駝峰區(qū)內(nèi)混流式噴水推進泵失速狀態(tài)判別研究

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(1.江蘇大學流體機械工程技術研究中心，江蘇鎮(zhèn)江，212013；2.江蘇大學鎮(zhèn)江流體工程裝備技術研究院，江蘇鎮(zhèn)江，212009；3.南通大學機械工程學院，江蘇南通，226019)

混流泵以其流量大、效率高、抗汽蝕性能好等優(yōu)點，廣泛應用于船舶、農(nóng)業(yè)、水利、電力等行業(yè)[1-2]，已成為船舶噴水推進、大型水利工程、海水淡化系統(tǒng)、抽水蓄能、核電和火電循環(huán)水系統(tǒng)的關鍵部件之一[3-4]。作為船舶推進、核電等重大戰(zhàn)略項目中的單元動力設備，其性能和穩(wěn)定性極為重要[5]。將導葉出口進一步收窄而演化出的包括葉輪、導葉、噴口等部件的混流泵已廣泛應用于船舶噴水推進領域，并均具抗汽蝕性能強、效率平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點[6-8]。隨著應用領域的不斷擴大，混流泵經(jīng)常在部分負荷工況下運行。部分負荷工況下的不穩(wěn)定流動不僅影響混流泵的性能，而且容易引起旋轉(zhuǎn)失速現(xiàn)象，危及機組的安全穩(wěn)定運行[9]。旋轉(zhuǎn)失速是泵在部分負載條件下運行時出現(xiàn)的不穩(wěn)定流動特性[10]，不僅會造成很大的能量損失[11]，還會惡化泵內(nèi)流場，誘導產(chǎn)生流激噪聲，甚至威脅到轉(zhuǎn)子葉片的使用壽命，損壞葉輪葉片[12]。據(jù)EMMONS 等[13]提出的經(jīng)典理論，由于受到周向不均勻擾動，葉輪流道受到旋轉(zhuǎn)失速的影響。隨著流動分離的加劇，流道內(nèi)會形成失速渦并堵塞流動通道。不穩(wěn)定流動引起的能量耗散往往導致泵性能曲線在0.3Qdes和0.7Qdes之間出現(xiàn)駝峰區(qū)，這也是判斷失速是否發(fā)生的標準之一[14]。不僅混流泵在部分負荷條件下容易發(fā)生旋轉(zhuǎn)失速，而且葉片泵、水輪機、風機、壓縮機等幾乎所有旋轉(zhuǎn)機械在非設計工況下都容易發(fā)生旋轉(zhuǎn)失速，甚至產(chǎn)生喘振，嚴重危及機組安全。旋轉(zhuǎn)機械在部分負荷工況下廣泛存在旋轉(zhuǎn)機械，嚴重影響旋轉(zhuǎn)機械在工作區(qū)域的穩(wěn)定運行，造成流動不穩(wěn)定、能量耗散、振動強化等現(xiàn)象，甚至會出現(xiàn)喘振等現(xiàn)象，嚴重危害機組安全穩(wěn)定運行[15]，因此，有必要對旋轉(zhuǎn)失速機制展開研究。目前，許多學者對旋轉(zhuǎn)機械在失速狀態(tài)下的內(nèi)部流場進行了深入研究，討論了旋轉(zhuǎn)失速的原因，分析了失速工況下的內(nèi)流特性。CIOCAN等[16]提出了導葉中渦流與駝峰區(qū)有著直接關聯(lián)。YE 等[17]分析了離心泵在部分負荷條件下的流動不穩(wěn)定性，指出葉輪出口存在較大渦流。ZHOU等[18]采用大渦模擬和動態(tài)混合非線性模型，發(fā)現(xiàn)失速核率先出現(xiàn)于葉輪葉片吸力面?zhèn)?，并呈現(xiàn)出生長、脫落、合并和衰退的過程。由于旋轉(zhuǎn)機械種類、輸送介質(zhì)存在差異性，目前主要存在葉輪失速與導葉失速2類[19]。但針對常規(guī)葉片泵，人們主要對葉輪中的旋轉(zhuǎn)失速進行研究[20-21]。葉片泵中旋轉(zhuǎn)失速發(fā)生時通常定義駝峰區(qū)揚程最高點為臨界失速工況，揚程最低點為深度失速工況[22]，但此種情況只適用于駝峰區(qū)區(qū)間較窄且揚程單調(diào)下降情形。但部分葉片泵駝峰區(qū)區(qū)間不僅橫跨整個小流量區(qū)間，而且駝峰區(qū)揚程并不呈現(xiàn)直線下降情形，因此，有必要基于流動特性、過流參數(shù)對近失速工況下葉片泵失速狀態(tài)進行判定，明確旋轉(zhuǎn)失速影響區(qū)間。LI等[23]針對一導葉式混流泵的瞬態(tài)失速流動特性進行了研究，基于失速工況下壓力脈動及瞬態(tài)流動特性，總結了初始失速工況下旋轉(zhuǎn)失速周向傳播過程及傳播機制。本文作者利用RNGk-ε湍流模型對混流式噴水推進泵進行數(shù)值模擬，明確混流式噴水推進泵駝峰區(qū)區(qū)間擴大的誘因，確定駝峰區(qū)各工況下的失速狀態(tài)，并基于渦動力學對失速渦結構、位置、尺度進行捕捉。

