基于載荷分布的潛水軸流泵葉輪與導(dǎo)葉水力設(shè)計

楊 魏 雷曉宇 張志民 李懷誠 王福軍

(1.中國農(nóng)業(yè)大學(xué)水利與土木工程學(xué)院， 北京 100083； 2.北京供水管網(wǎng)系統(tǒng)安全與節(jié)能工程技術(shù)研究中心， 北京 100083；3.中國水利水電科學(xué)研究院， 北京 100044； 4.上海連成(集團(tuán))有限公司， 上海 201812)

基于載荷分布的潛水軸流泵葉輪與導(dǎo)葉水力設(shè)計

楊 魏1,2雷曉宇1,2張志民3李懷誠4王福軍1,2

(1.中國農(nóng)業(yè)大學(xué)水利與土木工程學(xué)院， 北京 100083； 2.北京供水管網(wǎng)系統(tǒng)安全與節(jié)能工程技術(shù)研究中心， 北京 100083；3.中國水利水電科學(xué)研究院， 北京 100044； 4.上海連成(集團(tuán))有限公司， 上海 201812)

對潛水軸流泵進(jìn)行三維反問題設(shè)計，以水力效率為設(shè)計目標(biāo)，提出葉輪、導(dǎo)葉適合的載荷分布形式。通過正交試驗設(shè)計、單因素分析和數(shù)值模擬的方法研究載荷參數(shù)對潛水軸流泵內(nèi)外特性的影響，得到水力效率較優(yōu)的載荷分布形式：葉輪葉片為前載型，導(dǎo)葉葉片為輪轂中載、輪緣前載型。具體的載荷參數(shù)取值范圍：對于葉輪，斜率取值范圍為-1～0，前載點取值范圍為0.25～0.45，后載點取值范圍為0.55～0.75；對于導(dǎo)葉，輪轂斜率在0附近取值，輪緣斜率取值范圍為0～0.75，輪轂前載點取值范圍為0.25～0.45，輪緣前載點在0.25附近取值，輪轂后載點取值范圍為0.55～0.75。葉輪設(shè)計中發(fā)現(xiàn)：前載型葉片對原泵葉根尾緣的二次流有改善作用。導(dǎo)葉設(shè)計中發(fā)現(xiàn)：由于潛水軸流泵導(dǎo)葉的擴(kuò)散式結(jié)構(gòu)特點，導(dǎo)葉近壁面易出現(xiàn)分離渦，輪轂中載、輪緣前載型葉片能夠有效地抑制導(dǎo)葉近壁面的渦分離。

潛水軸流泵； 三維反問題設(shè)計方法； 載荷分布

引言

南水北調(diào)等工程的建設(shè)促進(jìn)了我國低揚(yáng)程泵站的發(fā)展[1]。軸流泵作為低揚(yáng)程泵站的主要泵型，應(yīng)用較為廣泛。潛水軸流泵作為傳統(tǒng)軸流泵、混流泵更新?lián)Q代的優(yōu)質(zhì)產(chǎn)品，有其自身的結(jié)構(gòu)特點：電動機(jī)水泵一體化。這樣的特點決定了其優(yōu)勢：全封閉式電動機(jī)嵌入泵體，方便水下運(yùn)行，降噪降溫，簡化工程結(jié)構(gòu)的同時節(jié)約了工程造價[2]。但這種結(jié)構(gòu)特點也決定了它的劣勢：電動機(jī)與導(dǎo)葉體相接，導(dǎo)葉出口尺寸受限。電動機(jī)尺寸由功率和轉(zhuǎn)速決定，大功率潛水軸流泵的導(dǎo)葉擴(kuò)散角相應(yīng)增大，增加導(dǎo)葉擴(kuò)散損失，降低了水泵效率[3]。在導(dǎo)葉體擴(kuò)散角一定的前提下，通過調(diào)整葉片型線，提高潛水軸流泵水力性能具有現(xiàn)實意義。

目前，潛水軸流泵的水力設(shè)計多基于傳統(tǒng)軸流泵設(shè)計進(jìn)行，常以經(jīng)驗為指導(dǎo)，參數(shù)多，計算量大。現(xiàn)有的三維反問題設(shè)計主要針對離心式[4-7]和混流式[8-12]機(jī)械，軸流式機(jī)械研究較少[13-15]。本文主要采用三維反問題設(shè)計方法，結(jié)合正交試驗設(shè)計和單因素分析的方法研究載荷對葉片性能的影響。

