高势比、内减摩、向心增压离心泵及其技术组合方法与实例的制作方法

专利名称

：高势比、内减摩、向心增压离心泵及其技术组合方法与实例的制作方法

定义

绝对速度——离心泵中流体质点相对于静止机壳的运动速度。
相对速度——离心泵中流体质点相对于旋转叶轮的运动速度。
牵连速度——离心泵中驱动流体运动的叶轮相对于静止机壳的运动速度。
同步速度——离心泵流道中，圆周向分速度等于相同径向坐标处牵连速度的液流速度。
比功——离心泵叶轮对流经叶槽的单位质量的流体所做的功。
比能——单位质量的流体所具有的机械能，区别势能和动能时分称比势能和比动能。
势扬程——流体在叶轮流道中所获压力增量与重力加速度之比，压力增量等于单位质量的流体所接受的离心力功与其自身相对运动动能减量的代数和。
动扬程——单位质量的流体在叶轮流道中所获动能增量与重力加速度之比，该增量在导流器中完成压头转换，按静止坐标系中的绝对速度计算。
势动比——叶轮输出势扬程与输出动扬程之比，或比势能增量与比动能增量之比，简称势比。
反作用度——叶轮输出比势能与输送比功之比，与势动比互为单调增函数。
压力系数——叶轮输送的有效比功与依据叶轮圆周速度计算的比动能之比。
比转数——输送单位比功和单位体积流量的几何相似单元叶轮的转速，又称相似性系数。
相对涡旋——离心泵叶轮流道中流体相对于旋转坐标系的圆周面反向涡旋运动，是有限叶片弱剪切约束下的一种流体惯性运动形态，对相对速度场之分布具有重大影响。
局部激励——不可压缩流体在非约束方向受到作用面较小的冲量作用，在作用面邻域内发生非势流运动，例如以石击水、瀑布流、搅拌和液流截面陡扩等。
完备约束——无局部激励可能性的流体约束，例如，具有自由或弱约束边界的不可压缩流体，其可能的作用面及前向邻域被与该作用面正交的刚性壁面所包围。
附壁效应——当压力和壁面曲率合适时，一定流速的不可压缩流体贴附壁面流动，其不脱流条件为壁面绝对压力大于饱和气压。
高势比叶轮——一种高势动比输出的离心泵叶轮，其流道是完备约束的，具有流速低、抗相对涡旋、无回流和脱流、圆周柱面等速等压、动能反馈线性节流诸特性。
反馈减速比——高势比叶轮反切向出口相对速度与叶轮圆周速度之比，又称反馈减功系数，叶轮比功和出口绝对速度均为其线性减函数。
自适应预旋器——装有变迎角弹性流道的同轴预旋器，用于来流预旋和级联速度场整理。
均速岔道——高势比叶轮的一种叶槽分叉结构，主要通过岔道出口面积的不均匀分配抗性遏制相对涡旋，使叶槽速度分布均匀化和低速层流化。
内减摩——一种提高离心泵内机械效率的方法及设计，在叶轮端面与腔壁间动态充盈气相介质，其粘滞系数和比摩阻较液相介质减小两个数量级，简称减摩。
保守环量设计——一种保守液流动量矩惯性的离心泵流场设计，要求在叶轮连接流道中保持速度环量的连续性，包括同步正预旋和轴面换向带环量入导。
向心导轮——一种保守环量设计的内向涡旋型导流器，其增压流道完备约束，并按优化扩张率渐增截面积和渐减中线曲率半径，具有体积小、效率高的特点。
向心增压——向心导轮之压力分布特征，其流道压力随中线极半径的减小而单调增加。
转移段流道——叶轮出口与向心导轮增压流道间的液流通道，由叶轮腔壁之外沿曲面围成。
超减摩——一种提高内减摩向心增压离心泵导流效率的方法及设计，将叶轮前盖延伸并包含转移段流道的叶轮腔部分，将前端腔减摩作用区也因而延伸到该部分。
对称端盖——一种前后通用、单多级通用的离心泵端盖，盖上有轴承座和分汇流中心蜗道及其吻接管道，装配时转动前后端盖可分别改变入出管角度。
向心增压模块——一种主要由叶轮和向心导轮轴向组合的离心泵赋能增压单元，具有标准化的接口参数和装配尺寸，单多级通用，其互换性覆盖设计、生产和使用过程。
模块化组合——一种用向心增压模块和对称端盖模块跨型号组合单级和多级离心泵的方法，各模块间采用“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式。
二次型蜗道——由定长轴长半椭圆和定弦长大弓形两种截面段吻接而成的离心泵蜗道，其截面积为圆心角的二次型函数，能优化摩擦面和流场梯度，损耗较小。
梯形槽导环——截面为等腰梯形的离心泵导环，用作叶轮与蜗道间的过渡导流器，可避免局部激励，其入口和出口宽度分别等于叶轮出口和蜗道入口宽度。
本发明涉及离心泵的结构、原理的改进及其技术组合方法与实例。改进设计形成高势比、内减摩、向心增压型离心泵产品，在节流、效率、功率、气蚀诸特性上体现高性能，或同时在体积、成本和使用方便度等方面具有优势。新方法用于在各新技术间或新技术与现有技术间进行模块化组合，能形成更多种类的离心泵新产品。
离心泵由叶轮、导流器、机壳和轴系部件组成。其中，叶轮为带动液流旋转对其做功的部件，导流器为将液流动能转换为压力势能的部件。离心泵是一种使用量最大的流体机械，广泛装备于国民经济各行业。在矿山、电力、石油、化工、机械、轻纺、环境、城乡建设和水利等行业领域，在传统的农、林、牧、渔各业，离心泵都是一种常用设备，其装机容量非常巨大。例如，仅中国农用排灌泵的装机量即超过1亿千瓦，其中多数是离心泵。
离心泵17世纪末发明于法国，至今已有300多年的历史。其基本方程18世纪中叶就已导出，至今仍然是新理论演进的共同基础。水泵被人类用作第一大公用驱动设备的历史，是与工业文明和城市化进程相伴随的，一些人甚至将其比作国民经济的心脏，但大多数人包括发明人在内并不知晓。这里所说的水泵，主要还是指离心泵。
自19世纪以来，特别是20世纪末，离心泵研究较为热门，其设计和生产工艺经历过多次重要改进，其性能不断提高。然而，现有技术产品还是不尽如人意，其效率仍然偏低，其设计制造成本仍然偏高，其安装和调节模式也经常不能满足用户的需要。
离心泵效率偏低的主要原因在于以下几个方面第一，叶轮输出液流速度太高，动能比例太大。动能在导流器中的水力损耗与速度的平方甚至三次方成正比，当速度太高时，动能的大部分将被损耗掉。
流速太高导致离心泵效率降低，这为学术界所公知。所有的学术论著都主荐后弯式叶轮，就是为了降低速度。当今的离心泵产品，绝大多数采用了这种叶轮，但问题仍然没有解决。从下面的分析可知，后弯式叶片并没有使液流速度降低多少。
根据出口速度三角形，叶轮出口液流的绝对速度v2是出口牵连速度u2与相对速度w2的矢量和，由于w2较u2小一个数量级，因而对v2的影响很小。在普遍因袭的速度图中，相对速度w2的图形比例常被夸大(画小了看不清)，以致于看起来出口角β2较小的后弯式叶片可以使绝对速度v2降低很多。实际上，由于叶轮出口面积大，其出口相对速度w2较之圆周速度u2是很小的。按真实比例构造的三角形显示，出口角β2的邻边u2很大，而另一邻边w2却很小，变动β2并不能显著改变其对边v2的长度。因此，传统叶轮比功的欧拉方程YT＝u2v2cosα2-u1v1cosα1＝0.5(u22-u12+w12-w22)+0.5(v22-v12)中的比势能项0.5u22和比动能项0.5v22在数值上是很接近的，由于其他比能项的数值都很小，因而叶轮输出势动比实际上接近于1。
高速入导加重了导流负荷，降低了导流流程的水力效率，这是离心泵水力效率和总效率偏低的首要原因。
第二，在叶轮流程中，流场速度分布很不均匀，而且很不稳定，湍流、回流、脱流等现象一直难以消除，严重影响了该流程的水力效率。在叶轮流程与导流流程的结合部，液流处于严重的欠约束状态，以致相对涡旋外展，湍流、回流、脱流驱动力互馈，影响区域扩大，局部激励现象严重，所有这些因素都导致损耗增加。
第三，叶轮摩擦损耗占有不容忽视的比例，降低了内机械效率。该项损耗与液流速度无关，却与叶轮直径及其转速高幂次锐相关。随着叶轮直径或转速增加，损耗急剧增大。对于低比转数和高扬程的离心泵，摩擦可能造成10％以上的效率下降。
上述三大原因，加上其他各类损耗的存在，决定了离心泵不可能有令人满意的效率指标。发明人手头逾万种型号规格(其中某一个中国企业的产品样本就令人吃惊和令人深思地超过5000种)的资料显示，现有技术产品的标称效率大部分在50％上下，最高者标称82％，最低者只有30％多，其平均值在50％～60％之间。
标称效率是运行于最优工况时才能达到的指标。实际上，由于泵的型谱规格的离散分布与实际需求的连续分布的差异，由于泵的应用条件的可能的变动，压力和流量等主要参数在运行中经常需要使用外部手段进行调节，这使得离心泵偏离设计工况运行的情况十分普遍，造成了离心泵实际运行效率的统计分布性降低。其根源在于第四，叶轮和导流器的结构设计中未曾照顾变工况运行这一广泛存在的实际需要，普遍采用了一种损耗特性优化于设计流量的、对液流方向敏感的流道设计，例如叶轮叶片的入口角和出口角、导流器的导叶和反导叶的角度等。在实际变工况运行时，流量改变引起速度方向的改变，方向改变产生撞击损耗，导致实际效率低于最优工况效率。
外部阻性调节的采用，对设计工况的偏离，不但造成泵的内部损耗的增加，还同时存在发生于外部的能量损失。用户实际上承受了分别发生于内部和外部的双重能量损失，外部损失不能在泵效率指标中表达，也没有单独的计量显示和统计。为了计算这种损失，应该考察机组效率和整个液流系统的能量利用率，它们显然比泵效率更低。
水泵是现代社会名列前茅的耗能设备，其低效运行造成了巨大的社会经济损失。仅在中国，水泵的年耗电量超过4000亿度，其中属于可挖潜节约的部分按保守的估计也在500亿度以上。这加大了国民经济的运行成本，也加重了能源生产中的环境污染负荷。离心泵的效率问题是一个必须解决的重大技术经济问题，其紧迫性在世界范围内普遍存在。
除了提高效率的紧迫需求以外，减小尺寸、简化结构和工艺、降低制造成本、增加功能价值等关乎性价比的各类问题，也都为泵行业人士和各界用户所普遍关心。
本发明的任务在于克服离心泵的上述缺点，并进一步创造新的价值。
本发明的第一个具体目的是优化叶轮输出的比能属性结构，设计出实现这种优化的新叶轮并改善其流场特性，使导流程和叶轮程的水力效率同时大幅度提高。
本发明的第二个具体目的是改变离心泵叶轮外侧的摩擦介质，降低其粘滞系数，从而大幅度降低摩擦损耗和提高泵的内机械效率。
本发明的第三个具体目的是改进导流器和其他组成部分的结构，使之与整体设计相匹配，以进一步降低导流损耗和提高全程水力效率，并从根本上减小导流器和机壳的比尺寸，使制造成本更低和使用更方便。
本发明的第四个具体目的是设计一种方法，在各类新型部件之间，在新型部件与传统技术部件之间，进行最有效的技术组合，以产生效率、成本或者使用功能方面的积极效果。由于本发明是以相关技术理论的改进和技术观念的创新为前提的，因而这方面的必要论证也附带在各发明目的之中。
本发明实现第一个目的的技术路线是设计一种新型的离心泵叶轮，该叶轮之输出具有较高的势扬程和较低的动扬程，以两者的比值——势动比作为衡量参数，使该比值较之现有技术有显著的提高。提高势动比体现了把叶轮改造为将轴功主要转化为压力势能的部件的目的性设计，因为在叶轮流道中依靠离心力与路径点积的线积分增压方程中没有相对速度因子，选择在相对低速的叶轮中尽可能多地生产势能可以降低流态损耗的比率。动扬程的进一步降低意味着叶轮输出的绝对速度必须在现有技术后弯式叶片降速方案极限值的基础上有进一步的降低，其好处是后续导流器的水力损耗随着流速的降低而迅速减少，动能比值的减少和动能损耗率的降低将导致泵效率线性提高。
势动比与现有技术概念中的反作用度或反应系数具有单调增的对应函数关系，因此，提高势动比就是提高反作用度或者反应系数。本发明定义和使用势动比概念，是因为它更容易理解，并能更明确、更具体地表达本发明的特点和价值所在。
如前所述，后弯式叶片存在降速极限。为突破该极限，必须对现有技术叶轮进行改造。这些改造将包括把大出口改为小出口、将液流出口角进一步减小到等于0或几乎等于0等新设计，以产生方向有利、大小满足要求的出口相对速度。这些改造的目的性意义在于，对具有不同损耗率的两条势能生产途径作恰当的权重安排，以使离心泵的效率获得最优的非线性组合的表达。
本发明实现第一个发明目的的技术方案是采用高势动比叶轮，该叶轮的叶槽流道尾部朝反切向弯曲并且截面积逐渐减小，流体在离心力做功的路径末端被加速和改变方向，最后以较大的相对速度和接近于0的出口角流出叶轮，出口绝对速度相应减小，转向和加速过程产生的反作用力矩使转轴减功。
本发明方案是在机械能守恒定律的基础上设计的。在旋转坐标系中的叶槽流程末端进行能量转换来改变输出势动比，是一种对势能生产环境选择有利和回避不利的策略应用，施加的动力学手段是抗性力，转换过程是低损耗的。
本发明的原理演绎于描述叶轮比功的欧拉方程，是对该方程进行组项优化的结果。考察方程YT＝u2v2cosα2-u1v1cosα1＝0.5(u22-u12)+0.5(w12-w22)+0.5(v22-v12)，该方程描述了叶轮对由静止坐标系中的牵连运动和旋转坐标系中的相对运动合成的液流运动赋能的数量关系。其中，0.5(u22-u12)是离心力功转化为比势能的线积分值，在静止坐标系中的离心力场之绝对运动路径上完成。0.5(w12-w22)+0.5(v22-v12)包含两个坐标系中的运动合成之比动能的全部相关项，隐含动能与势能互换机制，并遵守机械能守恒定律(不计摩擦损耗)。液流在叶轮流道中的比动能增量是0.5(v22-v12)，直接来自叶片法向力功(等于比功扣除补充离心力功失能后之剩余部分)，而其比势能增量则是0.5(u22-u12+w12-w22)，分别来自离心力功和相对运动的比动能减量。
出于增大产能的目的，现有技术一直将相对运动比动能减量项0.5(w12-w22)设定正值，因为这样做能够导致比功和势扬程的同时增加。但是，传统观念对于由运动合成之出口速度三角形寄予了太多的希望。实际上，余弦定理公式v22＝u22+w22-2u2w2cosβ2不可能给出所希望的结果，这是由于w2比u2小一个数量级，以致于w22-2u2w2cosβ2相对于u22来说几乎等于0，于是有v22≈u22。放任很高的绝对速度v2进入导流流程，会产生巨大的损耗，以致形成制约泵效率的第一大瓶颈。解决这个问题的唯一出路在于将相对运动比动能减量项0.5(w12-w22)改为负值，即通过反向能量转换来增大w2，这时，上述余弦定理公式将给出较低的绝对速度v2，离心泵的效率瓶颈就能突破。
基于以上分析，本发明的主要设计特征——接近于0的出口角、适当大的出口相对速度就有理由成立了。
当出口角β2≈0时，出口相对速度w2与牵连速度u2反向，可以最大限度地抵消u2。设定β2≈0还有另一项重要作用，即在减小出口面积而使出口相离分布的情况下，需要很小的出口角来组织液流出口后的速度场整理，以避免不利的速度分布造成湍流。β2≈0意味着出口速度三角形缩小为直线段，绝对速度将由代数运算v2＝u2-w2＝(1-K)u2给出。式中，系数K＝w2/u2称为反馈减速比。K是重要的调控参数，其大小线性地反映了绝对速度减小的程度。之所以称为反馈减速比，是因为在旋转坐标系中生成反切向相对速度w2时，其反作用力矩使转轴减功，这是一个无损耗的动能反馈过程。动能反馈减速在旋转坐标系中表现为加速，所以叶轮结构中必须有加速流道。
为了使绝对速度v2显著减小，W2在数值上必须设置得比现有技术的极限值还要大许多，应该达到与u2同数量级的水平。减小出口面积和在叶槽流道末端设置逐渐减小截面积的加速段可以实现这一目标。当K＝0.5左右时，w2＝Ku2≈0.5ωR2。相对速度w2的增加必然以消耗势能为代价，因此，叶轮的输出比势能增量将因为w2的增大而减小。由于比势能增量的减小量为0.5ω2R22K2，与真小数K的平方成正比，因而数值较小。而比动能增量的减小量则等于0.5u22-0.5(u2-Ku2)2＝0.5ω2R2(2K-K2)，这比比势能的减小量大得多，两者的比值为(2-K)/K，因而叶轮的输出势动比将大幅度增加。计算表明，实用区间的K值可以使输出势动比增加2～8倍。
本发明方案对于提高泵效率具有显著的效果。高势比叶轮输出液流绝对速度较小，导流负荷轻，速度幂次类损耗将大幅度减少，因而具有比现有技术高得多的导流效率。
离心泵的水力损耗大部分发生在导流器。现有技术离心泵的入导流速很高，通常超过20米/秒，比水力规范高一个数量级，这必然产生大的损耗。在导流器中，高速边际摩擦、大梯度内摩擦难以避免；高速撞击、脱流、局部激励也经常发生，这些损耗对入导速度有着2次幂或3次因式锐相关的敏感性。导流损耗在中小型、低比转数以及偏离设计工况运行等情况下尤其严重，这时的动能损耗率可能超过50％。本发明对挽救这些损失具有特别大的作用，下面区分局部阻力型和沿途阻力型两类导流损耗具体讨论这种作用的效果。
对于局部阻力型导流损耗，例如撞击、局部激励、流速剧变等湍阻性流态，其损耗是集中于局部发生的。这类损耗与流速的平方成正比，与局部阻力系数成正比。为简化分析和直接对比，定义高势比液流与常势比液流(势比为1)的这类导流损耗之比为局部阻力型导流损耗比，该比值随前者的调控参数K变动情况列于表1第3行。
对于沿途阻力型导流损耗，例如导流器的典型增压流道损耗，其分析计算依赖于路径积分，参与运算的参数很多。现确定对比前提为高势比和常势比入导液流比能相同，流量相同，截面积扩张率相同，摩擦系数相同，入导速度之比已知，几何结构类似，等等。为简化分析，还假设导流出口速度相同，并且对结果的影响可以忽略。根据这些前提，用流体力学相关理论可以推出高势比与常势比导流的沿途对比段之比损耗比(单位长度上的比能损耗之比)与速度比的平方成正比，其数据列于表1第4行；由两者导流负荷比决定的导流流程长度比与入导速度比成正比，其数据列于表1第5行。再用与处理局部损耗类似的方法定义两者之沿途阻力型导流损耗比，忽略出口速度引起的高阶小量，积分可得该损耗比与两者入导速度比的3次方成正比，其数据列于表1第6行。
表1 高势比液流与常势比液流之导流损耗与前者速度测度K关系表
参照表1，其中第1行是自变量，为高势比叶轮的控制参数——反馈减速比K，是各损耗参数比式分子的速度测度。第2行是高势比液流势动比的典型值，为比式分子的比能属性测度。其余因变3、4、5、6行数据是比对参数的比值，分别表示两种液流的局部阻力型导流损耗比、沿途阻力型导流比损耗比、导流流程长度比、沿途阻力型导流损耗比。
第1列数据全为1，因为两者都是常势比液流，参数相同。其余各列全是真小数，表示高势比液流具有较低的导流损耗指标，这些比值均随着高势比液流速度测度K的增大而减小。第3行和第6行直接给出了局部阻力型导流损耗与沿途阻力型导流损耗的比值，该两比值都是与K锐相关地减小的。
第6行数据显示，在K的取值范围内，高势比液流的导流损耗较常势比液流下降一个数量级。其实际意义是对于居主模式地位的沿途阻力型导流，高势比液流的损耗比常势比液流小一个数量级。实际上，由于常势比导流技术中还经常包含一些局部阻力型损耗混杂于其中，特别是变流量运行引起的变角度撞击类2次型损耗普遍和经常性地存在，使得比式的实际分母更大，高势比导流特性中无此类因素，且有完备约束的低损耗导流技术配套，因而实际的比值还将小于甚至远小于表1中的数据，这且留待后续文字说明。结论是高势比叶轮输出的高势比液流，具有成数量级地降低导流损耗的特性。
可以举例说明本发明的积极效果。例如，设某现有技术离心泵的势动比为1，其局部阻力型导流的动能损耗率为50％，换算成比能损耗率则为25％，在所有其他损耗均为0的理想状态下，该泵的效率将只有75％。改用本发明的高势比叶轮，设其流量和比能等对比参数相同，但势动比提高3倍，即由1增加到4，则导流器的归一化导流负荷比为1/(1+4)＝20％，减少为对比泵相应负荷比1/(1+1)＝50％的40％，其入导速度减少为对比泵相应速度的(0.2/0.5)0.5＝63.25％，其动能损耗量以及与之成正比的比能损耗率均按速度平方律减少为对比泵的40％，但两者的动能及比动能的损耗率却是相等的。在同样的假设条件下，其比能损耗率减少为25％×40％＝10％，其效率将提高到90％。
上述举例分析采用的是插入损耗分析方法。不失一般性，去掉“所有其他损耗均为0”的假设，引进导流插入效率概念就能方便地单独分析导流损耗的规律。导流插入效率即导流水力效率，定义为导流程的输出比能与输入比能之比，在效率方程中，它是全程水力效率和总效率的非线性因子，忽略高阶小量可视为线性因子。在这种分析方法中，将势动比选作变动参数较为方便，因为比动能的损失量与流速的平方成正比，也即与比动能成正比。注意到例中动能及比动能的损耗率不随势动比改变的规律，据以引进比例常数，将损耗动能对比能归一化处理，得高势比液流局部阻力型导流的效率公式如(1)式。
ηhin1＝1-ξ1/(1+λ)…………………………………………………………(1)式中ξ1为设计流量下局部阻力型导流的比动能损耗系数。ξ1/(1+λ)是比能损耗率，与比动能成正比，因而与(1+λ)成反比。如前所述，现有技术离心泵的势动比基本上为1，因而其效率为ηhin1＝1-ξ1/2。改用高势比叶轮以后，其效率按(1)式规律提高，其增效性能如表2。
表2 高势比和常势比液流局部阻力型导流效率比较表
从表2中可以看出，即使是比较差的导流器，例如比动能损耗系数ξ1＝0.5的导流器，当势动比λ＝3～9时，其局部阻力型导流效率将由现有技术的75％提高到87.5％～95.0％。可见，提高势动比可以大幅度提高局部阻力型导流效率。
更接近实际的是沿途阻力型导流损耗。仍采用上例中的数据和条件对这类损耗进行分析对比，例中高势比与常势比的导流负荷比为40％、入导速度比为63.25％两个推算比值不变，增设导流器几何相似、截面积扩张率和摩擦系数均相同等条件，则高势比液流的导流流程长度将减少为对比泵的63.25％，其沿途单位长度上的动能损耗量按速度平方律均减少为对比泵的40％，其沿途动能损耗量将减少为对比泵的0.63253＝25.3％，显然，两者的比动能损耗率已经不再相等，该指标是与入导速度成正比的。则在同样的假设条件下，其比能损耗率将减少为25％×25.3％＝6.3％，其效率将提高到93.7％。
对于沿途阻力型导流损耗，注意到比动能损耗率与入导速度成正比的特点，因而只有该速度的最大值即无势能液流的比动能损耗率才可能作为不变的共用常数，引进该常数，并将损耗对比能作归一化处理，得高势比和常势比液流的导流效率公式如(2)式。
ηhin2＝1-ξ2/(1+λ)1.5…………………………………………………(2)式中ξ2为具有相同流量和相同比能的无势能液流(λ＝0)在结构相似、扩张率相同、摩擦系数相同、出口速度相同等设定条件下之沿途阻力型导流的动能损耗率，是此类导流器的结构及工艺的质量水平的测度。当λ改变时，匹配导流器的比损耗系数和流程长度都不相同，比动能损耗率也不相同，但其比能损耗率都受同一常数ξ2的客观制约而具有可比性。式中，ξ2/(1+λ)1.5是导流器的比能损耗率，与流速的3次方成正比，因而与(1+λ)1.5成反比。现有技术离心泵的势动比为1，其导流效率为ηhin2＝1-ξ2/21.5＝1-0.3536ξ2。改用高势比叶轮以后，导流效率按(2)式规律提高，其增效性能如表3。
表3 高势比和常势比液流沿途阻力型导流效率比较表