1 計算模型及仿真方法

1.1 數(shù)值計算模型

圖1所示為混流式噴水推進泵的三維數(shù)值模擬模型。其設計參數(shù)為：流量Q=500 m3/h，揚程H=32 m，轉(zhuǎn)速n=4 500 r/min，比轉(zhuǎn)速ns=453?；炝魇絿娝七M泵的所有部件包括進口管、葉輪、導葉、噴口，均采用Pro/E軟件三維建模，然后組裝在一起。混流式噴水推進泵具體設計參數(shù)見表1。

圖1 混流式噴水推進泵三維模型Fig.1 Three-dimensional model of mixed-flow water jet pump

1.2 網(wǎng)格劃分

整個計算域分為4部分，如圖2所示。除葉輪部件設置為旋轉(zhuǎn)域外，其他部件設置為靜止域。葉輪截面兩側被視為滑移截面，連接相鄰區(qū)域。由于網(wǎng)格質(zhì)量直接關系到仿真結果的準確性，因此，采用改進的六面體網(wǎng)格，并對葉片葉頂區(qū)域進行網(wǎng)格加密。進水管、噴口采用O型拓撲結構，葉輪和導葉的網(wǎng)格生成分別采用J/O拓撲結構和H/O拓撲結構，流道采用周期陣列形式。計算網(wǎng)格和邊界層的精細網(wǎng)格如圖2所示。通過在邊界層布置10 個節(jié)點，采用自動近壁面處理來適應RNGk-ε湍流模型，圖3所示為葉輪葉片壁面的壁面率y+分布特性。其中，x/c為弦長系數(shù)。x/c=0時，代表葉片前緣；x/c=1 時，代表葉片尾緣。從圖3可見：葉片壁面y+一般小于30，在額定工況下，葉頂區(qū)域y+平均為15.32，最大值為21.62，滿足湍流模型對近壁面y+的要求。在拓撲結構、節(jié)點位置不變前提下，改變節(jié)點數(shù)對混流式噴水推進泵模型段網(wǎng)格無關性進行研究。當全局網(wǎng)格數(shù)量接近451 萬時，揚程、效率等特性變化極小，相對誤差在±1%以內(nèi)，滿足網(wǎng)格無關性要求。

