周勇勝 陳 斌 張德勝 張 華 楊 陳

(1.合肥工業(yè)大學機械工程學院， 合肥 230009； 2.南京信息工程大學環(huán)境科學與工程學院， 南京 210044；3.江蘇大學流體機械工程技術研究中心， 鎮(zhèn)江 212013； 4.揚州大學水利科學與工程學院， 揚州 225009)

0 引言

軸流泵在農業(yè)、水利工程中廣泛使用。采用軸流結構形式，可以提高比轉數，有利于增加流量。軸流泵高效率運行區(qū)流量范圍較小，在最佳工況流量點兩側效率急劇下降[1]。因進水水位變化等原因，流量變化范圍不確定，對軸流泵有根據流量變化調節(jié)工況的需求。當發(fā)生小流量工況時，因流量-揚程曲線存在馬鞍形不穩(wěn)定區(qū)域，會出現同一揚程有兩個流量的現象，軸流泵易發(fā)生旋轉失速，產生激烈的振動，影響機組安全[2-3]。實際工程中軸流泵機組被禁止運行在此流量范圍。研究軸流泵全流量下的內部流場特性，提出改善方法，拓寬軸流泵的使用范圍，具有實際意義。

眾多學者對軸流泵葉輪出口區(qū)域和葉頂間隙附近的相關流動與不穩(wěn)定流量區(qū)域的改善方法進行了研究。文獻[4-6]用數值計算法研究了葉輪出口尾跡區(qū)非定常壓力脈動。文獻[7-8]采用數值計算與PIV試驗研究相結合的手段對葉輪進口附近流場進行了研究。文獻[9-10]分析了不同葉頂間隙大小對葉頂泄漏渦的影響，并研究了葉頂間隙形狀對葉頂空化渦的影響。文獻[11]對葉頂泄漏渦形成演化機理與空化條件進行了研究。文獻[12-15]利用高速攝影及油膜試驗相結合的手段，發(fā)現葉輪失速的起始點正是揚程曲線出現拐點的位置。除了內部流動機理的研究以外，部分學者還提出了改善軸流泵不穩(wěn)定區(qū)的措施。文獻[16]提出采用J型溝槽的方式來抑制旋轉機械不穩(wěn)定流動，但該方法會造成在J型溝槽進口端產生嚴重的汽蝕。文獻[17]采用雙喇叭進口的結構有效抑制了軸流泵的不穩(wěn)定區(qū)域。文獻[18]則采用了進水管壁面開槽的辦法消除駝峰。文獻[19]研究了不同葉片安放角對軸流泵駝峰區(qū)的影響，而文獻[20]則研究了增設前置導葉對消除馬鞍形的影響。以上方法均選擇了針對葉輪進口前區(qū)域或葉輪本體進行研究。對于流動分離，文獻[21]基于OpenFOAM平臺用數值法分析了在雷諾數3 900的情況下不同長度的來流側隔板對圓柱鈍體繞流流場的影響。文獻[22]對導葉式離心泵徑向導葉內流場進行了試驗研究，發(fā)現大流量時導葉壓力面發(fā)生了流動分離，并研究了引入渦流的方式進行控制。

本文以350ZQB-125型電機內置式軸流泵為模型進行研究，基于軸流泵固有的流動特性，選擇葉輪出口邊后的區(qū)域作為主要研究區(qū)域，在近輪轂側從緊鄰葉輪出口邊起至后導葉體內增加雙層流道結構，通過采用定常與非定常數值計算結合開式試驗臺外特性試驗對比的研究手段，分析不同幾何尺寸的雙層流道對軸流泵的外特性與流動損失的影響。

1 研究方法

1.1 水力模型與試驗臺試驗

軸流泵的參數為：設計流量Qd為1 100 m3/h，設計揚程Hd=4.2 m，轉速n=1 450 r/min。葉輪外徑D2為300 mm。葉輪葉片數3片，導葉葉片數5片。

外特性試驗采用圖1所示的開式試驗臺進行。管路系統(tǒng)內的流動方向為從左至右，此試驗臺用于潛水泵在實際淹沒狀態(tài)下的抽水輸送測試。試驗按ISO 9906:2012標準[23]施行。流量、揚程、效率測試精度分別控制在±2.0%、±1.5%、±2.9%范圍內。此精度可以滿足試驗臺試驗與數值計算兩種方法所獲外特性數據的對比驗證。