参照表3，其中高势比各行效率数据的增幅明显高于表2。即使是比较差或很差的配套导流器，例如比照损耗系数ξ2＝0.7071～0.9899的导流器，其常势比导流的导流效率只有75％～65％，当势动比λ≥4时，高势比导流效率都在91％以上。当ξ2＝0.7071时，常势比导流效率为75％，高势比导流效率却高达93.7％～97.8％。可见，对于沿途阻力型导流器，提高势动比可以更显著地提高导流效率，并具有一个数量级的优势。所谓一个数量级的优势是指由1-a×10_n提高到1-a×10_n_1其中a为带小数，n为正整数。
沿途阻力型导流损耗是离心泵导流器的正则损耗模式，但局部阻力型损耗也是现有拄术框架下难以避免的，尤其是实际液流系统中的节流调节，会导致变工况运行和局部损耗产生因此，本发明对导流效率的讨论不得不赘言分叙，因为它们的力学模型有差别，结果也大不相同。要想得到符合实际的比较数据，应该按照现有技术导流器中两种损耗模式的统计数据求得基于统计总体的权重系数，用以对两种导流损耗及效率数据作加权处理，其结果将正合乎现有技术的实际。
本发明的目标和结果体现于表3。沿途阻力型是公认的导流损耗的目标模式，后续说明所公开的导流器可以保障这种模式的实现，并且变工况运行不改变模式。
高势比叶轮还可以有很高的叶轮程水力效率，因而其全程水力效率将达到非常高的指标。水力效率的大幅度提高意味着制约离心泵效率的第一大瓶颈被突破。
除了提高导流效率，本发明方案还可以使离心泵的制造成本有较大幅度的降低。其理由如下采用高势比叶轮降低液流速度以后，随着动能转换负荷的减轻和工作速度的减小，导流器的流程可以大幅度缩短，结构可以相应简化，其体积可以大大缩小，降低泵的制造成本就成为可能了。在现有技术中，导流器工作于液流高速流动这一超水力规范条件，入口线速度从每秒十几米到每秒几十米不等，超过水力规范一个数量级。尽管其动能转换效率不可能做得高，但人们还是有理由尽可能地从中挖掘每一个百分点的效率潜力。但在现有技术框架下，提高导流效率所付出的空间代价太大，而潜力却有限。我们看到，布设于叶轮外环空间的导环、导轮、蜗道等导流器，由于其体积与直径尺度成2次函数关系，它们的体积因而比叶轮还大，低比转数泵的导流器体积比例更大。它们占据了离心泵的大部分体积，耗用了很多的金属材料和加工工时，致使泵的制造成本增加很多。本发明方案使导流器的动能转换负荷减少为若干分之一，工作速度降低一半左右，因而导流器的尺寸和体积可以大幅度减小，精度和表面质量要求也可以适当放宽，导流器占据大部分体积的情况将大为改观，离心泵的制造成本也可望因此而降低许多。
本发明方案也产生了一个缺点，那就是，叶轮的理论比功和理论扬程将随着反馈减速比K的增加而减少，这是由于叶轮的输出比势能和输出比动能同时减少所致，这意味着同样直径和同样转速的叶轮的出力将有所减少。选定参数K以后，要达到同样的理论扬程，必须加大叶轮直径或者增加转速来补偿这种理论比功和理论扬程的损失，显然，这又将增加叶轮线速度和液流绝对速度，并将高幂次地增大摩擦损耗。
这种缺点初看起来令人耽心，但深入分析表明，缺点所造成的损失只有增大摩擦一项，并且本发明的后述措施可以解决这一问题。其他似乎不利的特性实际上可以排除，甚至反而能由这种缺点引出令人鼓舞的新结论。其理由是第一，理论比功和理论扬程与牵连速度成平方关系，而绝对速度与K是线性关系，因而理论上需要补偿的直径增量或直径与转速(转速不便连续增加)乘积的增量较小，所需牵连速度增量远小于因K造成的绝对速度的减少量。第二，由于效率的大幅度提高，对理论比功和理论扬程的需求大幅度降低了，以致于实际上不需要补偿。从下文将要讨论的压力系数分析也可以看到，本发明方案在推荐的K值范围内，其理论压力系数和变动不大的实际压力系数与现有技术常用的设计压力系数基本相当，大致等于1，因而基本不需要补偿或者补偿量很小，这是考虑效率因素以后的实际效果。该结论可以这样理解本发明理论比功和理论扬程的降低实际上是减少了现有技术设计上预留的那部分因效率低而必须考虑的损失能量，主要是导流水力损失，也包括部分叶轮流程的水力损失。第三，理论比功和理论扬程的减少并且是可参数控制的减少正是本发明改变离心泵参数刚性的基点，正是从这个基点出发，才产生了可调节性和可自控性设计的广阔空间。
结论是，本发明方案的缺点的不利影响可以克服，并且能够转化为优点。
本发明之高势比叶轮方案包含下列具体设计，它们可以使目标性能更突出，工作更稳定，其设计步骤也更明确具体a、流道出口为矩形、或内圆倒角矩形、或圆形，周长尽量小，其前邻加速段有连续过渡的相应截面。采用内圆倒角矩形或圆形截面时，盖板上或有相应补结构。相邻出口之间的角距离等于360度除以流道数，出口法面与流道垂直。前一出口内侧边到后一出口外侧边之间的连接为光滑的渐开弧线柱面，圆形或内圆倒角出口以由深到浅的槽道吻接。柱面或槽面与圆周柱面之间的流道截面积与圆心角成周期性线性关系。相离分布的出口流束经弧线柱面或槽面的附壁效应整理，在轮沿出口间隔区形成向内弯曲的均布流线，流速的径向分量与切向分量不随圆心角改变，在圆周柱面上，压力、流速及其径向和切向分量处处相等。
b、各流道出口面积之和等于设计体积流量与设计出口相对速度之比，该速度等于叶轮圆周速度与反馈减速比K的乘积。
具体方案中的技术要素a公开了高势比叶轮的一种流道出口形状和轮沿结构及其出口速度场整理机制。较之传统叶轮，这种设计及其机制增加了出口液流的被约束度和稳定度，其摩擦面积也较小。出口角度设计使出口相对速度与牵连速度反向，旨在抵消该速度。出口法面与流道垂直意味着流线光滑和液流稳定，意味着出口角很小。出口角正弦值决定出口相对速度的轴面分量，井等于该分量除以出口相对速度。由于出口间隔区连接面的特定造形，其附壁效应使出口区流场的轴面速度分量在整个轮周都是均匀分布的，因而轴面速度分量又正好等于流量除以叶轮出口外圆柱面的面积。其轴面速度小，出口角正弦也小，出口法面与轴面的夹角也很小，几乎就在轴面上。出口角的余弦则几乎等于1，因而对牵连速度有最大限度的抵消作用。这种设计的目的除了输出高势比液流以外，主要考虑还在于稳定出口区流场。稳定目标包括使液流在出口时既不对前方区域产生局部激励，又不发生轮沿脱流；也包括对附壁效应的利用，使之产生单边轮沿约束还包括使出口速度的径向分量和切向分量具有最好的方向连续性和分布均匀性。
相邻出口之间用光滑的渐开弧线柱面或带槽柱面连接是一项重要特征，其目的在于使出口流束得到轮廓线柱面或槽面的附壁效应的均匀吸附而连续向内弯曲，以免因动量惯性而在较长的出口间隔区域发生脱流或局部激励。附壁效应的生成机制是在邻域充分约束的条件下和一定的动量惯性幅度内，流束的外侧区域与内侧壁面绝对压力之差能够提供法向作用力使液流产生随壁面连续转向的加速度，其中壁面的绝对压力是随外侧压力自适应变化的，当壁面小邻域内的绝对压力自适应减小到等于或接近于饱和气压时，附壁效应不稳定而发生脱流。本发明利用附壁效应的条件是出口流束外侧具有由比势能幅度保障的充分大的静压力；液流出口相对速度是受最小势动比制约的，其动量惯性是有限的；轮廓线柱面是数学光滑的，具有曲率的连续性并且曲率半径较大，所需附壁向心加速度恒小于比势能所限定的幅度，因此，附壁效应稳定，不会有脱流发生。
出口外柱面或槽面与圆周柱面之间的流道截面积与圆心角成周期性线性关系是另一项重要特征，其作用除了强化附壁效应的稳定性以外，更主要的目的是在出口间隔区重新生成均匀的径向速度分量。由于出口外柱面或槽面与圆周柱面之间的流道的外侧已经开放，叶轮所能够产生的作用只能是附壁效应的单边约束。依靠该约束就能在出口及其间隔位置形成压力、流速及其径向和切向分量均匀分布的流场，这是本发明的一项创举。单边约束虚拟重构了连续开口的效果，克服了现有技术中无轮沿约束所带来的轮沿回流、脱流等系列问题。这种机制使叶轮流道的内部和出口区同时满足了完备约束条件，因而从源头上解决了叶轮流道与导流器流道连接时的局部激励问题。并且，叶轮圆周面上的压力和速度的均匀分布是一种与运行工况无关的状态，从而产生了变工况运行的完全适应性。
现有技术的大开口几乎是连续的，由于相对速度很小和没有轮沿径向约束，在有限叶片叶轮流道中的相对涡旋的外展倾向作用下，轮沿出口区附近会产生回流、湍流和吸力面尾部低压区等许多不稳定现象。这些现象危害较烈，叶轮水力效率因而下降许多。这是热门课题，学术界对其进行了许多研究，包括采用三维湍流理论的分析成果和采用超声或激光技术测量的数据，文献浩瀚，规律也已基本摸清。在势流理论的指导下，人们对相对涡旋所造成的压力面大回流已经采取了许多措施，例如较小的后弯角就可以减缓和控制回流，但付出了增大叶片包角和增加沿途损耗的代价。大开口叶轮的叶片吸力面尾缘涡现象是造成叶轮水力损耗的另一个重要原因，这种现象在欠流量工况运行时会在尾迹区形成强烈的湍流和脱流，严重时可能造成较大角度的出口拥塞。吸力面尾缘涡对于转轴形成吸力阻碍，其作用力臂长，产生的阻力矩大，因而损耗功率大。尾缘涡是全部复杂力场综合作用的结果，不能用势流理论解释。究其技术设计上的原因，缺少约束的判断肯定是正确的。大开口叶轮流道及其出口流场的稳定性和均匀性问题，严重地制约着叶轮流程水力效率的提高，并且长期未能解决，实际上，在现有技术的结构框架下，在众多互相制约的因素中，寻最优的折中方案是可能的，寻根本性的解决办法则是困难的或不可能的。
本发明方案没有大开口，并且在出口区设置单边轮沿约束，这是一种出口区流场的超稳定机制。在这种设计下，相对涡旋不外展，出口轮沿区无回流的可能，轮沿区的湍流和脱流等导致损耗和气蚀的不稳定现象包括吸力面尾缘涡损耗将不复存在，出口区速度稳定，流线均匀，因而可以指望较高的叶轮程水力效率。
技术要素b提供了具体计算出口面积和设定反馈减速比的方法。反馈减速比参数K的重要性前文已经提及，后续说明中还要反复讨论。在叶轮的几何尺寸和转速确定以后，按照所述方法确定K和出口面积等参数，实际上已经全面确定了离心泵的设计工况，其各类特性曲线也将随之确定。
所述具体设计还同时确定了叶轮的设计工况参数。当运行工况发生变化时，反馈减速比K与流量成正比地变化，比功或扬程则与流量成线性减函数关系。这些关系还表明，本发明产品能够在一个很宽的范围内变工况运行。变工况运行是一种广泛的需求，本发明不同于现有技术的运行特性，显然更符合变工况运行的实际需要。例如，本发明特有的流量—功率特性体现了较好的变工况适应性在增大流量运行时轴功率的增大幅度较小，无过载的危险；在减小流量运行时其扬程急剧增大，功率下降的幅度也较小，当扬程增大到最大值以后，功率随负荷的降低而降低，渐近于固定的机械损耗功率。这是一种低端随负荷变而高端近似恒功率的理想特性。又例如，本发明特有的流量—效率特性更能体现其变工况适应性。在通常是欠流量运行的外部调节液流系统中，现有技术离心泵低端效率陡降的特性将导致严重的能源浪费。而本发明的效率特性却是低端升高的，在采用后述的内减摩技术后，这种低端效率不降反而上升的区域在对数坐标上甚至能再向低端平移一个指数区间。
本发明之高势比叶轮的叶片形状设计方案是叶轮叶片呈L形，其前中部分别为直线段，呈径向走势，其肘部和尾部经恰当曲率半径过渡朝反切向弯曲，尾部具有隔离内外压差的机械强度和尖锐的末端，恰当曲率半径过渡包括内外两侧的造形变化，尾部内侧作为加速段外侧约束边与叶片肘部之间的距离满足流道加速段截面变化要求，尾部外侧满足附壁效应整理的走向角变化要求，肘部外侧曲率半径还满足不脱流条件。
上述叶片形状方案给出了实现轮沿约束和叶槽尾部加速的具体结构。轮沿约束是通过L形叶片尾部的近圆周向走势实现的，其内侧构成叶槽尾部加速段外侧约束壁面，其外侧构成出口外的渐开轮廓线柱面或槽面，用来约束整理口外流场。叶片的内外侧边际曲线用数值算法来构造是很方便的，用这种解法从圆周向内推算，能逐点实现口外轮廓线定位、叶片厚度、叶槽截面积等功能数据，每一点都要进行作用力、强度、流体运动等相关力学计算。其中，只有尾部两侧边际线和肘部压力侧曲率是流体力学敏感的。主要要求有两点，其一是逐步减小叶槽截面积，到出口时达到设计面积；其二是具有好的力学性能。其中间过程有无限多种可能的选择，其中存在并可以寻最优的设计，但基本要求是边际光滑性。保障边际线数学光滑是对一阶空间变化率的要求，对应的力学价值是流速的方向连续性。不脱流力学方程检验主要运用质点曲线运动的牛顿定律及其作为动力来源的压差验算，一般都能得到满足。
上述详细方案与现有技术对比差异很大，但却合理。第一，有限叶片数叶轮的叶槽宽度是几何受限的，与叶片走向角的正弦成下比，叶片前中部设计成直线段和大曲率半径段并且呈径向走势，其叶槽及其入口的截面积被最大化，其相对流速因而最小。第二，L形叶片是减小流道出口面积后的一种必然的或者优化的选择。因为，小出口在叶轮周长尺度上分布必然彼此相离，这就需要一个轮沿上的弧形结构来构造这种相离，并用作叶槽流道与轮外出口区的隔离和承压结构，这种结构只能是弯曲的叶片尾部。
本发明的这种改进方案在加大叶槽截面积的同时，还减小了叶片包角，因而缩短了叶槽流程。较之现有技术后弯式叶片的设计，其叶槽加载区的截面积大约增大1倍，叶槽加载做功区流程大约减小50％。按此粗略估值计算，较之直径、转速和流量相同的传统离心泵叶轮，本发明方案叶槽加载区的流速将降低50％，其单位长度上的摩擦损耗将减少75％，因而其叶槽加载区的沿途摩擦损耗将减少87.5％。
这种改进方案的叶槽尾部是加速区，其截面积以恰当的变化率较快地连续减小，流速因而迅速地连续增加，这是旋转坐标系中的能量转换过程，会发生一定的损耗。具体设计加速流道时，应从流量和出口相对速度决定的出口截面积出发，确定一个恰当的截面积变化率来反推尺寸，流速的空间变化率和叶槽形状都将被从中确定。由于该流程段很短，当K＝0.5左右时，水力损耗并不显著。加速段的基本方程式是比动能增量＝比势能减量×效率，其中的效率因子与截面积变化率和表面质量等因素有关，参照类似的射流技术的经验数据分析，其加速效率通常可以达到98％，因此，按势流理论分析的结果是L形叶片流道的全部水力损耗较之现有技术将有明显的减少。实际上，更进一步的对比优势将主要来自流场稳定性方面的差异，由于大开口所造成的相对涡旋外展及二次流等因素所造成的湍流、回流以及尾迹涡旋等不稳定现象的影响，现有技术叶轮流道的水力损耗是比较大的。相比之下，本发明L形叶片方案的流场不稳定因素少，除了叶槽内的相对涡旋影响以外，不存在出口回流和尾缘涡，其叶轮水力效率将大为提高。况且，本发明还有后续说明的技术特征能够基本遏制住叶槽内的相对涡旋，其效率将会更具优势。
本发明改进方案中叶片前中部的径向走势对于提高抗气蚀性能也具有明显的意义。在现有技术中，气蚀危害最严重的区域是入口区叶片两侧和出口区的吸力侧。对于入口区，本发明的叶片设计间距成倍增加，在同样的设计流量下其流速将减半。如附加后述说明介绍的自适应预旋器的配合，这种叶轮将具有特别好的入口区抗气蚀特性。对于出口区，由于完备约束，尾缘涡或吸力面低压区已经不存在，在较高的正压下无气蚀可能性。
本发明前中部径向走势和90度入口角的L形叶片设计，是一种适合于高势比离心泵的特别设计，具有叶片包角小、叶槽前中部截面积大、流程短、流速低因而摩擦损耗小的优势，对于低比转数叶轮，其优势将更为明显。这种叶轮除了输出高势动比液流的主要目标特性以外，还兼具叶轮流程水力效率高、抗气蚀特性好的优点。
本发明还包括一个配套的附件设计，即叶轮吸入室或前级导流器出口装有一个与叶轮同轴旋转的轴向或径向来流自适应预旋器，预旋器由弹性帆式叶片、轮圈和刚性肋条组成，其叶片数少于叶轮叶片数，叶片由复合材料制成，具有由前端到根部逐渐增大的拉伸弹性系数，被径向固定于轮圈之等角度分布的装配位置上，轮圈自由地套在转轴或叶轮轴套上，叶片前端悬挂于入口处的刚性肋条上，叶片之间构成预旋流道。其中，轴向来流预旋器的刚性肋条布设于入口圆周面上的径向位置，径向来流预旋器的刚性肋条布设于入口圆柱面上与转轴平行的位置。运行中，弹性帆式叶片将随液流参数的变化而变形为自适应流道，其入口迎角及沿途倾角都是自适应变化的。
现有技术的离心泵设计观念认为应该避免正预旋，其指导思想是通过增加入口相对速度来增大比功和扬程。例如现有技术多级泵设计规范中的反导叶出口角度，就被设计成不但消除原有环量，还施加了一个反向环量，显然是出于这一目的。这样做的结果，扬程是提高了，但付出的代价是入口水力损失增大、抗气蚀特性变差、变工况运行适应性变差。本发明基于保守环量设计的观念，主张在叶轮流道入口的前承邻域内保守或者设置正预旋。自适应预旋器的设计正是这种指导思想的产物，这与传统设计相反，效果也正好相反。预旋器的作用是，以减小那部分本来就不应该额外增大的叶轮比功为代价，换取入口水力损失小、抗气蚀特性好、具有变工况运行自适应性的好处，因而是一种舍小取大的技术权衡。并且，前述90度入口流道的特征设计，也需要预旋器来配套。
自适应预旋器是一个单独的调节性做功部件，相当于一个特殊的小叶轮，用来调整来流速度的大小和分布，使之符合叶轮吸入的需要。当来流旋转能量不足时，预旋器输出比功予以增加。当来流旋转速度过大时，预旋器也能在速度场整理中吸收掉多余部分，自身则转变为水轮机工作状态。能量调整是对来流进行速度场整理的一种宏观统计效果，速度场整理的含义是通过弹性螺桨形流道进行分布式能量交换，连续改变来流速度的大小和方向的空间分布，使之在叶槽入口处与整体工况决定的速度分布相适应。
预旋器的这些特性功能主要是为了与L形叶片的前部径向走势配套，同时使叶轮适应变工况运行的需要。实现这些功能的机理是当工况参数变动时，吸入室区域的变化体现为流量变化以及由流量变化引起的速度大小和方向的变化。由于预旋器与叶轮同轴旋转，因而其入口处的刚性肋条及悬挂的帆式叶片是匀速转动的，它们切入液流的速度会随着流量的变化而变化。在切入线的一个空间邻域内，液流的惯性力和柔软叶片入口部位的张力的分布会在叶片上的每一个点都达成一种平衡，这种力平衡点汇集的几何效果是帆式叶片之始端将自适应地随来流速度的变化而改变迎角，从而自动保持与来流流线相切的状态。这种机制解决了传统叶轮在流量变动时速度的大小和方向的变化将导致与角度固定的叶片发生撞击而产生入口湍流等工况变动不适应的问题。
来流在入口区无撞击相切进入以后，在后续的预旋流道区域更能保持相切流动的状态，其力学原理仍然是液流的惯性力和叶片张力以及抗弯力的平衡。其中，越来越大的叶片径向抗弯强度将逐步增加法向约束强度，直到与叶轮流道连接的出口，其出口方向将基本上是叶轮入口方向。来流在这种柔性逐步减小的螺桨形流道中受叶片约束力作用连续改变速度的大小和方向，到出口处时就具有了被预设的方向，而流道各处的速度大小则可以随流量变化而变化，同一流量下各处速度的变化则是叶片约束和因约束进行能量交换的结果。
预旋器使叶轮在变流量工作时入口区流线均匀而平稳，不产生撞击、湍流和脱流损耗。这使入口区水力损耗保持低水平，并且气蚀特性也大为改善。
本发明的系列设计还包括另一项更为重要的特征，那就是叶轮叶槽中布设遏制相对涡旋的均速岔道。每个叶槽流道被1～3片均速梳叶纵向分割，形成2～4个岔道。岔道入口接近而未达到叶槽入口，其截面积均匀分配。岔道出口接近而未达叶槽出口，截面积依据所叠加的相对涡旋的动力分布和给定的速度分布确定的、或通过优选试验优化的经验数据分配。均速梳叶对相对涡旋施加抗性遏制力，形成均匀的叶槽速度分布，并产生所需的入口压力梯度和出口速度梯度。
本发明的叶槽均速岔道是为解决相对涡旋这一影响叶轮水力效率的关键问题而专门设计的特别结构。相对涡旋是有限叶片数叶轮内部自由流体的惯性运动形态，这种运动会产生与无限叶片数叶轮不同的速度场结构而改变其比功值，使泵的理论扬程降低15％～25％。另外，相对涡旋还直接产生严重的损耗，其速度和压力是不均匀分布的，它叠加于叶槽流场，形成回流、湍流和低压脱流区，产生较大的损耗，使实际扬程进一步降低。液流叠加相对涡旋会产生压力面与吸力面之间的附加压差，直接形成附加阻力矩和附加功率损耗，使无效比功的比例增加，这也是实际扬程进一步降低的原因之一。
从离心泵的压力系数法设计实践中也可以看出问题的严重性。没有相对涡旋的无限叶片数叶轮的理论压力系数等于2，其中比势能和比动能分压力系数分别为1。但传统离心泵的设计的压力系数却通常只能达到1左右，最高的只有1.1。压力系数的减少值在0.9以上，其主要原因有三个有限叶片使输送比功减小和理论扬程降低；叶轮流程损耗使实际扬程下降；导流流程损耗使实际扬程进一步下降。三大原因中的前两大原因都是相对涡旋作祟，由此可见遏制相对涡旋在技术上的重要性。
相对涡旋的强度随着叶片数的减少而单调增大。对于叶片数等于6～8这样的常规选择的比尺度，相对涡旋理论角速度的绝对值几乎和叶轮角速度相等，其理论线速度的最大值约为叶轮圆周速度的1/3左右，在数值上可能达到每秒十几米。这样大的涡旋速度和较小的相对速度进行矢量合成，对于液流出口角较大的传统叶轮来说，将产生绝对值比边沿涡旋速度高1倍相对流速的吸力面高速正向流，产生绝对值比边沿涡旋速度低1倍相对流速但仍属高速的压力面回流。尽管边际摩擦和内部粘滞力会遏制这种高速流，能使其降到一个较低的平衡值，但损耗却随之产生。相对涡旋产生的回流、湍流和脱流问题严重时，叶轮的设计出口将被挤占一部分，成为徒增损耗的有害空间，并且还可能生成叶频压力波而产生百赫兹级的径向振动。当然，对于本发明来说，出口回流已经完全消灭，上述问题已经解决了大部分，但是，叶槽流道内部的相对涡旋却仍然存在。因此，采用一种抗性而非阻性的遏制相对涡旋的方法，用来施加有针对性的剪力矩，使叶片吸力面减速和使压力面加速，同时吸收和转化剩余的涡旋能量，就成为本发明的一种必要的改进设计。
本发明的均速岔道正是上述设计思想的产物。按照所述的设计要求，均速岔道布设在叶槽流道之前中部截面宽阔处，对流道截面积的挤占系数并不大。由前述分析可知，叶槽宽阔处的流速本来较低，如果将相对涡旋遏制住，则涡旋速度对吸力面的正叠加和对压力面的负叠加将被消除，叶槽将恢复为正常的低速流态。本发明遏制相对涡旋的原理是1)、大体径向走势的岔道之压力面和吸力面约束力是不均匀分布的，它们会对每一岔道之涡旋中心形成一个圆周面上的反向剪力矩，其作用相当于增加叶片数；2)、L形叶片与岔道结构的弯曲配合使岔道的内外壁不等长，内外岔道不等长且相差较大，其沿途阻力的差别与遏阻涡旋动力的需求相一致；3)、更重要的是，岔道出口截面积的不均匀分配控制着各岔道的内外流速，使近主叶片吸力面之岔道有较高的出口速度而近压力面之岔道有较低的出口速度，其反作用抗力的差别将在圆周面上产生相对于整个叶槽涡旋中心的遏制力矩，或者说，其反作用抗力的差别正好等于岔道牵连运动的涡旋动力差别，从而实现所希望的速度均匀分布。
由于岔道分布于叶梢的非进出口区域，那么余下的进出口区域还会存在较小的相对涡旋倾向。所述方案要求，均速岔道的出口截面积之比应该产生恰当的入口压力梯度，用以生成遏制入口区涡旋的剪力矩，还应该产生恰当的出口速度梯度，用以改变岔道出口的压力分布，引射近压力面岔道，并减小叶槽出口区外的轮周摩擦。详细准确的动力学计算或者渐近试验均能做到所述的恰当，其结果将落实为岔道结构的具体比尺寸并使之优化。需要说明的是，大部分涡旋动力在近吸力面岔道中形成加速压力时被反作用抗力抵消了，在旋转坐标系中不存在正的涡旋能量积累的问题，受到涡旋动力影响的将只有沿正方向流出的液流，其比能增量形成了所述的速度梯度。