表1 混流式噴水推進泵幾何參數(shù)Table1 Geometric parameters of mixed-flow water pump

1.3 湍流模型及邊界條件

將裝配好的計算域?qū)隒FD 軟件ANSYSCFX17.1 進行仿真。以N-S方程為基本控制方程，選取RNGk-ε湍流模型，采用有限體積法以及全隱式耦合算法進行離散。根據(jù)所研究的混流式噴水推進泵的運行工況，確定其邊界條件、速度進口及自由出流。采用多旋轉(zhuǎn)坐標系法描述葉輪橫截面的動態(tài)界面，并假定無滑移壁面條件。采用自動壁面函數(shù)計算壁面附近的湍流能量和湍流分辨頻率。對流項采用高分辨率格式，擴散項采用中心差分格式；對于瞬變項，采用非定常二階隱式時間積分方法。

圖2 計算域及網(wǎng)格劃分Fig.2 Computing domain and grid division

圖3 葉輪y+分布特性Fig.3 y+distribution characteristics of impeller

2 結果與分析

2.1 能量性能特性分析

本文基于ANSYS-CFX 計算軟件，采用RNGk-ε湍流模型對混流式噴水推進泵進行數(shù)值計算。圖4所示為混流式噴水推進泵的水力性能特性，圖5所示為揚程效率特性曲線的局部放大圖。圖5中所展示的流量區(qū)間為0.34Qdes～0.68Qdes。從圖4能量性能曲線可知：額定工況下模擬揚程為35.3 m，略高于設計揚程；當0.8Qdes>Q>0.3Qdes時，揚程曲線呈現(xiàn)駝峰區(qū)特性，表明噴泵在該區(qū)間內(nèi)呈現(xiàn)旋轉(zhuǎn)失速現(xiàn)象；當0.68Qdes>Q>0.57Qdes時，揚程曲線基本保持水平，揚程隨著流量減小而緩慢增大，定義為區(qū)間Ⅰ，揚程上揚值ΔHⅠ=2 m；當0.57Qdes>Q>0.51Qdes時，揚程曲線呈現(xiàn)了波動性小幅下降特性，定義為區(qū)間Ⅱ，揚程下降值ΔHⅡ=1.04 m；當0.51Qdes>Q>0.49Qdes時，揚程性能曲線呈陡降趨勢，在間隔如此小的區(qū)間中揚程下降值達到4.36 m，由于失速堵塞效應而造成的能量耗散情況達到頂點，定義該區(qū)間為區(qū)間Ⅲ；當0.49Qdes>Q>0.4Qdes時，混流泵揚程呈小幅度波動，并基本維持在一個平穩(wěn)值，定義該區(qū)間為區(qū)間Ⅳ；當Q＜0.4Qdes，混流泵在逐漸擺脫旋轉(zhuǎn)失速效應的影響后，揚程呈現(xiàn)直線上升現(xiàn)象，定義該區(qū)間為區(qū)間Ⅴ。

圖4 混流式噴水推進泵性能特性曲線Fig.4 Performance characteristic curve of mixed-flow water jet pump

圖5 性能特性曲線局部放大圖Fig.5 Partial enlarged drawing of performance characteristic curve

當混流泵在大流量工況下流量逐漸減小逐步步入失速工況時，由于攻角激增而產(chǎn)生的流動分離現(xiàn)象會大規(guī)模出現(xiàn)在葉輪流道中，流動分離所出現(xiàn)的渦流會阻塞流道，造成能量耗散、揚程損失和效率下降。因此，本文計算并統(tǒng)計了混流泵在不同流量跨距下效率的下降斜率kη，如圖5所示。效率下降斜率kη的計算公式如下：

式中：ηm和ηn分別為區(qū)間中最大、最小流量點所對應的效率；Qm和Qn分別為區(qū)間中最大、最小流量。kη越高，效率下降速率越快。

由圖5可知：當揚程曲線呈現(xiàn)正斜率特性時，效率下降斜率kη顯著增加。尤其體現(xiàn)在區(qū)間Ⅲ(0.49Qdes～0.51Qdes)，kη達到了0.446，遠大于揚程負斜率特性區(qū)間。因此，伴隨著混流泵步入失速工況，旋轉(zhuǎn)失速引起的流道堵塞、能量耗散效應不僅使泵揚程急劇下降，而且泵效率下降幅度較大。