圖1 開式試驗臺示意圖Fig.1 Schematic diagram of open type test rig1.試驗泵段 2.壓力傳感器 3.流量計 4.出口閘閥

試驗管路系統(tǒng)主要由泵段、電磁流量計、壓力傳感器、扭矩儀以及出口閘閥等組成，通過線纜連接至自動監(jiān)測系統(tǒng)和測試系統(tǒng)控制臺，可以實現試驗數據的自動采集以及運行中流量的智能化控制，并能夠避免人工讀數造成的觀測誤差。外特性試驗過程中，每調節(jié)一次閥門開度后，系統(tǒng)穩(wěn)定運行1 min以上再進行數據采集。試驗重復3次，每次獲得的性能曲線非常吻合，本試驗臺具有良好的重復性。

軸流泵的流量-揚程曲線存在不穩(wěn)定區(qū)域，從設計工況開始，隨著流量的減小達到一定程度，葉輪內部流場出現旋轉失速，導致?lián)P程隨著流量的減小而下降，機組伴隨激烈的振動，該現象一般會出現在0.7Qd左右。試驗中為避免機組振動導致意外，外特性試驗的采集范圍為0.8Qd～1.2Qd。

1.2 數值計算

圖2為軸流泵計算域的水體模型，主要包括進水段、葉輪水體、導葉水體、出水段?？紤]到水體在流道內的充分發(fā)展，將進口斷面設在來流方向上游2D2處。出水方式與試驗臺管路保持一致，并設有90°彎管，計算模型的出口斷面延伸至實際出水口的取壓孔處。

圖2 水體計算域劃分Fig.2 Domains setup for numerical simulation1.出水段 2.電機室 3.導葉水體 4.葉輪水體 5.進水段

圖2中灰色部分為泵體與管道的部分壁面。此泵的結構特點是電機內置在流道中，因此導葉的流道需要向外偏斜以容納電機室，從進水端至導葉出口的流道有直道—斜道—直道的變化。此結構節(jié)省工程造價，安裝方便，特別適合水位漲落大的地區(qū)。

網格質量對內部流場求解和空化狀態(tài)描述有至關重要的作用，為保證計算精度，在ICEM CFD 15.0軟件中對整個計算域采用了六面體結構化網格劃分。網格離散了從進口測壓點端面至出口測壓點端面間的水體空間。其中葉輪水體包含了葉頂間隙，間隙內在徑向方向設置10層網格節(jié)點。在其他壁面處，通過對相應關聯(lián)塊的節(jié)點分布設置，對網格作了加密處理。本計算中模型壁面處y+<60，其中y+表示無量綱壁面距離。葉輪與導葉水體的網格情況如圖3所示。

圖3 葉輪與導葉的水體網格Fig.3 Water body meshes of impeller and guide vane

通過改變網格尺寸的全局設置及關聯(lián)塊上相應邊的控制節(jié)點數等方法來調整最終生成的網格總數，以揚程H的波動作為監(jiān)測值進行了網格無關性驗證。當模型的網格總數達到4.4×106之后，揚程的波動甚微，因此選定了這組網格作為數值計算的空間離散數據形式。表 1為該組網格各切分區(qū)域的質量情況與節(jié)點數量。

表1 各水體計算域的網格信息Tab.1 Mesh information of every domain

以ANSYS CFX 15.0商用軟件作為數值計算平臺，采用相對旋轉坐標系方法，首先對全流場進行了單相定常數值計算。以雷諾時均方程為控制方程，采用SSTk-ω湍流模型，該模型綜合了自由流中的k-ε模型和近壁區(qū)計算的k-ω模型的優(yōu)點，兼顧了壁面區(qū)域的低雷諾數流動，對預測存在逆壓梯度的分離流動和軸流泵的葉頂間隙流動具有獨特的優(yōu)勢[24]。

介質設定為不可壓縮流體，設置進口屬性為均勻來流，給定進口速度大小為vin，設置參數時定義了vin與體積流量Qv，vin由Qv輸入值按表達式計算，設置def文件時，輸入擬計算的體積流量即可完成設置。出口屬性為自由出流，給定靜壓。對于數值計算中的近壁區(qū)域，均設為非滑移壁面，選擇scalable壁面函數進行求解計算。除了葉輪區(qū)域為旋轉區(qū)域外其余均為固定區(qū)域。區(qū)域間的動靜交界面模型采用stage連接方式。數值仿真的收斂精度設置為10-4。