均速岔道是一项非常重要的革新。恰当的岔道出口面积比能够在叶槽内的两个维度上实现抗性均衡，几乎可以将叶轮流道内的相对涡旋完全遏制住，叶轮流道的水力效率将因此而大幅度提高，其气蚀特性也将大为改善。均速岔道对相对涡旋的有效遏制将使叶轮的各项性能均接近于无限叶片数叶轮之性能，其中最重要的贡献包括理论扬程的恢复，也包括因叶轮流程水力损失的减少而使理论扬程与实际扬程的差值减少。
由于带均速岔道的L形叶片叶轮之理论比功和理论扬程非常接近于无限叶片数欧拉方程规律，因而可以启用该方程来讨论有限叶片数高势比叶轮的性能。
在L形叶片叶轮流道之入口角(相对液流角)等于90度和出口角约等于0度的条件下，根据入口和出口速度三角形，有v12＝u12+w12和v22＝(u2-w2)2。再引进叶轮入口牵连速度系数χ＝u1/u2和入口相对速度系数μ＝w1/w2两参数，则有u12＝u22χ2，w12＝u22μ2K2，w22＝u22K2，v22＝u22(1-K)2和v12＝u22(χ2+μ2K2)，利用这些关系式将欧拉氏比功方程的所有各项对u2归一化，得方程的设定参数形式如(3)式，其中包含具有重要意义的理论压力系数ψT，其表达式如(4)式。
YT＝0.5ω2R22((1-χ2-K2(1-μ2))+(1-χ2-2K+K2(1-μ2))＝ω2R22(1-χ2-K) …………………………………………………………… (3)ψT＝(1-χ2-K2(1-μ2))+(1-χ2-2K+K2(1-μ2))＝2(1-χ2-K) ………………………………………………………………… (4)两式中，(1-χ2-K2(1-μ2))是比势能增量压力系数，(1-χ2-2K+K2(1-μ2))是比动能增量压力系数，K为反馈减速比，ω为叶轮角速度，R2为叶轮半径。由于入口牵连速度系数χ＝u1/u2的值等于叶轮入出口半径之比R1/R2，是一个固定不变的几何参数。又根据不可压缩流体的特性，入口相对速度系数μ＝w1/w2的值等于叶轮流道入出口截面积之反比S2/S1，也是一个固定不变的几何参数。经参数变换后，方程只包含叶轮的圆周速度和3个归一化系数，这就大大地方便了对新型叶轮特性的分析讨论。
在方程式(3)和理论压力系数表达式(4)中保留比势能增量和比动能增量分压力系数的表达式有多种需要，两种能量生产的理论分析、理论和实际势动比的因变分析都需要用到它们。显然，两个表达式的组项构成凸显了比势能增量分压力和比动能增量分压力的力学来源及其比例关系。其中，比势能增量压力系数是由离心力功压力系数1-χ2和用于加速相对运动的势能消耗压力系数减量项-K2(1-μ2)的代数和组成的，而比动能增量压力系数则是由与离心力功压力系数等量的叶片剩余加速力功压力系数1-χ2、动能反馈于转轴使其减功的压力系数减量项-2K和因相对运动加速而增加的压力系数增量项K2(1-μ2)的代数和组成的。-K2(1-μ2)和K2(1-μ2)项的存在表示叶槽流道尾部液流加速时势能转换为动能的过程存在，转换量的归一化比例系数分别与K正相关而与μ负相关锐变化，但它们在总的理论压力系数中互相抵消而不产生影响。从上面的分析可知，离心力功压力系数1-χ2和叶片剩余加速力功压力系数1-χ2两者等量，这是离心泵叶轮比功分配和扬程生成的普遍规律。当不进行技术处理时，离心泵叶轮的理论压力系数将为2(1-χ2)，其理论势动比等于1。显然，本发明中同样产生了两个1-χ2项，在动能反馈技术的处理机制作用下，叶轮向转轴反馈了归一化系数为-2K的比动能，理论压力系数减小为2(1-χ2-K)，理论势动比则因此而获得大幅度的增大。由于势能和动能的生产具有不同的实际转换效率，在计及损耗时需要分别按照各自流程的水力效率来计算实际的压力系数，这时，比势能增量和比动能增量的理论压力系数是必须使用的中间参数。
认真分析理论压力系数的因变规律，就可以从理论上看清本发明的这种叶片结构方案在提高效率和改善运行特性上的优势，进而可以发现其比功输出控制上的巨大潜力，这种发现将成为设计可调节性离心泵和可自控性智能离心泵的理论基础。
方程式(3)表明，在本发明的理论压力系数的构成中，比势能增量压力系数占绝大部分，而比动能压力系数的数值是比较小的，并且，由于绝对速度的大幅度降低而使导流流程的水力效率大幅度提高，因而泵的实际压力系数非常接近于理论压力系数。基于这两方面的原因，在进行叶轮设计时，基本上可以用后者代替前者。如需精确计算，则可应用导流效率公式或者进一步地使用全程水力效率公式进行修正。高势比离心泵理论压力系数随χ和K变动的情况列于表4。
表4高势比离心泵理论压力系数ψ＝2(1-χ2-K)变动情况表
参照表4，理论压力系数随着牵连速度系数χ的增加成平方关系地减小，随着反馈减功系数K的增加而线性地减小。两者都是真小数，因而后者具有更高的敏感性，它使高势比离心泵具有自适应调功的近似恒功率特性和良好的线性节流特性。χ是一个设计几何参数，受制于流量、入口流速和轴径，其值通常为0.2～0.3左右，对于理论压力系数的影响不大。
具有本发明前述技术特征之叶轮的理论势动比为λT＝(1-χ2-K2(1-μ2))/(1-χ2-2K+K2(1-μ2))……………………(5)由于本发明叶轮流程段的水力效率很高，因而实际的输出势动比会非常接近理论势动比。两者的差别主要来自入口和加速段损耗的影响，入口损耗影响输出比势能，加速段损耗两者都影响，由于这类损耗已经降得很低，通常可以忽略。在K、μ、χ的实际取值范围内，λT能够达到的数值范围约为3～9。其物理意义是，高势比叶轮生产的压力势能增量将为以液流绝对速度体现的动能增量的3-9倍。可见，本发明的高势比特性是十分显著的。
比动能增量和比动能不是同一概念。当考察对象为叶轮时，诸如预旋器、入管液流的外源驱动速度等外界能量介入要求这两个概念区别使用。当考察对象为整个离心泵时，除存在外源驱动的入管速度以外，这两个概念可视为同一。另外，当关注导流负荷时，要求考察比动能增量，当关注导流损耗时，要求考察比动能。其实，两者的归一化系数差别只在高阶小量项μ2K2，其数值显然是很小的，在一般的分析中完全可以忽略不计。
当取典型参数μ2＝0.1时，比动能压力系数ψ2’＝(1-K)2，比势能增量压力系数ψ1＝(1-χ2-0.9K2)，比动能增量压力系数ψ2＝(1-χ2-2K+0.9K2)，势动比λT＝ψ1/ψ2，它们的变动情况列于表5。
表5 比动能压力系数、比势能增量压力系数、比动能增量压力系数和势动比变动表
从表5中可以看到，两个分压力系数均随着χ和K的增大而减小，但变化率有明显的差异，这种差异导致势动比随着χ和K的增大而增大，随χ增大的变化较为缓慢，随K增大的变化却非常敏感，这正是实际设计所需要的。K作为与χ2等价的调节量显然应该具有较高的灵敏度，并且，K也不同于作为几何参数受结构制约的χ，可以享有比较大的设置独立性和灵活性。K的取值范围通常在0.5左右比较适宜。
在理论压力系数ψ＝2(1-χ2-K)、比势能增量压力系数ψ1＝1-χ2-K2(1-μ2)和比动能增量压力系数ψ2＝1-χ2-2K+K2(1-μ2)中，(1-χ2)作为离心力功或叶片剩余加速力功压力系数项，它们分别是两个分压力系数的唯一或第一源泉，其大小变动如表6。
表6 离心力功压力系数和剩余加速力功压力系数等量变动表
作为比势能增量压力系数的唯一源泉，表6给出的离心力功压力系数显然是该系数的上限。作为比动能增量压力系数的第一源泉，表6给出的剩余加速力功压力系数构成该系数的主要正值部分，在χ和K较小时尤其如此。综合起来考虑，如前所述，表6所给出的两个压力系数是离心泵的理论压力系数的两个等量的赋能源泉，它们的和决定了泵的理论压力系数的上限。当有典型参数χ＝0.2～0.3左右时，这个上限为1.92～1.82左右。考虑到现有技术的设计压力系数通常在1.0左右。因此，采用同样轮径和同样转速的本发明之叶轮，要达到同样的设计压力系数时，也具有0.92～0.82左右的压力系数空间用于设置反馈减速比K和规划大为减小了的压力系数损失。这时的势动比大约可以达到3～5，已经基本上满足需要了。如果需要进一步增大势动比，则可以适当降低压力系数设计值，以增加转速或适当加大轮径的办法来达到设计扬程。由于前者的摩擦损耗的相关幂次较低，通常应该优先采用前者。但采用本发明后述的内减摩技术特征以后，摩擦损耗将成为无需特别顾忌的问题，这时，大胆地降低压力系数和提高势动比，可以获得更高的水力效率和总效率。
综上所述，本发明对现有技术离心泵之叶轮进行了较为彻底的改进，主要技术特征包括
1)、叶轮流道采用相离分布之反切向小出口，产生动能反馈减速机制，抗性提高势动比；2)、采用L形叶片，其前端为径向叶槽，截面积大而包角小，流速低而流程短，其尾部产生轮沿约束作用，完全消除回流和脱流现象；3)、叶槽中设置均速岔道抗性消除叶槽相对涡旋，使叶槽流道速度场均匀分布，消除了湍流、尾缘涡等不稳定现象以及压力面与吸力面之间的湍阻性压差。
这些改进措施可以实现下列功能或性能特征1)、降低入导速度，减小导流损耗，基本消除叶轮损耗，大幅度提高全程水力效率；2)、具备变工况运行的适应性，小流量运行的水力效率不是下降而是提高；3)、增大叶轮之理论比功和理论扬程，使之接近于无限叶片数欧拉方程规律；4)、使叶轮流程和导流流程的压力系数损失减到很小，使实际扬程接近于理论扬程；5)、在基本方程中插入可灵活设定的反馈减功系数K，使理论扬程、实际扬程和水力效率皆随反馈减功系数K单调锐变化，从而奠定了可调节性和可自控性离心泵的技术基础。
本发明对于造成离心泵内机械效率主要损失的摩擦损耗问题和大而不稳定的轴向推力问题也给予了重点的关注，设计了达到第二个发明目的技术方案将闭式叶轮之两侧端腔或半开式叶轮的后盖侧端腔置于气体循环或气液二相流循环流程中，端腔充盈不溶性气体，叶轮在气相介质中旋转，其摩擦损耗很小，端腔气体的压力在循环中动态地保持与端腔边沿旋转液流表面压力的平衡，并且等于或者小于叶轮输出静压力，当前后端腔均充气时，两者的比压相等或相近，气体对叶轮施加的轴向力等于气体压力与叶轮端面面积的乘积，与泄漏间隙的大小和泄漏流量无关。
摩擦是一种与扬程和流量无直接关联的固定性损耗，其大小与叶轮直径的5次方成正比，与转速的3次方成正比，所造成的效率损失不容忽视。对于低比转数、高扬程、以及偏离设计工况小流量运行等情况，摩擦的相对影响尤其严重。数值分析表明，该种损耗是造成低比转数离心泵特别是转速较低而叶轮较大的高扬程离心泵的设计效率较低的主要原因之一。另外，该种损耗也是造成离心泵偏离设计工况小流量运行时效率严重下降的决定性原因，因为，水力效率下降对总效率的影响还有一个由势动比决定的渐近下限，而摩擦损耗与有效轴功之比则可以倒过来大于1甚至远大于1而没有限制。
就轴向推力问题而言，传统叶轮形成压力侧轴向推力的机制主要是由于输出压力对两侧端腔的作用不均衡，而吸入侧液流动量改变的反作用力的补偿作用则相对太小，并且随流量变化而变化。造成端腔压力差别的原因是，吸入侧端腔的平均比压较压力侧低而其面积又较小。两侧比压差别是由间隙宽度差别、泄漏流方向及其携带动量矩的不同所造成的角速度差别以及离心力场的尺度差别等因素引起的。除面积及泄漏流方向外，这些因素都是非定常的，并且变化比例较大。因此，传统叶轮会产生数值很大且非平稳的轴向推力，这种推力会导致轴承损耗增加和效率下降，甚至还可能产生机械故障。轴向力平衡问题增加了离心泵设计和制造的难度。专门设计的平衡盘装置增加了结构复杂性和轴系精度要求，因而增加了泵的成本，并且平衡盘的分流作用会导致容积效率和总效率下降。
本发明的内减摩方案的作用是双重的——既能消除绝大部分的摩擦损耗，提高泵的内机械效率，同时又能减小和稳定轴向推力。其减摩原理容易理解，由于气体的粘滞系数较之液体小两个数量级，因而端面与气体摩擦时，其摩擦损耗也相应减小两个数量级。但在实际应用中，由于充气端腔的气液分界面(液位)存在随机扰动，在扰动波的波谷处会发生气泡逃逸现象，因而气体不可能完全充满整个端腔。在端腔外沿存在环形液相区的情况下，摩擦损耗将难于真正地减小两个数量级。有基于此，本发明用充气时存在残余环形液相区的摩擦损耗与不充气时摩擦损耗之比(简称摩擦损耗Lg)来描述减摩效果，忽略充气区的气相摩擦，该比值由(6)式给出。
Z1/Z2=∫d1d2σr32πrdr/∫3d2σr32πrdr=(d25-d15)/d25=1-(d1/d2)5······(6)]]>摩擦损耗比Z1/Z2是端腔充气直径比(d1/d2)的函数，前者是有扰动时对减摩效果的测度，后者是有扰动时对充气效果的直接测度，按(6)式计算的摩擦损耗比数值见表7。
表7 端腔不完全充气时摩擦损耗比数据表
从表7中可以看出，当充气直径比达到96％以上时，摩擦损耗比将减少到18％以下，当充气直径比达到99％时，摩擦损耗比将减少为5％。可以看出，实际的减摩效果会是摩擦损耗减小一个数量级，而不是两个数量级。
下面具体分析本发明的内减摩设计所降低的损耗与离心泵效率指标之间的数量关系。包含经典概念的离心泵效率公式如(7)式η＝ηmηi＝ηmηhηv(1-Pr/Pi) ………………………………………(7)式中η、ηh、ηv，分别为总效率、水力效率和容积效率，(1-PrPi)为内机械效率，ηm＝Pi/P为外机械效率，ηi＝ηhηv(1-PrPi)为内效率，P、Pr、Pi分别为轴功率、内机械损耗功率和内功率。本发明的内减摩方案使摩擦损耗降低一个数量级，因而内机械损耗功率Pr也等比例地降低为(Z1/Z2)Pr，并使内功率Pi也变为Pi-(Z1/Z2)Pr，内机械效率、内效率及总效率因而都有相应幅度的提高。
在外机械效率、水力效率和容积效率未知并假设它们都保持不变的前提下，经过稍繁的推导和计算，可得在假定运行条件下的内减摩技术之效率增益数据如表8、表9。由于摩擦损耗造成的效率损失有较大差别，因而必须分别讨论和计算。表8和表9分别给出了小型或低比转数离心泵和大型离心泵内减摩后的效率提高数据。
表8 小型、低比转数离心泵内减摩后效率提高数据表
参照表8，表中第1行和第2行假设减摩条件，在几种效率可能性下摩擦导致10％的标称效率下降。后4行表示摩擦损耗比为0.18和0.10时的减摩增效数据。在现有技术中，小型、低比转数离心泵的摩擦损耗相对严重，可能造成10％左右的标称效率下降，小流量运行时，效率下降的幅度可能达到20％以上。采用内减摩方案后，设这类泵的充气直径比能达到96％～98％，依据表7，其摩擦损耗比将在0.18～0.1之间。如表8所示，其标称效率将提高8～9％，效率高时增幅大，效率低时增幅略微减小。
表9 大中型离心泵内减摩后效率提高数据表
参照表9，表中第1行和第2行假设减摩条件，在几种效率可能性下摩擦导致6％的标称效率下降。后4行表示摩擦损耗比为0.10和0.05时的减摩增效数据。在现有技术中，大中型离心泵的摩擦损耗数值很大，但造成的效率损失一般能控制在6％或以下。小流量运行时，效率下降的幅度会超过该值。采用内减摩方案后，设这类泵的充气直径比能达到98％～99％，依据表7，其摩擦损耗比将在0.10～0.05之间。如表9所示，其标称效率将提高5.3％～5.7％，增幅与效率正相关，但差别很小。
内减摩技术在平衡和稳定轴向力方面也具有明显的优越性。对于闭式叶轮之两侧内减摩方案，由于气相离心力场的压力差别极小，因而两侧端腔可以认为具有相同的比压，其压力差别只在承压面积的大小。考虑到叶轮入口直径通常为叶轮直径的1/3左右，扣除转轴截面积，泵的吸入侧端腔的承压面积将只比压力侧小5％～9％，加上吸入侧承受的液流转向动反力的补偿作用，在正常运转时，叶轮两侧所受的轴向力之差将可能下降到施压侧压力的2～5％的水平。并且，这种压力差将只随流量的改变而略有改变，没有其他不确定因素的扰动影响，因而容易平衡和控制。对于半开式叶轮，其压力侧内减摩后。产生的轴向推力将不再受间隙泄漏流的影响而趋于恒定，虽然吸入侧的相关变动因素仍然较多，其平衡效果要差一些，但轴向力的稳定性将明显优于不充气的叶轮。
内减摩方法及其装置是本发明全面提升离心泵效率的发明设计的重要组成部分，既可组合其他发明特征一道使用，又可单独实施，因而具有独立发明的属性。
将这种设计应用于现有技术离心泵时，相当于首先攻克制约效率的第三大瓶颈，如表8、表9所示，能有5～9个百分点的效率提高，这已经是很可观的效益，而实施成本却很低。由于现有技术离心泵没有这种结构规划，其中许多端腔是开放的大开口，这就难以充气和保持气包的稳定。只有在端腔开口缩小到成为一个小的间隙时，现有技术离心泵才能方便地安装充气装置，本发明的实施例说明中将提供这种设计。将内减摩技术应用于高势比离心泵时，由于制约效率的第一大瓶颈导流损耗和第二大瓶颈叶轮损耗问题均已解决，离心泵的水力效率和总效率基础已经大幅度提高。摩擦损耗问题因而成为制约效率的主要因素而上升为第一大瓶颈，这时采用充气减摩技术，其效率提高的幅度还略有增加。
本发明内减摩的具体设计包括气体种类选择、端腔压力降低和充气直径比增大方法、循环驱动及流量调节的解决方案。气体种类的挑选应该满足与被泵送液体不发生有害理化反应和容易获得的要求，例如当被泵送液体是水时，使用空气就是最简单的选择，现有技术就已经有使用空气来调节比功或者改善启动和停车过渡特性的应用先例。端腔压力和液位扰动幅度当然是越低越好，它们与叶轮出口静压力、出口流速及其出口部位的几何设计相关，也与端腔间隙有关，应该通过专门试验来优化设计，本发明将提供与之相关的一种具体方案。至于循环驱动方式，则应根据端腔压力、气源压力以及成本等经济因素来综合考虑，可以在压力气瓶、气泵、气液二相流泵等方案中选择。虽然气体循环是必要的，但循环流量并没有严格的数量要求，可在实施实践中以不影响减摩效果为前提调整到最小值。压力液体的循环也是必要的，这是冷却轴封和产生泄漏间隙压差的需要，或者还可能是驱动二相流的能源，其循环流量应该依据所有这些需要中之最大流量来确定。实际上，就内减摩的循环驱动及其流量控制而言，存在着许多可用的方案供选择。
本发明内减摩的一个具体方案是包括给减摩端腔充气的射流器，射流器的驱动压力液体由泵之出口分流，其引射口通过调节阀接气源或通大气，其出口输出压力略高于端腔的气液二相流，从静止壁面近轴处接入减摩端腔，二相流在腔中分离，气体被离心力场之向心浮力约束于腔中，液体和多余的气体从轮沿侧隙中排入导流器。前端腔减摩时，通吸入室的间隙改成防止气体逃逸的阻气间隙，通过在入口加装分离分流二相流的阻气V形环槽、或者加装二相流封漫润滑的有机材料挡圈、或者另接压力液体直接封堵间隙实现。端面或者还作过粗糙化处理以提高介质圆周速度，叶轮出口处的腔壁母线或者还设计成具有引射减压作用的形状，以使出口液流产生射流作用将端腔压力降到出口静压力以下，实时调整驱动液流流量和被引射气体流量，端腔气液分界面稳定在轮沿附近。
射流器依靠动量交换原理工作，虽然本身的效率不高但成本很低，体积很小，已经广泛应用于小流量流体的变压操作。由于压力液体及其前后流程都是现成于主设备，因而用射流器来驱动气体实现离心泵的内减摩是一种恰到好处的设计。实践表明，当驱动液流压力比目标压力高0.05MPa以上时，射流器就有足够的引射动能而产生明显的引射增压作用。检验射流效果并影响效率的参数是工作压头比ε，该参数决定于(8)式。
ε＝(P4-P2)/(P1-P2)……………………………………………………(8)式中P1、P2、P4分别是输入流体压力、引射流体压力和输出压力，按照所述的连接方案则分别为离心泵出口压力、气源压力和目标端腔压力。射流器的特性是工作压头比越低，所需压力液体的流量就越小。由(8)式可知，降低P4和在P1的限度内提高P2都是减小射流器压头比的措施，其中考虑和包括了(P4-P2)为负值的情况。因此，降低P4和在P1的限度内提高P2都能减小压力液体的流量。
将叶轮出口处腔壁母线设计成具有引射减压作用的形状时，叶轮及其容纳腔体就成了一个大的静压调控射流器，其引射作用能将减摩端腔压力P4降低到叶轮出口静压力以下，从而起到帮助射流器降低目标压力的作用，这是不消耗功率的静压调节。如果要在单级泵及多级泵的末级实施所述方案，利用叶轮的射流效应降低压头比是降低端腔压力和减小反馈压力液体流量的重要措施。降低端腔压力还有另一个重要的作用，那就是减小轴向推力，因为该推力是与端腔压力成正比的。
端腔充气时，保持液位(气液分界面的径向坐标)和压力的稳定是重要的，这需要排除或减小各种扰动因素的影响。上述方案要求，的端腔侧应具有粗糙的表面，其作用相当于叶轮外侧装设了无数微小的副叶片，可以增大对腔中流体的驱动力，能使端腔轮沿区附近的液体具有较高的圆周速度，并使输入端腔的二相流也将增加圆周面速度。如果二相流中的液体不经这种加速而直接落入气液分界面，将造成速度冲击而影响液位的稳定性。在上述方案中，略为控制二相流进入端腔的流道面积和方向，便可获得一个喷向叶轮端面的二相流速度。喷出的液体将分裂成小液珠附着于叶轮的粗糙端面，在径向相对运动中依靠粘滞力带动而增加圆周速度。液珠加速可以减小液位扰动幅度，防止气体逃逸，从而减小气体和压力液体的流量，达到提高容积效率的目的。
闭式叶轮的前端腔与吸入室之间存在一个环形泄漏间隙，从近轴部位通入二相流时，该间隙成为一个并联泄漏支路，因而必须将其改成防止气体逃逸的阻气间隙。在二相流入口加装分离分流二相流的阻气V形环槽，或者加装二相流封浸润滑的有机材料挡圈，或者另接压力液体直接封堵该间隙，均可以提高入口的绝对压力，起到防止气体逃逸的作用。
由闭式或半开式叶轮组装的多级泵，每一级都需要一个单独的射流器及其二相流循环流程来维持其端腔的气相压力，驱动压力液体可以从后级取得，这能提高射流器的工作压头比和降低压力液体的流量。当然，末级不能采用此法。
半开式叶轮无前盖和前端腔，二相流驱动射流器只需驱动后端腔之一路循环，其驱动流量可以减少一半以上。
内减摩充气二相流循环也可以由齿轮泵加压的液流驱动，或者由齿轮泵对离心泵输出液流再加压，此类驱动之射流器工作压头比高，压力液体流量小。
充气减摩方案也可以不采用二相流循环方式，而采用压力罐装气体经减压阀降压和调节阀调节流量后，直接从减摩端腔静止壁注入，井从泵出口分流一小流量液体直接注入机械密封腔及前端腔泄漏间隙，分别冷却和封堵泄漏间隙，或者，将压力罐装气体经减压阀降压和调节阀调节流量后的气流直接注入泵之出口引出的回流管中构成二相流，分别连接到后端腔静止壁面和前端腔静止壁面近轴阻气间隙处，分别密封进入，也能达到同样的效果。这时，不再需要射流器来产生二相流，气体和液体的流量是分别调节的，其中液体流量调节阀串接在泵出口分流管中。
压力罐装气体或者其他压力源气体的引入可以使内减摩方案的驱动装置得到简化，其工作也更稳定可靠。对于绝大多数的水泵，可以使用罐装压缩空气作为压力气源，对于泵送可燃性液体的泵，可以使用廉价的罐装氮气作为压力气源，气体还可以在安装于输出管路中的气液分离容腔中通过简单的重力分离予以清除。设计精良的内减摩装置可以达到较高的充气直径比，在运行中若干个百分点的效率提高可以节约大量的能源费用，而气源的消耗量却是很少的，其费用微不足道。例如，对于一台轴功率为100KW左右的中型水泵，当效率由60％提高到64％时，节约的电功率为10.42KW，每昼夜可以节约电能250度。而其内减摩装置的驱动循环所消耗的气体流量大约只需0.1标准状态升/秒即可满足要求。换算成能量效益，当端腔压力为0.4MPa时，0.1标准状态升/秒的压缩空气流量相当于0.1×101.3×1n(400/101.3)＝13.9W的有效功率消耗，考虑30％的气源压缩效率，也只相当于46.4W左右的功率消耗，能量的投入产出效益比为225倍。
