王升德 姚振強 沈 洪

上海交通大學機械與動力工程學院，上海，200240

0 引言

中國引進的第三代核電AP1000技術(shù)中，主泵采用屏蔽電機泵形式[1]，該屏蔽電機泵屬于浸液轉(zhuǎn)子泵，去除了電機主軸與主管道之間的動密封，直接焊接于核島蒸汽發(fā)生器下部，從原理上避免了放射性介質(zhì)的泄漏，極大提高了核島一回路的安全性。同時，一回路流體被引入屏蔽電機內(nèi)部形成內(nèi)冷循環(huán)，既用于水潤滑軸承供流和冷卻，也用于電機繞組散熱，為核主泵的高效和安全運行提供了保障。

屏蔽泵將水引入屏蔽電機內(nèi)部后，形成了內(nèi)冷回路，該回路流道具有自驅(qū)動雙循環(huán)的特征[2]，其驅(qū)動依靠主軸中部垂直開設(shè)的孔作為輔助葉輪，在旋轉(zhuǎn)離心力的作用下，帶動冷卻水形成上下支路兩個循環(huán)。在上下支路中，屏蔽套間隙與飛輪柱面間隙內(nèi)的流動特點是同心圓柱面間隙內(nèi)壓力差驅(qū)動的軸向流動與內(nèi)圓柱面旋轉(zhuǎn)剪切流動的復合流動，這種流動在屏蔽電機內(nèi)部冷卻回路中長度超過2 m，是屏蔽電機內(nèi)冷回路流動的主要形式。兩種流動的復合使得內(nèi)壁旋轉(zhuǎn)運動對軸向流動造成了顯著影響，給上下支路流量的分配評估(以滿足功能部件的供流冷卻)帶來挑戰(zhàn)。

屏蔽式核主泵的驅(qū)動源為屏蔽電機，屏蔽電機得名于電機線圈上包覆的一層極薄的哈氏合金制作而成的屏蔽套[3]，屏蔽套的存在隔絕了電器元件與腔室介質(zhì)的接觸，減小了不規(guī)則型面帶來的摩擦損失[4-5]。由于電機內(nèi)冷系統(tǒng)與核島一回路相通，內(nèi)部流場壓力超過15.5 MPa，定子屏蔽套由于高壓作用而產(chǎn)生非圓輪廓變形，因此對流場結(jié)構(gòu)和流動阻力都產(chǎn)生了顯著影響。

在已有研究中，針對同心圓柱面間隙環(huán)流軸向流動阻力的研究較為廣泛。YAMADA[6]采用實驗的方法研究了間隙環(huán)流在有限流動參數(shù)下的軸向流阻系數(shù)，并分析了幾何參數(shù)的影響。NOURI等[7]研究了層流和湍流狀態(tài)下，牛頓流體和非牛頓流體在圓柱面間隙內(nèi)的流動，發(fā)現(xiàn)當不同流動參數(shù)滿足羅斯比數(shù)相同時流場狀態(tài)一致，摩擦阻力系數(shù)也相同。KIM等[8-10]測量了不同流動介質(zhì)下間隙環(huán)流軸向壓降的特點，認為旋轉(zhuǎn)壁面引起的泰勒渦造成的能量損耗是壓降改變的主要原因。HASHEMIAN等[11]采用仿真的方法研究了屈服冪律流體在間隙環(huán)流中的壓力損失，結(jié)果表明相比于半徑比，圓柱面的同軸度對壓力損失的影響更大。CHONG等[12-13]對間隙環(huán)流壓力損失進行研究并分析了定轉(zhuǎn)子入口處的端部效應(yīng)，研究表明當流動為層流狀態(tài)時，轉(zhuǎn)動對軸向流動的摩擦因數(shù)幾乎無影響。張磊華等[14]通過實驗與仿真手段，以無內(nèi)壁旋轉(zhuǎn)的間隙環(huán)流軸向流阻公式為基礎(chǔ)建立了有限參數(shù)范圍內(nèi)的基于雙向雷諾數(shù)之比的間隙環(huán)流軸向流阻修正公式。WANG等[15]對大范圍雷諾數(shù)的間隙環(huán)流軸向流阻進行研究，建立了軸向流阻系數(shù)的分段預測模型。