在定常計算的結果基礎上，選擇流量900 m3/h作了非定常計算，對流道中的取樣點作了壓力脈動分析。非定常計算以葉輪每轉過3°為一個時間步，計算了6圈，又取后3圈的結果進行了頻域分析，對壓力計算均值。

2 試驗與數值計算的結果對比

2.1 外特性結果對比

圖4為數值計算與試驗臺試驗的外特性結果對比。試驗中最優(yōu)工況點的流量Qopt為1 041.47 m3/h，揚程Hopt為4.46 m，效率ηopt為66.56%。數值計算中統(tǒng)計了800～1 200 m3/h間隔100 m3/h的5個流量下的數據。根據試驗數據按線性內插計算出的揚程相對誤差分別為：-2.2%、-2.2%、-3.0%、-5.3%和-11.4%。對于大流量工況，實際泵運行過程中存在汽蝕現象，而數值計算中并未啟用空化模型。小流量工況下，數值計算與試驗獲得的揚程誤差較小。試驗獲得的功率不僅包括水功率，還包括機械損失等引起的功率消耗，因此不對效率作誤差分析。從流量-揚程和流量-效率曲線的走勢來看，數值計算與試驗臺試驗的結果基本一致，可以驗證本文所用數值計算的準確性是可以接受的。

圖4 試驗臺與數值計算的流量-揚程、流量-效率曲線對比Fig.4 External characteristics comparison between numerical simulation and test rig experiment

2.2 流場分析

選擇最優(yōu)工況附近的3個流量1 200、1 000、800 m3/h進行了流場分析，本模型的進口流動方向為Z軸正向，觀察平面選擇了YZ面，觀察區(qū)域為葉輪出口后、導葉區(qū)和部分電機室外部流道。

速度矢量的分布如圖5所示?？梢姡毫髁? 200 m3/h時，此區(qū)域內整體流動分布比較平均，與流道平行，流速較大。此潛水軸流泵不同于導葉輪轂為圓柱型的傳統(tǒng)軸伸式軸流泵，因電機內置，導葉輪轂內含電機室而呈錐型。葉輪后流道有兩個轉角造成了過流斷面面積變化，導葉體與出水管聯(lián)接處為其中之一的鈍角轉角。從導葉流出時截面積增加，為擴散式流動，因邊界層流動分離形成了一個回流渦旋。此渦旋阻礙了導葉出口后管道內壁側的流動，使得流速減小，流動隨著渦旋向輪轂側偏轉。流量1 000 m3/h時，葉輪出口邊后可見明顯由輪轂向輪緣側速度偏轉，導葉流道內外圈流速快，近導葉輪轂內圈流速慢，存在速度梯度。因平均流速小于1 200 m3/h時的情況，導葉出口后的渦旋受主流的牽連運動小，因此轉角渦旋的影響區(qū)域反而大于1 200 m3/h時的情況。當流量繼續(xù)下降到800 m3/h時，仍是以流道外圈為主流通道，葉輪出口邊處輪轂向輪緣側的速度偏轉更加明顯。因流速下降，轉角處的流動分離消失，渦旋也消失，但流道內圈因流量不足，速度梯度影響大，使得在流體粘滯力的作用下流道中出現大面積的渦旋，阻塞了流道，使揚程下降。

圖5 葉輪出口后區(qū)域的速度矢量與流線圖Fig.5 Velocity vectors and streamlines at area after impeller

結合YZ軸面上流線分布情況(圖5中藍色細線部分)，清晰可見小流量時葉輪出口邊后輪轂側出現的渦旋和大流量時導葉出口后管道內壁側因邊界層分離導致的主流向輪轂側偏轉。

其他角度軸面上的流動與YZ面的情況類似。

3 小流量工況揚程預測與流場分析

3.1 全流量區(qū)間揚程預測

以相同的數值計算方法，對軸流泵的全流量范圍400～1 400 m3/h進行了揚程預測。在900～1 400 m3/h范圍內，隨著流量的減小，揚程逐漸增加，此區(qū)間的數值計算精度已被試驗所驗證。在700～900 m3/h范圍內，揚程隨著流量的減小不再減小，由于可能發(fā)生激烈的振動，軸流泵機組通常被禁止運行在該流量范圍。在該范圍內，軸流泵內部流場極為復雜，數值計算的精度也會相應降低。當流量進一步減小至小于700 m3/h后，隨著流量的減小，揚程再次快速增加。

