叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法及模拟装置

摘要

本发明提供了一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法及模拟装置。其中，模拟方法包括建立模型、网格划分以及监测点布置。所述汽车水泵的流体域包括泵腔、叶顶间隙、叶轮、蜗壳以及出水管，对所述汽车水泵采用混合四面体和六面体非结构性网格进行网格划分；在叶片的压力面和吸力面分别布置多个监测点，蜗壳周向布置多个监测点。本发明的模拟方法及模拟装置，可以更准确地找到汽车水泵压力脉动的主频，便于找到叶顶间隙与叶片上和蜗壳的压力脉动之间的关系，还能够模拟出叶顶间隙厚度与叶轮、蜗壳和叶顶间隙上的压力的关系，以及与蜗壳内的流速的关系，还有与叶轮流道内涡强度及，蜗壳出口处涡强度的关系等。

权利要求

1.一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，其特征在于，包括：

建立模型；

网格划分，所述汽车水泵的流体域包括泵腔、叶顶间隙、叶轮、蜗壳以及出水管，对所述泵腔、所述叶轮、所述蜗壳以及所述出水管采用非结构网格划分，对叶顶间隙采用结构网格划分，轴向划分多层网格，进行网格无关性验证以确定网格单元数量；以及监测点布置，在叶片压力面和吸力面分别布置2-4个监测点，蜗壳周向布置4-6个监测点；

压力脉动分析，采用压力系数对瞬态压力值进行无量纲化处理，计算公式为：

式中，u2＝7.117m/s为叶轮出口圆周速度，m/s；pi为瞬态静压值，Pa； 为平均静压值，Pa；ρ为水的密度，kg/m3；选取最后一个周期的压力脉动数据进行分析；通过叶片吸力面和吸力面监测点的压力脉动时域图分析叶顶间隙与脉动幅值及峰峰值的关系；通过蜗壳周向的监测点的压力脉动时域图分析叶顶间隙与蜗壳内压力脉动的关系；选取一个靠近隔舌位置的监测点，一个叶片压力面监测点以及一个叶片吸力面监测点，并选取后5个周期的数据进行快速傅里叶变化得到脉动频域图，根据该脉动频域图分析叶顶间隙与压力脉动幅值的关系；

流场分析，通过汽车发动机水泵的内部流场压力云图分析叶顶间隙与泵内压力的关系；通过汽车发动机水泵的内流场的速度矢量图分析叶顶间隙与叶片流道内的旋涡的关系。

2.根据权利要求1所述的叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，其特征在于，所述建立模型包括设定所述汽车水泵的转速、流量、扬程、效率以及进口和出口的数量。

3.根据权利要求2所述的叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，其特征在于，所述汽车水泵包括两个进口和一个出口，两个进口的直径分别为18mm和30mm，出口的直径为85mm。

4.根据权利要求1所述的叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，其特征在于，所述网格划分步骤中还包括边界条件设置。

5.根据权利要求1所述的叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，其特征在于，边界条件设置中，选用压力进口，流量出口，壁面采用无滑移条件。

说明书

叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法及模拟装置

技术领域

[0001] 本发明涉及汽车领域，具体而言，涉及一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法及模拟装置。

背景技术

[0002] 目前，汽车水泵作为发动机冷却系统中的核心部件，其作用是提高循环系统中冷却液的工作压力，为发动机相关部件间的冷却液循环提供动力。随着汽车行业的高速发展，
振动噪声问题越来越受到了国内外学者的广泛关注，振动加速了材料及零部件摩损破坏，
而汽车水泵内部元件诱发脉动产生噪声引起的振动，严重时，汽车水泵振动加剧，甚至损
坏。