在駝峰區(qū)內(nèi)，揚程最高點所處流量為0.57Qdes，揚程最低點的流量則為0.45Qdes，其中駝峰區(qū)揚程下降極值為ΔH=5.62 m。相較于常規(guī)混流泵，混流式噴水推進泵由于受幾何結構與轉(zhuǎn)速的影響，駝峰區(qū)區(qū)間進一步擴大。由于旋轉(zhuǎn)失速所誘發(fā)的揚程下降值進一步擴大，駝峰區(qū)揚程變化過程更加復雜。因此，需要通過近失速工況下泵內(nèi)流動特性及相對應過流品質(zhì)、過流參數(shù)進行進一步判別駝峰區(qū)內(nèi)各工況所處失速狀態(tài)。

2.2 駝峰區(qū)軸面速度分布

軸面速度反映葉片泵的過流能力，本文基于圓柱層無關性假設，以混流式噴水推進泵速度梯度方程為基礎，軸面速度計算公式如下：

式中：ω為角速度，rad/s；rt為葉片半徑，mm；rh為輪轂半徑，mm；Γ(r)為葉片環(huán)量，

w∞(r)為各流面葉片相對速度；l(r)為各流面葉片弦長。

由于軸面速度vm為速度矢量，其數(shù)值始終為正值，無法顯示其流向，因此，本文將軸面速度依據(jù)XYZ方向進行拆分，并統(tǒng)計vm_aixal(即軸面速度軸向分量)。圖6(a)所示為葉片泵軸面投影示意圖，定義XBA為葉片泵軸面投影圖過流斷面位置，并定義XBA=0 為葉輪進流面，XBA=1 為葉輪出流面，XBA=0.25 為葉片前緣，XBA=0.75 為葉片后緣。圖6(b)，(c)和(d)所示分別為混流式噴水推進泵葉片前緣、中截面和后緣的軸面速度軸向分量分布。

葉片前緣(XBA=0.25)的軸面速度分布往往能反映混流式噴水推進泵的進流流態(tài)。由圖6(a)可知：在混流泵葉片前緣，vm_axial在各工況下都保持從輪轂至輪緣先增大后減小的趨勢，同時，軸面速度軸向分量衰減葉高位置隨著流量減小而減小，在額定工況下，軸面速度軸向分量衰減位置位于0.9Sspan(Sspan為葉片泵回轉(zhuǎn)截面所處葉高位置)，而在0.45Qdes其衰減位置位于0.14Sspan。同時觀察近失速工況下葉片前緣軸面速度分布，在0.33Sspan以下，流量與軸面速度軸向分量呈反比關系。軸面速度軸向分量的分布往往與進流面流態(tài)相關。圖7所示為不同工況下葉輪出口截面速度流線圖。由圖7可知：在近失速工況下，葉片前緣壓力面?zhèn)鹊牧鲃臃蛛x情況隨著流量的減小而減小，在0.45Qdes時葉片前緣基本沒有呈現(xiàn)流動分離特性。而在輪緣區(qū)域，0.45Qdes下軸面速度軸向分量率先出現(xiàn)負值，表明泵進流面出現(xiàn)回流特性，而軸面速度軸向分量發(fā)生轉(zhuǎn)捩變化的葉高位置也隨著流量的增大而增大。

而對于葉輪中部截面(XBA=0.5)，其軸面速度分布特性與葉片前緣的速度分布基本一致。駝峰區(qū)間輪轂側軸面速度分布與葉片前緣分布保持一致，隨著流量減小，流動分離減弱。而在輪緣側(0.65Sspan以上)，軸面速度軸向分量隨著流量減小而減小，其中在0.45Qdes下，由于失速渦的嚴重堵塞效應在0.77Sspan先出現(xiàn)回流，輪緣區(qū)回流現(xiàn)象是駝峰區(qū)內(nèi)最嚴重的。