已有研究大部分是將理想圓柱面作為流體邊界，而針對核主泵大型屏蔽電機屏蔽套受高壓內(nèi)冷介質(zhì)作用形成周向周期性變形對軸向流動阻力影響的研究較少。為解決由于屏蔽套變形改變間隙環(huán)流軸向流阻帶來的電機內(nèi)冷循環(huán)流量分配預測難題，本文采用有限元方法分析了定子屏蔽套的輪廓變形形態(tài)，采用計算流體動力學(CFD)的方法研究了變形輪廓對流場狀態(tài)以及流動阻力的影響規(guī)律，建立了屏蔽套非圓輪廓下的間隙環(huán)流軸向流阻預測模型。

1 定子屏蔽套受壓變形輪廓研究

1.1 屏蔽電機結(jié)構(gòu)分析

屏蔽式核主泵電機定轉(zhuǎn)子線圈由屏蔽套包裹，內(nèi)冷水在兩個屏蔽套形成的間隙內(nèi)流動，如圖1所示。內(nèi)冷系統(tǒng)與一回路相通，內(nèi)部流場壓力超過15.5 MPa，由于轉(zhuǎn)子組件硅鋼區(qū)域由完整圓形硅網(wǎng)片疊加而成，屏蔽套和硅鋼片之間無縫隙，因此轉(zhuǎn)子屏蔽套受到良好支撐，在高壓下并不會產(chǎn)生變形。定子屏蔽套采用內(nèi)壓法安裝[16]，為留安裝余量，硅鋼片之間存在間隙，如圖1中局部放大圖所示，線圈繞制完成后需要用壓板材料填充，壓板與定子屏蔽套之間會存在一定的間隙。由于定子硅鋼片在周向有48個槽隙，因此定子屏蔽套的背面支撐存在48個間隙。在核主泵屏蔽電機中，屏蔽套厚度僅為0.41 mm，在高壓作用下，屏蔽套易發(fā)生變形[17]。

圖1 屏蔽電機橫截面示意圖Fig.1 The schematic diagram of the canned motor

1.2 屏蔽套受壓變形計算

為研究定子屏蔽套非圓輪廓對間隙環(huán)流流動的影響規(guī)律，需要掌握壓力作用下屏蔽套形成的輪廓的特點，為此建立了屏蔽套的簡化支撐與受力模型，如圖2所示。

圖2 定子屏蔽套形變計算的幾何模型與邊界條件Fig.2 Model and boundary conditions for simulating deformation of the stator can

圖2中定子屏蔽套厚度為0.41 mm，屏蔽套與繞組壓板之間間隙為0.5 mm。屏蔽套材料為哈氏合金C276，硅鋼材料牌號為47F200[18]，壓板為陶瓷材料。由于硅鋼與陶瓷厚度大，材料本身以及整體結(jié)構(gòu)強度都高于哈氏合金屏蔽套強度，因此忽略陶瓷與硅鋼的差別，認為屏蔽套的支撐完全靠硅鋼支撐，即圖中簡化的硅鋼支撐形狀。

定子硅鋼片四周均布有48個槽隙，因此取1/48的模型進行分析，在圓周方向邊界采用位移約束，大小為0，方向為邊界法向，如圖2中E、F、G、H約束所示；模型軸向屏蔽套與支撐硅鋼各約束一個面的位移，如圖2中C、D所示；為了約束徑向位移，在硅鋼背面施加柱面支撐，如圖2中B所示；流體的內(nèi)壓以15.5 MPa壓力形式施加，施加方向為圓柱面法向，如圖2中A所示。

采用ANSYS-Mechanical模塊對上述模型進行非線性有限元結(jié)構(gòu)靜力學計算，其控制方程為

Ku=F

式中，K為剛度矩陣；u為位移矢量；F為靜力載荷，忽略慣性力和阻尼。

方程迭代采用牛頓-拉弗森方法。計算中，屏蔽套和支撐件均采用Solid 186三維20節(jié)點固體結(jié)構(gòu)單元，表面力載荷通過Surf 154單元施加。屏蔽套的外圓柱面與簡化的硅鋼支撐面之間相抵區(qū)域采用Conta 174單元類型，設(shè)置為無摩擦接觸條件，屏蔽套變形造成節(jié)點接觸時，材料非侵入，而是沿支撐面切向變形，變形過程中忽略接觸面摩擦力的影響。接觸變形的計算采用增強型拉格朗日法，在高斯積分點檢測接觸。