发明内容

[0003] 本发明的目的之一在于提供一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法及模拟装置。

[0004] 为了解决上述技术问题中的至少一个，本发明提供了以下技术方案：

[0005] 一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，包括：

[0006] 建立模型；

[0007] 网格划分，所述汽车水泵的流体域包括泵腔、叶顶间隙、叶轮、蜗壳以及出水管，对所述汽车水泵采用混合四面体和六面体非结构性网格进行网格划分；以及

[0008] 监测点布置，在叶片压力面和吸力面分别布置多个监测点，蜗壳周向布置多个监测点。

[0009] 进一步地，在本发明的可选实施例中，所述建立模型包括设定所述汽车水泵的转速、流量、扬程、效率以及进口和出口的数量。

[0010] 进一步地，在本发明的可选实施例中，所述汽车水泵包括两个进口和一个出口，两个进口的直径分别为18mm和30mm，出口的直径为85mm。

[0011] 进一步地，在本发明的可选实施例中，对所述泵腔、所述叶轮、所述蜗壳以及所述出水管采用非结构网格划分，对叶顶间隙采用结构网格划分，轴向划分多层网格，进行网格
无关性验证以确定网格单元数量。

[0012] 进一步地，在本发明的可选实施例中，所述网格划分步骤中还包括边界条件设置。

[0013] 进一步地，在本发明的可选实施例中，边界条件设置中，选用压力进口，流量出口，壁面采用无滑移条件。

[0014] 进一步地，在本发明的可选实施例中，在叶片压力面和吸力面分别布置2-4个监测点，蜗壳周向布置4-6个监测点。

[0015] 本发明还提供了一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟装置，包括：

[0016] 汽车水泵；

[0017] 水箱；

[0018] 电动机，所述电动机被配置成驱动所述汽车水泵的叶轮转动；

[0019] 进水管，所述进水管的进水端位于所述水箱内，所述进水管的出水端与所述汽车水泵的进口连接；

[0020] 出水管，所述出水管的出水端位于所述水箱内，所述出水管的进水端与所述汽车水泵的出口连接；

[0021] 流量计，所述流量计被配置成检测所述出水管的流量；以及

[0022] 进口压力传感器，所述进口压力传感器被配置成检测所述进水管的压力；

[0023] 出口压力传感器，所述出口压力传感器被配置成检测所述出水管的压力。

[0024] 进一步地，在本发明的可选实施例中，所述进水管和所述出水管均安装有阀门。

[0025] 进一步地，在本发明的可选实施例中，所述水箱为敞口式水箱。

[0026] 本发明的有益效果包括：本发明通过上述设计得到的叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法及模拟装置，可以更准确地找到汽车水泵压力脉动的主频，便于找到叶
顶间隙与叶片上和蜗壳的压力脉动之间的关系，还能够模拟出叶顶间隙厚度与叶轮、蜗壳
和叶顶间隙上的压力的关系，以及与蜗壳内的流速的关系，还有与叶轮流道内涡强度及，蜗
壳出口处涡强度的关系等。

附图说明

[0027] 为了更清楚地说明本发明实施方式的技术方案，下面将对实施方式中所需要使用的附图作简单地介绍，应当理解，以下附图仅示出了本发明的某些实施例，因此不应被看作
是对范围的限定，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根
据这些附图获得其他相关的附图。

[0028] 图1是本发明实施例中使用的汽车水泵的流体域三维模型；

[0029] 图2是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶顶间隙示意图；

[0030] 图3是本发明实施例中使用的汽车水泵建立的流体域网格示意图；

[0031] 图4是本发明实施例中使用的汽车水泵的监测点位置示意图；

[0032] 图5是本发明实施例的叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟装置的示意图；

[0033] 图6是本发明实施例中使用的汽车水泵的关于叶顶间隙与扬程关系的数值计算结果与试验结果对比图；

[0034] 图7-1是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶片压力脉动时域图(叶顶间隙为0mm)；

[0035] 图7-2是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶片压力脉动时域图(叶顶间隙为0.4mm)；

[0036] 图7-3是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶片压力脉动时域图(叶顶间隙为1.0mm)；

[0037] 图8-1是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶片压力脉动时域图(叶顶间隙为0mm)；