葉輪出口邊后的流場在流量500、700、900 m3/h的情況如圖6所示?？梢郧宄吹诫S著流量減小，出口邊后輪轂側的回流范圍與渦旋區(qū)域均有增加。流量700 m3/h以下工況時，導葉內渦旋的影響區(qū)域已占據流道徑向尺寸1/2以上，主流被推向管道外側的狹長區(qū)域，泵的效率下降。

圖6 小流量時葉輪出口后流場變化Fig.6 Streamlines after impeller at low flow rates

3.2 流動與改善方法

在葉輪出口邊，不同半徑處葉片相對流動角不同，當流量減小時，絕對速度的軸面分量是相同的，同時減少，但絕對速度的圓周分量原理變化幅度不同，形成的差別較大，造成了不同半徑處揚程的差別，出口壓力也不同，水流從高壓處向低壓處流動，液流涌向外緣側，輪轂側出現空位回流區(qū)，使軸面流線如圖7a中紅線所示。速度三角形分析如圖7b所示。

圖7 流量下降時葉輪進出口處流動情況與速度三角形分析Fig.7 Analysis of flow around impeller and velocity triangle when flow rate drops

圖7b中藍色線條代表輪緣處出口速度三角形，綠色為輪轂處出口速度三角形，兩處的牽連速度u2因所處半徑不同而不同。在設計工況下，絕對速度軸面分量為cm2-1，此時，兩處流線上揚程是相等的，為設計揚程。因軸流泵通常為法向進口，進口絕對速度的圓周分量cu1=0，歐拉方程簡化為：H=u2cu2/g，其中cu2為出口的絕對速度圓周分量，g為重力加速度。按圖7中的比例，輪緣處u2=10 m/s，cu2=3 m/s，輪轂處，u2=6 m/s，cu2=5 m/s，所以兩處揚程是相等的(以上數值為示意用)。當流量減小時，絕對速度的軸面分量cm2相應減小，假定變?yōu)閏m2-2，由于葉片角沒有變，速度三角形頂點將沿著相對速度方向向下移動[25]。這時可以看到，輪緣處由于相對流動角β2小，頂點在圓周方向移動距離很大，cu2增大了一倍多；而在輪轂處，cu2僅增加了約10%。所以這將造成兩處揚程的差別，出口壓力也不同，造成了水流從高壓處向低壓處流動，使軸面流線成為圖7a中紅色所示的形狀。

這必然引起流動損失，造成揚程降低。這是流量減小時，揚程先增加然后降低的原因。如果回流繼續(xù)發(fā)展，將造成水流多次流出又流入葉輪，多次從葉輪獲得能量，揚程又呈增加趨勢，流量-揚程曲線表現出同一揚程時可對應多個流量的馬鞍形不穩(wěn)定流量區(qū)域。

軸流泵葉輪因安全運行的要求，在葉頂處必然存在與轉輪室內壁的間隙，葉輪進口邊輪緣側因壓力面與吸力面壓差形成葉頂泄漏。并且隨著流量的減小，泄漏渦強度不斷加大，占據主流的面積不斷增加，從而破壞了進口流場，形成進口邊前的流動阻礙。泄漏流在主流的挾帶下又折回沿主流方向運動，如圖7a中藍線所示。關于葉輪進口前雙進口結構對外特性的研究見文獻[26]。

此模型流道的導葉出口后流動為擴散流動，當流動分離條件滿足時，會在管道內壁側發(fā)生邊界層分離，流道出現渦旋，影響主流的運動。通?？刂屏鲃臃蛛x的方法有：控制主流的減速方式、用旁路流動或注入流動的方法消除邊界層、把層流邊界層變成湍流邊界層、分隔流道等。對于此模型，分隔流道的辦法可以起到兼顧均衡出口邊不同半徑處cu2值和減輕下游流動分離的作用。

4 雙層流道結構

圖8 雙層流道結構示意圖Fig.8 Schematic of double-layer flow passage structure

本文設計加裝的雙層流道結構如下：從葉輪出口邊軸面投影處往下游5 mm處開始，由輪轂體向外偏置距離δ，厚度取為2 mm，旋轉一周后形成一個回轉型的內筒，如圖8所示。出于效率的考慮，筒體伸入導葉體長度設為導葉軸面距離的1/4。取δ=λ(R-r)，本文中λ選取3個擋值，分別為1/5、1/4與1/3。選取的原因是根據前文觀察的無內筒普通泵流場情況，隔板布置在這些位置經過了渦旋中心，可以起到減少流體層間的流動干擾作用。

