叶片前缘载荷分布对大流量系数离心压缩机叶轮性能的影响

王 杨/沈阳鼓风机集团股份有限公司

刘 艳/大连理工大学

叶片前缘载荷分布对大流量系数离心压缩机叶轮性能的影响

王 杨/沈阳鼓风机集团股份有限公司

刘 艳/大连理工大学

0 引言

为了适应石化工业的需要，近几年大流量系数（Φ1=0.14～0.18），高马赫数（Mu2≥1）的离心压缩机受业内广泛关注，大流量系数高马赫数压缩机叶轮为跨音速叶轮，叶轮的进口叶片宽度相比较于传统叶轮增大不少，叶片前缘叶尖处容易出现激波，叶轮损失较大[1]，目前国内对大流量系数叶轮结构设计没有成熟的经验，有许多问题尚待研究。现代工业的发展促使离心压缩机的设计水平快速提升，叶轮作为离心压缩机的心脏，其设计的好坏直接关系着压缩机性能的高低，叶轮内部流动比较复杂，经常伴随着流动分离和二次流等复杂的流动现象，使得单从理论上分析叶轮的复杂内部流场十分困难[2]。国内外许多专家学者在叶轮的设计上做了大量工作使得叶轮的性能不断提高，叶轮叶片设计过程中的重点就是叶轮的气动设计，所以优化叶轮结构、改善通道内部流动情况、进而提高压缩机机组稳定性和运行效率具有重要意义，同时对我国工业的快速发展也有积极的推动作用[3]。

一些研究结果[4-6]表明，作为叶轮叶片的主要参数，叶片载荷分布决定着叶轮叶片形状，对叶轮性能有着重大影响。叶片压力面的压力高于吸力面压力，叶片载荷本文定义为叶片压力面与吸力面的压力差，由于叶片表面的压力与相对速度密切相关，通过控制压力面和吸力面的相对速度（相对马赫数）分布即可视为对叶片表面载荷分布的调整[7]。在大流量系数离心压缩机中，理想的叶轮叶片载荷分布形式目前还没有统一的定论，叶片成型方法还在不断地探索，所以研究载荷分布规律对叶轮设计结果影响是很有必要的。本文将围绕大流量系数模型级（流量系数为0.172 5，Mu2=1）进行研究，通过对整级模型（叶轮，无叶扩压器，回流器）进行数值模拟和对流场流动分析，研究叶片前缘载荷（叶片0～20%无量纲中弧线长）分布的不同型式对叶轮出口压力，效率以及叶轮内部流动状况的影响规律。在设计叶轮过程中，通过数值计算结果来确定与性能匹配的离心压缩机叶轮载荷分布形式，提供离心压缩机叶片叶型的高效气动性能设计方案，为今后压缩机叶片载荷分布规律的研究提供参考。

2 叶轮设计

吴仲华先生提出两类相对流面（S1和S2流面）理论用以简单求解叶轮机械内部定常的三元流动问题[8]，在此基础上，国内外许多专家和学者对叶轮机械三元流动理论和数值计算方法做了大量深入的研究工作，同时随着计算机数值模拟技术的快速发展，这些为叶轮机械的工程设计提供了强有力的技术手段[9]。

本文使用沈鼓集团引进叶轮设计软件对叶轮进行设计，具体设计时，给定相同设计参数（D2= 450mm,B2=40mm,Mu2=1，Φ1’=0.172 5）和初步设计得到的子午流道几何形状，叶片设计过程中改变叶片中弧线角度分布形式来设计不同形式的叶片，使用流函数法求解得到叶轮内部的速度（相对马赫数）及压力等参数分布，主要控制叶片前缘载荷（叶片0～20%无量纲中弧线长）分布，设计了前缘载荷变化比较明显的六组叶片：叶片前缘载荷依次从小至大为Z1，Z2，Z3，Z4，Z5，Z6如图1所示。

图1是设计六组叶片靠近盖盘侧的相对马赫数分布，在叶轮型线设计时，尽量使得载荷分布光滑以保证速度分布的光滑[3]，以减少边界层分离使叶轮内部流动顺畅，由于无法通过理论研究确定何种载荷分布最为合理，需要对六种载荷分布形式进行进一步的数值模拟分析，并具体对其流场进行流动分析，下面数值模拟分析所提叶片Z1～Z6为图1设计的六组叶片。

3 几何模型、计算方法及网格

为了能更为直观地看出叶片载荷分布对几何模型的影响，叶片前缘载荷依次变大（Z1～Z6），则叶片流道也变长，截取了变化较为明显的三组叶片进行比较，从图2中可以看出，叶片前缘载荷较小的Z1叶片较长，前缘载荷较大的Z6叶片较短，Z3介于两者之间，叶片较长则摩擦损失相对较大，对叶轮性能相应地也会有一定的影响。