1 研究方法與數(shù)值模擬

1.1 研究方法

三維反問題設(shè)計方法[16]主要通過載荷來控制葉片型線。本研究通過正交試驗設(shè)計[17-18]給定葉片載荷，得到較優(yōu)的葉片載荷參數(shù)范圍，再由單因素分析研究載荷參數(shù)取值對葉片性能的影響。具體載荷控制方式參照文獻(xiàn)[19]。

給定葉片載荷沿輪轂和輪緣處的分布規(guī)律，其它軸面流線通過插值計算得到。分別定義輪轂前加載點位置NC1、輪轂后加載點位置ND1、輪轂斜率k1、輪緣前加載點位置NC2、輪緣后加載點位置ND2以及輪緣斜率k2共6個參數(shù)。其中k決定載荷形式：對于葉輪klt;0為前載、k=0為中載、kgt;0為后載；由于導(dǎo)葉從進(jìn)口到出口速度環(huán)量是減小的，載荷是負(fù)值，對應(yīng)kgt;0為前載、k=0為中載、klt;0為后載。本文采用正交試驗設(shè)計對6個參數(shù)進(jìn)行分析。

1.2 數(shù)值模擬

研究對象：比轉(zhuǎn)數(shù)1 250的潛水軸流泵，轉(zhuǎn)速370 r/min,額定流量18 036 m3/h(5 010 kg/s)，葉輪出口直徑1 400 mm。葉輪3個葉片，導(dǎo)葉5個葉片。采用UG軟件進(jìn)行三維建模，結(jié)構(gòu)如圖1所示；計算域包括進(jìn)口段、轉(zhuǎn)輪區(qū)、導(dǎo)葉區(qū)和出口段，出口段包括整體電動機(jī)部分，如圖2所示。

圖1 潛水軸流泵結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of submersible axial-flow pump

圖2 潛水軸流泵計算域Fig.2 Computational domain of submersible axial-flow pump1.進(jìn)口段 2.葉輪區(qū) 3.導(dǎo)葉區(qū) 4.出口段

湍流模型采用SSTk-ω模型，動靜交界面采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子模型(Forzen rotor)；邊界條件為質(zhì)量流量進(jìn)口、壓力出口；壁面設(shè)定為無滑移邊界。

2 三維反問題設(shè)計與驗證

2.1 三維反問題設(shè)計方法驗證

三維反問題設(shè)計通過給定載荷分布計算得到葉片形狀，如果設(shè)計得到的葉片能夠給出與給定載荷分布相符的結(jié)果，那么反問題設(shè)計才是有效的。因此在采用三維反問題設(shè)計方法進(jìn)行潛水軸流泵水力設(shè)計之前，對該方法進(jìn)行驗證。

具體驗證過程如下：以比轉(zhuǎn)數(shù)1 250的潛水軸流泵為對象，采用三維反問題設(shè)計方法進(jìn)行葉輪的水力設(shè)計，得到葉輪幾何模型；對設(shè)計得到的潛水軸流泵進(jìn)行數(shù)值模擬，取出設(shè)計葉輪的載荷分布(圖3b)并與給定的載荷分布(圖3a)進(jìn)行對比，可以看出，除了加載點的位置有些誤差之外，載荷分布的形式是一致的，驗證了三維反問題設(shè)計方法的有效性。

圖3 設(shè)計載荷和計算載荷分布Fig.3 Designed loading and calculated loading distributions

2.2 葉輪和導(dǎo)葉載荷分布研究

2.2.1葉輪載荷分布研究

采用L18(36)正交表安排葉輪正交試驗設(shè)計，每個設(shè)計參數(shù)取3水平，如表1所示。對葉輪的6個載荷參數(shù)進(jìn)行研究，此時導(dǎo)葉形狀保持不變，以水泵效率為目標(biāo)值的試驗結(jié)果見表2。顯著性采用方差分析，分析方法參照文獻(xiàn)[17]。由于本研究正交試驗設(shè)計沒有安排空列，誤差項的離差平方和由總離差平方和減去各項離差平方和，誤差項的自由度由總自由度減去各項自由度，該算法參照文獻(xiàn)[18]。葉輪方差分析見表3。