[0038] 图8-2是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶片压力脉动时域图(叶顶间隙为0.4mm)；

[0039] 图8-3是本发明实施例中使用的汽车水泵的叶片压力脉动时域图(叶顶间隙为1.0mm)；

[0040] 图9-1是本发明实施例中使用的汽车水泵的压力脉动频域图(监测点P0)；

[0041] 图9-2是本发明实施例中使用的汽车水泵的压力脉动频域图(监测点B1)；

[0042] 图9-3是本发明实施例中使用的汽车水泵的压力脉动频域图(监测点G1)；

[0043] 图10是本发明实施例中使用的汽车水泵内部流场压力云图；

[0044] 图11是本发明实施例中使用的汽车水泵叶顶间隙压力云图；

[0045] 图12是本发明实施例中使用的汽车水泵内流场的速度矢量图。

[0046] 图标：10-汽车水泵；20-水箱；30-电动机；40-进水管；50-出水管；60-流量计；70-进口压力传感器；80-出口压力传感器；90-阀门；100-泵腔；200-叶顶间隙；300-叶轮；400-
蜗壳；500-出水管。

具体实施方式

[0047] 为使本发明实施方式的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施方式中的附图，对本发明实施方式中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实
施方式是本发明一部分实施方式，而不是全部的实施方式。基于本发明中的实施方式，本领
域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施方式，都属于本发明
保护的范围。因此，以下对在附图中提供的本发明的实施方式的详细描述并非旨在限制要
求保护的本发明的范围，而是仅仅表示本发明的选定实施方式。基于本发明中的实施方式，
本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施方式，都属于本
发明保护的范围。

[0048] 在本发明的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“长度”、“宽度”、“厚度”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”、“顺时针”、“逆时针”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的设备或元件必须具有特定的方位、以特
定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。

[0049] 此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示或者
隐含地包括一个或者更多个该特征。在本发明的描述中，“多个”的含义是两个或两个以上，
除非另有明确具体的限定。

[0050] 在本发明中，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定”等术语应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或成一体；可以是直接相
连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通或两个元件的相互作用关
系。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体
含义。

[0051] 在本发明中，除非另有明确的规定和限定，第一特征在第二特征之“上”或之“下”可以包括第一和第二特征直接接触，也可以包括第一和第二特征不是直接接触而是通过它
们之间的另外的特征接触。而且，第一特征在第二特征“之上”、“上方”和“上面”包括第一特
征在第二特征正上方和斜上方，或仅仅表示第一特征水平高度高于第二特征。第一特征在
第二特征“之下”、“下方”和“下面”包括第一特征在第二特征正下方和斜下方，或仅仅表示
第一特征水平高度小于第二特征。

[0052] 本发明实施例提供了一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，包括：建立模型、网格划分以及监测点布置。

[0053] 进一步地，建立模型包括设定汽车水泵的转速、流量、扬程、效率以及进口和出口的数量。

[0054] 汽车水泵的流体域包括泵腔、叶顶间隙、叶轮、蜗壳以及出水管，对汽车水泵采用混合四面体和六面体非结构性网格进行网格划分。

[0055] 进一步地，汽车水泵包括两个进口和一个出口，两个进口的直径分别为18mm和30mm，出口的直径为85mm。

[0056] 进一步地，对泵腔、叶轮、蜗壳以及出水管采用非结构网格划分，对叶顶间隙采用结构网格划分，轴向划分多层网格，进行网格无关性验证以确定网格单元数量。

[0057] 进一步地，网格划分步骤中还包括边界条件设置。

[0058] 进一步地，边界条件设置中，选用压力进口，流量出口，壁面采用无滑移条件。

[0059] 监测点布置主要是在叶片压力面和吸力面分别布置多个监测点，蜗壳周向布置多个监测点。进一步地，在本发明的可选实施例中，在叶片压力面和吸力面分别布置2-4个监
测点，蜗壳周向布置4-6个监测点。

