离心压气机不同结构扩压器与叶轮匹配性能分析

2015-02-18杜礼明

大连交通大学学报 2015年1期

冯伟，杜礼明

(大连交通大学交通运输工程学院，辽宁大连 116028)*

0 前言

离心压气机内部三维流场的物理现象是设计高效率的压气机的前提［1］.离心压气机叶片扩压器中的流体动力学损失占整个压气机损失约30%，扩压器的设计对压气机的效率、压比和运行工况范围等有重要影响［2］.周颂东［3］对 5 种径向扩压器与同一离心压气机叶轮相互匹配进行了试验研究，还讨论了叶片式径向扩压器造型参数的变化和叶片前后缘圆心位置的不同处理对离心压气机性能的影响;姚瑞锋［4］以某离心压气机模型级为基础对楔形扩压器采取切削尾缘和缩短弦长的办法进行优化，分析了内流和外部流动特性曲线，研究了不同楔形扩压器对压气机性能的影响;崔伟伟［5］等对设计的三种不同扩压器与离心压气机的叶轮进行匹配，认为采用双圆弧法设计的翼型扩压器总体性能和内部流场较好.

叶片扩压器内的流动损失除了来自扩压器本身的损失外，主要来自于叶轮出口不均匀的流场在扩压器内部的掺混，以及叶轮与叶片扩压器之间的非定常作用［6］.本文利用数值方法，模拟分析了三种扩压器与特定型号的离心叶轮匹配，采用“叶轮+扩压器”进行仿真分析，根据数值结果，分析存在的问题，在此基础上提出修改扩压器的部分结构参数，以提高压气机整级性能.

1 数值模型及计算方法

1.1 数值模型与网格划分

研究对象是某型增压器离心压气机，其叶轮由10个主叶片和10个分流叶片组成，叶轮的进口叶顶半径为118 mm，叶根半径为60 mm，叶轮出口半径175 mm，出口的叶高15 mm，进出口顶部间隙均为0.6 mm，叶轮的几何模型如图1所示.

图1 叶轮几何模型

扩压器三维模型是由提供的CAD图纸采用CATIA三维建模软件建立，其中三种扩压器结构参数如表1所示，扩压器三维模型如图2.

图2 扩压器三维模型

表1 3种径向扩压器模型的主要结构参数 mm

根据以上几何模型参数建立数值模型，在不影响计算结果的前提下对提供的三维模型和二维图纸进行适当简化，且只对单通道进行网格划分，以节约计算时间.叶轮和扩压器计算网格采用NUMECA中的AutoGrid5进行网格划分，子午流道示意图和网格模型见图3.

图3 叶轮和叶片扩压器的子午流道与计算网格

1.2 计算方法

利用CFX软件对某特定的离心叶轮和三种设计的扩压器进行数值模拟［7］.工作介质选取可压缩理想气体，湍流模型选取k-epsilon计算效果较好，在CFX中最稳健的边界条件组合把流体的速度或质量流量作为入口边界条件，把静压作为出口边界条件的组合，采用“冻结转子”将叶轮流道和扩压器流道连接，叶片表面、轮毂等固壁为无滑移、无穿透、绝热边界;入口给定不同质量流量，出口给定总压模拟不同工况下的压比、效率.

2 计算结果及分析

根据提供的压气机的工作转速范围，选取18348、21 294、24 168 r/min 三个转速，分别进行仿真计算.图4～图7为计算得到压气机特性图.

图4 18 348 r/min压比－流量特性图

图5 18 348 r/min效率－流量特性图

图6 21 294 r/min压比－流量特性图

图7 21 294 r/min效率－流量特性图

从图4和图5可以看出当转速为18 348 r/min时扩压器模型1压比随流量的增大而减小，在相同质量流量下模型1的压比高于模型2和模型3，在质量流量为3.1 kg/s时最大压比高出8.55%，模型1等熵效率随质量流量增大而减小，模型2等熵效率随质量流量增大先增加后减小，总体看在质量流量小于4.3 kg/s模型1等熵效率都高于模型1和模型2，在质量流量为3.4 kg/s模型1效率最高，相比于模型2和模型3最大高出7.22%，在大流量时4.6 kg/s模型2的效率反而最好.