表1 葉輪正交試驗因素水平Tab.1 Orthogonal factors and levels of impeller

表2 葉輪正交試驗結(jié)果Tab.2 Results of impeller orthogonal test

由葉輪正交試驗得到對應(yīng)水力效率較優(yōu)的葉輪載荷參數(shù)取值范圍：輪轂處前加載點NC1為0.25～0.45，后加載點ND1為0.55～0.75，斜率k1為-1～0；輪緣處前加載點NC2為0.25～0.45，后加載點ND2為0.55～0.75，斜率k2為-1～0。輪轂和輪緣均為前載型式。表3葉輪方差分析發(fā)現(xiàn)影響較大的2個因素為輪緣后加載點位置ND2和輪緣斜率k2，對這2個因素進(jìn)行單因素分析，其它因素保持不變，ND2分別取0.55、0.75和0.95；k2分別取-1和0。

表3 葉輪方差分析Tab.3 Variance analysis of impeller

以下基于單因素分析針對因素ND2、k2進(jìn)行內(nèi)特性分析。如圖4所示，對比葉輪出口靠近輪轂位置速度矢量圖，發(fā)現(xiàn)：ND2取值0.95時，二次流明顯，有回流現(xiàn)象；取值0.55和0.75時，對二次流有明顯抑制作用。由此，輪緣后加載點位置ND2的較優(yōu)取值范圍為0.55～0.75，與前述正交試驗結(jié)果一致。

如圖5所示，對比葉輪出口靠近輪轂位置速度矢量圖，發(fā)現(xiàn)k2取值0和1時，出口邊近壁面出現(xiàn)漩渦，有回流現(xiàn)象；取值-1時，流態(tài)明顯改善。由此，輪緣斜率k2的較優(yōu)取值為負(fù)，為前載型葉片，與前述正交試驗結(jié)果一致。

2.2.2導(dǎo)葉載荷分布研究

保持葉輪形狀不變，采用L27(36)正交表安排葉輪正交試驗設(shè)計，每個設(shè)計參數(shù)取3水平，如表4所示。對導(dǎo)葉的6個載荷參數(shù)進(jìn)行研究，以水泵效率為目標(biāo)值的試驗結(jié)果見表5。導(dǎo)葉方差分析見表6。

圖4 輪緣后加載點位置取值不同時葉輪尾緣壓力、速度矢量圖(0.05倍葉高)Fig.4 Pressure and vectors in impeller trailing edge for different ND2 (0.05 times of blade height)

圖5 輪緣斜率取值不同時葉輪尾緣壓力、速度矢量圖(0.05倍葉高)Fig.5 Pressure and vectors in impeller trailing edge for different slopes (0.05 times of blade height)

由導(dǎo)葉正交試驗得到對應(yīng)水力效率較優(yōu)的導(dǎo)葉載荷參數(shù)取值范圍：輪轂處前加載點NC1為0.25～0.45，后加載點ND1為0.55～0.75，斜率k1為0附近；輪緣處前加載點NC2為0.25附近，后加載點ND2影響有限，斜率k2為0～0.75。

表4 導(dǎo)葉正交試驗設(shè)計因素水平Tab.4 Orthogonal factors and levels of guide vane

表5 導(dǎo)葉正交試驗結(jié)果Tab.5 Results of guide vane orthogonal test

圖6 不同輪轂斜率時導(dǎo)葉0.05倍葉高處壓力、流線圖Fig.6 Pressure and streams in guide vane for different slopes (0.05 times of blade height)

表6導(dǎo)葉方差分析發(fā)現(xiàn)影響較大的因素為輪轂

表6 導(dǎo)葉方差分析Tab.6 Variance analysis of guide vane

前載點位置NC1、輪轂后加載點位置ND1、輪轂斜率k1和輪緣斜率k2，在前人研究中發(fā)現(xiàn)三段線載荷分布中直線段影響較為重要[20]，所以接下來針對k1和k2進(jìn)行單因素分析，分別取-0.75、0和0.75，其它載荷參數(shù)不變。以下基于單因素分析針對因素k1和k2進(jìn)行內(nèi)特性分析。

(1)輪轂斜率k1取值不同時導(dǎo)葉的內(nèi)部流態(tài)

圖6所示為輪轂斜率k1取值不同時葉根處的壓力、流線圖。發(fā)現(xiàn)k1取值為0時，壓力梯度變化更為均勻，對應(yīng)流態(tài)更為順滑；k1取值為-0.75(后載)，載荷后移，葉片尾部彎曲較大，尾部出現(xiàn)分離渦；k1取值為0.75(前載)，載荷前移，葉片前部彎曲較大，前部出現(xiàn)分離渦。輪轂中載型葉片型線更為合理，相較另兩種形式的葉片，對葉片壓力面葉根處的分離渦有抑制作用。