为了保证计算的完整性，计算模型级见图3，包括叶轮（17叶片），无叶扩压器，回流器（20叶片），计算网格采用可视化网格生成软件Numeca/ AutoGrid分别对各部分网格生成。叶轮、无叶扩压器、回流器整级模型网格如图4所示，网格连接面采用转子冻结法进行转静子连接（Rotor/Stator），交界面位置为叶轮出口1.1D2处。为保证流场结果的准确性，在关键区域尽量满足网格的高质量性，在盘、盖侧及叶片表面进行网格加密，正交性，长宽比和延展比都满足要求，同时以保证壁面y+值≤10满足湍流模型的要求。

本文使用CFD计算软件Numeca求解三维非定常N-S方程组，考虑到数值模拟的完整性和准确性及转静子交界面的影响，所以对整级模型进行了三维定常计算。计算中采用的湍流模型是一方程Spalart-Allmaras模型，采用残差光顺方法，多重网格层数等于3，该例中工作介质为空气（理想气体），边界条件给定轴向进气，进口总温293K；进口总压98 000Pa，出口给质量流量10.98kg/s和出口压力。所有转动壁面给定转速14 600r/min，其它壁面转速为0，壁面处满足无滑移条件，在Numeca/Fine软件中进行数值模拟，计算结束后残差满足收敛要求。

4 计算结果分析

数值模拟可以直接、经济、高效地研究叶轮内部的流场分布情况，根据前文提到的几何模型，网格和计算方法对设计的六组叶片（对应图1中六组叶片）完成了数值模拟，分别采用相同的计算域和网格尺度，分别对流场的流动情况做了进一步的分析，计算结果显示设计工况下六组叶轮叶片表面流线分布比较均匀，图5为Mu2=1时设计工况下Z3叶轮的流线分布，图6为子午流道流线分布，其它五组叶轮与此分布类似，从图5中可以看出叶片表面流线比较平滑没有明显的二次流，叶片设计的比较合理。图6为叶轮的子午流道平均速度流线分布，图中显示叶轮流道流线分布均匀，没有回流现象。

图7是Mu2=1叶片Z1（叶片前缘载荷较小）和Z6（叶片前缘载荷较大）靠近叶片盖盘侧（0.9叶高）与轴盘侧（0.1叶高处）无粘设计与有粘数值模拟（CFD）的对比，从四组图可以看出静压曲线变化均匀无明显波动，CFD模拟结果与无粘设计曲线整体趋势是相符的，可以较好的反应出无粘设计的叶片载荷分布形式，数值模拟结果所显示的叶片载荷分布形式与无粘设计得出的载荷分布形式能够较好的吻合，可以通过CFD结果来调整叶片载荷分布来对叶轮进行优化设计。

完成不同马赫数下性能曲线，对六组叶片（对应图1中六组叶片）计算后的流场进行对比分析，图8和图9是Mu2=1和Mu2=1.1时的性能曲线，发现在设计工况时，不同叶型性能相差不大，Mu2=1时，效率最高值与最低值的叶轮相差1.3%；Mu2= 1.1效率相差了1.7%。从图中我们可以看出叶片前缘不同的载荷分布使得压缩机的性能曲线也有不同程度的左右偏移，Mu2=1.1时偏移的更为明显。叶轮前缘载荷较大的叶片Z5和Z6在Mu2=1和Mu2=1.1时性能曲线右移，Mu2=1时工况范围Φ1在（0.155，0.2）左右，同时效率和压比会稍好于前缘较小加载叶片Z1和Z2，叶轮前缘载荷较大的叶轮（Z5，Z6）在大流量区域会获得较好的性能，在小流量区域效率对载荷的变化非常敏感,效率下降较快，此时很容易使得叶轮工作在不稳定工况区，引起机组性能的恶化。前缘载荷较小的叶轮Z1和Z2的整个性能曲线左移，Mu2=1时工况范围Φ1在（0.15，0.19）左右，如图8和9所示在较小流量下,叶片前缘采用较小的载荷,则使得叶轮的性能得到改善，可以得到较高的压比和效率，在大流量区域叶轮很快进入阻塞区域，所以前缘载荷太大的叶轮在小流量区域或者在大流量区域前缘载荷太小的叶轮性能都比较差。相比较前缘载荷居中的Z3和Z4，从性能曲线中可以看出在设计工况点其效率不是最高的，但其工况范围比较宽，Φ1在（0.155，0.195）内效率都比较高，整体曲线变化比较平缓。在具体设计时要考虑综合性能根据实际设计需要（高效率或者宽工况范围）来确定叶片前缘的载荷分布型式。