驱动循环所消耗的压缩空气流量之所以这么小，是因为除了气液分界面之峰值很小的随机扰动以外，端腔离心力场进行气液分离和气体保存的力学机制是超稳定的和非消耗性的，保持一个小的循环流量仅仅是为了完成初始化过程和在稳态运行中进一步增大受到扰动的液封环的内径。实际上，循环流量的设计并没有太严格的数量要求，甚至可以在变动数量级。当设计循环流量较小时，其影响仅仅是初始化过程时间加长和液封环深度可能增加，前者的影响在稳态时间长度上可以忽略不计并且不影响稳态运行工况，后者在概率上影响稳态工况，但液封深度受限于本来就很小的扰动峰值幅度，因而影响甚微。
本发明达到第三个发明目的解决方案是导流器为向心导轮，液流从外沿流入，至近轴环形腔汇合流出。流道呈内向涡旋形，曲率半径逐渐减小而截面积渐扩，其入口或出口截面积之和分别等于设计流量除以入出口设计流速。各流道旋转对称分布，分转移段和增压段。转移段前接叶轮流道出口，增压段连续扩张截面积，汇合于中心环腔，转90度后轴向输出。流道由导叶隔开，导叶安装或一体化制造在基板上，成半开式结构，或者加盖板成闭式结构。基板中心有与转轴动配合的轴套。
现有技术采用蜗道或导轮、导环直接在外环空间导流增压。当采用蜗道时，速度分布不同的汇流与增压过程合用一个非完备约束的流道。汇流与增压的速度分布冲突、叶轮大开口对蜗道产生涡旋外展等不利因素，会导致流场不稳定，并产生局部激励损耗，因而蜗道的导流效率最低。当采用导轮、导环时，汇流与增压过程仍然并存于大开口的连通空间，两者处于贯通并联的欠约束状态。大开口导致叶轮的相对涡旋和其他不稳定流态外展，其回流区甚至深入导轮导环内部深处，其尾缘涡干扰分界面流场分布。叶导轮双方的欠约束状态均导致局部激励损耗，其导流效率也不高。
当需要级联过流时，现有技术导轮以轴面速度分量为主的转向机制需要消除大部分环量，然后迅速转向180度进入反导流程。反导流道在去环量和反预旋过程中速度变化很大，其流道截面积随半径的减小而减小，反导加速过程形成向心降压分布。其过减速后再加速的不合理现象增大了导流负荷，也是降低效率的因素之一。
两种传统导流器都没有变工况适应性，当流量减小时，局部激励现象加重，导流效率下降幅度较大。在空间利用上，传统单级或多级泵的导流器均是环套于叶轮之外的，这使泵的径向尺寸增加了许多因而体积庞大。其中，多级泵的反导轮还占据了另一段相邻的轴向空间而增加了泵的轴向尺寸。体积庞大的蜗道、导轮和反导轮浪费了空间，增大了制造成本。
本发明按照全程保守环量设计原则构造的向心导轮是一种内向涡旋型导流器，其增压流道是完备约束的，并按优化扩张率渐增截面积和渐减中线曲率半径，体积小而导流效率高。向心导轮的压力分布特征与传统导流器正好相反，其流道压力随中心线及半径的减小而单调增加。这种导轮与叶轮有着最佳的配合关系，其内向涡旋形流道及其与叶轮的轴向并列布设从根本上改变了传统导流器的结构和空间位置，较之具有外向涡旋流道和与叶轮径向环套的传统导流器，该导轮具有效率和成本两方面的突出优势。
本发明设计对于提高效率特别有利，其原因有三第一，叶轮流程和导流流程是真正几何串联的，其汇流过程和增压过程因而是分开的，不管叶轮流场如何，导流流程因串联而完全隔离，并具有完备的约束，因而不存在任何局部激励损耗，此害消除以后，剩下的仅仅是可以控制的沿途损耗。第二，增压流道的截面积扩张率可以独立改变和进行最优化设计，其截面形状也可以进行优化，因而沿途损耗能降到很低的水平，其增压效率最高可到达98％。第三，完备约束使液流方向与流量无关，具有最好的变工况适应性，并且其沿途损耗与流量的3次方成正比，小流量时处于极低损耗状态。这三大增效机制，对比传统的外环蜗道或导轮的三个缺点汇流增压过程几何并联或贯通、增压流道非完备约束且扩张率不能优化、无变工况适应性小流量损耗剧增，其差异之显著是毋庸赘言的。
对于多级泵的级联，本发明方案更能体现其优越性，否定去环量加载反预旋增功的不利设计，转而保守正预旋级联，正好发挥了保守环量设计在系统优化方面的潜力。这种级联除了上述三大优势以外，还增加了大幅减小导流负荷和省去180度换向环节两项优势。其中，前者包含因保守输出环量而降低减速幅度和消除过减速过程两项因素，如前所述，降低导流负荷一般具有3次幂函数的减耗敏感性。后者是指保持圆周速度过流省去了180度的轴面分量换向环节，其影响是多方面的，除了省去2次幂函数型的局部阻力损耗以外，更主要的是因此而省去反导流程和过减速过程两项好处，这是影响基本流程规划和结构布局的关键性改进，对空间利用率有重大影响。需要说明的是，本发明方案的轴面分量换向过程不是不存在了，而是分散化了。从容地安排一个数值相对很小的轴面速度增量矢在较长的路程中和较长的时间里产生，其空间变化率和时间变化率都很小，因而不具有急转向的几何与力学特征，其局部阻力损耗因而消除，这正是保守环量设计的目标效益。
减小导流负荷及其空间开销，不产生过减速现象而实现速度单调减的增压过程，均为使导流流程大为缩短的技术因素。因此，在同样的入导速度下，因为沿途损失的减少、转向局部损失的消除、连续减速增压过程的实现等多项因素，导流水力损耗将有较大幅度的降低。如前所述，本发明高势动比叶轮将大幅度降低入导速度，将其与向心导轮结合时，上述降低损耗的优势将更加突出，在数量关系上，将表现为3次幂函数型剧减。
本发明的这种配套部件及其与向心导轮的组合，既可以配套于高势比离心泵，又可以应用于现有技术离心泵的简单改造，其导流效率均适用(2)式。
本发明更为明显的一项优势是导流器的空间开销将因为这种结构的优势而大为减小。向心导轮及其叶导轮组合结构紧凑，在降低制造成本和方便使用等方面效果突出。向心导轮是一种按照离心泵尤其是多级泵的空间规划的合理性概念而专门设计的优化方案。较之现有技术，该方案节省了叶轮的外环空间以及多级结构中的反导空间，而代之以仅相当于反导空间中与叶轮直径相等的那一部分来安装导轮。因此，向心导轮的径向尺寸将和叶轮相等，这使得整个泵的直径设计只需以叶轮直径为基准来考虑，其导流空间利用率大约提高2倍，即空间需求将减少2/3，泵的制造成本无疑将大大降低。如果与高势比叶轮配合使用，由于导流负荷减小为若干分之一，其体积将会再减小50％左右。
向心导轮的这些优越性，对于后续说明中将要公开的单级泵和多级泵的同构概念，以及模块化组合的方法的建立，均具有决定性的作用。
本发明关于向心导轮的一项重要的附加设计是导轮流道转移段由叶轮出口柱面、叶轮腔前壁曲面和导轮前底面外沿曲面围成，其截面分为叶轮腔部分和导轮部分，两部分装配吻接合一。其合成截面的位置周期性地向导轮方向转移，其截面积随导流圆心角的增大而周期性地线性增大。其周期等于一个导流流道对应的圆心角，其增大比例系数等于叶轮转过单位角度的体积排量设计值与液流出口绝对速度设计值之比，或者还乘以一个大于1而小于导轮增压流道最小扩张率的扩张系数。
转移段流道承接叶轮出口液流，属于高速流道，其设计对于离心泵的全程水力效率有重要影响，设计不良还可能产生水锤震颤效应或空化气蚀效应，因而需要较为仔细的设计。其一般性的设计原则是流道的长度及其截面的周长应陔尽可能地缩短，因而圆形截面最理想；当必须使用矩形截面时，其长宽比应该尽量接近于1，最好作内圆倒角；当必须使用其他功能截面时，应尽量缩小摩擦边际线的长度。除了这些控制摩擦面积的一般性原则外，还必须控制截面积的变化率，使之符合汇流的要求，同时还必须控制截面边际坐标的变化率，它们是完成过流转移动力学过程的关键变量。为避免冗繁叙述，关于截面形状优化及其边际坐标控制问题，将在后续实施例设计中结合附图予以说明。
本发明的上述附加设计的目标在于满足高效率地保持速度或者还包括连续减速增压的过流要求。理论上，利用不可压缩流体的特性，依据牛顿方程和伯努利方程，通过控制流道截面积的变化，同时控制截面之两个部分的面积分配和形状，是可以实现具有任何力学特征的过流转移的。本发明从稳定液流的平均流速的目的出发，设计了一个匀速等压或者降速增压的势流过程。其基本方法是，从最小截面积开始，用汇流截面的连续变形伴随面积线性增大致最大值后两腔平稳分割的周期性过程方法来构造流道。在每一个流道对应的圆心角周期内实现流道的转移和截面的合理化控制，包括满足流速的连续性条件和加速度最小化的原则，这是基于动量定理的思考。其中，汇流过程的圆周速度是保持不变的或者是尽量尊重的，目的在于避免在同一个贯通空间里出现大的梯度分布而引起动量交换型损耗，更不允许出现局部激励。边际摩擦损耗则通过边际线长度最小化的摩擦面积控制来减小。所述的周期性过程的实现本身实际上也包含了对流速的轴面分量的周期性控制。在上述设计中，改善流道的效率特性、抗气蚀特性和变工况运行的自适应特性，是关注的重点。
本发明的转移段流道方案仅仅体现为导轮底面及叶轮盖板或叶轮腔盖板外沿部位的一种功能曲面的形状设计，并没有形成独立的零部件，因而在制造过程仅相当于一种工艺造型。当所涉及零件采用模成型工艺批量制造时，其实现成本非常低。
本发明与向心导轮配套的封装结构体设计是采用中心涡道汇流变角度出管对称端盖作前后轴向封装。该端盖由带装配止口的承压盖板和与盖板一体化制造的中心结构及连通管道组成。其中心结构包括轴套、轴套外围的中心蜗道、蜗道围护结构支撑的轴承腔和轴孔。承压盖板的承压面为平面或与向心导轮开口面吻合的旋转曲面，其近轴部位有一个与蜗道连通的环形开口。中心蜗道是一种径向渐开轴向平移的三维蜗道，其始端是环形开口平面上的隔舌，其末端在增加了径向和轴向坐标的隔舌下方。蜗道截面积与圆心角成正比，比例系数等于叶轮转过单位角度的体积排量与液流平均速度之比。以开口圆平面为基准，随着截面积的线性增加，蜗道底部中心线的径向坐标和轴向坐标逐渐增加，形成一个蜗底斜坡，转过360度后进入隔舌下方，随后与管道吻接。蜗道截面形状亦随圆心角改变，从隔舌直线段开始，首先为长轴在开口平面上的变短半轴长半椭圆，成为半圆后逐渐下沉并沿一足以绕开轴承腔支承结构的曲率变化率适当的渐开弧线延伸，成为曲边四边形加半圆形状，直到进入隔舌下方，然后保持截面积地变形为圆截面与管道吻接。该对称端盖作后盖时，带环量的轴向来流从环形开口进入蜗道，在旋转和平移中汇流于涡道，沿蜗道旋转0～360度不等，到达蜗道终点后从吻接的出管流出。作前盖时，来管中直线运动液流接受蜗道法向力作用转作三维涡旋运动。最后从环形开口带环量地分流进入叶轮吸入室，运动过程与后盖端相反。前后盖蜗道中的涡旋运动在水力规范速度下是低损耗的，装配时将前后盖沿止口转动可以各自独立地改变入管和出管的角度。
中心蜗道分汇流变角度出管对称端盖是本发明的一种重要配套部件。应用向心导轮与该部件配套，可以使离心泵的体积大为缩小，其变角度出管的功能在应用中可以满足难以预料的用户临场需要，可以节约场地和管道，可以减少弯头和提高管路效率。这种设计甚至可能使离心泵的进出口角度分型号的划分成为不必要，显然，站在用户的角度，这种划分是不方便的。本发明的这种设计目标包括多重的通用性在一台泵中，它是前后盖通用的；在单级泵和多级泵之间，它也是可通用互换的。在单级泵中使用时，这种封装结构的整体优势更是特别明显。端盖的对称性所带来的多重通用性，以及简化进出口角度分型号的潜在优势，可以简化离心泵的设计和制造过程，从而降低制造成本。
本发明的这种配套部件及其与向心导轮的组合，既可以配套于高势比离心泵，又可以应用于现有技术离心泵的简单改造。将其应用于常势比和高势比离心泵时，蜗道的局部阻力系数是很小的，因而可以将其流道合并到导流流道中一并计算损耗，合并后的导流效率均适用公式(2)。向心导轮及其转移段流道加上对称端盖的动能损耗率ξ2将显著低于传统导流器。在变工况运行时，由于恒切向入导避免撞击损耗的特点，其损耗不但不增加反而会减少，因而会产生效率曲线在小流量区不但不降反而上升的优良特性。又由于减小尺寸和方便用户安装的优势也具有特别的竞争力。因此，向心导轮和对称端盖的组合也是一项不依赖于高势比叶轮的独立发明。这项技术与高势比叶轮、内减摩等发明特征组合使用时，将使各项优势特征相得益彰。
当向心导轮和对称端盖用于改造现有技术离心泵时，其向心增压、变角度出管和体积大幅度减小等功能和性能，是一种突出的实质性特点，能够产生显著的进步。例如，据初步估算，仅减小导流器体积和前后端盖及其轴承座与出管一体化并且对称通用两项，就可能使离心泵的制造成本降低30％以上，用户还能得到场地节约、管路节省、效率提高等方面的效益。显然，这种设计具有多方面的技术经济优势。
基于向心导轮、对称端盖的特点和优势，本发明据以设计了一种模块化组合离心泵的方法，依据该方法可以组合出许多种新型的离心泵。
本发明还特别地包含一种通过模块化组合来构造离心泵的方法。这种方法不仅用来构造多级泵，还用来构造单级泵，不仅用来实施一种技术，还用来组合实施多种技术。
基于向心导轮的向心增压原理，将导轮流程作为与叶轮速度场及其动能分布的反向处理过程与之轴向并列，可以形成最简捷的流程空间周期性。根据该周期性，就可以建立最紧凑的模块化结构的空间概念，其中隐含“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式。从近轴环形口入出是必要设计，之所以要求带环量，是出于对离心泵全程流速变化率最小化的力学考虑提出的要求。这种最小化好处很多，包括变工况运行适应性和入出口气蚀特性的改善、导流负荷的减轻、入出口动能的利用、以及最关键的从叶轮出口后高效入导等等。这都属于叶轮流道的边界条件优化问题，可见，保守环量是边界条件优化的核心问题。
从前述说明可知，对称端盖的近轴环形开口和三维蜗道是保守环量设计的，具有造就弥补所需边界条件的能力，能够适应上述连接模式。因此，以该原理、该周期性、该模块概念和该连接模式为基础，就能设计出一种对于具有任何技术特性的叶轮都可以进行模块化组合的方法。该方法要求叶轮的外部形状和尺寸标准化，以标准化的叶轮外部形状和尺寸为基准，展开离心泵的轴向空间，就可以设计出轴向连接的模块化拼装结构。该结构包含一个水力流态周期中的全部结构件，实际上就是叶轮和导轮及其附件的轴向组合。它们的结构及其功能具有几何及运动学和动力学特征的周期性，而其流场中的势函数——静压力则是沿途累加和在连通器原理下传递的，不具有也不需要这种周期性。这样设计的模块化组合方法与级数无关，因而肯定是普适于单级泵和多级泵的新型设计方法。
模块化技术组合方法及其组合产品的准确描述是基于向心导轮的结构和特性，将其流程作为与叶轮流程动能分布的反向处理过程轴向并列，形成简捷的空间周期性，据以构造带环量近轴口连接的叶导轮轴向组合向心增压赋能模块，简称向心增压模块，并将其标准化。基于对称端盖的结构和特性，将其作为带环量近轴环形口连接的流场边界及端封结构模块并将其标准化。标准化产生互相对应的两个包含子规格的规格系列，其中同一种父规格的模块装配尺寸和基本接口参数(例如流量、转速)相同而具有查表检验互换性，父规格下的同一种子规格模块装配尺寸和所有接口参数(包括泛函意义下的参数，例如耐压2MPa，耐腐蚀材料制成等)相同而具有完全互换性，两种互换性定义在单级泵、多级泵、各种型号和不同内含技术包括使用高势比或常势比叶轮的离心泵的大集合上，在规划和设计过程中定义互换性域，在设计之后的生产过程中和在生产之后的使用过程中互换性在定义域内成立。按照“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式，将1个或最多64个串联(传统多级泵一般不超过20级，本发明级数可增多，但一般不超过64级)的多个向心增压模块与2个对称端盖模块组合，即构成模块化组合单级泵或多级泵。向心增压模块无外壳者配用中开式外壳，带外壳者为级段式结构。
在现有技术中，除了轴承、轴封、紧固件等少数跨型号使用的辅助性零件以外，没有不同类型的离心泵使用相同的主要功能模块的规划，也没有包含不同技术和具有不同性能的主要功能模块在同一种离心泵上组合和替换的设计。如所周知，现有技术的每一种单级泵都是根据选定的水力模型个别设计的，不同水力模型的叶轮和导流器没有互换性，水力模型相同的叶轮和导流器因型号规格的不同而具有不同的尺寸，也没有互换性。现有技术的级段式多级泵通常使用相同的赋能部件或组件，用它们可以组装同一流量规格的不同扬程离心泵，但使用的模型和技术是固定的和不能改变的，并且，其支承围护结构及轴系部件仍然是单独设计的。由于这些问题的存在，致使离心泵的产品型系非常庞杂，离心泵的新技术推广也在众多规范壁垒的阻隔下被延缓。
本发明将多级泵采用相同赋能组件拼装的传统方法扩充为模块化组合方法，使在单级泵和多级泵之间，在围护和支承结构体的设计上，进而在不同技术的组合代数域内，都能够广泛地采用具有优势的模块化组件，具体化以后，新的设计方法就形成了。在设计这种方法的核心思想中，发挥组合和模块化的工艺效益和打破新技术面临的规范壁垒只是目的的一部分，借机融入数学规划方法来提升离心泵的设计性价比则是另一个更为迫切的想法。之所以更为迫切，是因为模块化组合方法及其结构设计还可能只是一个仅应用于局部的方法。如果依据该方法随意地选取参数构造模块，将造成流量—压力平面上的杂乱的空间占用，这对行业的系统性资源优化和成本降低不利或没有大的补益。要想从全局得益，应该改变在流量—压力平面上依据社会需求调查数据直接规划离心泵产品的型谱覆盖的传统做法，改而将模块化组合的结构设计考虑进去，这能大大简化离心泵的型谱，系统性地降低泵行业的平均生产成本。模块化组合的参数选择的依据则应该来源于经过最优化规划的规范。
本发明将向心增压模块作为离心泵的一种低成本积木组件，据以建立离心泵的多级拼装规范，并且在该规范中还特别地将单级泵也包括于其中，以使耗时糜费的单级泵的设计和制造不再成为必要，这是最原始的想法。但发明人在研究多级泵的性能方程并将其与高势比技术进行比较时，产生了新的技术推演。如所周知，离心泵做成多级有利于提高效率，因为，对于同样的扬程需求，多级泵的级扬程与级数成反比，相同转速下其叶轮直径和入导速度与级数的平方根成反比，因而泵的2次幂型导流损耗也将与级数成反比。比较本发明所述高势比叶轮的技术特性与多级泵特性之间的关系，从对水力损耗的影响来说，高势比叶轮的设计参数——反馈减速比给出线性减函数关系，这与多级泵的级参数调节方向相同，因而可以将两者看成是分区间等价的调节参数，其差别在于后者是离散的并且应用空间较大，而前者却是连续的但应用空间受限。这种等价性揭示了提高离心泵效率的另一条重要途径，其差别展示了两大途径互补组合的良好前景。
本发明主张将两种高效途径结合，并在考虑模块化组合方法的型谱规划中具体结合进去，这能产生巨大的经济和社会效益。这种结合，实际上是将离心泵在流量—扬程平面上的型系规划转换成级模块规划的组合，因而将问题转化为级模块在流量—扬程平面上的规划。本发明设计了对级模块参数进行数学规划的方法。
该数学规划方法是将级数和比转数作为以流量和扬程为独立宗量的二元函数进行规划，将反馈减速比作为在效率等值面上与级函数分区间等价的连续可调独立变量也参与规划，形成前二元分区间等价的三元规划函数组((级数，反馈减速比)，比转数)。通过社会调查产生以效率等因素构造的运行成本函数和以结构、尺寸、材料、工艺等因素构造的制造成本函数，将两者之可比单位函数值相加作为目标函数，或者还增加产品美学设计要求等附加不等式组的约束，采用经典数学规划方法或数值算法获得使目标函数取最小值的三元规划函数组的优化值域，据以建立水力模型和级模块系列规范。设计时，以扬程和流量为宗量，依据规范确定级数、比转数和反馈减速比，即可确定优化的离心泵级模块参数。当级模块采用现有技术的后弯式叶轮时，其反馈减速比定义为出口相对速度的圆周分量与轮沿线速度之比，其值接近于0，可忽略。
在上述方法中，由于级数和反馈减速比在效率调节上的分区间等价性，因而在同一个等效率曲面上提供了一种可以互换互补的接续关系，级函数和比转数规划后的优化值域将因此而稀疏化。这种方法为离心泵的型谱规划和产品设计开辟了新的思维空间，在理论研究和设计实践中均具有重要意义。这种方法规划的级数和比转数的型谱系列最少，据以设计的离心泵不但效率高，而且空间利用率高、尺寸小、用材省，因而具有效率和成本的双重价值优势。理论上，其技术经济指标将是最高的。
需要特别指出的是，泵效率和泵成本还不是最后的评价指标，最后的指标应该是机组的相应指标，再实际点应该是实际液流系统的相应指标。从泵指标到最后的应用指标具有网状拓扑关系，必须运用矩阵运算来分析。例如，站在制造厂商的角度，如其产品是电机—离心泵机组，则作为一个乘性因子的泵效率的提高，显然是成正比地提高了机组效率。但这不是唯一的结果，因为还有另一个设计泛函对厂家的利益产生影响，那就是泵效率—电机功率—电机成本—机组成本的关系。因此，由泵成本、电机成本、二者联结成本之和构成的机组成本将同时受泵效率和泵成本两项指标的双重影响。考虑到电机成本在离心泵机组成本中的比重，大幅度提高泵效率对机组成本影响的幅度并不算小。由此可见，在技术经济评估中，泵指标只是一个宗矢量，在求解与实际经济利益相关的目标指标的系数矩阵中，存在着并应计及交叉作用因子的影响。对于最终用户来说，这种影响将从购买开支和运行费用两个方面攸关于其总拥有成本。对于生产厂商来说，同时获得性能提高和成本降低两项好处的设计无疑将提高其产品的性价比而增大其市场竞争力。基于这种考虑，应该改造上述规划方法中的目标函数，将方法修订为通过调查统计得到一个关联矩阵函数，将泵效率和泵成本换算成机组效率和机组成本，据以构造机组的运行成本和制造成本，将两者的可比单位函数值相加作为目标函数进行规划来优化模块参数和产品设计。
本发明推祟多级结构和模块化组合的思想考虑了一个工艺前提，那就是精密模成型技术和其他现代制造技术所提供的新工艺，例如粉末冶金、压力精密铸造、压塑和注塑等。这些工艺较之传统工艺，可以在增加结构的空间复杂性的同时，还能大幅度提高生产效率和降低生产成本。例如，级段式叶导组合模块中的半开式叶轮、闭式叶轮盖、带外壳和叶轮腔的导轮、叶轮腔盖等零件，全部为开式或半开式工件，具有总体上能够采用两合模成型的工艺优势，因而能采用上述新工艺制造。本发明的系列流体力学上的特征设计，可能会增加模具的复杂性和模具成本，却基本上不致于增加加工成本。考虑到大批量生产时模具成本的分摊值实际上很低，因而采用新工艺实施本发明的系列技术不但是发明人的愿望，而且是一种隐含的基本假设。如果采用传统工艺，本发明的一些设计将难以实施或成本反而升高。这不会影响本发明的实用性，因为社会迫切需求廉价而高效的离心泵产品，本发明的设计和适当先进的工艺相结合，就可以满足这种需求。
采用本发明的模块化组合方法，可以将前述各类产品发明特征组合到模块中，还可以将其中的一些产品的发明特征与现有技术组合，这将形成许多种离心泵的新类型。仅仅使用模块化组合方法对现有技术的产品设计进行改造，也能够产生多种积极效果。关于这些组合的详细设计和组合效果的叙述，以及组合方法的应用方式，将包含或体现在结合附图的实施例说明中。
下面结合附图对本发明所述的离心泵及其技术组合方法与实例作进一步的详细说明。