計算結(jié)果如圖3a所示，從圖中可以看出，屏蔽套的最大變形量為0.5 mm，占間隙尺寸的11%。變形區(qū)域較大并貼合支撐面，說明屏蔽套在15.5 MPa壓力作用下以圓角溝槽狀變形，變形由背面支撐結(jié)構(gòu)決定。圖3b和圖3c是實際核主泵屏蔽電機裝配前和測試運行后拆檢時定子屏蔽套的圖片，從圖中可以看出，在電機裝配前，定子屏蔽套外觀光滑無變形，而測試運行一段時間后，出現(xiàn)圖3c所示的明顯溝槽狀變形，與圖3a分析結(jié)果一致。

(b)電機裝配前的定子屏蔽套 (c)實驗后拆檢的定子屏蔽套圖3 定子屏蔽套在高壓水作用下的變形Fig.3 The deformation of the stator can under high water pressure

2 屏蔽套形變對間隙流場的影響

2.1 仿真模型的建立

提取計算的定子屏蔽套形變輪廓作為間隙環(huán)流的外壁面，而無變形的轉(zhuǎn)子屏蔽套輪廓作為間隙環(huán)流的內(nèi)壁面，對間隙流場進行建模，如圖4所示。同時采用相同間隙尺寸的規(guī)則圓柱面間隙作對比分析。

(a)無邊界形變的流體域 (b)有邊界形變的流體域圖4 定子壁面形變前后的定轉(zhuǎn)子間隙流體域Fig.4 The fluid domain with or without stationary boundary deformation

與規(guī)則圓柱面間隙環(huán)流相比，定子壁面發(fā)生形變的間隙環(huán)流流體域在外側(cè)壁面突出一塊，突出的部分為圓角肋狀，由于壓板為平板，因此凸起底部為平面。與圓柱面間隙環(huán)流相比，除了內(nèi)壁面圓柱面半徑ri與外壁面圓柱面半徑ro外，定子壁面變形后流體域的幾何控制參數(shù)多了凸起頂與軸線的距離，用d1表示，則間隙凸起高度Δd=d1-ro。圓弧面與凸起平面之間的過渡接近圓弧，曲率半徑R=0.5 mm。以AP1000屏蔽式核主泵電機間隙作為研究對象，其基本參數(shù)為：ri=291.41 mm，ro=295.91 mm，d1=296.41 mm。由于電機定子硅鋼片槽數(shù)為48，因此所建立的模型圓周方向扇形角度α=7.5°。

2.2 流場的模擬分析

將建立的兩個計算域模型分別導入到ICEM CFD軟件中，采用六面體單元進行網(wǎng)格劃分。基于間隙環(huán)流內(nèi)部流場的固有特性，因旋轉(zhuǎn)剪切存在大的速度梯度，故在徑向上需要對網(wǎng)格進行加密處理以捕捉壁面區(qū)域的速度結(jié)構(gòu)，如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格劃分Fig.5 Mesh generation

仿真采用ANSYS-FLUENT求解器，使用壓力-速度耦合算法進行求解以提高收斂速度?；诓豢蓧嚎s假設(shè)以及穩(wěn)態(tài)連續(xù)性方程和動量方程對流動進行模擬，采用SSTk-w湍流模型封閉N-S方程組。壓強離散格式為PRESTO，是一種適用于體積力作用明顯的二階格式；在動量、湍動能和湍動能耗散率的離散中采用三階MUSCL格式，可以通過減少數(shù)值耗散來提高空間精度；在梯度離散中采用基于最小二乘單元的梯度空間離散化方法，該方法成本較低，是FLUENT求解器中的默認方法。

以上結(jié)合周期性邊界條件以及SSTk-w湍流模型對間隙環(huán)流流場建模仿真的方法，其合理性與有效性已在文獻[15]中得到了充分論證。

湍流模型的流場模擬中計算結(jié)果對網(wǎng)格密度敏感，需要選擇合適的網(wǎng)格數(shù)量，為此對網(wǎng)格敏感性進行了分析。對于規(guī)則圓柱面邊界的間隙環(huán)流計算，在前期工作(文獻[15])中對網(wǎng)格無關(guān)性進行了探討。對于定子邊界發(fā)生形變后的流場計算，以最大形變量為0.5 mm的計算域為例，在流場模擬中，劃分了3套網(wǎng)格，編號分別為Mesh1、Mesh2、Mesh3，網(wǎng)格單元數(shù)量分別為439 638、823 920、1 594 176，采用配置有英特爾i7-6700k和32G內(nèi)存的計算機進行模擬。計算中，內(nèi)壁面轉(zhuǎn)速設(shè)定為1500 r/min，軸向單周期流量選取0.8 kg/s。計算過程中監(jiān)測計算域軸向單位長度壓降，當監(jiān)測量的變化率低于10-4時，認為計算收斂，每一組的計算效率記為每迭代400步花費的時間。