圖6 不同截面位置下混流泵軸面速度軸向分量分布特性Fig.6 Distribution characteristics of axial component of meridional velocity of mixed-flow water jet pump at different cross-sections

圖7 不同工況下葉輪出口截面速度流線圖Fig.7 Velocity streamline diagram of impeller outlet section under different working conditions

觀察葉片后緣(XBA=0.75)軸面速度軸向分量分布特性，額定工況下后緣軸面速度并無出現(xiàn)負值，表明葉輪并無回流特性。而在近失速工況下，葉片后緣軸面速度軸向分量呈現(xiàn)大范圍負值，回流現(xiàn)象極為嚴重，同時，流態(tài)轉(zhuǎn)捩(流動方向改變)時，葉高位置也隨著流量減小進一步提高，在0.45Qdes下轉(zhuǎn)捩葉高達到0.8Sspan以上。這是由于小流量工況下流道壓力梯度過小而導致的逆流現(xiàn)象，如圖8所示；同時，來自導葉中的回流也使出流流態(tài)性能進一步劣化。

綜上所述，在葉輪進流面流動分離、出流面回流、旋轉(zhuǎn)失速的綜合作用下，混流式噴水推進泵的駝峰區(qū)進一步加大，區(qū)間為0.3Qdes～0.8Qdes。駝峰區(qū)內(nèi)揚程并不呈現(xiàn)單調(diào)變化，同時，在失速工況下，葉輪流道的流動特性往往呈現(xiàn)非均勻分布，而軸面速度無法進一步反應，因而，有必要通過觀察其內(nèi)流特性進行判別。

2.3 不同工況下非穩(wěn)定流

在失速工況下，主流往往受到周向不均勻擾動影響，易在流道中出現(xiàn)失速渦團，堵塞流道。為了清楚表示各流道流動情況及失速渦具體位置，截取不同工況下葉輪出口截面速度流線圖以及壓力云圖，如圖7和圖8所示，其中圖8所示壓力云圖中額定工況下的標尺與其余工況下的不同。由圖7可知：相比設計流量點，小流量工況下葉輪內(nèi)部流態(tài)發(fā)生畸變；隨著流量減小，葉片進口沖角增大，液流易在葉片進口發(fā)生流動分離，使葉片進口壓力面?zhèn)刃纬刹煌叨鹊臏u旋；同時，在小流量工況下，流道出口易發(fā)生流動畸變，其中0.51Qdes下葉輪出口流線僅出現(xiàn)輕微畸變；而在0.50Qdes下，流道1出口吸力面?zhèn)瘸霈F(xiàn)旋渦結構，渦流所占據(jù)的區(qū)域流速變得最低，并且堵塞流道；逆時針相鄰流道4出口處流線相較于流道1畸變程度較輕，渦旋尺度比流道1的小。流道3出口流線畸變程度與0.51Qdes時相比進一步加劇，并有匯聚形成旋渦的趨勢。隨著流量進一步減小，4個流道出口都存在較大尺度的渦旋，各流道均存在不同程度的堵塞效應，這種堵塞導致了更高的湍流耗散，造成更高的能量損失，從而致使揚程出現(xiàn)驟降。由圖7還可知：在0.51Qdes～0.57Qdes區(qū)間內(nèi)，葉輪流道出口并不存在大面積渦旋，而進口沖角激增使前緣流動分離和葉片后緣大規(guī)?；亓鳎@是導致?lián)P程呈現(xiàn)小幅下降的根本原因。這段區(qū)間內(nèi)葉輪流道并未受到失速渦堵塞效應的影響。而隨著流量進一步減小，失速渦團的產(chǎn)生而造成的能量耗散成為揚程下降的主要誘因。0.5Qdes流道出口由失速渦旋所致；而伴隨著流量進一步減小，0.49Qdes下各個流道內(nèi)都出現(xiàn)了不同程度的失速渦旋，也標志著混流式噴水推進泵步入深度失速狀態(tài)。