图1是一种半开式高势比叶轮结构示意图。
图2是一种闭式高势比叶轮结构示意图。
图3是一种锯齿形半开式高势比叶轮结构示意图。
图4是一种锯齿形闭式高势比叶轮结构示意图。
图5是一种轴向入流预旋器结构示意图。
图6是一种径向入流预旋器结构示意图。
图7是一种带预旋器的半开式高势比叶轮结构示意图。
图8是一种带均速岔道的半开式高势比叶轮结构示意图。
图9是一种带均速岔道和预旋器的半开式高势比叶轮结构示意图。
图10是一种带均速岔道和预旋器的高势比悬臂泵结构示意图。
图11是一种出轴端内减摩驱动二相流冷却轴封流道结构示意图。
图12是一种前端腔内减摩驱动二相流V形槽阻气间隙结构示意图。
图13是一种半开式叶轮悬臂泵充气驱动装置及其连接示意图。
图14是一种闭式叶轮悬臂泵充气驱动装置及其连接示意图。
图15是一种向心导轮结构示意图。
图16是一种高势比叶轮腔与向心导轮组合之转移段流道结构示意图。
图17是一种闭式叶轮超减摩和导轮控制转移段流道之结构示意图。
图18是一种中心蜗道分汇流变角度出管对称端盖结构示意图。
图19是一种半开式叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图20是一种闭式叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图21是一种减摩闭式叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图22是一种半开式高势比叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图23是一种闭式高势比叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图24是一种预旋闭式高势比叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图25是一种减摩闭式高势比叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图26是一种减摩预旋闭式高势比叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图27是一种超减摩预旋闭式高势比叶轮与向心导轮组合之级段式模块结构示意图。
图28是一种对称盖变角出管半开式轮向心增压离心泵结构示意图。
图29是一种对称盖变角出管闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图30是一种对称盖变角出管减摩闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图31是一种对称盖变角出管高势比半开式轮向心增压离心泵结构示意图。
图32是一种对称盖变角出管高势比闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图33是一种对称盖变角出管预旋高势比闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图34是一种对称盖变角出管减摩高势比闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图35是一种对称盖变角出管减摩预旋高势比闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图36是一种对称盖变角出管超减摩预旋高势比闭式轮向心增压离心泵结构示意图。
图37是一种对称盖变角出管半开式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图38是一种对称盖变角出管闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图39是一种对称盖变角出管减摩闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图40是一种对称盖变角出管高势比半开式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图41是一种对称盖变角出管高势比闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图42是一种对称盖变角出管预旋高势比闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图43是一种对称盖变角出管减摩高势比闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图44是一种对称盖变角出管减摩预旋高势比闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图45是一种对称盖变角出管超减摩预旋高势比闭式轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图46是一种对称盖变角出管预旋高势比半开式叶导轮向心增压多级离心泵结构示意图。
图1、图2、图3、图4分别表示高势比叶轮的4种主要类型及其结构。
参照图1，图中给出了半开式高势动比叶轮的一种结构。其中，1是叶轮，2是叶轮轴孔，3是叶轮轴套，4是吸入室，5是叶片，6是叶槽流道中部，7是流道入口，8是流道出口。
半开式高势比叶轮是一个圆盘形零件，采用模成型工艺一体化制造。其中心有轴孔2和轴套3，用于与转轴装配(可设置键槽)。轴套外面是环形吸入室4，其底面或者是使液流连续转向的旋转曲面，当或者装入预旋器时，该曲面将由造形相同的预旋器轮圈表面代替。叶片5为L形，前中部呈径向走势，尾部朝反切向弯曲，尾部外侧为光滑的渐开弧线柱面或槽面。6～12片完全相同的L形叶片在上均匀分布，叶片间形成均布的叶槽流道。该流道的入口7和中部6较为宽阔，在到达出口8之前截面积逐渐减小并转向，流体被加速和改变方向，最后以较大的相对速度和很小的出口角流出叶轮，液流出口绝对速度因而大幅度减小，势动比显著提高。液流出口后，受到内侧柱面或槽面附壁效应约束，在出口间隔区形成向内弯曲的均布流线，具有均匀的径向分量与切向分量，其比值不随圆心角改变。这等效于连续开口的效果，但完全没有回流。
叶轮各流道的出口面积与设计流量成正比，与设计出口相对速度和叶片数成反比，设计相对速度等于叶轮出口处的圆周速度与反馈减速比参数K的乘积。用这种方法确定的设计参数与实测值吻合性好，因为其中没有回流干扰。
按照前述讨论确定参数K，离心泵将具有良好的调节特性、效率特性和抗气蚀特性。
参照图2，图中给出了闭式高势比叶轮的一种结构。其中9是固定盖板的铆钉，10是叶轮前盖。在半开式高势比叶轮的基础上加装前盖10将叶轮封闭，就构成闭式高势比叶轮。闭式高势比叶轮流道弯曲度大，出口处狭窄，难于用传统的铸造工艺制造，采用半开式叶轮底盘铆接前盖的工艺方法却简单易行。该方法要求，在每片L形叶片之肘部宽阔处开2～3个铆钉孔，用沉头或扁平头铆钉9将前盖板与半开式零件铆接。前盖板采用模压成型工艺制造，具有与半开式密配合的内表面和符合精度要求的旋转曲面外表面。为保障动平衡，处于同一相对位置的铆钉孔应该在一个同心圆上，并处于叶片中线位置。可以将铆钉孔改为螺孔，用防松螺钉紧固前盖板。也可以采用点焊工艺连接前盖板。闭式叶轮的半开式底盘的技术特征和设计要求与半开式叶轮相同，两者使用特性也基本相同。闭式叶轮的优越性在于，其叶槽流道没有开放面的涉外摩擦和湍流干扰，因而更接近理论特性。并且，闭式叶轮装入叶轮腔后，能形成两个对叶轮流道封闭的端腔，采用双端腔内减摩技术后，其摩擦的绝大部分将被消除，具有很高的内机械效率。
参照图3，图中给出了锯齿形半开式高势比叶轮的一种结构。11是的齿沿轮廓线。将半开式高势比叶轮圆形的叶片之外的部分去掉，即成为锯齿形。图中线段11是一个叶片尾尖到后一个叶片外沿的齿形轮廓线段，为出口法平面上的一条直线。该线段处的底盘被减薄，形成尖锐的齿尖，以产生整流效果。为了保持齿尖和叶片尾尖的强度，这种叶轮需要高强材料制造。
锯齿形高势比叶轮具有较高的效率。在一般情况下，叶轮出口外的轴向约束功能已为叶轮腔所替代，边沿的曲边三角形小块因为两面摩擦而成为徒增损耗的赘物，其外侧以牵连速度与端腔介质摩擦，消耗叶轮比功，其内侧以出口相对速度与液流摩擦，消耗液流比能。去掉这些小块后，相应位置只存在液流与腔壁的摩擦，只消耗液流比能，液流的绝对速度也小于牵连速度，这显然能够提高效率。
锯齿形提高效率的幅度分析如下依据速度三角形，去掉小三角块后的摩擦速度是其一条短边，而原来两面摩擦的速度是牵连速度长边和相对速度短边，产生的损耗是两者损耗之和。考虑到损耗与速度平方成正比，以及K≈0.5和β2≈0的条件，则单位面积上的损耗减小率为((12+0.52)-(1-0.5)2)/(12+0.52)＝80％。又考虑到损耗力矩的微分与单位面积上的摩擦力、圆周长度和半径的乘积成正比，积分后是半径的5次函数关系，因而节能的效益应该是可观的。举例来说，设出口的径向宽度为半径的10％，则切去的这些小块面积上的摩擦损耗的降低相对于后端腔摩擦损耗的降低比为0.8∫091r32π(10r-9)dr)/∫01r32πrdr=0.8(0.8190-0.7738)/0.2=18.1%]]>又设后端腔摩擦大约使泵效率下降3～5％，则泵效率大约提高0.5～1％。
锯齿形的设计目标是减摩，在没有内减摩装置时能产生上述效益。由于内减摩装置的作用更为显著，在装有该装置时不宜设计这种的叶轮，因为它会使充气直径比减小而干扰该装置的工作，所得将不偿所失。
参照图4，图中给出了锯齿形闭式高势比叶轮的一种结构。将闭式高势比叶轮的半开式圆形及其盖板的叶片之外的部分去掉，整个叶乾即成为锯齿形。图中线段12是一个叶片尾尖到后一个叶片外沿的齿形轮廓线段，为出口法平面上的一条直线。其齿沿削尖整流及相应的强度要求与图3所示半开式叶轮相同。
锯齿形闭式高势比叶轮的减摩作用是双面的，按照上述例子的开口口径比来分析，其后和前盖的摩擦损耗均能降低18.1％，泵效率因而大约能提高1～2％。基于同样的理由，这种叶轮仅限于在没有内减摩装置的离心泵中使用。
参照图5，图中给出了轴向入流预旋器的一种结构。其中，13是叶轮吸入室边际，14是下轮圈，15是上轮圈，16是弹性帆式叶片，17是下轮圈的轴面投影，18是叶片上接近下轮圈下底圆的点，19是接近上轮圈下底圆的点，20是刚性肋条。
轴向入流预旋器由两节轮圈和若干片弹性帆式叶片装配而成。轮圈14和15滑套在叶轮轴套上，能各自独立转动，其表面互相吻接成使液流连续转向的旋转曲面。帆式叶片的片数少于叶轮叶片数或者还是其约数，以对流道的约束度不致太低而摩擦面积比又不致太大为宜。帆式叶片16成曲边三角形，其直线边前沿悬挂于刚性肋条20上，肋条径向固定在叶轮叶片或前盖的入口处。帆式叶片的曲线边上与两节轮圈之下底面圆接近的两点18和19分别固定在该两圆周上，形成与刚性肋条相对的拉力作用点。
叶片尾尖部18具有一定的抗弯强度，固定时使其具有指向性，以大体保持预旋器流道出口方向与叶轮流道入口方向的一致。工作时，叶轮通过刚性肋条牵动叶片和轮圈一道旋转，弹性帆式叶片自适应地变形成螺桨形，从入口到出口全程保持与流线相切的状态，这是叶片张应力、弯应力和液流反作用力及离心力自动平衡的结果。在稳态运行中，弹性帆式叶片的目由曲线边和自由直线边将变形成空间曲线，整个叶片及其边际线相对于轮圈和叶轮的邻接部位将保持静止。在工况变动等各类动态过程中，叶片将自适应改变形状和各部分的应力，与周围的相对位置也将发生变动，以与液流惯性动反力的变动相平衡，平衡后保持与流线相切状态，两个轮圈随之调整各自的角度。这里不存在配合精度的要求，因为小的缝隙并不影响对液流作用的整体效果，而小的挤压产生的移动阻滞力也会因随机扰动而得到释放，动态调整因而总是能够精确地完成。
轴向入流预旋器安装在轴向入流离心泵的吸入室中，叶轮的吸入室因而必须开具一个圆环柱形的容空，以便装入预旋器。容空的中心是叶轮轴套，其外表面为圆柱面或台阶圆柱面，用于滑套预旋器的轮圈。轮圈的旋转曲面将代替叶轮中心的旋转曲面起转向导流作用。预旋器的负荷很小，对帆式叶片的强度没有太高的要求。
预旋器弹性帆式叶片自适应变形的效果是液流总是与叶片相切地进入，并在叶片法向力作用下沿程连续地改变速度大小和方向，在出口端，其速度方向总是正对着叶轮入口的。因此，叶轮入口和预旋器入口均不会发生撞击湍流，叶轮入口面积也能得到最有效的利用。当流量改变时，这些特性保持不变。
参照图6，图中给出了一种径向入流预旋器的结构。其中，21是下轮圈，22是上轮圈，23是刚性肋条，24是弹性帆式叶片，25是肋条支架及轴套，26是下轮圈的轴面投影，27是叶片上接近下轮圈上底面的点，28是刚性肋条的轴面投影，29是叶片上接近上轮圈上底面的点，30是上轮圈的轴面投影。
径向入流预旋器由带轴套的圆盘形肋条支架25、下轮圈21、上轮圈22和若干条刚性肋条23及若干片曲边三角形弹性帆式叶片24装配而成。其叶片数的确定、叶片的变形工作原理均与轴向入流预旋器相同。所不同之处主要有三点第一，液流是从圆柱面入口径向流入和从平面环形出口轴向流出的，曲边三角形叶片平行于转轴的直线边是入口边，该边悬挂在刚性肋条上。第二，弹性帆式叶片的曲线边与两节轮圈的上底面圆邻近的点27、29固定在两轮圈上，轮圈通过该两点提供平衡拉力。第三，轮圈21、22滑套在支架轴套上，其中心孔的孔径较叶轮轴套外径小。
图中，弹性帆式叶片24悬挂在刚性肋条28之上，肋条则直接固定在带轴套的圆盘支架25上，其轴套静配合在转轴上，为圆盘支架和刚性肋条提供驱动力。这种结构具有部件整体性和装配独立性的优势，并且装配时其轴套与叶轮轴套是轴向压紧的，机器的整体轴向定位性能良好，转轴的密封性和刚性也因此而提高。
运转时，圆盘支架25和刚性肋条28与转轴同步旋转。当进入预旋器的液流速度的圆周分量不够时，帆式叶片如图中所示向后张悬，其入口角度自适应地随流线改变，使叶片入口与流线相切。叶片的法向约束力在圆周面上为液流提供圆周向加速和向心加速的分力，使液流进入同步旋转状态，并且还提供抵消或部分抵消离心力的反径向驱动，预旋器输出轴功增加液流比能。液流轴向速度分量的增加则是旋转曲面反作用力驱动的结果，理论上不存在功能转换。液流进入某个径向坐标位置以后，其圆周速度分量将连续地大于同步速度，这时，液流将输出比能对叶片做功，其作用力有助于平衡叶片前部的拉应力的切向分量，使其根部保持与转轴垂直的状态，从而保持较大的流道截面积。叶片曲线边拉力平衡点27、29的位置选择有利于在负荷最大时使两节轮圈与叶轮之间以及它们彼此之间发生最大的角位移，以满足应力加大的需要。
当进入预旋器的液流速度的切向分量超过牵连速度时，帆式叶片24将问前张悬，与图中所示的弯曲方向相反，液流输出比能对叶片做功，预旋器进入水轮机工作状态。这时的力学分析是类似的，所不同的是法向力和应力的圆周分量的方向相反。在动态过程中，叶片自适应地发生弹性变形，两节轮圈发生相对移动。这种调整运动在小的机械摩擦阻碍下也能迅速完成，因为微小的扰动和振动总是存在的，足以帮助克服摩擦力。
径向入流预旋器主要安装在半开式向心导轮的中心位置，与下一级叶轮的吸入室紧密相连。实际上，向心导轮和预旋器的组合使得后一级叶轮根本就不需要吸入室，本发明的多级泵实施例中体现了这种设计。
参照图7，在作为预旋器应用的一个例子，图中给出了一种带预旋器的半开式高势比叶轮结构，作为将轴向入流预旋器与高势比叶轮组合的一种实施例。其中，31是半开式高势比叶轮，32是预旋器的下轮圈，33是预旋器的帆式叶片，34是预旋器的刚性肋条，35是预旋器的上轮圈。
如图所示，预旋器装在高势比叶轮31的吸入室中。吸入室为叶轮中心轴套以外和叶片根部以内的一个圆环柱形容腔。将预旋器的两节轮圈32和35滑套(动配合)在叶轮轴套上，将4条刚性肋条相间径向紧固在8片叶轮叶片中的4片的根部之入口面上，即完成组装。图中预旋器的叶片数4是叶轮叶片数8的约数。
装有预旋器的高势比叶轮可以用于单级泵，也可以用于多级泵，作为整体装配到离心泵中。预旋器是本发明叶轮流道90度入口角设计的配套部件，其自适应预旋机制对于改善泵的入口水力特性和抗气蚀特性能够发挥重要作用，尤其是当泵偏离设计工况运行时，其自适应机制对于提高泵的运行效率和延长泵的使用寿命具有特别重要的意义。
参照图8，作为遏制相对涡旋和全面改善叶轮的运行特性的均速岔道技术的一个实施例，图中给出了带均速岔道的高势比叶轮的示意结构。其中，36是L形叶片，37是均速梳叶、38是近压力面岔道，39是近吸力面岔道，40是岔道出口，41是岔道入口，42是岔道出口附近的叶槽加速区，43是叶槽出口外的单边约束速度整理区。
如图所示，高势比叶轮的圆形或锯齿形上旋转对称地布设有设计数量的L形叶片，在L形叶片间的叶槽流道前中部宽阔处，顺势布设有2片均速梳叶即产生3个均速岔道。38为近压力面岔道，39为近吸力面岔道，两者之间是中间岔道。均速梳叶前中部亦呈径向走势，尾部光滑转向，顺流线方向指向叶槽加速段。梳叶在相对速度较低的前提下对液流形成密集约束，其法向力的沿途积分结果将包含一个剪力矩，该力矩的作用方向与相对涡旋的方向相反，因而构成遏制涡旋的重要因素之一。更重要的机制在于，由于岔道入口如图中41接近而未达到叶槽入口，由于岔道出口如图中40接近而未达到叶槽出口，且其出口截面积是按照一个经优化试验得到的经验系数分配的，其近压力面岔道分配较多而近吸力面岔道分配较少，因而前者的沿途压力一路较低而后者的沿途压力一路较高，这种压力场梯度分布的差异，在相对速度较低的前提下，正好是抵抗相对涡旋的抗性力，这是遏制涡旋的主要机制。另外，压力差别以较小的系数传递到入口区域，所形成的压力梯度又是没有梳叶的入口区涡旋的遏制因素。压力差别所形成的出口速度差别又能够对近压力面岔道出口如图中42形成引射动力而使其加速，并且形成的速度梯度在出口之外如图中43降低丁外侧的绝对速度和内侧的相对速度，这正是理想的低损耗速度分布。这两大因素加上近吸力面岔道流程较长等有利因素，相对涡旋在最优化的岔道出口面积比条件下能够被遏制住。
没有相对涡旋，叶槽及其岔道中的相对速度将减小半个数量级，这是特别重要的。在通常规格的叶轮尺寸和转速下，相对涡旋在压力面的负叠加和在吸力面的正叠加，都可能使液流速度超过临界值而进入紊流状态。降低半个数量级以后，液流速度可以设计在水力规范之内，这时的流程损耗或者局部阻力损耗都小得可以忽略，如前所述的相对速度较低的设计前提，也显然可以得到完全的满足。
带均速岔道的高势比叶轮具有全程水力效率高、抗气蚀特性好的显著优势。这种技术与半开式或闭式、单级或多级、有无预旋器、是不是锯齿形、配不配内减摩装置等设计特征的组合没有任何配伍禁忌，因而可以广泛地应用。在工艺上，如图所示的结构是容易制造的。最简单的工艺是模成型，包括压铸、粉末冶金、注塑、压塑等工艺路线，而且只需使用最廉价的两合模，其生产成本很低，并且动平衡特性好。
参照图9，图中给出了一种均速高势比叶轮(带均速岔道的高势比叶轮之简称，下同)与预旋器组合的实施例。其中，44是叶轮的L形叶片，45是均速岔道，46是预旋器的下轮圈，47是预旋器的上轮圈，48是预旋器帆式叶片，49是预旋器的刚性肋条，50是叶轮轴套，51是叶轮转轴。
均速高势比叶轮通过轴套50装配和定位在转轴51上，叶轮有L形叶片如44，形成数量相同的叶槽流道。每个叶槽流道中布设有均速梳叶，形成均速岔道如45等。叶轮轴套外围是圆环柱形吸入室腔，其间安装有轴向入流预旋器。预旋器的下轮圈46安装在吸入室下部，上轮圈47安装在上部，它们都是用聚四氟乙烯等自润滑材料制成的，因而可以各自独立地在叶轮轴套上转动。两个轮圈的外表面为互相吻接的旋转曲面，其母线的方向角连续地转过90度，以使液流在加载旋转中完成径向运动分量到轴向运动分量的转换。如图中48等，预旋器的弹性帆式叶片悬挂在如图中49等刚性肋条上，肋条固定在叶轮叶片根部入口处。工作时，肋条随叶轮一道旋转，带动帆式叶片和两个轮圈同步旋转，帆式叶片对液流做功使其预旋。叶片由于分布式负荷而产生分布式变形，其平衡应力的大小和方向使叶片成为螺桨形曲面，并因而决定轮圈的滞后角。螺桨形曲面和轮圈滞后角在液流动态变化时会自适应调控，这种机制可以使损耗减小，其中包括叶片迎角的自适应变化的贡献。
L形叶片高势比叶轮应用于轴向入流离心泵时，预旋器是重要的配置，因而这种组合将是一种常用的设计。其中，锯齿形半开式均速高势比叶轮可以用于装配不带内减摩装置的高势比单级泵，这是常规结构的高势比单级泵中最简单的一种。
参照图10，图中给出了较为复杂和效率较高的一种悬臂式高势比单级泵。其中，52是蜗道，53是梯形槽导环，54是均速高势比叶轮，55是预旋器，56是机械轴封，57是悬臂式转轴，58是后盖，59是前盖。
预旋均速高势比二次型蜗道悬臂泵由闭式均速高势比叶轮54、装在叶轮吸入室中的预旋器55、机械轴封56、带二次型蜗道52曲面的前盖58和后盖59及悬臂轴等结构组成。其中，叶轮54为半开式或加铆前盖的闭式结构，8片L形叶片隔出8个叶槽流道。每个叶槽中有2片均速梳叶，形成3个均速岔道，叶轮工作时输出高势比液流。预旋器55装在叶轮吸入室中，有4片弹性帆式叶片，固定在4条刚性肋条和两个轮圈上，轮圈滑套在叶轮轴套上。
这种叶轮输出势动比高，抗涡旋，抗气蚀，具有变工况适应性。其中，预旋器对液流加载预旋，能避免入口处的撞击湍流；L形叶片流道及其出口的高势比设计能降低输出速度；均速岔道阻遏相对涡旋，能避免回流、尾缘涡等有害流态，使流场低速层流化，所产生的速度梯度还能降低轮沿摩擦速度和出口外邻域的绝对速度。
高势比叶轮的出口液流具有模拟连续开口的均布化效果，出口流速的径向分量等于流量除以轮周面积，其数值较小，这有利于采用蜗道导流。但是，当叶轮出口宽度较小时，如迳直采用蜗道导流，或采用较宽的矩形截面导环，都会产生局部激励。本实例采用二次型蜗道或者小入口导环加二次型蜗道的组合导流设计。
其中，二次型蜗道52采用优化截面设计，由两种截面段光滑吻接而成，起始段为定长轴2L之长半椭圆截面，短半轴为b＝Qθ(2α-1+(1-α)θ/π)/(π2LV)……………………………(9)成为半圆后为定弦长2L之大弓形，弓形半径r约束与超越方程r2(π-Sin_1(L/r))+L2(r2-L2)0.5＝Qθ(2α-1+(1-α)θ/π)/(2πV)…(10)这里，Q、θ、α、L、V分别为设计体积流量、蜗道截面对应圆心角、蜗道优选系数、蜗道入口柱面宽度之半、设计蜗道出口平均流速。最小摩擦面和最小梯度设计法及其方程(9)、(10)式对于低损耗蜗道的设计具有重要意义，其中(10)式可用2阶以上幂级数解析，或用数值解法解之。蜗道优化系数α是一个取值0.5～1的真小数，具体取值可通过理论分析导出，也可以采用优选法通过少量的试验得到。
(9)、(10)式中，蜗道入口宽度即叶轮出口宽度，当该宽度较小时，有可能产生局部激励，应该插入等腰梯形槽导环(53)过渡。梯形截面出入口底边宽度分别等于蜗道入口和叶轮出口宽度，两者之比为L/L1＝ωR(1-K)/V………………………………………………………………(11)其中L1、ω、R、K分别为叶轮出口柱面宽度之半，叶轮角速度、叶轮半径、叶轮反馈减速比，梯形的高一般取叶轮出口柱面宽度的3～5倍，即6L1～10L1较为恰当。显然，导环作为过渡流道，其参数是受前后流道参数制约的。
插入导环后，叶轮输出液流以近乎切向的方向进入，其流线将因导环中的径向压力梯度的分布而连续转向为接近于圆弧的对数螺旋线，其径向坐标增量意味着液流截面积的扩大，也意味着为克服压差进入高压区必须消耗动能为进入做功，这就是梯形槽导环增压过程。为消除局部激励而设置的导环，将首先自动承接导流增压的任务，然后才能完成与汇流流道无局部激励连通的任务。插入导环可以减轻蜗道的负荷，其优化系数α将增大，其速度梯度将减小，工作效率因而提高。当α接近于1时，蜗道将主要作为一个汇流流道起作用。因此，导环的导流负荷比与蜗道优化系数α是相互关联的。
泵的前后壳盖(59)、(58)在蜗道对称面分型，也可以在前端面之蜗道入口柱面分型。后一种分型工艺有利于减小体积。壳盖采用精密铸造或者模成型工艺制造，其外部有径向加强筋结构，以增加强度和节约材料。
从图中可见，本实例中蜗道占据了较大的空间，这是长途奔泻汇流的结果，这种泵结构的缺点因而很明显。体积大不但使用不便，还会增加制造成本。这种结构因袭了传统的单级泵蜗道的框架，因而不是本发明的最佳实施方案，但在采用蜗道的单级泵设计中，其高效率的特点却是非常突出的。
参照图11，图中给出了出轴端腔内减摩驱动二相流冷却轴封的一种流道结构。其中，60是转轴，61是轴封腔结构体，62是环形静止静密封件，63是环形静摩擦片，64是二相流入管，65是环形动摩擦片，66是环形旋转静密封件及其压簧，67是卡簧或卡销，68是环形盖板，69是抱轴环形开口。
根据机械动密封的示意性结构。转轴60从轴封端机壳伸出，环形轴封静摩擦片63通过静止静密封件62固定在轴封腔机壳上并形成机壳与动摩擦片的圆柱面密封。环形动摩擦片65套在转轴上，通过环形旋转静密封件及其压簧66进行圆柱面及平面静密封，并传递卡簧或卡销67传来的压力和转矩，与轴同步旋转。动摩擦片与静摩擦片间形成动密封，生成一定功率的热，如不传走该热功率，动密封及其连接构件将因连续升温而烧毁。
图中，内减摩驱动二相流入管64对着静摩擦片接入轴封腔，环形盖板68将轴封腔与相邻端腔隔开，留下一个抱轴环形开口69与端腔相通。二相流将对静摩擦片形成液流动量冲击和气泡浮升搅扰，这能增强其表面液流速度。二相流在65、66、67三个转动部件驱动下旋转和气液分离，液位的径向坐标与开口69同，腔中几乎被旋转液环充满。液环与摩擦片间存在相对运动，其热对流循环机制有利于降低散热体周围温度。液体吸热升温后与分离出来的气体在出口重新合成二相流，并以较低的轴向速度喷向叶轮端面进入端腔。
内减摩是本发明克服摩擦损耗、提高内机械效率的一项重要设计。轴封冷却牵涉到泵的运行安全，是一种必要的技术设计。较之组织单独的冷却循环，本发明的方法将端腔二相流循环与轴封冷循环合一，简化了设计，节约了压力液体循环流量，因而能提高泵的容积效串。并且，升温后的二相流粘滞系数减小，有利于增加减摩效果。
参照图12，图中给出了前端腔减摩时防止气体逃逸的一种阻气间隙结构。其中，70是叶轮盖板，71是前端腔，72是入口动配合间隙兼离心分离流道，73为固定在叶轮前盖板近轴部位的小动环，74是动配合间隙和泄漏流道，75是二相流入管，76是前端腔静止腔壁或泵之入管，77是吸入室或其贯通流道。
图中，在前端腔腔壁近轴部位布设环形槽，槽中纳入随叶轮旋转的小动环74，将环形槽隔成一个顶端远轴的V形环槽，其一侧环形间隙72连通前端腔71，另一侧环形间隙74连通吸入室。将二相流入管连通间隙72，则二相流在动环驱动下离心分离，部分流量的液体从V形槽底部间隙转向180度缓慢流入间隙74和吸入室77，其流阻产生阻塞作用，能防止气体逃逸，从而形成V形槽阻气间隙。气体浮升到间隙72的近轴空间流入前端腔71。二相流中的液体流量应该大于经74流走的流量，其剩余部分也经间隙72进入端腔71，然后从叶轮边沿间隙中流入导流器。上述选择性分离机制只需要很小的构件尺寸，因为设计目标仅仅为在岔道的一个小邻域内使泄漏侧流体为纯液体就行了。
叶轮前端腔的微小循环流量充气设计依赖于阻气间隙的正常工作。在阻气间隙的设计中，环槽74至吸入室流程应该具有较大的阻力系数，二相流液体流量应该大于该环槽泄漏流量，这是两个重要前提。如不能满足该前提，前者将导致二相流循环流量加大，后者将导致充气端腔雪崩般泄压而为液体所充盈，充气减摩状态将不复存在。
如果牺牲一些容积效率指标，则可以不使用这种复杂的阻气间隙，只需加大二相流的流量，允许二相流直接分流一部分回到吸入室，就能够实现内减摩而获得效率的提高。这是因为其一，当分流的两个流道在一定的分岔长度上保持为同一种气液比例的二相流时，流动将是稳定的，不存在发生雪崩式气体逃逸的可能性；其二，容积效率对二相流流量损失的变化率是一较小的常数，而机械效率收益对内减摩的变化率是相对幅度达到90％或更高的一个阶跃，其幅度为高次幂函数，具有高敏感性，因而牺牲前者可以获取效率收益。
参照图13，图中给出了一种半开式叶轮悬臂泵的充气驱动装置及其连接的实施方案。其中，79是压力液体流量调节阀，80是进气流量调节阀，81是射流器，82是泵的机械轴封，83是轴封腔环形盖板出口，84是半开式离心泵的后端腔。
图中，压力液体经调节阀79调节流量后进入射流器81，引射经调节阀80调节流量的气体生成二相流，经管路接入轴封腔，冷却机械轴封82后，从环形盖板中心出口流入后端腔，对其充气减摩。驱动射流器的压力液体一般可以从离心泵的出管分流引出，其压力比叶轮输出静压力高0.05MPa以上时即能正常工作，离心泵的运行参数通常能够满足这个条件。调节阀79用于调节压力液体的流量，整定在能正常充气的较小流量。调节阀80用于调节气体流量，其开度不恰当可能造成输出压力偏低而不能使端腔充气，或者充气直径比不能达到最大值，因而必须能够细调。所用气体应该对泵送液体无害，由于射流器对气源压力要求宽泛，多数情况下可以将空气作为充气介质，这时该阀入口连通大气就行了。射流器81的容量和引射压比及输出压力应该与端腔减摩需求的最大充气流量、最高端腔压力相匹配，否则不能达到预期效果。充气端腔中的气体一般不会消耗掉，因而整个装置所需的流量很小。
参照图14，图中给出了一种闭式叶轮悬臂泵的充气减摩装置及其连接方案。其中，85是出轴端机械密封，86是后端腔，87、88分别是后端腔、前端腔的流量分配管，89足前端腔，90是射流器，91是引射气体流量调节阀，92是压力液体流量调节阀，93是前端腔V形槽阻气间隙。
闭式叶轮离心泵的内减摩驱动装置由压力液体调节阀92、射流器90、引射气体调节阀91、流量分配管87和88及前端腔阻气间隙93组成。当泵之出口压力比叶轮输出静压力高0.05MPa以上时，压力液体从该出口分流引出。92用于调节压力液体流量，整定在能正常充气的较小流量。91用于调节气体流量，使用空气时其入端通大气。射流器的流量、最高压力及引射压比与需求流量、最高压力及入口压力是匹配的。与图13中的半开式叶轮泵不同的是，闭式叶轮的两个端腔均需要充气，并且其前端腔有一个通吸入室的并联回流间隙，需要设置成如图12所示的V形槽阻气间隙。由于前后端腔同时充气，二相流流量要大一些。输送流量分配管87和88的作用是设置管道阻力系数差，据以控制流量分配，其前提是并联的目标端腔在充气状态下具有相同的压力。所幸实际情况正好如此，因而稳态运行时，流量将受分配管控制。在初始化动态过程中，前端腔将首先充气，然后是后端腔。
图中，阻气间隙93是一个V形环槽，其作用在于使二相流气液分离和分流，槽中随叶轮转动的小动环带动进入的二相流旋转，其离心力使气体浮升到近轴空间而被小动环隔离，液体则从环槽远轴底部绕过动环进入泄漏间隙，从而阻塞气体泄漏通道。
在V形槽阻气间隙的替代方案中，除了前述加大二相流流量的简单办法以外，还可以在同一位置用橡胶、聚四氟乙烯、尼龙等材料制成的软挡圈取代V形槽阻流。在有液体润滑的前提下，它们与转轴之间能形成小而稳定的间隙，对液体和气体的阻力系数均充分大，二相流的流量损失将充分小。具体方法是将二相流入管的出口对着软挡圈与轴的接触处开放，在端腔与吸入室压差的驱动下，软挡圈将得到良好的润滑。
参照图15，图中给出了向心导轮的一种示意性结构，这是一种带装配外壳的部件。其中，101是圆环柱形外壳(带鼻形紧固螺栓通孔)，102是转移段流道的轴面投影，103是导轮基板，104是导轮轴套，105是螺栓孔，106是曲率半径逐渐减小的导叶，107是叶轮至导轮的转移段流道，108是转移段流道截止隔舌，109是减速增压流道，110是流道的圆柱面出口。
向心导轮由圆环柱形外壳101、基板103、轴套104以及曲率半径逐渐减小的导叶如106组成。外壳上带有转移段流道腔如107，导叶间是减速增压流道如109。向心导轮的导叶数少于叶轮叶片数，这是因为导轮中的绝对流速远高于叶轮中的相对流速，需要较大的当量直径来降低阻力系数。但导叶数也不可太少，太少将延长液流的汇流流程而增大摩擦面积。实践中，可以通过理论规划或者优选试验(采用优选法)确定设计尺寸下的最佳导叶数。在转移段流道中，应该保证液流无速度大小和方向的突变，这样，轴向位移将低速完成，圆周速度将基本保持，换向损耗等局部阻力损耗将大为减小。
向心导轮增压流道段的截面积扩张率及其变化的设计较为复杂。作为力学参数，它应该随泵送介质粘滞系数的大小增减，因为它是决定沿途阻力型导流之动能损耗率ξ2的关键要素之一。作为几何参数，将扩张率定义为导流圆心角上的函数较为方便。函数值的分布决定于约束流道边界的导叶之曲率半径的分布，考虑旋转对称性，这就是同一导叶的前后两相关点的曲率半径的分布，而流道宽度则直观地体现为沿途相关点组的曲率半径差别的积累，其中相关点的距离与流道数有关，随导流圆心角的变化而改变。由于全程减速比等于入出口截面积的反比，根据该扩张率的分布和该反比，用差分数值解法直接计算出相关点组及其到相关流道中线的距离，就可以逐点算出导叶坐标，从而精确地设计出所要求的导叶形状。设计时可以采用常数扩张率，但优化方案是以变扩张率为基础的。
各导流流道的出口汇聚于导轮中心环腔的外圆柱面，该圆柱面到轴套之间的圆环柱形区域是导轮的出口汇流区。如图所示，导轮的轴套外表面是一个使液流转90度轴向输出的旋转曲面。也可在导轮的圆环柱形出口汇流区安装如图6所示的径向入流预旋器，预旋器具有速度场整理功能，能使液流在旋转中同时改变轴面速度的方向和大小，使之整体转90度从轴向输出，安装预旋器能提高效率和改善变工况运行特性。
向心导轮的结构特别适合于采用两合模成型工艺制造，批量生产的成本很低。
参照图16，图中给出了高势比叶轮腔与向心导轮组合之转移段流道的示意性结构。其中，111是导轮外壳上构成转移段流道腔及其腔壁支撑的区域，112是转移段流道导轮部分的一个断面，113是转移段流道叶轮腔部分的一个断面，114是叶轮腔盖，115是导轮的后向底面，116是新周期开始时流道深度位置，117是流道轴向正位于底部平面的位置，118是两部分截面分界线和截止隔舌出现的位置，119是截面叶轮腔部分的最小边际曲线，120是截面叶轮腔部分的最大边际曲线。
图中放大部分标出了转移段流道截面变化的示意性轮廓，为简单起见，不考虑径向坐标的变化。向心导轮的转移段流道起自前一导流流道入口段截止隔舌(其轴面投影为线段118)，到所连通的导流流道入口段截止隔舌止。该流道跨越叶轮腔和导轮，分为叶轮腔部分和导轮部分，前者是叶轮出口圆柱面与叶轮腔盖围成的汇流空间，由该前盖临腔壁面之外沿曲面形状确定，后者是导流流道入口段，贯通于叶轮腔。两部分装配吻接合一，其合成截面的形状和面积随导轮圆心角的变化而周期性变化。其规律是a、从起点到终点，随着导流圆心角的增大，合成截面的面积从最小值线性增大到最大值。其比例系数等于叶轮转过单位角度排出的液流体积设计值除以液流出口绝对速度设计值，或者还乘以一个大于1而小于导轮增压流道最小扩张比的扩张系数，从而使转移段流道也具有减速增压功能。
其中，两部分的截面积是分两段分别变化的。从起点到前一导流流道增压段正位点，即其截面最后端移到流道底平面上如图中117的点(角度)，叶轮腔部分截面积从最小值线性增大到最大值，导轮部分截面积保持为0不变。从该点到终点，叶轮腔部分截面积从最大值线性减小到最小值，导轮部分截面积从0线性增大到最大值。