[0060] 本发明还提供了一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟装置，包括：

[0061] 汽车水泵；

[0062] 水箱；

[0063] 电动机，电动机被配置成驱动汽车水泵的叶轮转动；

[0064] 进水管，进水管的进水端位于水箱内，进水管的出水端与汽车水泵的进口连接；

[0065] 出水管，出水管的出水端位于水箱内，出水管的进水端与汽车水泵的出口连接；

[0066] 流量计，流量计被配置成检测出水管的流量；以及

[0067] 压力传感器，压力传感器被配置成检测进水管的压力。

[0068] 进一步地，进水管和出水管均安装有阀门。

[0069] 进一步地，水箱为敞口式水箱。

[0070] 下面提供模拟方法的一个具体实施例，以型号为F31D1的汽车发动机水泵为研究对象。

[0071] 一种叶顶间隙对汽车水泵压力脉动影响的模拟方法，包括：

[0072] S1.1建立模型

[0073] 型号为F31D1的汽车发动机水泵(汽车发动机水泵在本申请中也简称汽车水泵或泵)的流体域如图1所示，叶顶间隙及其局部放大图如图2所示。该泵的转速n＝1600r/min，
流量Q＝90L/min，扬程H＝2.55m，效率η为46.64％，该泵有两个进口，直径分别为18mm、
30mm，出口直径为85mm。

[0074] S1.2网格划分

[0075] 该泵流体域由泵腔100、叶顶间隙200、叶轮300、蜗壳400以及出水管500五部分组成，对汽车水泵采用混合四面体和六面体非结构性网格进行网格划分。进一步地，对泵腔
100、叶轮300、蜗壳400以及出水管采用非结构网格划分，对叶顶间隙200采用结构网格划
分，轴向划分10层网格，划分流体域网格如图3所示，同时进行网格无关性验证，如表1所示，
最终确定的网格单元数为1943560。

[0076] 该步骤还包括边界条件设置，边界条件设置中，选用压力进口，流量出口，壁面采用无滑移条件。采用瞬态进行计算，时间步长为0.00014s，一个时间步迭代次数为20次，计
算7个叶轮旋转周期，时间步长设置为833步。

[0077] S1.3监测点布置

[0078] 在叶片压力面和吸力面分别布置3个监测点，蜗壳周向布置5个监测点，依次为G1、G2、G3、B1、B2、B3、P0、P1、P2、P3以及P4，如图4所示。

[0079] 进一步地，为了验证本模拟方法的可靠性，还建立了模拟装置(试验台)进行了试验，并对试验结果与模拟结果进行了对比。

[0080] 试验在浙江水泵总厂有限公司进行，模拟装置的设计符合国家标准GB/T3216和国际标准ISO9906，模拟装置的测试精度为1级。模拟装置的示意图如图5所示。该模拟装置包
括汽车水泵10、水箱20、电动机30、进水管40、出水管50、流量计60、进口压力传感器70、出口
压力传感器80和阀门90。电动机30被配置成驱动汽车水泵10的叶轮转动。水箱20为敞口式
水箱20，进水管40的进水端位于水箱20内，进水管40的出水端与汽车水泵10的进口连接。出
水管50的出水端位于水箱20内，出水管50的进水端与汽车水泵10的出口连接。流量计60可
以采用电磁流量计，流量计60被配置成检测出水管50的流量。进口压力传感器70被配置成
检测进水管40的压力。出口压力传感器80被配置成检测出水管50的压力。进水管40和出水
管50均安装有阀门90。

[0081] 通过数值计算结果与试验结果对比如如图6所示，可以看出数值计算结果和试验结果具有很好的相似性。

[0082] 1.压力脉动分析

[0083] 采用压力系数对瞬态压力值进行无量纲化处理，计算公式为

[0084]

[0085] 式中，u2＝7.117m/s为叶轮出口圆周速度，m/s；pi为瞬态静压值，Pa； 为平均静压值，Pa；ρ为水的密度，kg/m3。选取最后一个周期的压力脉动数据进行分析。