4.1 對葉輪出口后流場的影響

與普通泵小流量時的流場相比，圖9中流線顯示出加裝了雙層流道后，葉輪出口邊后區(qū)域的流動變化情況，可見筒型隔板對回流渦旋的明顯抑制作用，在小流量500～900 m3/h時，隔板間內流道流線平直，輪轂側靠近葉輪出口邊的渦旋明顯受到抑制，區(qū)域變小。當接近設計工況時，內流道的通流能力增加。

大流量時，導葉出口后過流斷面面積增加的擴散流動處易形成邊界層流動分離。圖10為大流量時導葉體后出水管內的流動情況。在流量1 200 m3/h時，導葉出口后管道內壁側的渦旋消失，流動在整個流道中更加平順。流量1 000 m3/h時，明顯可見原轉角處的邊界層流動分離現象在加裝內筒后得到了抑制，導葉流道中的通流速度也有所增加，通流能力大為提升，解釋了大流量時揚程提升的原因。

圖9 λ=1/3時葉輪出口后的流場Fig.9 Flow field after impeller at λ=1/3

圖10 大流量工況時λ=1/3雙層流道泵葉輪后區(qū)域的速度矢量與流線圖Fig.10 Velocity vectors and streamlines at area after impeller of λ=1/3 double-layer structured pump at large flow rates

通過以上分析，雙層流道可以改善小流量工況流態(tài)，它將不同半徑處的流動分隔，減少了輪轂側回流引起的相互影響，從而部分抑制了回流，減少了流動損失增加了揚程。在大流量時，內筒對后續(xù)流動起到了分隔、穩(wěn)流作用，破壞了邊界層分離條件，擴大了主流范圍，從而顯著提升了揚程與效率。

4.2 非定常計算與壓力脈動

在流場中如圖11所示的3處過流斷面位置設置了取樣線，第1條線位于葉輪出口后，通過雙層流道中部位置；第2條位于雙層流道出口后、導葉體中部；第3條線位于導葉出口后貫穿流道的轉角處。每條線上自外緣向輪轂方向均布了5個監(jiān)測點，共計15個壓力監(jiān)測點。

圖11 壓力監(jiān)測點設置示意圖Fig.11 Schematic diagram of pressure monitoring points setup

非定常計算選擇的流量為900 m3/h，約0.8Qd，此流量處于馬鞍區(qū)。以定常計算結果為初始值，葉輪每轉過3°，計0.000 344 827 s為一個時間步，每時間步內的最大迭代次數設為30，共計算了6圈，計0.248 276 s。

壓力脈動的原因非常復雜，結構原因、動靜干涉、二次流、汽蝕均可引起。小流量時，流道中出現的渦流通常為湍流，可以看成是由各種不同尺度的渦疊合而成的流動。大尺度的渦，主要由流動的結構邊界條件決定，其尺寸可以與流場的大小相當，主要受慣性影響，是引起低頻脈動的原因。小尺度的渦主要由粘性力所決定，其尺寸可能只有流場長尺度的千分之一，是引起高頻脈動的原因。根據奈奎斯特采樣定理，采樣頻率應大于或等于有效信號最高頻率的兩倍，采樣值就可以包含原始信號的所有信息。本文的關注點是雙層流道結構對外特性宏觀量的影響。按轉速1 450 r/min的葉輪每圈120個采樣點計，采樣頻率達2 900 Hz，可滿足對大尺度壓力脈動影響因素的分析。

用以上同樣的非定常計算設置，對普通泵和λ=1/3的雙層流道泵作了數值計算，P1～P15點的壓力時間序列如圖12所示，以每條取樣線上的5個點為一組。各監(jiān)測點數值均為上下波動，因P4、P5點位于雙層流道內部，P8、P9位于內筒出口后，這4點在加裝內筒后振幅明顯增加。P11、P12點位于轉角區(qū)，易發(fā)生流動分離，有或無內筒時在現采樣頻率下波形均呈現突變特性。

圖12 壓力監(jiān)測點的時間序列圖Fig.12 Time series diagrams of pressure at monitoring points

圖13 監(jiān)測點的壓力均值變化Fig.13 Pressure mean value comparison between normal pump and λ=1/3 structured pump