b、上述合成截面积最小值和叶轮腔部分截面积最小值相等，等于图中隔舌出现位置118直线段、曲线119和叶轮圆柱面母线构成的曲边三角形的面积，这是由液流最大轴向加速度的限幅值导出的。曲线119由两段椭圆弧与中间一段圆弧吻接而成，其解析参数由截面积和端点坐标确定。合成截面积的最大值等于其最小值加上导轮部分截面积的最大值，后者等于合成截面积增大比例系数与从起点到终点所绕过的圆心角的乘积。叶轮腔部分截面积的最大值等于图中隔舌出现位置118直线段、曲线120和叶轮圆柱面母线构成的曲边三角形的面积。曲线120是导流流道入口段截止期间汇流流道截面之最大边际，由两段椭圆弧吻接而成，其解析参数由端点坐标和导流流道入口段截止期间合成截面积的增量确定。
c、从起点到终点，随着导流圆心角的增大，两部分截面的形状分两段分别变化。叶轮腔部分在其截面积增大期间，截面形状为曲边三角形，其曲线边由曲线119位置开始，经一系列类似曲线的中间过程变化到曲线120。导轮部分在其截面积增大期间，截面形状由起始直线段118开始，经历多种变化首先是以118为长轴的长半椭圆，其短半轴逐渐增大；成为半圆后，改为半圆边际连续前移，形成前半圆后接矩形的截面；当隔舌出现时，半圆移到116位置，转移段流道与叶轮腔隔开而成为增压流道。
d、从隔舌出现开始，116和118限定的流道继续前移和变形。在少量前移形成隔舌的最小物理宽度以后，其后向侧边际线由隔舌前向边际直线段变为向后弯曲的长半椭圆，其短半轴连续加长，成为半圆后再改为平移，直到进入流道底面117为止。该过程中，其前向边际半圆连续前移，直到与导轮底平面115相切时，改为连续压缩半圆为半椭圆，最后变为直线与底平面贯通。增压流道截面前移正位期间，其面积按减速增压要求变化。
上述导轮部分的截面变化过程中，其中心线的径向坐标可能发生变化。当导叶起点是流道入口段起点时，中心线径向坐标连续减小，当导叶起点是流道入口段终点时，中心线径向坐标不变。
转移段流道设计的关键在于严格控制流道截面的变化，包括两部分截面的形状和面积的变化。从最小截面积开始，经叶轮腔变截面汇流、联合变截面汇流、分割截面等过程，采用了长半椭圆变短半轴、半圆平移等构造流道截面边际并线性扩大截面积的方法，能产生所需的速度场分布并控制边际摩擦损耗率指标，其中流速的切向、径向和轴向分量的变动源自壁面法向力的冲量积分及其对压力分布的动态影响。速度场分布及其空间变化率对流道流态的影响是高度敏感的，对效率有重大影响，弄不好还产生水锤震颤效应或空化气蚀效应。这是一个多功能曲面设计的复杂问题，所公开的方法还不是最优的，但防止破坏性效应和控制摩擦面积及增大当量直径的目标，已经得到了体现。虽然，所动用的几何规划技巧使这种设计难于用传统方法表达和制订加工工艺，但采用现代CAD、CAM技术及模成型工艺后，实现起来并不困难，并且成本较低。
参照图17，图中给出了一种闭式叶轮超减摩和导轮控制转移段流道之结构示意图。其中，121是导轮外壳上构成转移段流道及其腔壁支撑的区域，122是转移段流道截面导轮部分，123是前盖延伸超减摩闭式叶轮的装配位置，124是叶轮腔盖，125是导轮后端面，126是隔舌出现时转移段流道的前向侧底部，127是增压流道正位后的后向侧底部，128是隔舌出现的位置，129是转移段流道之叶轮腔部分的截面，130是叶轮叶片尾部，131是叶轮流道，132是延伸的叶轮盖，133是叶轮腔盖。
图中放大部分标出了导轮控制转移段流道截面变化的示意性边际轮廓。这种向心导轮的导叶具有与圆周腔壁吻接的变曲率起点，该起点是转移之后的增压流道正位点，由该点决定转移段流道中心的径向坐标。转移段流道截面分为叶轮腔部分和导轮部分，两部分装配吻接合一。截面的叶轮腔部分被叶轮盖包裹于叶轮中，具有固定的面积和形状，由其承担轴面速度分量的转向调整。截面的导轮部分是两个相邻隔舌之间的一段与叶轮腔连通的空间的横断面，该截面独立控制汇流和切向及轴向运动过程。随着导流圆心角的增加，截面的导轮部分以隔舌为起点和终点周期性地变化，一个周期内的变化规律是a、截面积从0线性增大到最大值。增大比例系数等于叶轮转过单位角度排出的液流体积设计值除以液流出口绝对速度设计值，或者还乘以一个大于1而小于导轮增压流道最小扩张比的扩张系数。截面积最大值等于增大比例系数乘以流道入口段对应的圆心角。当增大比例系数包含扩张系数因子时，转移段流道具有减速增压功能。
b、截面由起始直线段128开始，经历多种形状变化首先是以128为长轴的长半椭圆，其短半轴逐渐增大；成为半圆后，改为半圆边际连续前移，形成前半圆后接矩形的截面；当隔舌出现时，半圆移到126位置，转移段流道与叶轮腔隔开而成为增压流道。
c、隔舌出现和隔离叶轮腔后，126和128限定的流道成为增压流道，仍继续前移和变形。在少量前移留下隔舌的最小物理宽度后，其后向侧边际由直线段变为向后弯曲的长半椭圆，其短半轴连续加长，成为半圆后再改为平移，直到最后点进入流道底面127为止。该过程中，其前向边际半圆连续前移，直到与导轮底平面125相切时，改为连续压缩半圆为半椭圆，最后变为直线与底平面贯通。上述轮廓线或质心移动的速度应该大于汇流期间的相应移动速度一个恰当的百分比，例如大于50％，以使隔舌的截面积和强度能够连续增加。增压流道截面前移正位期间，其面积按减速增压要求变化。
上述方案的复杂程度明显小于图16所示的设计，其速度场分布情况和边际摩擦损耗率指标也优于前者，其流速轴面分量的转向动反力和壁面法向力的分布均匀性也更好，压力脉动也很小。这种设计是以与前盖延伸的闭式叶轮配套为前提的，当进行端腔充气减摩时，由于前盖侧端腔的减摩面覆盖了转移段流道叶轮腔部分的全部摩擦面，按5次律计算，显然能产生较大的转移段流道减摩效益，因而谓之超减摩。忽略叶轮盖内侧的相对速度摩擦，则转移段流道的摩擦面将只剩下导轮部分。由于该部分截面的边际线不是封闭曲线，因而最佳截面形状将不再是圆形，如欲进行优化，只需作同截面积下的非封闭边际线长度的最小化规划就行了。上述方案是一个近似优化的简单设计。
图17所示方案同样需要采用三维CAD才能设计出表达清楚的加工蓝图，采用模成型工艺的制造成本也较低，其中叶轮盖是冲压成形的。
参照图18，图中给出了一种中心蜗道分汇流变角度出管对称端盖结构示意图。其中，141是端盖的装配止口，142是承压盖板，143为中心蜗道深部入口，144为中心蜗道浅部，145为流道围护结构支撑的轴承腔，146为中心蜗道的轴向投影，147为中心蜗道深部与浅部之间的隔舌，为跨接环形入口内外边际圆的一条径向直线段，是蜗道的起始线，148是中心蜗道浅部，149是轴套，150是环形入口的外圆。
对称端盖模块由带装配止口141的承压盖板142、盖板上的三维蜗道144及其环形出入口143、与蜗道接口146连通的直线段管道、蜗道结构体支承的轴套149和轴承腔145等结构组成，是一个多结构一体化的零件。端盖的中心蜗道是一种合成切向、径向和轴向运动的三维流道，其起始位置是环形入口圆平面上的隔舌147，其末端位置在增加了径向和轴向坐标的隔舌下方。蜗道入出口及其内部均具有三个方向上的运动连续性，其动力学特征是流体加速度的时间变化率小，流场参数和壁面法向力的空间变化率也较小并且时不变，这是蜗道流场稳定的力学特征之一。图上难以标明的出自力学考虑的几何设计还包括由隔舌开始，蜗道截面积与圆心角成正比地增加，蜗道底部中心的径向和轴向坐标随着扩大截面积的需要逐渐增加，形成三维扩展的蜗形斜坡，转过一周后进入隔舌的下面，随后与直线段管道切向吻接。蜗道截面的形状变化规律是起点为隔舌直线段，然后为长轴在入口平面上的变短轴长半椭圆，成为半圆后逐渐下沉并光滑地加大下部的曲率半径，沿一曲率变化率适当的渐开弧线发展，直到进入隔舌的下面，然后保持截面积地变形为圆截面与管道吻接。
分析并充分利用对称端盖的几何及力学特性，采用本发明前述的模块化组合方法，对端盖进行部件技术设计上的目标功能或目标用途用法的下列扩充，将产生离心泵设计方法和应用方式上的许多改进可能性a、利用端盖环形接口及三维蜗道内部兼容和约束三维运动的特性，能构造或自适应生成叶轮和导轮多流道工作的分流、汇流、旋转、转向等连接边界条件，使之既满足叶轮入口的连接要求，又满足向心导轮出口的连接要求，并且对于单级泵和多级泵具有普遍性，这就产生了用作单级泵和多级泵通用的流场边界模块的模型，成为支持模块化组合并实施保守环量设计的技术基础；b、利用端盖环形接口及三维蜗道内部的方向兼容性和三维运动的连续性，扩展为流入流出方向互反的、分流汇流性质互反的技术设计兼容性，据以用作前后通用的流场对称边界模块，成为支持模块化组合所需连接模式的边界基础；c、利用端盖环形接口及三维蜗道内部的三个方向的运动连续性，限制和优化流速的空间和时间变化率，使之最小化，据以用作具有稳定性和低损耗特性的流场边界模块，以使得模块化组合所需的连接模式性能更好；d、利用端盖环形接口和装配止口的旋转对称性，以及所带蜗道和引出管基于隔舌相对角定位的特点，据以构造前后盖各自独立变角度出管的功能，以支持模块化组合所需的装配结构设计，并简化与实际液流系统的连接关系；e、利用端盖之承压盖板、轴承座等结构进行了一体化设计的特点，在技术和工艺设计上确定为可模成型的单一零件型功能部件。在蕴含上述技术扩充以后，就可构造支持连接模式的装配尺寸和接口参数可标准化的新型端盖模块，以扩大其体积小、设计简单、成本低、功能强的价值运用范围。
上述技术扩充是一种恰得所需的设计。将向心导轮与对称端盖配套，进而扩大为向心增压模块与变角度出管对称端盖模块配套，可以使离心泵的体积大为缩小，其变角度出管的功能更是为用户所欢迎，其对称性、其技术设计及应用方法扩充以后增加的通用性，将有助于简化离心泵的设计、制造和使用。所有这些特点及利用特点的功能扩充均有利于同时降低生产成本和用户的总拥有成本。这种设计在单级泵中使用时，其优势更是特别明显。例如图10、图13、图14所示的悬臂泵，其导流器和汇流流道在叶轮外围叠加的尺寸浪费，使人感到特别可惜，应用本实施例公开的设计，这种缺点就得以避免。从后续公开的实施例的说明中，对称端盖模块的应用优势将能看得更清楚。
图19～图27是依据模块化方法轴向组合叶轮与向心导轮构成向心增压模块的实例。
参照图19～图27，首先综合说明这些叶导轮组合向心增压模块的共同特点和优势，然后将各自的个性特征及其效果简要地枚举列于表10。
这些模块是包含不同叶轮技术或工艺的赋能模块，按照“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式，用同一个规格的1个或多个赋能模块串联，并与2个对应规格的对称端盖模块组合，能组成不同型号的、具有模块互换性的向心增压离心泵。
向心增压模块由向心导轮、叶轮和叶轮腔盖板轴向组合而成，有的还配有其他功能附件，具有标准化的接口参数和装配尺寸。其中，向心导轮是模成型一体化制造的，其腔侧平面或旋转曲面与叶轮形成间隙配合，腔侧外沿有依据叶轮参数设计的转移段流道前向边际曲面，其级段式外壳上有装配止口，与外壳一体相连的中隔板作为导叶支承基板，同时起隔离叶轮腔和导轮腔并承受其间压差的作用；叶轮腔盖板为模成型减重结构零件，其腔侧旋转曲面与叶轮形成间隙配合，腔侧外沿有依据叶轮参数设计的转移段流道后向边际曲面。装配时，顺序装入导轮、叶轮和叶轮腔盖板，三者分别通过外壳止口、转轴和导轮之叶轮腔定位。运行时，液流从模块入口轴向流入旋转的叶轮流道，从中接受叶片法向力功沿途加速并积分离心力功产生增加比能，经转移段流道进入导轮，在其中减速增压后，转90度从近轴环形开口带环量流出模块。
向心增压模块是模块化组合方法和保守环量设计的产物。向心导轮使向心增压模块具有液流流程、流道连接、流态参数的空间周期性——从叶轮入口到导轮出口的周期性，这种周期性是模块划分的原理性基础。这种基础是反演需求的模块目的性设计的结果，并不是对偶然发现的利用。保守环量设计旨在优化流场速度的空间和时间变化率，来源于对流体机械的将减少为25％×25.3％＝6.3％，其效率将提高到93.7％。
对于沿途阻力型导流损耗，注意到比动能损耗率与入导速度成正比的特点，因而只有该速度的最大值即无势能液流的比动能损耗率才可能作为不变的共用常数，引进该常数，并将损耗对比能作归一化处理，得高势比和常势比液流的导流效率公式如(2)式。
ηhin2＝1-ξ2/(1+λ)1.5…………………………………………………(2)式中ξ2为具有相同流量和相同比能的无势能液流(λ＝0)在结构相似、扩张率相同、摩擦系数相同、出口速度相同等设定条件下之沿途阻力型导流的动能损耗率，是此类导流器的结构及工艺的质量水平的测度。当λ改变时，匹配导流器的比损耗系数和流程长度都不相同，比动能损耗率也不相同，但其比能损耗率都受同一常数ξ2的客观制约而具有可比性。式中，ξ2/(1+λ)1.5是导流器的比能损耗率，与流速的3次方成正比，因而与(1+λ)1.5成反比。现有技术离心泵的势动比为1，其导流效率为ηhin2＝1-ξ2/21.5＝1-0.3536ξ2。改用高势比叶轮以后，导流效率按(2)式规律提高，其增效性能如表3。
表3 高势比和常势比液流沿途阻力型导流效率比较表
参照表3，其中高势比各行效率数据的增幅明显高于表2。即使是比较差或很差的配套导流器，例如比照损耗系数ξ2＝0.7071～0.9899的导流器，其常势比导流的导流效率只有75％～65％，当势动比λ≥4时，高势比导流效率都在91％以上。当ξ2＝0.7071时，常势比导流效率为75％，高势比导流效率却高达93.7％～97.8％。可见，对于沿途阻力型导流器，提高势动比可以更显著地提高导流效率，并具有一个数量级的优势。所谓一个数量级的优势是指由1-a×10_n提高到1-a×10_n_1其中a为带小数，n为正整数。
沿途阻力型导流损耗是离心泵导流器的正则损耗模式，但局部阻力型损耗也是现有拄术框架下难以避免的，尤其是实际液流系统中的节流调节，会导致变工况运行和局部损耗产生因此，本发明对导流效率的讨论不得不赘言分叙，因为它们的力学模型有差别，结果也大不相同。要想得到符合实际的比较数据，应该按照现有技术导流器中两种损耗模式的统计数据<p>
参照图19，图中给出了依据模块化方法轴向组合传统半开式叶轮与向心导轮的向心增压模块。其中，151是叶轮流道入口，152是叶轮腔盖，153是装配止口，154是叶轮，155是转移段流道截面的叶轮腔部分，156是转移段流道截面的导轮部分，157是带外壳的向心导轮，158是导轮增压流道，159是导轮出口圆柱面，160是在模块中约束叶轮的转轴。
本例中，半开式叶轮向心增压模块由向心导轮(157)、半开式叶轮(154)和叶轮腔盖板(152)轴向组合而成。其中，导轮(157)和叶轮腔盖(152)上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合半开式叶轮(154)的参数专门设计的，包括依据叶轮形状尺寸和配合间隙确定旋转曲面的母线坐标和依据流体参数确定转移段流道的壁面坐标。
本半开式叶轮向心增压模块输出常势比液流，适合于组装叶轮速度为10米/秒左右的离心泵，当流道当量直径加大时速度可以提高。由于转移段流道约束度高于传统导流器，其叶轮出口回流的现象将有所遏制。其应用优势主要在于模块化所带来的工艺效益和组合所能带来的功能和性能效益。
参照图20，图中给出了模块化组合经典闭式叶轮与向心导轮的向心增压模块。其中，161是叶轮流道入口，162是叶轮腔盖，163是装配止口，164是传统技术闭式叶轮，165是转移段流道截面的叶轮腔部分，166是转移段流道截面的导轮部分，167是带外壳的向心导轮，168是导轮增压流道，169是导轮流道出口圆柱面，170是约束叶轮的转轴。
本例中，闭式叶轮向心增压模块由向心导轮167、闭式叶轮164和叶轮腔盖板162轴向组合而成。其中，导轮167和叶轮腔盖162上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式叶轮164的参数专门设计的，包括依据闭式叶轮形状尺寸和配合间隙确定旋转曲面的母线坐标和依据流体参数确定转移段流道的壁面坐标，也包括从叶轮腔盖162上挖去叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口流道吻接。本模块的装配要求、运行原理、适应性和应用效果与图19所示实施例基本相同，所不同的是闭式叶轮所具有的性能差别。
参照图21，图中给出了模块化组合经典闭式叶轮与向心导轮并与内减摩技术进一步组合的向心增压模块。其中，171是安装于叶轮腔盖板上的V形槽阻气间隙环形盖板，172是安装于叶轮盖板上与之一道旋转的V形槽小动环，173是V形槽阻气间隙之二相流入口，174是穿过外壳和叶轮腔盖板进入入口173的充气驱动二相流入管，175是叶轮腔盖板，176是充气的叶轮前端腔，177是叶轮上布设在穿过叶片的前盖固定铆钉中的前后端腔连通均压孔，178是充气的后端腔，179是带外壳导轮，180是闭式叶轮。
本例中，减摩闭式叶轮向心增压模块由向心导轮179、闭式叶轮180和叶轮腔盖板175及V形槽阻气间隙环形盖板171、V形槽动环172、充气驱动二相流入管174、前盖固定铆钉中的前后端腔均压孔177等内减摩零件或结构组合而成。其中，导轮179和叶轮腔盖175上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式叶轮180的参数专门设计的，包括从叶轮腔盖175上挖去叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口流道吻接。由叶轮腔盖板175上的环槽、环形盖板171和旋转动环172构成的V形槽阻气间隙可保持内减摩状态。均压孔177使后端腔与前端腔连通和等压充盈气体减摩，不需另外接管。入管174连接射流器等二相流驱动压力源后，可驱动双端腔内减摩。本模块的装配要求、运行原理和适应性等与图20所示实施例基本相同，组合内减摩技术将使闭式叶轮的摩擦损耗减少82％～95％，泵效率将因此而提高5～9％。
参照图22，图中给出了模块化组合半开式均速高势比叶轮与向心导轮的向心增压模块。其中，181是叶轮流道入口，182是叶轮腔盖，183是半开式均速高势比叶轮，184是叶轮流道的出口转向加速段，185是L形叶片尾部，186是转移段流道截面的导轮部分，187是转移段流道截面的导轮部分，188是带外壳的向心导轮，189是导轮增压流道，190是导轮流道出口圆柱面。
本例中，半开式均速高势比叶轮向心增压模块由向心导轮188、半开式均速高势比叶轮183和叶轮腔盖板182轴向组合而成。其中，导轮188和叶轮腔盖182上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合半开式均速高势比叶轮183的参数专门设计的。工作时，相对涡旋被均速岔道阻遏，液流低速层流化，并在加速段184中加速，出口流速等量减小。
本模块的装配要求与图19所示实施例基本相同。由于半开式均速高势比叶轮所具有的优势，叶轮输出势动比将可以达到3～9，其中向心导轮的入导速比将大幅度减小。因此，叶轮工作线速度可以提高到20米/秒以上，当流道当量直径较大时速度可以选得更高。均速高势比叶轮的优势，以及模块化设计所带来的工艺效益和组合所能带来的功能和性能效益，将在本实例中综合地体现出来。
参照图23，图中给出了模块化组合闭式均速高势比叶轮与向心导轮的向心增压模块。其中，191是均速高势比闭式叶轮，192是叶轮腔盖，193是叶轮盖，194是叶轮盖固定铆钉，195是叶轮流道尾部加速段，196是转移段流道截面的叶轮腔部分，197是转移段流道截面的导轮部分，198是带外壳的向心导轮，199是导轮增压流道，200是导轮流道出口圆柱面。
本例中，闭式均速高势比叶轮向心增压模块由向心导轮198、半丌式均速高势比叶轮193和叶轮腔盖板192轴向组合而成。其中，导轮188和叶轮腔盖182上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式均速高势比叶轮193的参数专门设计的，包括从叶轮腔盖192上挖去叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口流道吻接。工作时，相对涡旋被均速岔道阻遏，液流低速层流化，并在加速段195中加速，出口流速等量减小。
本模块的装配要求与图20所示实施例基本相同。闭式均速高势比叶轮的输出势动比大约可以达到3～9，叶轮工作速度在20米/秒以上，向心导轮的入导速比将大幅度减小。本模块的叶轮程效率高于半开式叶轮模块，其均速高势比优势、模块化设计带来的工艺效益和组合带来的功能和性能效益将体现得更好。本模块也是进一步组合其他创新技术的设计基础。
参照图24，图中给出了模块化组合闭式均速高势比叶轮、轴向来流预旋器和向心导轮的向心增压模块。其中，201是轴向来流预旋器，202是叶轮腔盖，203是叶轮盖，204是闭式均速高势比叶轮，205是叶轮流道尾部加速段，206是转移段流道截面叶轮腔部分，207是转移段流道截面导轮部分，208是带外壳的向心导轮，209是导轮增压流道，210是导轮出口。
本例中，预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块由向心导轮208、均速高势比闭式叶轮204、预旋器201和叶轮腔盖板202组合而成。其中，导轮188和叶轮腔盖182上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式均速高势比叶轮193的参数专门设计的，包括从叶轮腔盖192上挖去叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口流道吻接。工作时，相对涡旋被均速岔道阻遏，液流低速层流化，并在加速段中加速，出口流速等量减小。预旋器201使轴向来流产生等速预旋，使叶轮入口流场具有工况变化自适应性，避免湍流和气蚀。
本模块的装配要求与图20所示实例相同。工作时，叶轮输出势动比可达3～9，叶轮速度在20米/秒以上。本模块的效率高于前述所有实例。模块化设计的工艺效益、与其他模块的组合效益，将使本实例模块的组合结构成为离心泵设计中的热选组件之一。
参照图25，图中给出了模块化组合均速高势比闭式叶轮、内减摩组件和向心导轮的向心增压模块。其中，211是安装于叶轮腔盖板上的V形槽阻气间隙环形盖板，212是安装于叶轮盖板上与之一道旋转的V形槽小动环，213是V形槽阻气间隙之二相流入口，214是穿过外壳和叶轮腔盖板进入入口213的充气驱动二相流入管，215是叶轮腔盖板，216是充气的叶轮前端腔，217是叶轮上布设在穿过叶片的前盖固定铆钉中的前后端腔连通均压孔，218是充气的后端腔，219是带外壳导轮，220是闭式叶轮。
本例中，减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块山向心导轮219、闭式均速高势比叶轮220、叶轮腔盖板215及V形槽阻气间隙环形盖板211、V形槽动环212、二相流入管214、前盖铆钉中的前后端腔均压孔217等内减摩零件或结构组合而成。其中，导轮219和叶轮腔盖215上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式均速高势比叶轮220的参数专门设计的，叶轮腔盖215上挖去了叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口流道吻接工作时，相对涡旋被均速岔道阻遏，液流低速层流化，并在加速段中加速，出口流速等量减小，由叶轮腔盖板215上的环槽、环形盖板211和旋转动环212构成的V形槽阻气间隙可保持内减摩状态。均压孔217使后端腔与前端腔连通和等压充盈气体减摩，不需另外接管。入管214连接射流器等二相流驱动压力源后，可驱动双端腔减摩。
本模块的装配要求与图21所示实例相同。工作时，叶轮输出势动比可达3～9，叶轮速度在20米/秒以上。组合内减摩技术将使闭式叶轮的摩擦损耗减少82％～95％，泵效率将因此而提高5～9％。本模块的效率高于前述所有实例。模块化设计的工艺效益、与其他模块的组合效益，将使本实例模块的组合结构成为离心泵设计中的热选组件之一。
参照图26，图中给出了模块化组合均速高势比闭式叶轮、内减摩组件、预旋器和向心导轮的向心增压模块。其中，221是轴向来流预旋器，222是安装于叶轮盖板上与之一道旋转的V形槽小动环等阻气间隙结构，223是穿过外壳和叶轮腔盖板进入的充气驱动二相流入管，224是叶轮盖板，225是叶轮腔盖板，226是充气的叶轮前端腔，227是布设在前盖固定铆钉中的叶轮前后端腔均压孔，228是带外壳的向心导轮，229是充气的后端腔，230是均速高势比闭式叶轮。
本例中，预旋减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块山向心导轮228、闭式均速高势比叶轮230、叶轮腔盖板225及轴向来流预旋器221和V形槽动环阻气结构222、二相流入管223等组件组成。其中，导轮228和叶轮腔盖225上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式均速高势比叶轮230的参数专门设计的。工作时，叶槽中无相对涡旋，液流将在流道加速段中加速，从而等量减小出口流速。轮圈套在叶轮轴套上和刚性肋条固定在叶轮盖板上的预旋器221用于对轴向来流加载预旋。叶轮腔盖板上的V形槽阻气结构222与前后端腔连通均压孔227等构成内减摩组件，射流器等二相流驱动压力源后，可驱动双端腔内减摩。
本模块的装配要求与图21所示实例相同。工作时，闭式均速高势比叶轮230通过流道尾部加速段增加相对流速，使出口流速等量减小，使导流效率大幅提高。组合预旋器221使轴向来流产生等速预旋，使叶轮入口速度场方向具有工况变化自适应性，使叶轮效率提高并能避免气蚀。组合内减摩技术将使泵效率提高5～9％。叶轮输出势动比可达3～9，叶轮速度上限可达20米/秒以上。本模块的效率高于前述所有实例。其模块化设计的工艺效益、与其他模块的组合效益，将使本实例模块的组合结构成为离心泵设计中的最热选的组件之一。
参照图27，图中给出了模块化组合均速高势比闭式叶轮、超减摩组件、预旋器和向心导轮的向心增压模块。其中，231是轴向来流预旋器，232是安装于叶轮盖板上与之一道旋转的V形槽动环，233是穿过外壳和叶轮腔盖板进入的充气驱动二相流入管，234是延伸并包含转移段流道叶轮腔截面部分的叶轮盖板，235是叶轮腔盖板，236是均速高势比闭式叶轮，237是被叶轮盖板延伸后包覆减摩的转移段流道截面之叶轮腔部分，238是从导轮外壳进入的后端腔充气入管，239是导轮增压流道，240是带外壳的向心导轮。
本例中，超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块由向心导轮240、带延伸包覆转移段流道叶轮腔截面部分的叶轮盖板234的闭式均速高势比叶轮236、叶轮腔盖板235及轴向来流预旋器231和超减摩组件232、二相流入管233等组件组成。其中，导轮228和叶轮腔盖225上的旋转曲面、两者外沿转移段流道配合曲面都是配合闭式均速高势比叶轮230的参数专门设计的。工作时，叶槽中无相对涡旋，液流将在流道加速段中加速，从而等量减小出口流速。预旋器221用于对轴向来流加载预旋。安装于叶轮腔盖板上的V形槽阻气间隙环形盖板、安装于叶轮盖板上与之一道旋转的动环232及叶轮腔盖板入口处的环槽等组成V形槽阻气间隙，作为超减摩重要组件支持延伸到转移段流道叶轮腔部分的前端腔充气不漏。后端腔以略低的压力单独充气，其入管238穿越导轮外壳密封进入，可以充入流量被控制的纯气体，也可以将射流器等前端腔充气驱动二相流压力源经调节阀节流后分流接入，其压降是自适应的。导轮轴套可能连接静密封，也可能连接正压液封，因而无漏气之虞。
本模块的装配要求与图21所示实例基本相同，装配中应注意保护略有扩大的叶轮盖。工作时，闭式均速高势比叶轮236通过流道尾部加速段增加相对流速，使出口流速等量减小，使导流效率大幅提高。组合预旋器231使轴向来流产生等速预旋，使叶轮入口速度场方向具有工况变化自适应性，使叶轮效率提高并能避免气蚀。
超减摩技术将摩擦损耗降低82％～95％而使泵效率提高5～9％的效益完全同内减摩技术，与此同时，它还能使转移段流道的汇流高速摩擦区的损耗绝大部分消除掉。按匀速圆周运动计算，这部分损耗与入导绝对速度的平方成正比，与导轮直径和导叶数决定的汇流流道长度成正比，与截面摩擦边际弧线的长度成正比。消除这部分边际摩擦实际上属于减小导流损失系数的收益，可以根据转移段流道的当量直径及其扩张率、流速及其变化和介质粘度等参数来估算，或者作精确的沿途损耗积分。这些计算均与具体的液流参数有关。
本例模块中的均速高势比叶轮输出势动比可达3～9，叶轮速度可选在20米/秒以上。本模块的效率高于前述所有模块，属于性能最优良的实例。其节能效益，加上模块化设计的工艺效益，以及与其他模块组合所可能产生的效益，将可能使本实例模块的组合结构成为离心泵设计中的最热选的组件。
图28～图36是依据模块化方法组合向心增压模块和对称端盖模块构成向心增压单级离心泵的实例。下文首先从总体上说明向心增压单级离心泵的共同特征和优势特性，然后对每一种泵的个性特征和效果列成表格予以说明。
根据本发明模块化组合方法，向心增压单级离心泵包括1个向心增压模块，为图19～图27所示实例模块中之一种，这些模块中的叶轮包含不同的技术或工艺，因而具有不同的特性。向心增压模块的外壳是向心导轮一体化结构的一部分，呈圆环柱形，有带定位止口和密封槽的配合面，或者还有向外突出的螺杆通孔鼻形结构。导轮结构的隔板前侧是叶轮腔，其形位适合于安装叶轮并留有恰当的间隙，其边沿有与叶轮腔盖外沿曲面合成转移段流道的曲面。
根据本发明的模块化组合方法，同一个父规格的模块装配尺寸和基本接口参数相同，具有查表检验互换性，同一个子规格具有完全互换性，两种可装配的模块具有规格对应性。其互换性覆盖设计过程、设计了以后的生产过程和生产了以后的使用过程。
基于这些条件，本发明模块化组合单级离心泵的具体方案是包含2个变角度出管对称端盖模块和1个向心增压模块，两种模块依据对应的子规格各具完全互换性，或者依据对应的父规格经查表检验介质、最高转速、最高温度、最高耐压等参数互换性成立，按“液流从近轴环形口带环量流入和流出”连接模式将3个模块轴向组合，即构成具有模块互换性的对称盖变角出管向心增压单级离心泵，组合是指设计中的连接配合、生产中的装配和使用中的修配，互换性覆盖这些过程。
依据模块化组合方法，方案中的向心增压模块和对称端盖模块或者还是经过参数规划的，其中前者由向心导轮、闭式叶轮和叶轮腔盖轴向组合而成，后者是带中心蜗道和吻接管道的对称端盖单一零件，2个对称端盖分别用作前端盖和后端盖。泵中还有轴系部件，包括转轴、轴承、键槽和键、有机材料软密封圈等，其中转轴是单级标准化零件。
在生产装配和使用修配时，向心增压模块是按照导轮、叶轮和叶轮腔盖板顺序装配的，三者分别通过外壳止口、转轴和导轮之叶轮腔定位，或者有其它附件时按其具体位置伺机装配。拆卸程序则与装配过程相反。
运行时，液流从入管匀速进入前端盖中心蜗道，受壁面约束转换为三维运动，流过0～360度不等的角距离从近轴环形口分流，带环量轴向进入赋能模块中旋转的叶轮流道，从中接受叶片法向力功沿途加速并积分离心力功增加比能，然后经转移段流道进入导轮，在其中减速增压后，转90度从近轴环形出口带环量流出，再汇流进入后盖中心蜗道，受壁面约束三维整理，流过0～360度不等的角距离从吻接出管流出。
上述流程的优势是1、全程保守了环量，导流负荷轻，时间和空间变化率小，流场稳定性好，不恰当的“折腾”少，损耗因而减小；2、模块间保守环量与分流、汇流过程的结合使局部损耗减小，避免了现有技术中分流前的不当约束问题和分流中的欠约束问题，叶轮的入口特性较好；3、赋能模块内部的汇流和分流过程是无局部激励的，这是本发明对转移段流道特别设计的结果。在所有向心增压离心泵中，除了无同步预旋者可能在叶轮入口处发生撞击损耗外，其余的种类都有较好的流程约束，具有大部分的变工况适应性。特别是，具有预旋均速高势比机制者，全程都是完备约束的，具有最高的水力效率和完全的变工况适应性。而具有内减摩机制者，其内效率和总效率可以单独提高5～9％。
这种模块化组合的单级离心泵的共性特点和优势在于1、向心增压导流结构体积最小，成本最低，并且效率也较高。
2、向心增压模块具有液流从近轴环形口带坏量轴向入出的模块连接规范性。
3、对称端盖比之传统的外壳，其体积大为减小，因而成本较低，效率也较高。
4、对称端盖作为轴向封装模块前后通用，单多级通用，其蜗道具有从近轴环形口带环量轴向分流入和汇流出的模块连接规范性，其出管具有变角度安装的适应性，与蜗道之吻接产生直线和回转运动双向高效转换功能。其连接功能完备，制造成本低，适应范围广。
5、在整体上，上述连接规范性、模块互换性、通用性体现或者潜在地蕴含了模块化组合方法带来的设计、制造和使用过程的技术经济利益，包括减少工作量、缩短工期、增加方便度、简化产品型系和材料配件规格、减少规范性技术壁垒、加快技术和物质流转、多因素降低成本，等等。
对称盖变角出管向心增压离心泵各不同技术实例特征不同，性能差异也很大。这些互有差异的个性特征及其功能性能特性，简要地列表说明如表11。
表11 对称盖变角出管向心增压单级泵的个性特征及其效果说明表
参照图28，图中给出了模块化组合半开式叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，241是前端盖及其入管，242是前端盖上的分流中心蜗道，243是叶轮腔盖，244是叶轮流道，245是半开式叶轮，246是转移段流道截面的导轮部分，247是带外壳的向心导轮，248是导轮增压流道，249是后盖上的汇流中心蜗道，250是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管半开式叶轮向心增压单级离心泵，包含1个半开式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式叶轮245、叶轮腔盖243和向心导轮247组成，后者分别用作前盖241和后盖250，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管半开式向心增压单级泵是一种新型离心泵，具有导流程变工况运行适应性等宝贵特性，适合于现有技术离心泵的简单改造，主要效益在于降低成本和方便用户安装，同时具有提高效率的潜力。其叶轮输出常势比液流，叶轮速度一般以10米/秒左右为宜，当流道当量直径加大时叶轮速度可以提高。
参照图29，图中给出了模块化组合闭式叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，251是前端盖及其入管，252是前端盖上的分流中心蜗道，253是叶轮腔盖，254是叶轮流道，255是闭式叶轮，256是转移段流道截面的导轮部分，257是带外壳的向心导轮，258是导轮增压流道，259是后盖上的汇流中心蜗道，260是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管闭式叶轮向心增压单级离心泵，包含1个半开式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式叶轮255、叶轮腔盖253和向心导轮257组成，后者分别用作前盖251和后盖260，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管闭式向心增压单级泵是一种新型离心泵，具有导流程变工况运行适应性等特性，适合于现有技术离心泵的简单改造，主要效益在于降低成本和方便用户安装，同时具有比半开式叶轮更明显地提高效率的潜力。其叶轮输出常势比液流，叶轮速度一般以10米/秒左右为宜，当流道当量直径加大时叶轮速度可以提高。