[0086] 1.1叶轮压力脉动

[0087] 图7-1、图7-2及图7-3是叶片吸力面和吸力面监测点的压力脉动时域图。由图7-1、图7-2及图7-3可知，考虑叶顶间隙后的压力脉动与无叶顶间隙的脉动波形有明显的变化。
叶片压力面和叶片吸力面的三个监测点，其压力脉动波形相类似，叶片压力面的压力脉动
幅值明显大于叶片吸力面的压力脉动幅值，而叶片压力面G1点的压力脉动幅值是最大的，
同时每个监测点中，叶顶间隙为0时的脉动幅值最大，峰峰值也是最大，随着叶顶间隙的增
大，压力脉动幅值逐渐减小，而峰峰值增大。从叶片头部到叶片尾部，叶片压力面的压力脉
动幅值逐渐减小，但峰峰值基本保持不变，而叶片吸力面的三个监测点的压力脉动幅值逐
渐增大。

[0088] 1.2蜗壳压力脉动

[0089] 图8-1、图8-2及图8-3为监测点P0-P4的压力脉动时域图，从图中可以看出，蜗壳内5个监测点的压力脉动均表现出明显的周期性。由于叶片数是7个，所以叶轮旋转一圈的时
间内，波峰和波谷出现7次。由图可发现，相邻波峰的时间间隔大约为0.0045s，靠近隔舌处
的监测点P0下的不同叶顶间隙的压力脉动幅值均是最大的，这主要是在隔舌位置曲率变化
较大，由于叶轮与蜗壳的动静干涉作用，以及流体有叶轮出口流向蜗壳出口，速度发生突变
而引起P0点造成压力较大。在每个监测点中，与不考虑叶顶间隙的监测点的压力脉动对比，
考虑叶顶间隙后检测点的压力脉动有明显的变化。叶顶间隙为0时，P0和P1检测点的压力脉
动幅值最大，明显高于其他监测点，同时其峰峰值也是最大的，而随着叶顶间隙的增大，各
监测点压力脉动幅值都呈现减小的趋势，这时因为由于间隙的增大，间接的缓解了叶轮与
蜗壳的动静干涉作用。随着蜗壳流道内流体流动方向，不同叶顶间隙下的各监测点的压力
幅值均在减小。这是因为由隔舌位置开始顺着蜗壳流动方向，过流面积增大，流动变得平
稳，从而压力脉动减小。而且随着叶顶间隙的增大，压力脉动幅值呈减小的变化趋势，这说
明适当增大叶顶间隙可以改善蜗壳内压力脉动。

[0090] 选取靠近隔舌位置的监测点P0，叶片压力面监测点G1以及叶片吸力面B1监测点，并选取后5个周期的数据进行快速傅里叶变化得到脉动频域图，如图9-1、图9-2及图9-3所
示，横坐标f为叶轮实际转频数。由图可以看出，3个监测点均表现出明显的压力脉动频域特
性。其中靠近隔舌位置的监测点P0，其压力脉动幅值最大均出现在叶轮主频处(425Hz)，而
靠近叶片头部压力面的监测点G1和吸力面监测点B1的压力脉动幅值最大是在叶轮主频
(60Hz)处，同时各监测点都随着叶轮转频的增加，压力脉动幅值是在逐渐减小的。在监测点
P0和G1位置时可以发现，叶顶间隙为0时的压力脉动幅值最大，并且随着叶顶间隙的增大，
压力脉动幅值是在减小的。而监测点B1在叶顶间隙不为0的条件下的压力脉动幅值是明显
下降的，但是随着叶顶间隙的增大明却是增大的。

