢(shì)，這與旋殼效應(yīng)的本質(zhì)相吻合，旋殼繞軸線等角速度旋轉(zhuǎn)誘導(dǎo)出流體的流線是一組同心圓，該同心圓在流場(chǎng)中各點(diǎn)壓力、圓周切速度是半徑的函數(shù).而且旋殼效應(yīng)引起的壓力增大和半徑有關(guān)，當(dāng)半徑增大時(shí)，旋殼旋轉(zhuǎn)效應(yīng)隨之增大，液體受到的壓力也隨之增大，拋物線形狀愈加明顯.圖6a，6c壓力曲線分布規(guī)律和圖6b類(lèi)似.圖6e中，旋殼邊界區(qū)液體高速旋轉(zhuǎn)形成強(qiáng)制渦流運(yùn)動(dòng)，同一相對(duì)半徑旋殼速度越快，液體切速度越快.當(dāng)0.51.1)速度分布分化嚴(yán)重，n2>2 175 r/min，旋殼高于液體轉(zhuǎn)速引起附面層動(dòng)能增加，速度上升.n2<2 175 r/min，旋殼轉(zhuǎn)速滯后于液體，附面層液體受旋殼圓盤(pán)損失影響動(dòng)能降低，速度下降，該速度滑移由附面層向流動(dòng)中心區(qū)傳遞，使得中心區(qū)液體旋轉(zhuǎn)角速度下降.n2=2 175 r/min，旋殼與液體接近同步，旋殼對(duì)邊界區(qū)液體切向速度影響不明顯，圖6d，6f切速度曲線分布規(guī)律和圖6e相同.由此可見(jiàn)，葉輪轉(zhuǎn)速一定時(shí)，旋殼轉(zhuǎn)速與內(nèi)部液體切速度大小成正比關(guān)系，固定壁面處，邊壁阻力導(dǎo)致液體能量衰減引起液體切速度降低，旋轉(zhuǎn)壁面處，旋殼與液體角速度偏離對(duì)液體切速度起到加速或抑制作用.

3.3 差速試驗(yàn)對(duì)液體湍流動(dòng)能影響

不同旋殼轉(zhuǎn)速下泵腔內(nèi)部湍流分布如圖7所示.

圖7 特征軸截面湍流動(dòng)能分布

圖7中，同一旋殼轉(zhuǎn)速下，集流管的進(jìn)口和尾渦區(qū)域湍流動(dòng)能數(shù)值普遍較高，集流管進(jìn)口、內(nèi)部能量損失大，這和文獻(xiàn)[13]的研究結(jié)論一致.靠近葉輪進(jìn)口固柱段與旋殼內(nèi)側(cè)固壁邊界處湍流動(dòng)能較低，流動(dòng)中心區(qū)域液體受集流管鈍體繞流影響劇烈，該區(qū)域液體湍流動(dòng)能較大，流場(chǎng)穩(wěn)定性較差，出現(xiàn)強(qiáng)湍動(dòng)區(qū)域，分布范圍廣，湍動(dòng)現(xiàn)象擴(kuò)散至整個(gè)轉(zhuǎn)子腔，液體能量在小尺度湍流脈動(dòng)中耗散殆盡.不同旋殼轉(zhuǎn)速下，旋殼轉(zhuǎn)速對(duì)腔內(nèi)液體湍流動(dòng)能具有決定作用，旋殼轉(zhuǎn)速越高，液體湍流動(dòng)能越大，沿相對(duì)半徑分布均勻性越差，n2=1 450，2 175，2 900，3 625，4 350 r/min時(shí)，在每個(gè)轉(zhuǎn)速下的θ1，θ2，θ3極半徑等距取30個(gè)湍動(dòng)能離散數(shù)據(jù)，其均值分別為2.09，2.93，3.76，6.29，8.65 m2/s2，說(shuō)明較低的旋殼轉(zhuǎn)速下泵腔內(nèi)部湍動(dòng)較小，流動(dòng)更為穩(wěn)定.