参照图30，图中给出了模块化组合内减摩闭式叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，261是前端盖及其入管，262是前端盖上的分流中心蜗道，263是叶轮前端腔阻气间隙，264是二相流入管，265是叶轮腔盖，266是铆钉中的前后端腔连通均压孔，267是带外壳的向心导轮，268是闭式叶轮，269是后盖上的汇流中心蜗道，270是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管减摩闭式叶轮向心增压单级离心泵，包含1个减摩闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮268、叶轮腔盖265、向心导轮267及阻气间隙263、二相流入管264、前后端腔连通均压孔266组成，后者分别用作前盖261和后盖270，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管减摩闭式向心增压单级泵是一种新型离心泵，具有导流程变工况运行适应性等宝贵特性，并且所采用的内减摩设计能使效率独立提高5％～9％，因而特别适合于现有技术离心泵的改造，主要效益在于降低成本、提高效率和方便用户安装三个方面。其叶轮输出常势比液流，叶轮速度一般以10米/秒左右为宜，当流道当量直径加大时速度可以相应提高。
参照图31，图中给出了模块化组合半开式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，271是前端盖及其入管，272是前端盖上的分流中心蜗道，273是叶轮腔盖，274是半开式均速高势比叶轮，275是转移段流道截面的叶轮腔部分，276是转移段流道截面的导轮部分，277是带外壳的向心导轮，278是导轮增压流道，279是后盖上的汇流中心蜗道，280是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管半开式均速高势比叶轮向心增压离心泵，包含1个半开式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式均速高势比叶轮274、叶轮腔盖273、向心导轮277组成，后者分别用作前盖271和后盖280，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管半开式高势比向心增压单级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，压力系数接近理论值，导流损耗降低一个数量级，导流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高，在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势。其叶轮速度可选在20米/秒左右，当流道当量直径加大时速度还可以提高。
参照图32，图中给出了模块化组合闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，281是前端盖及其入管，282是前端盖上的分流中心蜗道，283是叶轮腔盖，284是闭式均速高势比叶轮，285是转移段流道截面的叶轮腔部分，286是转移段流道截面的导轮部分，287是带外壳的向心导轮，288是导轮增压流道，289是后盖上的汇流中心蜗道，290是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵，包含1个闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮284、叶轮腔盖283、向心导轮287组成，后者分别用作前盖281和后盖290，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管闭式高势比向心增压单级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，压力系数接近理论值，导流损耗降低一个数量级，导流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高并且优于半开式，在制造成本、方便安装使用等方面也具有明显优势。其叶轮速度可选在20米/秒左右，当流道当量直径加大时速度还可以提高。
参照图33，图中给出了模块化组合预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖模块的离心泵结构。其中，291是前端盖及其入管，292是前端盖上的分流中心蜗道，293导轴向来流预旋器，294是叶轮腔盖，295是闭式均速高势比叶轮，296是转移段流道截面的导轮部分，297是带外壳的向心导轮，298是导轮增压流道，299是后盖上的汇流中心蜗道，300是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管预旋闭式均速高势比轮向心增压单级离心泵，包含1个预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者山闭式均速高势比叶轮295、装在叶轮吸入室中的预旋器293、叶轮腔盖294、向心导轮297组成，后者分别用作前盖291和后盖300，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管预旋闭式高势比向心增压单级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术，并增添预旋器解决叶轮入口特性问题。其势动比高达3～9，压力系数接近理论值，导流损耗降低一个数量级，全程自适应变工况运行，抗气蚀特性良好，其效率大幅度提高，并且制造成本低、安装使用方便。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时还可以提高。
参照图34，图中给出了模块化组合减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，301是前端盖及其入管，302是前端盖上的分流中心蜗道，303是前端腔减摩阻气间隙，304是减摩驱动二相流入管，305是叶轮腔盖，306是前后端腔连通均压孔，307是带外壳的向心导轮，308是闭式均速高势比叶轮，309是后盖上的汇流中心蜗道，310是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管减摩闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵，包含1个减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮308、叶轮腔盖305、向心导轮307及阻气问隙303、二相流入管304、前后端腔均压孔306组成，后者分别用作前盖301和后盖310，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管减摩闭式高势比向心增压单级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术，并配置内减摩技术解决摩擦问题。其势动比高达3～9，压力系数接近理论值，导流损耗降低一个数量级，并有导流程变工况适应性。其内机械损耗减小82％～95％，制约泵效率的三大瓶颈问题均不存在，效率提高幅度高达两位百分数，并且制造成本低、安装使用方便。其叶轮速度不受摩擦损耗制约，可达20米/秒以上，流道当量直径越大，叶轮速度可以选得越高，因而特别适合于高扬程场合。
参照图35，图中给出了模块化组合减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，311是前端盖及其入管，312是轴向来流预旋器，313是前端腔减摩阻气间隙，314是减摩驱动二相流入管，315是叶轮腔盖，316是前后端腔连通均压孔，317是带外壳的向心导轮，318是闭式均速高势比叶轮，319是后盖上的汇流中心蜗道，320是后端盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵，包含1个减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮318、叶轮腔盖315、向心导轮317、预旋器312及阻气间隙313、二相流入管314、前后端腔均压孔316组成，后者分别用作前盖311和后盖320，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管减摩预旋闭式高势比向心增压单级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术，并配置内减摩技术解决摩擦问题，配置预旋器解决叶轮入口特性问题。其势动比高达3～9，压力系数接近理论值，导流损耗降低一个数量级，并具有特别宝贵的全程变工况适应性。其内机械损耗减小82％～95％，制约泵效率的三大瓶颈问题均不存在，效率提高幅度达两位百分数，效率特性曲线全面上扬，抗气蚀特性达到理想化状态，并且制造成本低、安装使用方便。其叶轮速度不受摩擦损耗制约，可达20米/秒以上，流道当量直径越大，叶轮速度可以选得越高，普适于各种应用场合。
参照图36，图中给出了模块化组合超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的离心泵结构。其中，321是前端盖及其入管，322是轴向来流预旋器，323是阻气间隙，324是前端腔减摩驱动二相流入管，325是叶轮腔盖，326是延伸包覆转移段流道的叶轮盖，327是闭式均速高势比叶轮，328是后端腔减摩驱动入管，329是带外壳的向心导轮，330是后盖及其出管。
本实例为对称盖变角出管超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压离心泵，包含1个超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者山带有延伸包覆转移段流道的叶轮盖326的闭式均速高势比叶轮327、叶轮腔盖325、向心导轮329、预旋器322及阻气间隙323、前端腔二相流入管324、后端腔二相流入管328组成，后者分别用作前盖321和后盖330，通过轴系及紧固件轴向组合而成。
变角出管超减摩预旋闭式高势比向心增压单级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术，并配置超减摩技术解决摩擦问题并降低转移段流道摩擦损耗，配置预旋器解决叶轮入口特性问题。其势动比高达3～9，压力系数接近理论值，导流损耗降低一个数量级，并具有特别宝贵的全程变工况适应性。其内机械损耗减小82％～95％，制约泵效率的三大瓶颈问题均不存在，效率提高的幅度最大，效率特性曲线全面上扬，抗气蚀特性达到理想状态，并且制造成本不高，安装使用很方便。其叶轮速度不受摩擦损耗制约，且入导速度制约也相应减轻，因而具有最高的叶轮速度上限，流道当量直径越大，叶轮速度可选得越高。该泵普适于各种应用场合。
图37～图46是依据模块化方法组合向心增压模块和对称端盖模块构成向心增压多级离心泵的实例。下文首先从总体上说明这些向心增压多级离心泵的共同特征和优势特性，然后对每一种泵的个性特征和效果以列表的方式予以说明。
向心增压多级离心泵包括多个向心增压模块，图19～图27所示实例给出了一些可能的模块，不同的模块具有不同的特性，它们在叶轮的技术原理、结构、工艺上的差异，以及径向和轴向定位止口、动配合间隙、转移段流道截面合成等前文已有详细说明。由于向心增压模块在装配结构和流场参数上的空间周期性，这种模块具有在转轴的一般或特殊约束结构的绕度限度内进行轴向串联的宝贵属性。这是模块化构造多级泵的原理基础和限制。
关于规格的互换性和父规格的查表检验互换性问题前文已作过说明，并结合单级泵的组合实例作了表述，这在多级泵的组合实例中同样适用。多级泵的一个特殊问题是，当级数较多和压力或扬程较高时，其外壳的最高耐压分段设计较为节约，如此，则其前后端盖模块、分段的向心增压模块规格之互换性也应该确定在相应的子域中成立。
有基于此，本发明模块化组合多级离心泵的具体方案是包含2个变角度出管对称端盖模块和最多为64个的多个向心增压模块，两种模块依据对应的子规格各具完全互换性，或者依据对应的父规格经查表检验介质、最高转速、最高温度、最高耐压等参数互换性成立，其中最高耐压的互换性或者是轴向分段成立的，按照“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式，将对称端盖模块分作前后盖，将向心增压模块依次轴向串联，全部模块轴向组合，即构成具有模块互换性的对称盖变角出管向心增压多级离心泵，组合是指设计中的连接配合、生产中的装配和使用中的修配，互换性覆盖这些过程。
依据模块化组合方法，向心增压模块和对称端盖或者还是经过参数规划的。其中，前者由向心导轮、闭式叶轮和叶轮腔盖轴向组合而成，后者是带中心蜗道和吻接管道的对称端盖单一零件，2个对称端盖分别用作前端盖和后端盖。泵中必然有轴系部件，包括转轴、轴承、键槽和键、轴封和填料函及软挡圈等，其中转轴是包含级参数的标准化零件。
在生产或维修时，向心增压模块按照导轮、叶轮和叶轮腔盖板顺序装配，三者分别通过外壳止口、转轴和导轮之叶轮腔定位，或者有其它附件时按其具体位置伺机装配。拆卸程序则相反。
多级泵运行时，液流从入管以稳定流速进入前端盖中心蜗道，在其中受壁面约束转换为三维运动生成环量，再从近轴环形口流出，此为前端边界流程段。液流分流进入第1个赋能模块的各叶轮流道，从中接受叶片法向力功沿途加速并积分离心力功增加比能，然后经转移段流道进入导轮，在其中减速增压后，转90度从近轴环形出口带环量流出，此为第1个赋能周期。除了静压力的积累和传递外，液流进入和流出第2个赋能模块，以及陆续进入和流出串联的第3、……第n个……直至最后一个赋能模块的流态参数是都周期性地重复的，包括入口的带环量分流和出口的带环量汇流过程的周期性，这些重复的周期构成多级赋能流程段。液流从末级赋能模块汇流进入后盖中心蜗道，受壁面约束三维分量整理转换，以稳定流速从吻接出管流出，此为后端边界流程段。
上述流程的优势特点是1、全程保守环量，各级模块导流负荷减轻，时间和空间变化率减小，流场稳定性好，加上多级泵的减速优势，各级导流损耗因而同时显著减小。
2、模块间分流、汇流约束状况改善，加上多级低速优势，其局部损耗将减小或消除，其变工况适应性、抗气蚀特性也因减速而改善。
3，对于采用预旋均速高势比叶轮模块者，由于全程完备约束，该多级泵将具有最高的水力效率和完全的变工况适应性，其全程水力损耗属于纯粹的沿途损耗模式，在一定的级数范围内，这种损耗将随着级数的增加而减小。
预旋均速高势比向心增压多级泵的沿途损耗分析如下设叶槽流速不随级数改变，则级叶轮程损耗与级数的平方根成反比，因而全程叶轮损耗与级数的平方根成正比。由于级导流程损耗与入导速度的3次方成正比因而与级数的1.5次方成反比，则全程导流损耗与级数的平方根成反比。又假设叶槽速度比入导速度低一个数量级，则级叶轮程损耗比级导流程损耗小两个数量级左右。由于全程各类损耗都包含级数乘性因子，因而多级泵的全程损耗对单级泵求归一化比值时，可以应用叶导损耗比例关系作为权因子，再利用级损耗与级数的关系，就可以求出多级泵归一于单级泵的全程损耗比，举例计算的结果如表13。
表13 设单级泵叶导沿途损耗比为2∶98，叶槽等速之多级泵全程损耗比与级数关系表
增加级数可以提高效率，这是多级泵的优势。但如果叶槽流速不是足够低，全程损耗比凹函数的极小值点将对应一个较小的级数，提高效率的潜力将不会超过一个数量级。
4、采用内减摩叶轮者，其内效率和总效率的提高将超过5～9％的幅度而接近其上限，该上限是指较之单级泵而言的。比之于多级泵自身，则减摩增效上限将因叶轮速度的降低而降低，而叶轮线速度及轮径需求是与级数的平方根成反比的，因而内减摩技术对于多级泵的效益将不会有单级泵那么显著。
从效率、成本等多因素技经价值考虑，模块化组合多级离心泵的共性特点和优势是1、向心增压模块具有互换性，具有互相及与边界模块间的连接规范性，其向心增压导流结构体积最小，成本最低，并且效率也较高。
2、对称端盖模块具有前后、单多级间的通用性和与之相关的互换性，具有与赋能模块间的连接规范性，具有变角度安装的使用方便性，比之传统的外壳，其体积大为减小，制造成本因而较低，其适应范围广，效率也较高。
3、在整体上，基于上述连接规范性、模块互换性、通用性，设计方案直接体现或者潜在地蕴含了模块化组合方法带来的设计、制造和使用过程的技术经济利益，包括减少工作量缩短工期、增加方便度、简化产品型系和材料配件规格、减少规范性技术壁垒、加快技术和物质流转、多因素降低成本，等等。
对称盖变角出管向心增压多级离心泵各不同技术实例的特征差异、性能差异与单级泵基本相同，“标示特征的离心泵名称”和“个性技术特征及其效果标示和说明”栏名和内容也大部分相同，但有关键性的内容相异，为便于查和比对，仍冗列说明于表12。
表12 对称盖变角出管向心增压多级离心泵的个性特征及其效果说明表
参照图37，图中给出了模块化组合半开式叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，331是前端盖中心蜗道，332是前端盖及其入管，333是叶轮腔盖，334是半开式叶轮，335是带外壳的向心导轮，336是叶轮流道，337是转移段流道截面部分，338是导轮增压流道，339是后盖及其出管，340是后盖中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管半开式叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个半开式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式叶轮334、叶轮腔盖333和向心导轮335组成，后者分别用作前盖332和后盖340，通过轴系及紧固件连接组合。
变角出管半开式向心增压多级泵是一种新型离心泵，具有导流程变工况运行适应性等特性，适合于现有技术离心泵的简单改造，主要效益在于降低成本和方便用户安装，同时具有提高效率的潜力。其进出管角度可变的特点可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮输出常势比液流，叶轮速度一般以10米/秒左右为宜，当流道当量直径加大时叶轮速度可以提高。多级泵的扬程与级数成正比，增加级数可以达到很高的扬程。对于确定的扬程和流量需求，经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图38，图中给出了模块化组合闭式叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，341是前端盖中心蜗道，342是前端盖及其入管，343是叶轮腔盖，344是闭式叶轮，345是带外壳的向心导轮，346是叶轮流道，347是转移段流道截面导轮部分，348是导轮增压流道，349是后端盖及其出管，350是后端盖中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管闭式叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮344、叶轮腔盖343和向心导轮345组成，后者分别用作前盖342和后盖349，通过轴系及紧固件连接组合。
变角出管闭式向心增压多级泵是一种新型离心泵，具有导流程变工况运行适应性等宝贵特性，适合于现有技术离心泵的简单改造，主要效益在于降低成本和方便用户安装，同时具有提高效率的潜力，增效性能优于半开式。其进出管角度可变的特点可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮输出常势比液流，叶轮速度一般以10米/秒左右为宜，当流道当量直径加大时叶轮速度可以提高。多级泵的扬程与级数成正比，增加级数可以达到很高的扬程。对于确定的扬程和流量需求，经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图39，图中给出了模块化组合减摩闭式叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，351是前端盖及其入管和中心蜗道，352是叶轮腔盖，353是闭式叶轮，354是带外壳的向心导轮，355是前端腔V形槽阻气间隙结构，356是二相流入管，357是闭式叶轮前盖板，358是铆钉中的前后端腔连通均压孔，359是转移段流道截面，360是后端盖及其出管和中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管减摩闭式叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个减摩闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮353、叶轮腔盖352和向心导轮354及阻气间隙355、二相流入管356、前后端腔连通均压孔358组成，后者分别用作前盖342和后盖349，通过轴系及紧固件连接组合。其中，阻气间隙355、二相流入管356、前后端腔连通均压孔358构成级内减摩装置。在后端腔没有轴封的多级泵结构中，将驱动二相流入管从前端腔近轴处接入，并在叶片宽阔处或者铆钉中心开具通气孔，以保持前后端腔压力相等，这在某些情况下使用可节省管路。其均压作用类似于现有技术中的均压平衡孔，但比液相平衡孔的均压效果显著得多，并且不造成任何容积损失。
变角出管减摩闭式向心增压多级泵是一种新型离心泵，具有内减摩因而降低内机械损耗82～95％、导流程变工况运行适应性等宝贵特性，适合于现有技术离心泵的简单改造，主要效益在于降低成本和方便用户安装同时具有提高效率的潜力，增效性能优于半开式。其进出管角度可变的特点可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮输出常势比液流，叶轮速度一般以10米/秒左右为宜，当流道当量直径加大时叶轮速度可以提高。增加级数可以达到很高的扬程，或者提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图40，图中给出了模块化组合半开式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，361是前端盖中心蜗道，362是前端盖及其入管，363是叶轮腔盖，364是半开式均速高势比叶轮，365是带外壳的向心导轮，366是叶轮流道，367是转移段流道截面导轮部分，368是导轮增压流道，369是后端盖及其出管，370是后端盖中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管半开式叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个半开式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式均速高势比叶轮364、叶轮腔盖363和向心导轮365组成，后者分别用作前盖362和后盖369，通过轴系及紧固件连接组合。
变角出管半开式高势比向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级，导流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高，并在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势。其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图41，图中给出了模块化组合闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，371是前端盖中心蜗道，372是前端盖及其入管，373是叶轮腔盖，374是闭式均速高势比叶轮，375是带外壳的向心导轮，376是叶轮流道，377是转移段流道截面导轮部分，378是导轮增压流道，379是后端盖及其出管，380是后端盖中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵，包含量多为64个的多个闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮374、叶轮腔盖373和向心导轮375组成，后者分别用作前盖372和后盖379，通过轴系及紧固件连接组合。
变角出管闭式高势比向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合子对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级，导流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高，效率由于半开式。在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势。其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图42，图中给出了模块化组合预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，381是前端盖中心蜗道，382是前端盖及其入管，383是叶轮腔盖，384是闭式均速高势比叶轮，385是带外壳的向心导轮，386是预旋器，387是叶轮加速流道，388是导轮增压流道，389是后端盖及其出管，390是后端盖中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管预旋闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮384、预旋器386、叶轮腔盖383和向心导轮385组成，后者分别用作前盖382和后盖389，通过轴系及紧固件连接组合。
变角出管闭式高势比向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级。其预旋器完全消除叶轮入口区的撞击湍流和气蚀问题，使全流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高。在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势。其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图43，图中给出了模块化组合减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，391是前端盖中心蜗道，392是前端盖及其入管，393是叶轮腔盖，394是闭式均速高势比叶轮，395是带外壳的向心导轮，396是叶轮前端腔V形槽阻气间隙，397是减摩驱动二相流入管，398是叶轮盖固定铆钉中的前后端腔连通均压孔，399是后端盖及其出管，400是后端盖中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管减摩闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮394、叶轮腔盖393、向心导轮395及阻气间隙396、二相流入管397、前后端腔连通均压孔398组成，后者分别用作前盖392和后盖399，通过轴系及紧固件连接组合。其中，阻气间隙396、二相流入管397、前后端腔连通均压孔398构成级内减摩装置。这种结构可节省管路，并且没有任何容积损失。
变角出管减摩闭式高势比向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级，导流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高。组合内减摩装置使摩擦损耗减小82％～95％，可以进一步地提高效率。这种泵在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势，其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图44，图中给出了模块化组合减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，401是预旋器悬挂肋条，402是前端盖及其入管和中心蜗道，403是叶轮腔盖，404是预旋器，405是带外壳的向心导轮，406是闭式均速高势比叶轮，407是减摩驱动二相流入管，408是叶轮前端腔阻气间隙，409是叶轮盖固定铆钉中的前后端腔连通均压孔，410是后端盖及其出管和中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮406、预旋器404、叶轮腔盖403、向心导轮405及阻气间隙408、二相流入管407、前后端腔连通均压孔409组成，后者分别用作前盖402和后盖410，通过轴系及紧固件连接组合。其中，阻气间隙408、二相流入管407、连通均压孔409构成级模块内减摩装置。
变角出管减摩预旋闭式高势比向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级。组合内减摩装置使摩擦损耗减小82％～95％，可以进一步地提高效率。组合预旋器完全消除叶轮入口区的撞击湍流和气蚀问题使全流程自适应变工况运行。这种泵在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势，其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图45，图中给出了模块化组合超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和对称端盖的多级离心泵结构。其中，411是预旋器，412是前端盖及其入管和中心蜗道，413是叶轮腔盖，414是均速高势比闭式叶轮，415是带外壳的向心导轮，416是叶轮前端腔阻气间隙，417是减摩驱动二相流入管，418是延伸包覆转移段流道截面叶轮腔部分的叶轮盖板，419是后端腔减摩驱动介质入管，420是后端盖及其出管和中心蜗道。
本实例为对称盖变角出管超减摩闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由带有延伸包覆转移段流道的叶轮盖418的闭式均速高势比叶轮414、预旋器411、叶轮腔盖413、向心导轮415及阻气间隙416、前端腔减摩驱动二相流入管417、后端腔减摩驱动介质入管419组成，后者分别用作前盖412和后盖420，通过轴系及紧固件连接组合。其中，阻气间隙416、二相流入管417是前端腔超减摩驱动部件，后端腔减摩驱动介质入管419单独输入二相流或气体驱动后端腔减摩。
变角出管超减摩预旋闭式高势比向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术，其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级。配置超减摩技术解决摩擦问题并降低转移段流道摩擦损耗，使摩擦损耗减小82％～95％，使转移段流道损耗大幅度减小，可以进一步地提高效率。组合预旋器完全消除叶轮入口区的撞击湍流和气蚀问题，使全流程自适应变工况运行。这种泵在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势，其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。经数学规划的模块可以降低用户的总拥有成本。
参照图46，图中给出了模块化组合预旋双半开式向心增压模块和对称端盖模块的多级离心泵结构。其中，421是前盖中心蜗道，422是前端盖及其入管，423是叶轮腔盖，424是半开式均速高势比叶轮，425是带外壳的半开式向心导轮，426是叶轮流道加速段，427是向心导轮增压流道，428是径向来流预旋器，429是后端盖及其出管，430是旋转曲面转向轴套。
本实例为对称盖变角出管半开式叶轮向心增压多级离心泵，包含最多为64个的多个预旋双半开式均速高势比叶导轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式均速高势比叶轮424、叶轮腔盖423、半开式向心导轮425和预旋器428组成，后者分别用作前盖422和后盖429，通过轴系及紧固件连接组合。其中，预旋器可以采用轴向来流的，装在叶轮吸入室中，或者改用径向来流预旋器，装在导轮中心(首级或者不改，或者缺省，末级可以缺省)。
变角出管预旋双半开式向心增压多级泵采用预旋均速高势比双半开式轮模块作为赋能模块。该模块的半开式导轮只有环状大开口的后盖板，与圆环柱形外壳成一个整体，叶片紧固于后盖板上或者整体制造，后盖板开口，形成一个直径与叶轮入口相同的空腔，作为穿轴、吸入和安装预旋器的空间，导轮及其外壳与转轴同心地安装，其前盖板共用叶轮后盖底面。径向来流预旋器自带轴套，紧配合于转轴上，居于导轮中的空腔位置。半开式叶轮只有单边的后盖，叶片紧固于其上或者整体制造，叶轮通过轴套紧固在轴上。叶轮腔前盖通过导轮外壳定位安装在叶轮腔前侧。逐级串联装配双半开式向心增压模块，末级不装预旋器。配上前盖板和后盖模块，即完成组装。
上述双半开式多级方案是一种简易结构的均速高势比多级离心泵。其叶轮流道与导轮流道间共用叶轮后盖板作为转动的分隔结构，导轮流道与下一级叶轮流道间共用导轮后盖板作为静止的分隔结构，泵的轴向尺寸得以减小，却不产生显著的换向局部阻力损耗。
双半开式多级泵的叶轮没有端腔，无需减摩机构。由于导轮流道液流的圆周速度分量，叶轮后盖板的摩擦速度被减小一半左右，其摩擦损耗大约能减少75％。并且，这种摩擦还会对导流流道中的液流生成动量矩增量，从而产尘叶轮外侧比功。叶轮前盖板的摩擦则与现有技术等量，考虑后盖摩擦的减少及其外侧比功的收益，其总的摩擦损失较之现有技术大约减少40％左右。
变角出管预旋双半开式向心增压多级泵是一种新型离心泵，采用模块化组合设计方法组合了对称端盖、高势比叶轮、向心导轮三大新型部件技术。其势动比高达3～9，级压力系数接近理论值，级导流损耗降低一个数量级。组合预旋器完全消除叶轮入口区的撞击湍流和气蚀问题，使全流程自适应变工况运行，其效率大幅度提高。这种泵在降低制造成本和方便用户安装使用方面也具有明显优势。其进出管角度可变的特点方便用户安装，还可以使离心泵的型系规格大为减少。其叶轮速度可达20米/秒左右，当流道当量直径加大时叶轮速度还可以提高。增加多级泵的级数可以达到很高的扬程，或者进一步提高效率。
变角出管预旋双半开式向心增压多级泵的主要优势在于结构简单和制造成本较低。叶轮和导轮都用两合模成型工艺制造，其模具和加工成本都比较低。节省叶轮前盖板和轴向尺寸减小都是降低成本的重要因素。较之本发明的其他方案，双半开式方案的效率大约降低2～3％，但其成本却是最低的。