圖8 不同工況下葉輪出口截面壓力云圖Fig.8 Pressure contour of impeller outlet section under different working conditions

失速核的產(chǎn)生往往伴隨著流道內(nèi)壓力驟降，從而改變流道內(nèi)壓力分布。從圖8可知：不同工況下壓力場分布呈現(xiàn)明顯差異，并集中體現(xiàn)在低壓區(qū)位置分布及壓力梯度的變化過程中；在初始失速工況下(0.5Qdes)，流道1 下游出現(xiàn)了一個極低壓區(qū)，低壓區(qū)位置與圖7所示的渦旋位置基本一致，可以判定低壓區(qū)位置代表失速渦核所處位置；同時，4 個流道的壓力分布情況呈現(xiàn)明顯的差異性，低壓區(qū)僅僅出現(xiàn)在流道1下游，并與前緣低壓區(qū)相匯聚，由前緣至后緣的壓力梯度極低；而逆時針相鄰流道4也呈現(xiàn)類似特性，但并未凝聚形成低壓區(qū)，失速渦核尚未完全形成，這也符合旋轉(zhuǎn)失速傳播方向與葉輪旋向相反的特性。而在深度失速工況下，流道出口雖未形成低壓區(qū)，這是由于失速核數(shù)量、傳播速率進一步增加。4個流道內(nèi)壓力梯度進一步減弱，過流能力也進一步衰退。

2.4 失速渦形態(tài)及流動軌跡

0.5Qdes下流道1 低壓區(qū)所處位置與渦旋位置相對應，并確定為失速渦所處位置。但基于平面的二維流動特性無法反映失速渦的立體結構，因此，需進一步捕捉臨界失速工況下失速渦形態(tài)及渦流軌跡。由于在臨界失速工況下，葉輪流道內(nèi)存在失速核，失速核的周向傳播必然會引起流道內(nèi)壓力驟降。圖9所示為基于壓力的等值面圖來展示失速渦的三維流動形態(tài)，其中壓力p=-160 kPa，代表流道內(nèi)的極低壓區(qū)。從圖9可知：低壓區(qū)所處位置由葉片A后緣位置進一步延展至葉片B進口輪緣區(qū)，低壓區(qū)橫跨在流道1 中，并貫通了前后兩葉片，呈現(xiàn)逐漸向下游流道發(fā)展趨勢，并在葉片B前緣與進流面低壓區(qū)相連接。而低壓區(qū)所裹挾的流體呈螺旋式漩渦結構，進流的高速流體由于低壓區(qū)的堵塞及裹挾效應流速降至最低點，緊緊圍繞在低壓區(qū)周圍。低壓區(qū)所裹挾的流體僅有少量以尾跡流的形式離開葉輪，大部分流體回流至進口段和下一流道。因此，失速渦呈現(xiàn)固結于葉片后緣并呈現(xiàn)向下游葉片延展的流動形態(tài)。

由于低壓區(qū)尺度由葉片A 后緣逐漸減小，因此，在靠近葉片A 后緣位置建立垂直于失速渦的圓面。定義圓面中壓力最低點為渦核位置，作出經(jīng)過渦核的三維流線代表失速渦流體流動軌跡，并引入正則化螺旋度Hn進行染色，進一步分析失速渦所誘導的流體流態(tài)軌跡的流動過程，如圖10所示。正則化螺旋度Hn如下式所示：

式中：w為相對速度，m；Ω為絕對渦量，s-1。

正則化螺旋度為流體速度矢量v與渦量矢量Ω夾角的余弦值，取值范圍為[-1，1]。在渦旋區(qū)域，當速度矢量方向與渦量矢量方向趨于平行時，Hn接近±1。由于主流流向為正方向，當Hn＞0時，表面渦團旋向為逆時針方向；當Hn＜0時，表面渦團旋向為順時針方向。當Hn的正負發(fā)生變化時，F(xiàn)URUKAWA等[24]提出可由此判斷渦旋破裂。