圖13為壓力快速傅里葉變換(FFT)后每采樣點壓力的0頻分量，對壓力脈動此分量等于采樣區(qū)間壓力均值。紅線為加裝雙層流道后壓力均值變化率，明顯可見大部分監(jiān)測點壓力下降，最大值為-6.43%，意味監(jiān)測點處流速的上升。P11～P15一組的位置處于流動下游，壓力明顯高于P6～P10組。P6～P10組也同樣高于P1～P5組。

壓力值振幅的頻域圖如圖14所示。頻域分析中以軸頻作為基頻fn，圖像的橫坐標為FFT各頻率分量與基頻的比值f/fn。因葉輪有3個葉片，可見3倍頻處幅值出現了遞減的波峰。但所有監(jiān)測點在3fn后的振幅值都大幅減弱。

雙層流道結構明顯降低了P4、P5點在低頻時的幅值，說明雙層流道對葉輪出口邊后的區(qū)域有抑制脈動作用。葉頻3fn為最大振幅頻率點，雙層流道也降低了此頻率點的振幅。P8、P9點在有雙層流道時軸頻處的振幅增加，與其位置靠近雙層流道出口有關。P11點在軸頻處的一個脈沖在加裝雙層流道后得到大幅抑制。

圖14 快速傅里葉變換后壓力監(jiān)測點的頻域圖Fig.14 Frequency domain diagrams of pressure after FFT

4.3 不同λ值對外特性的影響

圖15 普通泵與雙層流道泵的流量-揚程曲線Fig.15 Flow-head curves of normal pump and double layer structured pumps

普通泵與不同間距值雙層流道泵的流量-揚程曲線計算結果如圖15所示。3種雙層流道泵的曲線整體位置均在普通泵之上。在1 000 m3/h以上的大流量工況下，不同λ的雙層流道泵比無內筒普通泵揚程均有明顯上升。在小流量工況下，揚程也均有所增加。

相比于無內筒普通泵，在0.8Qd～Qd不穩(wěn)定范圍內，雙層流道泵的揚程位于高處，不再出現流量減少時揚程不上升的情況，曲線的馬鞍形消失，不再有拐點。因此，雙層流道設計有效改善了此模型流量-揚程曲線的馬鞍形區(qū)間，提高了全流量范圍的揚程。對比3種間距的結果可發(fā)現，當λ=1/3時，揚程上升的幅度最大。

圖15中藍色虛線表示λ=1/3雙層流道泵對比普通泵的揚程提升率，在大流量工況時效果更優(yōu)。對λ=1/3與λ=1/4和λ=1/3與λ=1/5結構方案的結果分別作了對比，揚程的最大差別為3.06%和3.58%，均低于4%。出于工程化考慮，可優(yōu)先考慮λ=1/3的結構。

在小流量工況下，雙層流道泵與普通泵的效率基本一致；在大流量1 000 m3/h以上的工況下，雙層流道泵的效率也有所增加。原因是雙層流道結構減少了導葉出口下游的邊界層流動分離，其正面效應大于加裝內筒對液流的阻礙作用。流量-效率曲線如圖16所示。

圖16 普通泵與雙層流道結構泵的軸流泵效率曲線Fig.16 Flow-efficiency curves of normal pump and double layer structured pumps

5 結論

(1)全工況下電機內置式潛水軸流泵的流量-揚程曲線隨著流量減小出現了馬鞍形區(qū)域。在小流量工況下，因不同半徑處的揚程出現差異，葉片出口后的流場受到破壞，流動偏向流道外側。隨著流量的減小，葉片出口后的漩渦區(qū)域逐漸增加，占據主流的比例也逐漸擴大，從而影響了軸流泵機組的揚程、效率及穩(wěn)定性。

(2)葉輪出口后的雙層流道結構在小流量工況時可以有效抑制葉片出口后回流的發(fā)生，減輕渦旋數量與強度，從而改善了葉片出口后的的流場，提高了小流量下的揚程。

(3)在設計工況和大流量工況時，雙層流道結構在導葉流道內起到導流作用，減少了后續(xù)流動的層間影響，雙層流道間隙內的流動方向與主流一致，對導葉后擴散出水管內的邊界層流動分離有明顯抑制作用，減小了渦旋影響區(qū)域，擴大了主流通道，明顯提升了揚程與效率。

(4)雙層流道的λ取1/3時揚程提升效果最佳，3種間距的揚程差別在4%以內。