3.4 差速試驗(yàn)下旋殼內(nèi)液體流線分布

差速試驗(yàn)下θ2軸截面流線分布如圖8所示，速度云圖場(chǎng)為各旋殼轉(zhuǎn)速下徑向速度和切向速度的合成速度.

圖8 泵腔內(nèi)θ2軸截面流線分布

旋殼、葉輪與液體轉(zhuǎn)速差增加了腔體內(nèi)部回流強(qiáng)度，旋渦渦心位置及形態(tài)與旋殼轉(zhuǎn)速有直接關(guān)系.圖8a中，渦對(duì)1位于葉輪出口位置，渦對(duì)2位于左下角，渦對(duì)1，2渦心位置處于同一豎直線上，邊界區(qū)渦動(dòng)強(qiáng)烈，中心區(qū)流線順滑.圖8b中，旋殼轉(zhuǎn)速增大為2 175 r/min，此時(shí)旋殼與液體旋轉(zhuǎn)角速度接近，渦對(duì)1減小，渦對(duì)2向軸心位置移動(dòng)，擾動(dòng)區(qū)域增大，流動(dòng)穩(wěn)定區(qū)域減小.圖8c中，旋殼轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，渦對(duì)1再次出現(xiàn)，渦心遠(yuǎn)離，左上渦強(qiáng)度大，左中渦微小，渦對(duì)2繼續(xù)向軸心位置移動(dòng)，旋渦強(qiáng)度加劇.圖8d中，渦對(duì)1出現(xiàn)渦心分離，左上渦緊密，左中渦松散，渦對(duì)2逐漸遠(yuǎn)離旋殼外環(huán)面，到達(dá)流動(dòng)中心區(qū).圖8e中，渦對(duì)1，2均呈傾斜帶狀旋渦形態(tài)，但影響因素不同，渦對(duì)1受葉輪出口液體沖擊影響，渦心連線向左傾斜，渦對(duì)2由于旋殼壁面轉(zhuǎn)速高，葉輪前蓋板轉(zhuǎn)速低，渦心連線向右傾斜.綜合而言，受葉輪與旋殼差速擾動(dòng)影響，在此過(guò)程中渦的大小、形態(tài)、渦心位置隨旋殼轉(zhuǎn)速不斷變化.旋渦主要位于葉輪出口與旋殼中心區(qū)，隨著旋殼轉(zhuǎn)速的增加，旋殼邊界渦沿徑向推移最終到達(dá)流動(dòng)中心區(qū)，葉輪出口渦經(jīng)歷了減弱、渦心分離、增強(qiáng)等一系列過(guò)程.

3.5 差速試驗(yàn)對(duì)泵外特性的影響

差速試驗(yàn)下各工況點(diǎn)揚(yáng)程與效率的水力特性曲線如圖9所示,圖中Ω為旋轉(zhuǎn)系數(shù).