圖9 低壓區(qū)及失速渦旋匹配關系Fig.9 Matching relationship between low pressure region and stall vortex

圖10 失速渦形態(tài)及流動軌跡Fig.10 Stall vortex structure and its flow path

經(jīng)過失速渦渦核的流體首先從葉片前緣流出，受到失速區(qū)極低壓作用的誘導，流動路徑發(fā)生改變，正則化螺旋度符號發(fā)生改變，由逆時針軸向流動轉(zhuǎn)捩為順時針徑向流動，并逐漸受到低壓區(qū)的卷吸效應匯入失速渦團，在經(jīng)歷順時針螺旋式流動后附著在葉片A 后緣吸力面?zhèn)?。隨著附著流體增多，該流動軌跡再次發(fā)生畸變，由順時針螺旋式流動轉(zhuǎn)捩為逆時針軸向回流。而后Hn正負發(fā)生第三次改變，逆時針軸向回流在受到泄漏流的沖擊效應下首先改變?yōu)轫槙r針橫向流動，并有流向流道2的趨勢，而后，又在主流的沖擊下變?yōu)槟鏁r針流動徹底流入流道2。

圖10確定了失速渦渦核位置，利用速度環(huán)量與切向速度為研究方法，可以判斷失速渦尺度。圖11所示為失速渦切向速度vθ在半徑方向的分布，其中切向速度的計算公式為

式中：r為以渦核為圓心的半徑，m；Г為以r為半徑圓面的速度環(huán)量，m2/s。

圖11 基于環(huán)量的失速渦尺度判定Fig.11 Determination of stall vortex scale based on circular rector

隨著圓面半徑進一步擴大，失速渦切向速度進一步增加，當r=0.012 m 時，切向速度趨于平穩(wěn)。由于受混流泵幾何結構限制，圓面半徑無法進一步擴大，因此，失速渦半徑在0.012 m 左右，并無限接近0.012 m。其中葉輪葉片出口寬度為0.048 4 m，因而，旋轉(zhuǎn)失速而引起的漩渦延葉高方向堵塞了近一半流道；而在軸向上，如圖9所示，失速渦貫穿于單個葉輪流道中。

3 結論

1)伴隨著失速在葉輪流道內(nèi)的產(chǎn)生，混流式噴水推進泵揚程、效率皆呈現(xiàn)大幅度下降，能量損失嚴重。在進流面流動分離、回流、旋轉(zhuǎn)失速的綜合作用下，混流式噴水推進泵在0.3Qdes～0.8Qdes揚程曲線都呈現(xiàn)駝峰區(qū)特性。

2)當流道后緣出現(xiàn)大面積渦旋及極低壓區(qū)時，混流泵步入失速狀態(tài)；而隨著流量進一步減小，當四流道內(nèi)都存在不同尺度的渦旋時，多個失速核進一步加劇了葉輪流態(tài)的擾動，混流泵步入深度失速狀態(tài)。

3)在初始失速工況下，失速渦緊附在葉片后緣吸力面?zhèn)龋瑱M跨整個葉輪流道，并有向下游葉片前緣延展趨勢。處于失速狀態(tài)下的來流在受到失速渦的卷吸效應及堵塞作用下，流動路徑出現(xiàn)多次偏折，部分來流在失速渦堵塞效應及泄漏流沖擊的共同作用下，最終流向下游流道。

4)依據(jù)環(huán)量及切向速度判別方法，初始失速工況下失速渦尺度得到確認。在延葉高方向，由旋轉(zhuǎn)失速引起的漩渦堵塞了近一半流道；而在軸向上，失速渦貫穿于單個葉輪流道中。