圖7所示為輪轂斜率k1取值不同時葉片吸力面葉根出口處的壓力、流線、速度矢量圖。發(fā)現(xiàn)k1取值為0時，壓力梯度變化較為均勻，流線較為順滑，矢量偏離程度較小；k1取值為-0.75(后載)，載荷后移，葉跟尾緣壓力梯度大，變化不均勻，出口邊流線不順滑，有小范圍的二次流和回流現(xiàn)象；k1取值為0.75(前載)，載荷前移，葉根出口處出現(xiàn)較大的展向壓力梯度，矢量偏離加大，有脫流現(xiàn)象。

圖7 不同輪轂斜率時導(dǎo)葉吸力面葉根出口壓力、流線、速度矢量圖Fig.7 Pressure, stream and vectors of guide vane suction surface for different slopes (at trailing edge near hub)

(2)輪緣斜率k2取值不同時導(dǎo)葉的內(nèi)部流態(tài)

圖8所示為輪緣斜率k2取值不同時靠近輪轂處流線圖。發(fā)現(xiàn)k2取值為-0.75(后載)和0(中載)時，葉片壓力面靠近輪轂處有不同程度的分離渦；相比之下，k2取值為0～0.75(前載)時，葉根處流線更為順滑。

圖8 不同輪緣斜率時導(dǎo)葉0.05倍葉高處流線圖Fig.8 Streams in guide vane for different slopes (0.05 times of blade height)

圖9所示為輪緣斜率k2取值不同時靠近輪緣處流線圖。發(fā)現(xiàn)k2取值為-0.75時，葉片尾緣靠近輪緣處有渦脫落現(xiàn)象；k2取值為0～0.75(前載)時，導(dǎo)葉輪緣處流態(tài)更順暢。

圖9 不同輪緣斜率時導(dǎo)葉0.95倍葉高處流線圖Fig.9 Stream inguide vane for different slopes (0.95 times of blade height)

圖10 不同輪緣斜率時導(dǎo)葉吸力面壓力、流線圖Fig.10 Pressure and streams on guide vane suction surface for different slopes

圖10所示為輪緣斜率k2取值不同時導(dǎo)葉吸力面壓力、流線圖。發(fā)現(xiàn)k2取值為-0.75(后載)時，葉片尾緣壓力梯度變化不均勻，二次流現(xiàn)象明顯；k2取值為0.75(前載)，隨著輪緣載荷前移，尾緣壓力梯度變化均勻化，二次流得到抑制，流態(tài)更為順暢。

綜上，導(dǎo)葉適合輪轂中載、輪緣前載的載荷形式，與前述正交試驗設(shè)計結(jié)果一致。

2.3 載荷分布驗證

在前述葉輪載荷參數(shù)取值范圍內(nèi)任取2組不與之前試驗值重合的載荷參數(shù)進(jìn)行設(shè)計模擬，設(shè)計葉輪編號分別為B1、B2。參數(shù)選取盡量具有代表性，如輪轂前載點位置NC1取值范圍為0.25～0.45，則選取0.3和0.4作為驗證參數(shù)，以此類推。具體取值見表7。

如前所述，導(dǎo)葉葉片較優(yōu)的載荷形式為輪轂中載、輪緣前載型。在范圍內(nèi)任取2組不與之前試驗值重合的載荷參數(shù)進(jìn)行設(shè)計模擬，設(shè)計導(dǎo)葉編號分別為G1、G2。參數(shù)選取盡量具有代表性，如輪轂前將葉輪B1與導(dǎo)葉G1組合，為組合1；葉輪B2與導(dǎo)葉G1組合，為組合2；葉輪B1與導(dǎo)葉G2組合，為組合3；葉輪B2與導(dǎo)葉G2組合，為組合4。

表7 葉輪驗證參數(shù)取值Tab.7 Loading parameters value for impeller validation

載點位置NC1取值范圍為0.25～0.45，則選取0.3和0.4作為驗證參數(shù)，以此類推。具體取值見表8。

表8 導(dǎo)葉驗證參數(shù)取值Tab.8 Loading parameters value for guide vane validation

圖11為4個組合的流量效率曲線，4組的水力效率相近，與原泵水力效率相比，均為水力效率較優(yōu)的設(shè)計結(jié)果。可知在前述范圍內(nèi)取值，設(shè)計得到的葉輪和導(dǎo)葉匹配情況良好。具體數(shù)據(jù)對比中發(fā)現(xiàn)，組合2的水力效率略優(yōu)。