計算完成后，從宏觀和微觀兩個方面對網(wǎng)格密度的影響進行評估。在宏觀方面，選取計算域軸向單位長度軸向沿程壓降和計算效率作為比較對象，如圖6a所示。在微觀方面，選取計算域中心位置沿徑向的速度分布曲線進行比較，如圖6b所示。

由圖6a可以看到，隨著網(wǎng)格數(shù)目的增加，計算得到的沿程壓降數(shù)據(jù)略有增大，其中第2、3套網(wǎng)格Mesh2、Mesh3的結(jié)果差距微小，而計算耗時隨網(wǎng)格數(shù)目增加明顯增加。從圖6b三維圖所示藍線部分沿徑向提取速度數(shù)據(jù)，橫軸為徑向位置，縱軸為速度大小。從圖6b中可以看到，三套網(wǎng)格計算的速度分布曲線形狀一致，從局部放大圖可以看到，采用第1套網(wǎng)格Mesh1計算得到速度分布曲線與第2、3套網(wǎng)格得到的結(jié)果存在明顯差異，而第2、3套網(wǎng)格得到的曲線幾近重合。

基于以上分析認為，對最大形變量0.5 mm的計算域采用第2套網(wǎng)格計算既能夠得到相對準確的模擬結(jié)果，又節(jié)省了計算耗時。對于最大形變量不同的其他計算模型，均采用此方法對網(wǎng)格的適用性進行分析。

(a)沿程壓降數(shù)據(jù)和計算效率

為了分析定子壁面邊界形變對流場的影響，選取了規(guī)則圓柱面邊界間隙流場和最大形變量為0.5 mm的非圓定子邊界間隙流場進行比較。對兩種流體域進行數(shù)值計算，邊界條件同樣取內(nèi)壁面轉(zhuǎn)速為1500 r/min，軸向單周期流量為0.8 kg/s。仿真計算結(jié)果如圖7所示?？梢钥闯觯敹ㄗ颖诿娲嬖谕蛊饡r，圓周方向流體到達凸起處時經(jīng)歷了間隙的擴張與收縮，在擴張位置處的凸起內(nèi)部形成漩渦，從漩渦出發(fā)又會產(chǎn)生尾跡流動，影響整個流場的分布狀態(tài)，而圓柱面間隙環(huán)流內(nèi)部流場則非常均勻，流線呈螺旋狀。

取流動域中間的兩個剖面，如圖7中黑色虛線所示橫截面以及紅色虛線所示縱截面，分析兩個截面上的流場狀態(tài)。從縱截面速度分布來看，邊界凸起內(nèi)部的渦旋導致速度場波動，在徑向上產(chǎn)生了速度分量，而沒有邊界形變的間隙內(nèi)部沒有徑向上的速度分量；從縱截面壓力分布情況看，由于采用了不可壓縮設(shè)定，壓力分布只需要看相對值即可，圖中顯示了相對于無邊界形變的間隙，有了渦旋擾動后，縱截面上壓力最大值與最小值之差更小，壓力分布變得均勻；從橫截面看，由于圓周方向上流道突變，導致在邊界凸起的前沿存在較大的徑向向外的速度分量，在凸起的后沿存在較大的徑向向內(nèi)的速度分量，這種速度場的變化使得流場局部壓力發(fā)生了很大改變，與無形變流場相比，壓力值范圍擴大了10倍，高低壓極值區(qū)域均出現(xiàn)在凸起后沿。

(a)定子邊界有形變的間隙環(huán)流仿真結(jié)果

3 非圓輪廓間隙環(huán)流軸向流阻預測模型

3.1 定子邊界變形尺寸對軸向壓降的影響

由于定子邊界形變對間隙環(huán)流流場產(chǎn)生了較大影響，勢必會影響到軸向流動阻力，為研究定子屏蔽套形變對軸向流阻的影響規(guī)律，對凸起尺寸進行變參數(shù)研究，設(shè)置了凸起高度Δd從0.1 mm變化到0.9 mm，即d1的取值范圍為295.91～296.81 mm。流動參數(shù)設(shè)計了三組轉(zhuǎn)速，分別為1000 r/min、1500 r/min、2000 r/min，每組轉(zhuǎn)速下單周期流量從0.4～2.4 kg/s取多組計算軸向沿程阻力。以1500 r/min轉(zhuǎn)速為例，當界面形貌變化后，軸向單位長度的壓降變化如圖8所示。