从图6和图7可以看出当转速为21294r/min时，相比转速为18 348 r/min时对应三种匹配的压气机等熵效率均降低，特别是在大流量时明显下降，转速变大三种匹配的压气机压比和等熵效率差距均缩小，从压比-流量特性图和效率-流量特性图可以看出在转速为21 294 r/min稳定工作范围内，模型1总体性能高于模型2和模型3.

仿真结果表明，这三种扩压器和固定叶轮匹配时，在高转速时效率过低.图8和图9为转速为24 168 r/min时压气机的整级特性图，由图可知，三种匹配中最高效率点等熵效率仅为73%，可见该压气机适合在低转速范围工作，要想在高转速有较高的效率，叶轮结构有优化的必要，而仅仅依靠改变扩压器的结构参数没有太明显效果.

图8 24 168 r/min时的压比－流量特性图

图9 24 168 r/min时的效率－流量特性图

从压比以及效率曲线图可以看出，该压气机的效率不高，有较大改进空间［8］，不同结构的扩压器对压气机的性能有较大影响，本文主要研究“叶轮+叶片扩压器”，分别选取不同设计参数的扩压器与同一叶轮仿真计算，从数据对比分析可以看出扩压器头部和尾部的圆弧半径以及叶片圆弧半径对于压比和效率都有影响.总体而言，扩压器模型1较其他两个扩压器匹配性能好.

针对转速为24 168 r/min效率较低，有必要对其内部流动进行分析，图10为转速为24168r/min下流量为4.8 kg/s时50%叶高叶轮流道速度矢量，由图可知，压气机内部流动比较紊乱，气体进入流道后，一方面随着叶轮转动，一方面要通过流道，具有对叶轮的相对速度，实际压气机叶轮内部的气体流动是粘性三元流动，并伴随有较强烈的二次流，叶轮流动入口，长叶片吸力面速度要比压力面大，而且出现分离，造成能量损失，长短叶片附近速度分布差别较大，出口局部有尾迹涡流.

图10 50%叶高叶轮流道速度矢量

图11为转速为24168 r/min下流量为5.1kg/s时扩压器前缘速度矢量图，可以看出，叶轮出口气流进入扩压器，因叶轮出口流动较为复杂，致使扩压器内部流动复杂，叶轮流道出来的高速气体速度方向与扩压器入口角度不一致，扩压器头部的速度分布变化较为明显，叶片头部气流压力形成气流制止，压力升高，速度降低;气流进入扩压器，叶片吸力面流动更为复杂，对于不同的转速流量，气流的分离程度不同，气流经过尾部产生涡流.扩压器入口10%叶高处压力面速度相对吸力面较高，50%叶高处，压力面吸力面速度变化有所缓解，90%叶高处气流偏转角多大，导致压力面气体回流.

图11 扩压器前缘速度矢量图

3 扩压器结构的优化

基于以上分析，为提高压气机高转速时的工作效率和压比，本文对扩压器的几何模型进行了修改，计算结果表明，所做的修改对于提高压气机效率起到了一定作用.叶轮出口气流角大于扩压器叶片进口安装角，致使气流撞击扩压器头缘，对此可以增加扩压器入口安装角，较大的角度会造成气体的分离.从扩压器入口安装角的修改对效率最好的扩压器模型1进行优化设计［9］，本文将扩压器入口安装角增大3°，经过再次仿真计算，发现对于模型所做的简单修改对于压气机性能的提高有改善.

对比优化前后速度矢量图，从图12可以看出，流经叶轮的气流进入扩压器叶片头缘，气流流动相对较优化前较平稳，气流方向与扩压器入口角度接近，吸力面和压力面流速变化不明显，有效地减弱了气流撞击头缘造成的滞止损失，扩压器吸力面的气流分离得到有效抑制.图13为优化后转速24168r/min下流量为4.8kg/s时50%叶高叶轮流道速度矢量，可以看出，优化后叶轮内部气体流动平稳，长短叶片压力面和吸力面速度变化均匀，扩压器的改进使得叶轮内部流动得到明显改善.