权利要求

1.一种离心泵，由叶轮、导流器、机壳和轴系部件组成，其特征是叶轮的叶槽流道尾部朝反切向弯曲并且截面积逐渐减小，流体在离心力做功的路径末端被加速和改变方向，最后以较大的相对速度和接近于0的出口角流出叶轮，出口绝对速度相应减小，转向和加速过程产生的反作用力矩使转轴减功。
2.一种离心泵，由叶轮、导流器、机壳和轴系部件组成，其特征是闭式叶轮的前后端腔或半开式叶轮的后端腔置于气体循环或气液二相流循环流程中，端腔充盈不溶性气体，叶轮在气相介质中旋转，端腔气压在循环中动态地保持与端腔边沿旋转液流表面压力的平衡，并且等于或小于叶轮出口静压力。
3.一种离心泵，由叶轮、导流器、机壳和轴系部件组成，其特征是导流器为向心导轮流道呈内向涡旋形，曲率半径逐渐减小而截面积渐扩，汇合于中心环腔转90度轴向输出。
4.一种离心泵模块化组合方法，不同型号规格的离心泵使用相同规格的赋能零部件，其特征是基于向心导轮的空间周期性，据以构造带环量近轴环形口连接的叶导轮轴向组合向心增压模块，基于对称端盖的结构特性，将其作为带环量近轴环形口连接的端封结构模块，在两种模块的互相对应的规格系列中，同一种父规格的模块装配尺寸和基本接口参数相同而具有查表检验互换性，父规格下的同一种子规格的模块装配尺寸和所有接口参数相同而具有完全互换性，两种互换性定义在单级泵、多级泵、各种型号和不同内含技术包括使用高势比或常势比叶轮的离心泵的大集合上，在规划和设计过程中定义互换性域，在设计之后的生产过程中和在生产之后的使用过程中互换性在定义域内成立，按照“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式，将1个或最多64个串联的多个向心增压模块与2个对称端盖模块组合，即构成模块化组合单级泵或多级泵。
5.依据权利要求1所述的离心泵，其特征是叶轮流道出口为矩形或圆形，相邻出口之间的角距离等于360度除以流道数，出口法面与流道垂直，前一出口内侧边到后一出口外侧边之间的连接为光滑的渐开弧线柱面或由深到浅的槽面，柱面或槽面与叶轮圆周柱面之间的单边约束流道截面积与圆心角成周期性线性关系，相离分布的出口流束经弧线柱面或槽面的附壁效应整理，在轮沿之出口间隔区形成向内弯曲的均布流线，流速的径向分量与切向分量不随圆心角改变，各流道出口面积之和等于设计体积流量与设计出口相对速度之比，该速度等于叶轮圆周速度与反馈减速比K的乘积。
6.依据权利要求5所述的离心泵，其特征是叶轮叶片呈L形，其前中部分别为直线段，呈径向走势，其肘部和尾部经恰当曲率半径过渡朝反切向弯曲，尾部具有隔离内外压差的机械强度和尖锐的末端，恰当曲率半径过渡包括内外两侧的造形变化，尾部内侧作为加速段外侧约束边与叶片肘部之间的距离满足流道加速段截面变化要求，尾部外侧满足附壁效应整理的走向角变化要求，肘部外侧曲率半径满足不脱流条件。
7.依据权利要求1或5或6所述的离心泵，其特征是叶轮吸入室或前级导流器出口装有一个与叶轮同轴旋转的轴向或径向来流自适应预旋器，预旋器由弹性帆式叶片、轮圈和刚性肋条组成，其叶片数少于叶轮叶片数，叶片由复合材料制成，具有由前端到根部逐渐增大的拉伸弹性系数，被径向固定于轮圈之等角度分布的装配位置上，轮圈自由地套在转轴或叶轮轴套上，叶片前端悬挂于入口处的刚性肋条上，叶片之间构成预旋流道，其中，轴向来流预旋器的刚性肋条布设于入口圆周面上的径向位置，径向来流预旋器的刚性肋条布设于入口圆柱面上与转轴平行的位置。
8.依据权利要求1或5或6所述的离心泵，其特征是在叶轮叶槽中布设遏制相对涡旋的均速岔道，每个叶槽流道被1～3片均速梳叶纵向分割，形成2～4个岔道，岔道入口接近而未达到叶槽入口，其截面积均匀分配，岔道出口接近而未达叶槽出口，其截面积是依据所叠加的相对涡旋的动力分布及给定的速度分布确定的、或经试验优化的经验数据分配的。
9.依据权利要求2所述的离心泵，其特征是包括给减摩端腔充气的射流器，射流器的驱动压力液体由泵之出口分流，其引射口通过调节阀接气源或通大气，其出口从静止壁面近轴处接入减摩端腔，二相流在腔中分离，气体被离心力场之向心浮力约束于腔中，液体和多余的气体从轮沿侧隙中排入导流器，前端腔通吸入室的泄漏间隙改成阻气间隙，或加装分离分流二相流的阻气V形环槽，加装二相流润滑的软挡圈，或直接同压力液体封堵，叶轮出口处的腔壁母线或者还做成具有引射减压作用的形状使端腔压力降到出口静压力以下。
10.依据权利要求2所述的离心泵，其特征是采用压力罐装气体经减压阀降压和调节阀调节流量后，用管路连通到减摩端腔静止壁注入，并从泵出口分流一小流量液体，用管路直接注入机械密封腔及前端腔泄漏间隙，分别冷却轴封和封堵泄漏间隙，或者，将压力罐装气体经减压阀降压和调节阀调节流量后的气流直接注入泵之出口引出的回流管中构成二相流，分别连接到后端腔静止壁面和前端腔静止壁面近轴阻气间隙处，分别密封进入，气体和液体的流量分别调节，液体流量调节阀串联在引自泵出口的回流管中。
11.依据权利要求3所述的离心泵，其特征是向心导轮流道转移段由叶轮出口柱面、叶轮腔前壁曲面和导轮前底面外沿曲面围成，其截面分为叶轮腔部分和导轮部分，两部分装配吻接合一，其合成截面的位置周期性地向导轮方向转移，其截面积随导流圆心角的增大而周期性地线性增大，其周期等于一个导流流道对应的圆心角，其增大比例系数等于叶轮转过单位角度的体积排量设计值与液流出口绝对速度设计值之比，或者还乘以一个大于1而小于导轮增压流道最小扩张率的扩张系数。
12.依据权利要求3所述的离心泵，其特征是采用中心涡道汇流变角度出管对称端盖作前后轴向封装，该端盖由带装配止口的承压盖板和与盖板一体化制造的中心结构及连通管道组成，其中心结构包括轴套、轴套外围的中心蜗道、蜗道围护结构支撑的轴承腔和轴孔，承压盖板的承压面为平面或与向心导轮开口面吻合的旋转曲面，其近轴部位有一个与蜗道连通的环形开口，中心蜗道是一种径向渐开轴向平移的三维蜗道，其始端是环形开口平面上的隔舌，其末端在增加了径向和轴向坐标的隔舌下方，蜗道截面积与圆心角成正比，比例系数等于叶轮转过单位角度的体积排量与液流平均速度之比，以开口圆平面为基准，随着截面积的线性增加，蜗道底部中心线的径向坐标和轴向坐标逐渐增加，形成一个蜗底斜坡，转过360度后进入隔舌下方，随后与管道吻接，蜗道截面形状亦随圆心角改变，从隔舌直线段开始，首先为长轴在开口平面上的变短半轴长半椭圆，成为半圆后逐渐下沉并光滑地加大下部的曲率半径，沿一足以绕开轴承腔支承结构的曲率变化率适当的渐开弧线延伸，成为曲边四边形加半圆形状，直到进入隔舌下方，然后保持截面积地变形为圆截面与管道吻接。
13.依据权利要求6所述的离心泵，其特征是叶轮为一个带有轴孔(2)、轴套(3)、叶片(5)和叶槽流道(6)的半开式圆盘形零件，轴套外面是环形吸入室(4)，其底面或者是使液流连续转向的旋转曲面，或者是平面，后者为备装预旋器型，预旋器轮圈表面有一造形相同的转向曲面.叶片(5)为L形，前中部呈径向走势，尾部朝反切向弯曲，尾部外侧为光滑的渐开弧线柱面或槽面，6～12片完全相同的L形叶片在上均匀分布，其间形成均布的叶槽流道，流道入口(7)和中部(6)较为宽阔，在到达出口(8)之前截面积逐渐减小并转向。
14.依据权利要求13所述的离心泵，其特征是；采用闭式叶轮，是在半开式高势比叶轮的基础上加装前盖(10)封闭而成的，前盖板具有与半开式密配合的内表面和旋转曲面外表面，半开式基础结构每片L形叶片之肘部宽阔处开有2～3个与垂直的铆钉孔或螺钉孔，盖板是用沉头或扁平头铆钉(9)铆紧或用螺钉防松紧固连接于上的，或者，前盖板采用点焊工艺与连接。
15.依据权利要求7所述的离心泵，其特征是叶轮中装有轴向来流预旋器，由两节轮圈和片数少于叶轮的弹性帆式叶片组成，轮圈(14)和(15)滑套在叶轮吸入室轴套上，能各自独立转动，其表面互相吻接成使液流转向的旋转曲面，帆式叶片(16)成曲边三角形，其前沿直线边悬挂于刚性肋条(20)上，肋条径向固定在叶轮叶片或前盖入口处，叶片曲线边上与两轮圈之下底面接近的两点(18)和(19)分别固定在该两底面圆周上，当预旋器安装在半开式叶轮(31)上时，刚性肋条(34)径向紧固在叶片根部之入口面上。
16.依据权利要求7所述的离心泵，其特征是径向来流预旋器由带轴套的圆盘形肋条支架及轴套(25)、下轮圈(21)、上轮圈(22)和数量少于等于叶轮叶片数的刚性肋条(23)及弹性帆式叶片(24)装配而成，叶片为曲边三角形，其前沿直线边悬挂于肋条上，肋条固定在支架上，支架轴套静配合在转轴上，叶片曲线边上与两轮圈之上底面接近的点(27)、(29)分别固定在该两底面圆周上，两轮圈滑套在支架轴套上，其表面互相吻接成使液流转向的旋转曲面。
17.依据权利要求8所述的离心泵，其特征是高势比叶轮是半开式部件，或者是使用该部件作基础的闭式结构，轮沿为圆形或锯齿形，上有L形叶片(36)，叶槽前中部宽阔处设均速梳叶(37)，形成均速岔道(38)、(39)，梳叶前中部亦呈径向走势，形成岔道入口(41)接近而未达到叶槽入口，梳叶尾部光滑转向，顺流线方向指向叶槽加速段，形成岔道出口(40)接近而未达到叶槽出口，岔道出口面积从近压力面到近吸力面渐减。
18.依据权利要求17所述的离心泵，其特征是采用预旋均速高势比叶轮，叶槽中有均速岔道(45)，吸入室为圆环柱形，其中装有预旋器，其两节轮圈(46)、(47)由自润滑材料制成，滑套在叶轮轴套(50)上，其弹性帆式叶片(48)挂在刚性肋条如(49)上，肋条悬挂于叶轮叶片根部入口处。
19.依据权利要求8或17或18所述的离心泵，其特征是由均速高势比叶轮(54)、预旋器(55)、机械轴封(56)、带二次型蜗道(52)曲面的前盖(58)和后盖(59)及悬臂轴等组成预旋均速高势比二次型蜗道旋臂泵。
20.依据权利要求2或9或10所述的离心泵，其特征是在泵之出轴端，或者用环形盖板(68)隔开轴封腔，形成抱轴环形开口(69)与端腔相通，二相流入管(64)接入轴封腔内，在吸入端，或者在腔壁近轴处设环形槽，纳入随叶轮旋转的小动环(74)，将其隔成顶端远轴的V形环槽，其一侧间隙(72)连通前端腔(71)，另一侧间隙(74)连通吸入室，成为气液分离分流的V形槽阻气间隙，二相流入管(75)连通间隙(72)，部分液体从V形槽底部入间隙(74)返回吸入室(77)，气体在间隙(72)中浮升到近轴处同其余液体一道流入前端腔(71)。
21.依据权利要求2或9所述的离心泵，其特征是半开式叶轮悬臂泵的内减摩驱动装置由压力液体调节阀(79)、射流器(81)、引射气体调节阀(80)及连接细管组成，当泵之出口压力比叶轮输出静压力高0.05MPa以上时，压力液体从该出口分流引出，使用空气时其入端通大气，输出二相流接入轴封腔，冷却轴封(82)后，从环形盖板出口(83)流入后端腔。
22.依据权利要求2或9所述的离心泵，其特征是闭式叶轮离心泵的内减摩驱动装置由压力液体调节阀(92)、射流器(90)、引射气体调节阀(91)、流量分配管(87)和(88)及前端腔阻气间隙(93)组成，当泵之出口压力比叶轮输出静压力高0.05MPa以上时，压力液体从该出口分流引出，输出二相流通过流量分配管(88)和(87)控制前后端腔的稳态流量分配，其中(87)接入轴封腔，冷却轴封(85)后，从环形盖板出口流入后端腔，(88)接入前端腔，经阻气间隙(93)阻气以防逃逸，阻气间隙(93)或者不是V形环槽而是置于同一位置的软挡圈，用二相流润滑。
23.依据权利要求3所述的离心泵，其特征是向心导轮由圆环柱形外壳(101)、基板(103)、轴套(104)以及曲率半径逐渐减小的导叶(106)组成，外壳上带有转移段流道腔(107)，导叶间为减速增压流道(109)，其导叶数少于叶轮叶片数，其全程减速增压比等于入出口截面积的反比，各流道汇流于中心环腔，经轴套旋转曲面约束，液流转90度轴向输出，或者，中心环腔中安有径向入流预旋器，由其轮圈构成转向约束面。
24.依据权利要求11所述的离心泵，其特征是以导流流道入口段截止隔舌(118)出现为起迄点，以隔舌间距圆心角为周期，向心导轮转移段流道合成截面的形状和面积随圆心角周期性变化，其变化规律为a、截面积线性增大，两部分分两段分别变化，从起点到前一流道增压段正位点(117)，叶轮腔部分从最小值线性增到最大值，导轮部分为0，从该点到终点，叶轮腔部分从最大值线性减到最小值，导轮部分从0线性增到最大值；b、上述合成截面积最小值等于叶轮腔部分最小值，即等于隔舌出现位置(118)、曲线(119)和叶轮圆柱面母线构成的曲边三角形的面积，曲线(119)由两段椭圆弧与中间一段圆弧吻接而成，合成截面积的最大值等于其最小值加上导轮部分截面积的最大值，后者等于合成截面积增大比例系数与圆心角周期的乘积，叶轮腔部分截面积最大值等于隔舌出现位置(118)、曲线(120)和叶轮圆柱面母线构成的曲边三角形的面积，曲线(120)是汇流截面最大边际，由两段椭圆弧吻接而成，由端点坐标和入口段截止期间合成截面积的增量确定c、两部分形状分两段分别变化，叶轮腔部分在面积增大期间呈曲边三角形，其曲线边为从曲线(119)开始到曲线(120)为止的系列中间曲线，导轮部分在面积增大期间，形状由起始直线段(118)开始，经历如下变化以(118)为长轴的长半椭圆而短半轴渐增，成为半圆后连续前移而后接矩形，前移至(116)位置时隔舌出现而成为增压段；d、成为增压段后，边际线(116)和(118)继续变形和前向移动，形成隔舌的最小物理宽度后，后向侧边际线由隔舌前向边际直线段变为向后弯曲的长半椭圆，短半轴渐增，成为半圆后改为平移，移至流道底面(117)止，前半圆亦连续前移，移至与底面(115)相切时，改为连续压缩为长半椭圆，最后变为直线，截面前移变形期间，截面积按减速增压要求扩张，其中心线的径向坐标或者也发生变化。
25.依据权利要求11所述的离心泵，其特征是向心导轮的导叶具有与圆周腔壁吻接的变曲率起点，该起点是转移之后的增压流道正位点，由该点决定转移段流道中心的径向坐标，转移段流道截面分为叶轮腔部分和导轮部分，两部分装配吻接合一，截面的叶轮腔部分被叶轮盖包裹于叶轮中，具有固定的面积和形状，由其承担轴面速度分量的转向调整，截面的导轮部分是两个相邻隔舌之间的一段与叶轮腔连通的空间的横断面，该截面独立控制汇流和切向及轴向运动过程，随着导流圆心角的增加，截面的导轮部分以隔舌为起点和终点周期性地变化，一个周期内的变化规律是a、截面积从0线性增大到最大值，增大比例系数等于叶轮转过单位角度排出的液流体积设计值除以液流出口绝对速度设计值，或者还乘以一个大于1而小于导轮增压流道最小扩张比的扩张系数，截面积最大值等于增大比例系数乘以流道入口段对应的圆心角，当增大比例系数包含扩张系数因子时，转移段流道具有减速增压功能；b、截面由起始直线段(128)开始，经历多种形状变化，首先是以(128)为长轴的长半椭圆，其短半轴逐渐增大成为半圆后，改为半圆边际连续前移，形成前半圆后接矩形的截面；当隔舌出现时，半圆移到(126)位置，转移段流道与叶轮腔隔开而成为增压流道；c、隔舌出现和隔离叶轮腔后，(126)和(128)限定的流道成为增压流道，仍继续前移和变形，在少量前移留下隔舌的最小物理宽度后，其后向侧边际线由直线段变为向后弯曲的长半椭圆，其短半轴连续加长，成为半圆后再改为平移，直到最后点进入流道底面(127)为止，该过程中，其前向边际半圆连续前移，直到与导轮底平面125相切时，改为连续压缩半圆为半椭圆，最后变为直线与底平面贯通，上述轮廓线或质心移动的速度应该大于汇流期间的相应移动速度一个恰当的百分比，例如大于50％，以使隔舌的截面积和强度能够连续增加，增压流道截面前移正位期间，其面积按减速增压要求变化。
26.依据权利要求12所述的离心泵，同时采用权利要求4所述的离心泵模块化组合方法进行技术扩充，其特征是；对称端盖模块由带装配止口(141)的承压盖板(142)，盖板上的三维蜗道(146)及其环形出入口(143)、与蜗道(146)吻接的直线段管道、蜗道结构体支承的轴套(149)和轴承腔(145)等结构组成，其蜗道具有截面积与圆心角成正比、摩擦面和加速度均已优化的约束特征，目的性扩充并规范其功能设计和用途用法，内容包括a、利用其环形接口及三维蜗道内部兼容和约束三维运动的特性，构造或自适应生成叶轮和导轮多流道工作的分流、汇流、旋转、轴面转向等连接边界条件，既满足叶轮入口连接要求，又满足向心导轮出口连接要求，使之对于单级泵和多级泵具有普遍性，据以用作单级泵和多级泵通用的流场边界模块，以支持所述的保守环量连接模式；b、利用其环形接口及三维蜗道内部兼容和约束三维运动的特性，扩展为流入流出方向互反的、分流汇流性质互反的技术设计兼容性，据以用作在保守环量连接模式下前后通用的流场对称边界模块；c、利用其环形接口及三维蜗道内部的方向兼容性和三维运动的连续性，限制和优化流速的空间和时间变化率，使之最小化，据以用作具有稳定性和低损耗特性的流场边界模块，以取得保守环量连接模式下的高性能；d、利用其环形接口和装配止口的旋转对称性，以及所带蜗道和引出管基于隔舌相对角定位的特点，据以构造前后盖各自独立变角度出管的功能，以支持模块化组合所需的装配结构和功能扩展设计；e、利用其带承压板、轴承座等一体化结构特点，在技术及工艺设计上确定为可模成型的单一零件功能部件，蕴含上述技术扩充后，据以构造支持所述连接模式的装配尺寸和接口参数可标准化的端盖模块，扩大其体积小、设计简单、成本低、功能强的价值运用范围。
27.依据权利要求3或11或23或24或25所述的离心泵，采用权利要求4所述的模块化组合方法组合，其特征是包含向心增压模块，该模块由向心导轮、叶轮和叶轮腔盖板轴向组合而成，或者还配有其他功能附件，具有标准化的接口参数和装配尺寸，向心导轮是模成型一体化制造的，其腔侧平面或旋转曲面与叶轮形成间隙配合，腔侧外沿有依据叶轮参数设计的转移段流道前向边际曲面，其级段式外壳上有装配止口，与外壳相连的中隔板作为导叶支承基板，同时起隔离叶轮腔和导轮腔并承受其间压差的作用，叶轮腔盖板为模成型减重结构零件，其腔侧旋转曲面与叶轮形成间隙配合，腔侧外沿有依据叶轮参数设计的转移段流道后向边际曲面，使转移段流道得到完备约束，并与增压流道串联，装配时，顺序装入导轮叶轮和叶轮腔盖板，三者分别通过外壳止口、转轴和导轮之叶轮腔定位，运行时，液流从模块入口带环量轴向流入旋转的叶轮流道，从中接受叶片法向力功沿途加速并积分离心力功增加比能，经转移段流道流入导轮，在其中减速增压后，转90度从近轴环形口带环量流出模块。
28.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含半开式叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(157)、半开式叶轮(154)和叶轮腔盖板(152)轴向组合而成。
29.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含闭式叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(167)、闭式叶轮(164)和叶轮腔盖板(162)轴向组合而成，其中，叶轮腔盖(162)上挖去了叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口流道吻接。
30.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含减摩闭式叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(179)、闭式叶轮(180)和叶轮腔盖(175)以及V形槽阻气间隙环形盖板(171)、V形槽动环(172)、充气驱动二相流入管(174)、前盖固定铆钉中的前后端腔均压孔(177)等内减摩零件或结构组合而成，其中，叶轮腔盖(175)上挖去了叶轮盖所占据的空间，以使叶槽流道与出口外流道吻接，均压孔(177)使前后端腔连通，叶轮腔盖板(175)上的环槽、环形盖板(171)和旋转动环(172)构成V形槽阻气间隙。
31.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是，包含半开式均速高势比叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(188)、半开式均速高势比叶轮(183)和叶轮腔盖板(182)轴向组合而成。
32.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含闭式均速高势比叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(198)、半开式均速高势比叶轮(193)和叶轮腔盖板(192)轴向组合而成，其中，叶轮腔盖(192)上挖去了叶轮盖所占据的空间，叶槽流道与出口外流道吻接。
33.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(208)、均速高势比闭式叶轮(204)、预旋器(201)和叶轮腔盖板(202)轴向组合而成，其中，叶轮腔盖(192)上挖去了叶轮盖所占据的空间。
34.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(219)、闭式均速高势比叶轮(220)、叶轮腔盖板(215)以及V形槽阻气间隙环形盖板(211)、V形槽动环(212)、二相流入管(214)、前盖铆钉中的前后端腔均压孔(217)组合而成，其中，叶轮腔盖(215)上挖去了叶轮盖所占据的空间。
35.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含预旋减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块，该模块由向心导轮(228)、闭式均速高势比叶轮(230)、叶轮腔盖板(225)及轴向来流预旋器(221)和V形槽动环阻气结构(222)、二相流入管(223)、前后端腔连通均压孔(227)组成。
36.依据权利要求27所述的离心泵，其特征是包含超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块，该模块含有向心导轮(240)、带延伸并包含转移段流道叶轮腔截面部分的叶轮盖板(234)的闭式均速高势比叶轮(236)、叶轮腔盖板(235)及轴向来流预旋器(231)和超减摩组件(232)、二相流入管(233)组件。
37.依据权利要求12或26所述的离心泵，采用权利要求4所述的模块化组合方法，其特征是包含2个变角度出管对称端盖模块和1个向心增压模块，两种模块依据对应的子规格各具完全互换性，或者依据对应的父规格经查表检验介质、最高转速、最高温度、最高耐压等参数互换性成立，按“液流从近轴环形口带环量流入和流出”连接模式将3个模块轴向组合，即构成具有模块互换性的对称盖变角出管向心增压单级离心泵，组合是指设计中的连接配合、生产中的装配和使用中的修配，互换性覆盖这些过程。
38.依据权利要求28与37所述的离心泵，其特征是包含1个半开式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式叶轮(245)、叶轮腔盖(243)和向心导轮(247))组成，后者分别用作前盖(241)和后盖(250)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管半开式叶轮向心增压单级离心泵。
39.依据权利要求29与37所述的离心泵，其特征是包含1个闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮(255)、叶轮腔盖(253)和向心导轮(257)组成，后者分别用作前盖(251)和后盖(260)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管闭式叶轮向心增压单级离心泵。
40.依据权利要求30与37所述的离心泵，其特征是包含1个减摩闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮(268)、叶轮腔盖(265)、向心导轮(267)及阻气间隙(263)、二相流入管(264)、前后端腔连通均压孔(266)组成，后者分别用作前盖(261)和后盖(270)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管减摩闭式叶轮向心增压单级离心泵。
41.依据权利要求31与37所述的离心泵，其特征是包含1个半开式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式均速高势比叶轮(274)、叶轮腔盖(273)、向心导轮(277)组成，后者分别用作前盖(271)和后盖(280)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管半开式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵。
42.依据权利要求32与37所述的离心泵，其特征是包含1个闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(284)、叶轮腔盖(283)、向心导轮(287)组成，后者分别用作前盖(281)和后盖(290)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵。
43.依据权利要求33与37所述的离心泵，其特征是包含1个预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(295)、装在叶轮吸入室中的预旋器(293)、叶轮腔盖(294)、向心导轮(297)组成，后者分别用作前盖(291)和后盖(300)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管预旋闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵。
44.依据权利要求34与37所述的离心泵，其特征是包含1个减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(308)、叶轮腔盖(305)、向心导轮(307)及阻气间隙(303)、二相流入管(304)、前后端腔均压孔(306)组成，后者分别用作前盖(301)和后盖(310)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管减摩闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵。
45.依据权利要求35与37所述的离心泵，其特征是包含1个减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(318)、叶轮腔盖(315)、向心导轮(317)、预旋器(312)及阻气间隙(313)、二相流入管(314)、前后端腔均压孔(316)组成，后者分别用作前盖(311)和后盖(320)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵。
46.依据权利要求36与37所述的离心泵，其特征是包含1个超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由带有延伸包覆转移段流道的叶轮盖(326)的闭式均速高势比叶轮(327)、叶轮腔盖(325)、向心导轮(329)、预旋器(322)及阻气间隙(323)、前端腔二相流入管(324)、后端腔二相流入管(328)组成，后者分别用作前盖(321)和后盖(330)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压单级离心泵。
47.依据权利要求12或26所述的离心泵，采用权利要求4所述的模块化组合方法，其特征是包含2个变角度出管对称端盖模块和最多为64个的多个向心增压模块，两种模块依据对应的子规格各具完全互换性，或者依据对应的父规格经查表检验介质、最高转速、最高温度、最高耐压等参数互换性成立，其中最高耐压的互换性或者是轴向分段成立的，按照“液流从近轴环形口带环量流入和流出”的连接模式，将对称端盖模块分作前后盖，将向心增压模块依次轴向串联，全部模块轴向组合，即构成具有模块互换性的对称盖变角出管向心增压多级离心泵，组合是指设计中的连接配合、生产中的装配和使用中的修配，互换性覆盖这些过程。
48.依据权利要求28与47所述的离心泵，其特征是包含多个半开式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式叶轮(334)、叶轮腔盖(333)和向心导轮(335)组成，后者分别用作前盖(332)和后盖(340)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管半开式叶轮向心增压多级离心泵。
49.依据权利要求29与47所述的离心泵，其特征是包含多个闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮(344)、叶轮腔盖(343)和向心导轮(345)组成，后者分别用作前盖(342)和后盖(349)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管闭式叶轮向心增压多级离心泵。
50.依据权利要求30与47所述的离心泵，其特征是包含多个减摩闭式叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式叶轮(353)、叶轮腔盖(352)和向心导轮(354)及阻气间隙(355)、二相流入管(356)、前后端腔连通均压孔(358)组成，后者分别用作前盖(342)和后盖(349)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管减摩闭式叶轮向心增压多级离心泵。
51.依据权利要求31与47所述的离心泵，其特征是包含多个半开式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式均速高势比叶轮(364)、叶轮腔盖(363)和向心导轮(365)组成，后者分别用作前盖(362)和后盖(369)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管半开式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵。
52.依据权利要求32与47所述的离心泵，其特征是包含多个闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(374)、叶轮腔盖(373)和向心导轮(375)组成，后者分别用作前盖(372)和后盖(379)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵。
53.依据权利要求33与47所述的离心泵，其特征是包含多个预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(384)、预旋器(386)、叶轮腔盖(383)和向心导轮(385)组成，后者分别用作前盖(382)和后盖(389)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管预旋闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵。
54.依据权利要求34与47所述的离心泵，其特征是包含多个减摩闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(394)、叶轮腔盖(393)、向心导轮(395)及阻气间隙(396)、二相流入管(397)、前后端腔连通均压孔(398)组成，后者分别用作前盖(392)和后盖(399)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管减摩闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵。
55.依据权利要求35与47所述的离心泵，其特征是包含多个减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由闭式均速高势比叶轮(406)、预旋器(404)、叶轮腔盖(403)、向心导轮(405)及阻气间隙(408)，二相流入管(407)、前后端腔连通均压孔(409)组成，后者分别用作前盖(402)和后盖(410)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵。
56.依据权利要求36与47所述的离心泵，其特征是包含多个超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由带有延伸包覆转移段流道的叶轮盖(418)的闭式均速高势比叶轮(414)、预旋器(411)、叶轮腔盖(413)、向心导轮(415)及阻气间隙(416)、前端腔减摩驱动二相流入管(417)、后端腔减摩驱动介质入管(419)组成，后者分别用作前盖(412)和后盖(420)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管超减摩预旋闭式均速高势比叶轮向心增压多级离心泵。
57.依据权利要求47所述的离心泵，其特征是包含多个预旋双半开式均速高势比叶导轮向心增压模块和2个变角度出管对称端盖模块，前者由半开式均速高势比叶轮(424)、叶轮腔盖(423)、半开式向心导轮(425)和预旋器(428)组成，后者分别用作前盖(422)和后盖(429)，轴向组合成具有模块互换性的对称盖变角出管双半开式均速高势比叶导轮向心增压多级离心泵。

全文摘要

高势比、内减摩、向心增压离心泵及其技术组合方法与实例，属于叶轮机械的离心泵技术领域。叶轮叶片呈L形，流道朝反切向小口出，输出流速低；叶槽中顺势布设均速梳叶形成均速岔道遏制相对涡旋；叶轮端腔充气实现气相摩擦，等等，损耗降低一个量级。使用内向涡旋型流道向心导轮和不同叶轮组成向心增压模块，与前后及单多级通用的变角出管对称端盖模块化组合单级和多级泵，效率高，抗气蚀，能自适应变工况运行，成本大幅度降低。

文档编号

F04D29/18GK1546868SQ200310117028

公开日

2004年11月17日 申请日期2003年12月4日 优先权日2003年12月4日

发明者

蒋子刚 申请人:北京本然科技有限公司