圖8 定子壁面變形尺寸對軸向壓降的影響Fig.8 The effect of the stationary wall deformation on axial pressure drop

從圖8中可以看出，定子壁面出現(xiàn)形變以后，單位長度的壓降減小。隨著流量的增大，定子壁面變形后的間隙流動壓降與無變形相比差距增大，說明流動強度越高，定子壁面的形變對流動阻力的影響越顯著。圖8中也顯示出，隨著形變尺度的增大，壓降值的下降趨勢減緩，說明形變尺度對壓降改變并不是線性的，當形變尺度增大后，對流場的擾動增強，消耗了流體的能量，而且也增大了壁面摩擦面積，對減弱流阻不利。

形變對流動阻力具有降低作用，可通過圖7縱截面的壓力分布云圖反映。從縱截面壓力云圖可以看到，相同質(zhì)量流量的水沿自下而上的流動方向通過環(huán)形間隙時，壓力是下降的，不同的是定子界面存在凸起的非圓輪廓變形的間隙流場，壓降的值更小，反映出流動阻力更低，其原因為軸向流動方向橫截面積變大，在流量相同時軸向平均流速變小。

選取流體域中部橫截面對速度場進行分析，由于沿程阻力與軸向流速分布密切相關(guān)，因此選擇軸向速度作為分析對象，如圖9所示。

圖9a為軸向速度分布云圖，可以看到，規(guī)則圓柱面間隙內(nèi)部的軸向速度分布均勻，而帶有壁面形變的間隙內(nèi)速度場存在起伏。云圖中顏色的深淺表明，在規(guī)則圓柱面間隙內(nèi)具有更大的速度，而定子界面存在變形的間隙內(nèi)速度較小。從圖9a中沿中部所示實線取速度數(shù)據(jù)，繪制軸向速度沿徑向分布的曲線如圖9b所示，可以看到規(guī)則圓柱面間隙內(nèi)的軸向速度最大值明顯大于輪廓帶有形變的間隙的軸向速度最大值，且在壁面區(qū)域附近速度梯度更大，這表明流體受到的阻力更大。由于流量相同，根據(jù)質(zhì)量守恒定律，軸向速度的主要變化原因是流經(jīng)橫截面面積的變化，由于非圓輪廓的間隙定子壁面存在向外突出的部分，導致橫截面面積增大，引起速度的減小。

3.2 軸向流動阻力修正模型的建立

(a)橫截面軸向速度分布云圖 (b)軸向速度沿徑向分布曲線圖9 不同流體域的軸向速度特征Fig.9 The axial velocity features of different fluid domains

在評估間隙環(huán)流的流動時，采用兩個典型雷諾數(shù)來衡量軸向和切向兩個方向的強度，分別為軸向雷諾數(shù)和切向雷諾數(shù)，定義如下：

(1)

ReΩ=riΩd/υ

(2)

為了衡量定子壁面變形在轉(zhuǎn)子壁面不同轉(zhuǎn)速作用下對間隙流動軸向流阻的影響，對沿程阻力系數(shù)進行分析，按照下式將軸向壓降量綱一化：

(3)

式中，ρ為水的密度。

定義間隙環(huán)流界面形貌變化參數(shù)ψ=Δd/d，定子壁面變形后的軸向沿程阻力系數(shù)為Cfψ，用Cf0表示無界面形變的間隙環(huán)流軸向阻力系數(shù)，則采用下式對界面變形后的沿程阻力系數(shù)進行建模：

Cfψ=bCf0

(4)

其中，b為沿程阻力修正系數(shù)。由于間隙內(nèi)部的流動存在兩個方向，即軸向壓力流動方向和周向旋轉(zhuǎn)剪切方向，為了將這兩個變量進行簡化，定義它們的比值h作為自變量：

(5)

研究b與h的關(guān)系即能確定界面形貌變化后的間隙環(huán)流沿程阻力系數(shù)。將不同轉(zhuǎn)速下計算得到的沿程阻力系數(shù)以及流動參數(shù)按照式(4)和式(5)進行處理，得到的結(jié)果如圖10所示。