[0091] 2.流场分析

[0092] 2.1内部流场

[0093] 图10为汽车发动机水泵的内部流场压力云图，定义一个叶片旋转到相邻叶片位置的时间为一个周期T。由图可以看出，在叶片头部偏压力面的位置均有低压区形成，而叶片
尾部的压力较高。在一个周期内，低压区面积是呈先增大后减小的趋势，且顺着叶轮流道方
向压力是增大的，这是因为流体进入到叶轮后，在叶轮进口处流动叫平缓且速度较小，从而
叶片头部压力较小，而随着叶轮旋转，流体在离心力的作用下能量增加，同时流体在叶轮流
道内与叶片发生碰撞，流体压力逐渐增大。而靠近隔舌位置的叶片头部的压力面形成一面
积较小的高压区，随着叶片扫过隔舌，同时高压区面积也是在减小的，这时因为叶轮与蜗壳
的动静干涉作用。蜗壳压力比较均匀，出口处压力较大，随着叶轮旋转，压力基本无变化。同
时可以看出，随着叶顶间隙的增大，泵内压力是在减小的，而叶片头部的低压区面积在明显
增大，蜗壳出口处的压力明显在减小，这说明增大叶顶间隙可改善泵出口的流动。由图11可
以发现，叶顶间隙流体域内圆位置有一面积较大的类似七角星形状的低压区，而外圆端面
上则有一面积较小的高压区，这说明其压力分布与叶片数量有关，叶轮进口流动叫平稳，而
叶轮出口与蜗壳动静干涉作用强，从而间隙域内的压力分布于叶轮类似。从t＝1/4T到t＝
3/4T的时间变化内，叶顶间隙流体域上的低压区面积是明显增大的，而在t＝3/4T到t＝
1.0T时刻，低压区面积却是在减小的。整个周期变化时间内，叶顶间隙流体域外圆端面的高
压区面积显然在增大，同时随着叶顶间隙的增大，低压区面积显然在增大，而高压区面积却
在减小。

[0094] 图11叶顶间隙压力云图，图12是汽车发动机水泵内流场的速度矢量图，可以看出，在叶片头部和蜗壳内的流体速度较大，特别是在叶顶间隙为0的条件下，其蜗壳内的流速明
显大于叶顶间隙不为0的条件下的蜗壳流速，而蜗壳出口处的流体速度相较小。叶片每个流
道内流体流动紊乱，且都有回流旋涡产生，特别是在隔舌位置流动剧烈，沿着蜗壳流道方
向，叶片流道内的旋涡数由两个变为一个再变为两个，流动紊乱加剧，且蜗壳出口处也形成
一个回流旋涡，这是因为叶轮的高速旋转，叶轮流道内的流体与叶片发生激烈的碰撞，流动
紊乱加剧。从t＝1/4T到t＝1.0T时刻，蜗壳出口处的旋涡面积呈现先增大后减小的趋势，而
叶片流道内的旋涡沿着叶轮旋转方向在减弱，同时随着叶顶间隙的增大，叶片流道内的旋
涡明显在减弱，而蜗壳出口处的旋涡变为了两个，紊流加剧，同时蜗壳内的流速明显在减
小。

[0095] 3.模拟结果

[0096] (1)该泵各监测点的压力脉动的主频均是叶频，其中，叶片压力面的监测点压力脉动幅值大于吸力面，蜗壳内靠近隔舌处的监测点压力脉动最强。同时随着叶顶间隙的增加，
叶片上和蜗壳的压力脉动逐渐减弱的。

[0097] (2)泵内压力梯度变化明显，并随着叶轮旋转呈周期性变化，叶片头部的压力较小，而蜗壳内隔舌位置和出口处的压力较高，叶顶间隙外圆端面的压力最高，同时随着叶顶
间隙厚度的增大，叶轮、蜗壳和叶顶间隙上的压力是逐渐减小的。

[0098] (3)叶片每个流道内和蜗壳出口处均出现了旋涡，并呈周期性变化，同时随着叶顶间隙厚度的增大，蜗壳内的流速是显著减小的，叶轮流道内涡强度减弱，蜗壳出口处涡强度
加剧。

[0099] 以上所述仅为本发明的优选实施方式而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何
修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。