稳定 CFD 计算（0.6 Q d –1.4 Q d ）获得的不同模型的性能曲线，四个模型的水头系数随着流量的增加而减小，此外，由于分流叶片提高了泵的工作能力，重新设计的泵的扬程系数在整个流量范围内都高于原型泵的扬程系数。
比较了四种模型的水力效率，在四个模型中，效率随着流量的减小先增加后下降，在设计流量下，模型#3和#4的效率略高于原型泵，而模型#2的效率最低。
03压力脉动结果与分析
在实验中，为了获取内部流场的压力脉动情况，研究团队设置了一系列压力监测点，分别分布在叶轮和蜗壳的不同位置。
对于叶轮，选取了平面上沿圆周方向相邻间隔45°的点，命名为P1至P8，这些点在径向上位于直径比叶轮出口直径大4毫米的圆上，其中P1和P5靠近舌头的位置。
对于蜗壳，选取了V1至V8点，位于中心平面直径为410毫米的圆内，相邻两点的圆周角差为45°，同样，V1和V5位于舌头附近，另外，旋转参考系和静止参考系之间的界面直径为404毫米。
进行非定常数值模拟时，将叶轮旋转10转（旋转周期为10T = 0.20134秒）作为总计算时间，以确保非定常模拟达到相对稳定的状态。
为了比较方便，每个模型仅列出了叶轮中的P1、P3、P5和P7点，以及蜗壳中的V1、V3、V5和V7点的压力脉动情况，值得注意的是，其余点的变化趋势与这些点类似。
对四种模型叶轮监测点的压力脉动进行频域和时域的分析，发现在模型#1中，叶轮的主频率是初级叶片频率（298赫兹，即轴旋转频率的6倍）及其谐波，而在模型#2、#3和#4中，主要频率为主叶片频率（347.7赫兹，即轴旋转频率的7倍）及其谐波。
在时域上，可以明显看出，模型#1中每次叶轮旋转期间有6个波峰和波谷，而模型#2、#3和#4中有14个波峰和波谷。
模型#3和#4中的主频率处的无量纲压力波动幅度和时域压力波动范围低于模型#1和#2中的情况。
随着叶轮的旋转，P1和P5点之间以及P3和P7点之间的压力也表现出相似的变化趋势，与它们的位置有关，靠近蜗舌的P1和P5点以及位于两个蜗舌之间的P3和P7点。