圖10 沿程阻力修正系數(shù)與雷諾數(shù)之比的關(guān)系Fig.10 The relationship between flow resistance correction factor and Reynolds numbers ratio

圖10中不同顏色的散點代表了不同形貌變化程度下的沿程阻力修正系數(shù)，從圖中可以看出，即使轉(zhuǎn)速和流量不同，但對雷諾數(shù)取比值后，相同形變系數(shù)下的流阻修正系數(shù)分布在同樣系數(shù)的曲線附近。

從圖10中可以看出，無形變的時候為黑色點，值為1，而壁面產(chǎn)生形變后，沿程阻力修正系數(shù)隨著雷諾數(shù)之比的增大而減小，且減小趨勢放緩，具備對數(shù)函數(shù)的變化規(guī)律，因此采用下式對曲線進行描述，擬合得到系數(shù)k1、k2：

b=-k1lnh+k2

(6)

對圖10中的散點進行擬合的結(jié)果如圖中各條曲線所示，擬合后得到的系數(shù)結(jié)果見表1。

表1 沿程阻力修正系數(shù)擬合曲線的模型參數(shù)Tab.1 Model parameters of the flow resistance correction coefficient fitting curves

模型系數(shù)和形變參數(shù)ψ之間具備數(shù)學上的關(guān)聯(lián)，可繼續(xù)通過最小二乘法對模型系數(shù)進行擬合，擬合結(jié)果如圖11所示。

(a)系數(shù)k1的擬合

將圖11擬合的數(shù)學關(guān)系式代入式(6)中，得到修正系數(shù)b。在文獻[15]中已經(jīng)得到同心圓柱面間隙環(huán)流軸向流阻系數(shù)，因而將b代入式(4)，即可得到定子壁面存在變形后的間隙環(huán)流軸向沿程流阻預測公式。

需要注意的是，由于模型的建立過程中針對的是核主泵屏蔽電機間隙環(huán)流定子壁面形變，以及水力參數(shù)在屏蔽電機額定工作點附近取值，因此模型有很強的特殊性。根據(jù)分析過程，其水力參數(shù)的適用范圍為5000

通過以上分析可知，核主泵屏蔽電機定子屏蔽套由于高壓內(nèi)冷介質(zhì)的作用產(chǎn)生的形變會對間隙環(huán)流軸向流動阻力產(chǎn)生較大的影響，以間隙尺寸為4.5 mm、徑向形變量為0.5 mm評估，能夠增大軸向沿程阻力系數(shù)10%～13%，換算到單位長度的沿程壓降，由于變形增大了截面積，因此在額定工作點(轉(zhuǎn)速約1500 r/min，流量約39 kg/s)沿程壓降值會下降到無形變間隙的83%左右。

4 結(jié)論

(1)研究了屏蔽電機內(nèi)部定子屏蔽套在高壓內(nèi)冷介質(zhì)作用下的變形輪廓及其對間隙流體流動的影響規(guī)律，建立了定子屏蔽套及支撐結(jié)構(gòu)的有限元簡化模型，計算了屏蔽套在15.5 MPa作用下的形變，結(jié)果表明其變形后的輪廓依賴支撐結(jié)構(gòu)，具有圓角溝槽狀特征。

(2)基于周期性邊界條件結(jié)合SSTk-w湍流模型，建立了定子界面非圓輪廓下的間隙環(huán)流仿真模型，結(jié)果表明屏蔽套的非圓輪廓給流動帶來了擾動，產(chǎn)生了徑向速度分量，并改變了間隙內(nèi)的壓力分布狀態(tài)。

(3)采用仿真方法研究了屏蔽套形變輪廓大小對間隙流體軸向阻力的影響規(guī)律，結(jié)果表明輪廓形變帶來的流動橫截面積擴大導致了間隙環(huán)流軸向沿程壓力損失的減小。

(4)基于量綱分析結(jié)合數(shù)學擬合，建立了定子界面非圓輪廓下的間隙環(huán)流軸向阻力系數(shù)修正預測模型，評估了核主泵屏蔽電機額定工況下電機間隙的軸向阻力系數(shù)，結(jié)果表明在定子壁面最大變形量為0.5 mm時，電機定轉(zhuǎn)子間隙流動軸向沿程壓降值會下降到無形變間隙的83%左右。