圖11 原泵以及4個組合全工況效率曲線Fig.11 Efficiency comparison of full working conditions

將組合2作為設(shè)計泵與原泵作內(nèi)外特性對比分析。

2.3.1葉輪載荷對比

泵葉輪的設(shè)計采用前載形式，其載荷分布的計算結(jié)果如圖12a所示；為了便于對比分析，原泵葉輪的設(shè)計采用后載形式，其載荷分布的計算結(jié)果如圖12b所示。

圖12 設(shè)計泵和原泵載荷分布形式Fig.12 Loading distributions of designed and original pump

2.3.2外特性對比

外特性對比曲線如圖13所示。設(shè)計泵較原泵水力效率平均高2個百分點；對于大流量工況，水力效率提升更為明顯。

圖13 水泵外特性對比Fig.13 Comparison of outer performances

2.3.3內(nèi)特性對比

原泵的數(shù)值模擬中發(fā)現(xiàn)：葉輪出口靠近輪轂處有二次流；導(dǎo)葉由于潛水軸流泵導(dǎo)葉的擴(kuò)散式特性，在進(jìn)口靠近輪轂位置和出口靠近輪緣位置有分離渦。設(shè)計泵有效地改善了這幾方面的問題，以下就內(nèi)特性作出分析(沒有特別說明的均默認(rèn)為設(shè)計工況)。

(1)葉輪對比

通過原泵數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)原葉輪靠近輪轂出口位置有二次流。綜合圖14、15，前載型葉片能夠較好地抑制葉根出口二次流。

如圖14所示，葉輪葉根的壓力、流線、速度矢量圖，設(shè)計泵較原泵葉輪出口壓力梯度變化更均勻，流線、矢量偏離度小，對原葉輪出口的二次流有明顯改善。

圖14 葉輪葉根的壓力、流線、速度矢量圖Fig.14 Comparison for pressure, stream and vector near hub of original and designed impellers

圖15 葉輪葉片出口靠近輪轂位置壓力、速度矢量圖Fig.15 Pressure, vector comparisons of original and designed impellers (at trailing edge of suction surface near hub)

如圖15所示，葉輪吸力面出口靠近輪轂位置速度矢量圖，原泵葉片展向有壓力梯度，二次流明顯；設(shè)計葉片壓力梯度變化均勻，對二次流有明顯抑制作用。

(2)導(dǎo)葉對比

通過原泵數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)擴(kuò)散式導(dǎo)葉在輪轂進(jìn)口和輪緣出口容易出現(xiàn)分離渦。綜合圖16、17，輪轂中載、輪緣前載型導(dǎo)葉能夠較好地改善這一問題。

如圖16所示，導(dǎo)葉靠近輪轂位置的流線圖，原導(dǎo)葉葉根進(jìn)口位置有分離渦，設(shè)計導(dǎo)葉進(jìn)口渦分離得到抑制、葉形更符合流場、流線較為順滑。

圖16 導(dǎo)葉葉根位置(0.05倍葉高)流態(tài)對比圖Fig.16 Comparison for stream near hub of original and designed guide vanes (0.05 times of blade height)

如圖17所示，導(dǎo)葉靠近輪緣位置流線圖，原泵出口位置有分離渦，設(shè)計葉片明顯改善了這一現(xiàn)象，流線更為順滑。

圖17 導(dǎo)葉靠近輪緣位置(0.85倍葉高)流態(tài)對比Fig.17 Comparison for stream near shroud of original and designed guide vanes (0.85 times of blade height)

圖18為導(dǎo)葉出口截面靜壓圖，在較小的壓力范圍內(nèi)(1.020×105～1.076×105Pa)，設(shè)計泵的出口壓力云圖更均勻，推斷內(nèi)部流態(tài)更好；與原泵相比，設(shè)計泵導(dǎo)葉出口壓力更高，擴(kuò)壓效果更好。

圖18 導(dǎo)葉出口靜壓Fig.18 Outlet pressure diagrams of original and designed guide vanes