圖9 旋噴泵水力特性曲線

由圖9可見(jiàn)，葉輪轉(zhuǎn)速恒定時(shí)，旋噴泵的揚(yáng)程與旋殼轉(zhuǎn)速成正比.集流管進(jìn)口位于相對(duì)半徑r/r2>1.0范圍內(nèi)，旋殼轉(zhuǎn)速增加引起該區(qū)域液體切向速度、壓力增加，液體平均能量上升，旋噴泵揚(yáng)程上升，與圖6計(jì)算結(jié)果相對(duì)應(yīng).效率曲線在旋殼旋轉(zhuǎn)系數(shù)0.75位置有最大值為26.9%，比旋轉(zhuǎn)系數(shù)為1.0的額定工況高1.4%.之后效率隨旋殼轉(zhuǎn)速的增加而降低.張紅霞[17]與唐蓮花[18]通過(guò)旋噴泵內(nèi)流場(chǎng)研究發(fā)現(xiàn)腔內(nèi)流體旋轉(zhuǎn)符合剛性運(yùn)動(dòng)規(guī)律，其液體旋轉(zhuǎn)角速度是葉輪與旋殼同步旋轉(zhuǎn)角速度的0.78倍，說(shuō)明旋噴泵中圓盤(pán)摩擦損失依然存在.劉厚林等[19]研究表明泵的比轉(zhuǎn)數(shù)小于30時(shí)，圓盤(pán)摩擦損失約占軸功率的一半以上.董瑋等[20]指出圓盤(pán)摩擦損失與葉輪和液體介質(zhì)旋轉(zhuǎn)角速度的偏差成正比.當(dāng)旋殼旋轉(zhuǎn)角速度小于葉輪旋轉(zhuǎn)角速度時(shí)，旋殼與腔體內(nèi)部液體旋轉(zhuǎn)角速度較為接近，總圓盤(pán)摩擦損失減小，旋噴泵效率有一定提高，當(dāng)旋殼旋轉(zhuǎn)角速度大于葉輪旋轉(zhuǎn)角速度時(shí)，旋殼與腔內(nèi)液體旋轉(zhuǎn)角速度偏差變大，總圓盤(pán)摩擦損失變大，泵效率有所下降.綜合而言，旋殼轉(zhuǎn)速的升高能夠提高旋噴泵的揚(yáng)程，但這種由內(nèi)壁面帶動(dòng)液體快速旋轉(zhuǎn)以增加液體能量的方式最終導(dǎo)致能量轉(zhuǎn)化率下降，泵效率降低，旋殼轉(zhuǎn)速在一定范圍內(nèi)的降低，有利于泵效率的提高.

4 結(jié) 論

采用試驗(yàn)和數(shù)值計(jì)算相結(jié)合的方法，對(duì)試驗(yàn)泵變轉(zhuǎn)速、差速性能研究，得出以下結(jié)論.

1) 該試驗(yàn)泵變轉(zhuǎn)速試驗(yàn)中流量與揚(yáng)程符合相似定律，各轉(zhuǎn)速下最優(yōu)效率的最大偏差為3.1%，基本保持不變，趨于常數(shù).

2) 差速試驗(yàn)內(nèi)部流場(chǎng)分析表明，葉輪轉(zhuǎn)速恒定，旋殼轉(zhuǎn)速升高可以增加旋殼內(nèi)液體壓力梯度.rr2區(qū)域液體壓力與旋殼轉(zhuǎn)速成正比.固定壁面處，邊壁阻力導(dǎo)致液體能量衰減引起液體切速度降低，旋轉(zhuǎn)壁面處，旋殼與液體角速度偏離對(duì)液體切速度起到加速或抑制作用.

3) 受葉輪與旋殼差速擾動(dòng)影響，集流管的進(jìn)口和尾渦區(qū)域湍流動(dòng)能數(shù)值普遍較高，該區(qū)域能量損失大，泵腔內(nèi)部流動(dòng)在較低的旋殼轉(zhuǎn)速下會(huì)更為穩(wěn)定.旋渦主要位于葉輪出口與旋殼中心區(qū)，隨著旋殼轉(zhuǎn)速的增加，旋殼邊界渦沿徑向推移，最終到達(dá)流動(dòng)中心區(qū)，葉輪出口渦經(jīng)歷了減弱、渦心分離和增強(qiáng)的一系列過(guò)程.

4) 旋殼轉(zhuǎn)速的升高能夠提高旋噴泵的揚(yáng)程，但由內(nèi)壁面帶動(dòng)液體快速旋轉(zhuǎn)以增加液體能量的方式最終導(dǎo)致能量轉(zhuǎn)化率下降，泵效率降低.旋殼轉(zhuǎn)速在一定范圍內(nèi)的降低，能夠減小圓盤(pán)摩擦損失，有利于能源的高效利用，提高泵效率，該泵試驗(yàn)范圍內(nèi)最優(yōu)旋殼與葉輪轉(zhuǎn)速比為0.75.