Page 94 - 2022年第53卷第2期

示，图中相对频率为压力脉动频率与转频的比值。实验结果表明无叶区内压力脉动主频为动静干涉
引起的叶频，次频为叶频的倍频和转频。
3.2 叶片型线的影响 方案 1 和方案 2 的外特性对比见图 8，叶片型线改善后最优工况向大流量偏

移，最优工况对应的流量为 1.04Q 。方案 2 相对于方案 1，最高效率从 89.47%增大到 89.86%，高效区
d
也显著拓宽。如图 8 所示，高效区 B 约为 0.86 ~ 1.14 倍最优流量。方案 2 叶片出口安放角大于方案 1，
导致叶片出口边相对液流角增大。为了达到出口边绝对液流角与导叶进口边安放角最优的匹配关
系，需增大出口边径向速度，因此方案 2 的最优工况向大流量偏移。

0.06 方案 1-S1 方案 2-S1
方案 1-V1 方案 2-V1
P-P 0.05 方案 1-P1 方案 2-P1
压力脉动峰峰值 C P 0.03
0.04

0.02
0.01
0
0.9 1 1.1 1.2 1.3
相对流量 Q r
图 8 叶片型线改变前后外特性 图 9 叶频型线改变前后压力脉动峰峰值
不同流量下，肘型进水流道（S1）、无叶区（V1）和环
形压水室内（P1）的压力脉动峰峰值如图 9 所示。在测试
流量范围内，方案 2 的压力脉动峰峰值 V1 和 P1 测点要显
C p
著高于方案 1；在 S1 测点，当相对流量大于 1.15 倍最优
流量时，方案 2 的压力脉动峰峰值也略大于方案 1。测试
结果表明方案 2 未能起到压力脉动特性的改善作用。对于
方案 2，无叶区内 V1 测点的压力脉动频谱特性如图 10 所
Q r
示，除动静干涉和旋转产生叶频及转频外，还存在低频
脉动。如图 11 所示，将测点 S1、V1 和 P1 在不同流量叶
频和两倍叶频的幅值提取。对于叶频，如图 11（a）所示，
相较于方案 1，方案 2 在 V1 测点的压力脉动幅值在测试流 图 10 方案 2 水泵无叶区内频谱图（V1 测点）
量范围内都略为增大；在测点 S1 处，方案 2 的压力脉动幅值在相对流量 Q 大于 1.15 倍最优流量时略
r
高于方案 1；在测点 P1 处，方案 3 和方案 1 没有发现明显的变化。对于两倍叶频，如图 11（b）所示，
未发现叶片型线改变后压力脉动幅值的明显变化规律。

0.015 7
方案 1-S1 方案 2-S1 方案 1-S1 方案 2-S1
方案 1-V1 方案 2-V1 （×10 -3 ） 6 5 方案 1-V1 方案 2-V1
压力脉动系数 C p 0.005 压力脉动系数 C p 4 3 2
方案 1-P1
方案 2-P1
方案 1-P1
方案 2-P1
0.01

0 1 0
0.9 1 1.1 1.2 1.3 0.9 1 1.1 1.2 1.3
相对流量 Q r 相对流量 Q r
（a）叶频 （b）两倍叶频
图 11 方案 1 和方案 2 压力脉动典型频率对应的幅值
3.3 导叶进口安放角的影响 方案 1 和方案 3 的外特性对比如图 12 所示，导叶进口安放角减小后最
优工况向小流量偏移，最优工况对应的流量为 0.9Q 。方案 3 相对于方案 1，最高效率从 89.47%增大
d
到 89.91%，高效区显著拓宽。如图 12 所示，高效区 C 约为 0.88 ~ 1.19 倍最优流量。原因在于小流量

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