如圖19所示，偏工況時導(dǎo)葉靠近輪緣部位流線圖，發(fā)現(xiàn)在偏工況情況下，設(shè)計泵對輪緣處的分離渦有良好的改善效果。

3 結(jié)論

(1)潛水軸流泵葉輪適合的載荷分布形式為前載型，具體取值：斜率k取值范圍-1～0，前載點位置NC取值范圍0.25～0.45，后載點位置ND取值范圍0.55～0.75。原泵模擬中發(fā)現(xiàn)，葉輪葉片在葉根處扭曲較大，出口易形成二次流。設(shè)計葉輪載荷參數(shù)在以上范圍內(nèi)取值，對葉根尾緣的二次流有抑制作用。

(2)潛水軸流泵導(dǎo)葉適合的載荷分布形式為輪轂中載輪緣前載型，具體取值：輪轂斜率k1取值在0附近(中載)；輪緣斜率k2取值范圍為0～0.75(前載)；輪轂前載點位置NC1取值范圍為0.25～0.45；輪緣前載點位置NC2取值在0.25附近；輪轂后載點位置ND1取值范圍為0.55～0.75。潛水軸流泵由于導(dǎo)葉的擴(kuò)散式結(jié)構(gòu)特點，近壁面易出現(xiàn)分離渦，尤其在靠近輪轂進(jìn)口和輪緣出口的位置。設(shè)計導(dǎo)葉參數(shù)在以上范圍內(nèi)取值，能有效改善擴(kuò)散式導(dǎo)葉近壁面渦分離現(xiàn)象：設(shè)計工況下，對于輪轂輪緣的渦分離都有很好的改善作用；在偏工況條件下，對輪緣的改善效果更為明顯。

圖19 偏工況條件導(dǎo)葉0.95倍葉高流線圖Fig.19 Comparison for stream near shroud of original and designed guide vanes under minimal and maximal working conditions (0.95 times of blade height)

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HydraulicDesignofSubmersibleAxial-flowPumpBasedonBladeLoadingDistributions

YANG Wei1,2LEI Xiaoyu1,2ZHANG Zhimin3LI Huaicheng4WANG Fujun1,2

(1.CollegeofWaterResourcesandCivilEngineering,ChinaAgriculturalUniversity,Beijing100083,China2.BeijingEngineeringResearchCenterofSafetyandEnergySavingTechnologyforWaterSupplyNetworkSystem,Beijing100083,China3.ChinaInstituteofWaterResourcesandHydropowerResearch,Beijing100044,China4.ShanghaiLiancheng(Group)Co.,Ltd.,Shanghai201812,China)

A three-dimensional inverse design of a submersible axial-flow pump was performed and the loading distributions of both the impeller and guide vane were studied. The hydraulic efficiency was set as the design objective, the optimized loading distributions of the impeller and the guide vane were attained based on numerical simulation results. The orthogonal experimental design, univariate analysis and the numerical simulation were used to study the influence of the loading distribution parameters on both the flow characteristics and hydraulic performance of the submersible axial-flow pump. In order to get superior hydraulic efficiency, the impeller should be fore loaded on both the hub and the shroud, and the guide vane should be mid loaded for the hub and fore loaded for the shroud. Specifically, the range of the loading parameters were as follows: for the impeller blades, the loading slope was in the range of -1～0, which was a front loaded kind, the front loading point was in the range of 0.25～0.45, and the after loading point was in the range of 0.55～0.75; for the guide vane, the hub slope was close to 0 which was a mid loaded kind, the shroud slope was ranged from 0 to 0.75 which was after loaded kind, the hub front loading point was in the range of 0.25～0.45, the shroud front loaded point was close to 0.25, the hub after loading point was in the range of 0.55～0.75. In the impeller design, it was found that the front loaded blade can suppress secondary flows in the blade outlet near the hub. Due to the diffusion structure of the guide vane, the seperation vortex near the wall was inclined to happen. In the design of guide vane, it was found that the separation vortex near the wall was suppressed in the hub-mid-loaded and shroud-fore-loaded diffuser. The impeller and guide vane with the above loading distributions were matched with each other, which can give a better design outcome for the submersible axial-flow pump.

submersible axial-flow pump; three-dimensional inverse design method; loading distribution

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.11.022

TH312

A

1000-1298(2017)11-0179-09

2017-08-16

2017-09-12

“十二五”國家科技支撐計劃項目(2015BAD20B01)

楊魏(1982—) ，男，副教授，博士生導(dǎo)師，主要從事流體機(jī)械優(yōu)化設(shè)計研究，E-mail: wyang@cau.edu.cn