为了清晰的区别叶轮内部的流场分布，下面选择载荷变化比较明显的叶轮Z1（叶片前缘载荷较小）、Z3（叶片前缘载荷居中）、Z6（叶片前缘载荷较大）的流场做了对比分析，图10是Mu2=1时，Z1，Z3，Z6叶片靠近轴盘侧（0.1叶高处）和盖盘侧（0.9叶高处）在设计工况下相对马赫数曲线分布，CFD计算结果与前面图1所示的无粘设计结果能够吻合，Z1，Z3，Z6叶片的前缘载荷也是逐渐增大的，曲线整体变化趋势比较平缓。观察三组叶片0.1叶高处相对马赫数分布，曲线沿流动方向分布是比较均匀的，观察曲线在叶片出口处接近叶片尾端处相对马赫数线有小范围的交叉，说明此处有小范围的流动分离，因为比较靠后损失比较小，沿流线方向压力面吸力面相对马赫数差整体上变化比较小，流场质量略好。分析图10b中靠近叶片盖盘侧（0.9叶高处）的相对马赫数分布曲线图，Z1叶片在60%叶片弦长处，压力面和吸力面相对马赫数差较大，叶片表面附近的相对马赫数差发生了剧烈变化，相对马赫数线出现了交叉，说明此处有流动分离，对整级流场的流动是很不利的，而Z3和Z6叶片表面附近的相对马赫数曲线变化依然很均匀，没有出现类似的剧烈波动，此时叶片Z3和Z6的效率高于叶片Z1。

下图11和图12是Mu2=1和Mu2=1.1时设计工况下叶片内部靠近盖盘侧0.9叶高处相对马赫数分布，从图中可以看出Z1叶片流道内沿流动方向出口靠近吸力面侧都存在低速区，在叶片的中后段有明显的分离，分离区域也比较大，几乎占到了该截面单个叶片流道面积的三分之一，这种分离对整个流场的流动是极其不利的；而叶轮Z3和Z6流场分布比较均匀，靠近叶片出口段有小范围的低速区，流线比较光滑没有在叶片流道内部形成大面积旋涡流动区域，流场质量略好，所以在设计工况下Z1叶轮的性能比较差一些。同时我们发现对于高马赫数大流量系数下的叶轮进口前缘是有小范围激波存在的，叶片前缘载荷较小的叶片Z1流场不是很好，但是这样的加载方式有助于消除叶片进口前缘的激波，从图中可以看出在Mu2=1时，Z6叶片前缘有很小一部分激波存在，叶片Z1和Z3几乎没有，而在Mu2=1.1时，Z6叶片进口处有明显的激波存在，所以在具体设计叶轮时，尤其在大流量系数高马赫数时，虽然此时Z6（前缘载荷较大）叶片的效率和压比较高，但并不是前缘载荷越大越好，叶片的几何参数对叶轮性能也有很大的影响[10]，要考虑激波等的影响来选择叶片前缘载荷的分布形式。

叶轮出口流场的好坏不仅决定着叶轮自身性能的高低，对叶轮下游部件（扩压器，回流器等）的气动性能也有极大的影响。分析叶片出口230mm处流动情况，图13为Mu2=1不同流量系数下，叶片Z1，Z3，Z6子午速度分布，图13a为设计工况下流量系数Φ1=0.172 5子午速度分布，从左至右为轴盘至盖盘分布，图中Z3,Z6的分布趋势变化不是很明显，靠近叶片盖盘出口处，速度有小范围下降，Z1子午速度大于Z3和Z6，但子午速度差△Vm变化不明显。在小流量系数工况点Φ1=0.155（图13b），Z1和Z3分布比较好，而Z6速度变化比较剧烈，出口流场分布不均匀，子午速度差较大，△Vm在75m/s左右，进一步说明了在小流量区域叶片前缘选择较大的载荷形式不能得到性能较好的叶轮，对流动产生了不利的影响。而在大流量Φ1=0.19如图13c所示，Z1（前缘载荷较小）叶轮出口的流场较差，损失也比较大，子午速度差△Vm在90m/s左右，性能曲线显示此时的叶轮性能较差，压比和效率都比较低。

5 结论

本文针对高马赫数大流量系数压缩机叶轮，叶片前缘载荷（叶片0～20%无量纲中弧线长）依次从小至大Z1～Z6，设计了六个不同形式的叶片，数值模拟结果可以很好地反应设计叶片的载荷分布形式和其流场特征，可以通过数值结果适当地调节叶片前缘的载荷分布形式以获得高效叶轮。

1）在叶轮无粘设计时，除了保证气动参数的合理性，还应尽量使载荷分布曲线（相对马赫数分布曲线）光滑平缓，减少流动损失以设计得到高效叶轮。

2）前缘载荷较大的叶片在设计点效率较高，整个性能曲线右移，在大流量区域具有较高的压比和效率，而在小流量工况区域效率下降较快；叶片前缘采用较小的载荷,整个性能曲线左移，在小流量区域,叶轮性能得到改善。叶片前缘载荷居中时，叶轮工况范围较大，与前两者相比较在大流量和小流量工况点都有较好的叶轮性能，因此在进行叶轮的气动设计时，需要关注的不仅是某一方面（效率或宽工况范围）的优劣，需要合理取舍来选择较优的载荷分布形式。

3）通过对Z1，Z3，Z6三组叶片具体的流场的分析，无论是何种载荷分布形式的叶片，三组叶片在靠近轮盖的吸力面侧出口位置附近是流动质量最差的区域，对于Z1（叶片前缘载荷较小）叶片，在叶片通道内形成了一个强度较大的通道旋涡，并由此引起流动分离，影响了叶轮的性能。

[1]许敏，孙洋，赵强.离心压缩机大流量系数模型级轮外径切削的试验研究[J].风机技术,2008（5）：20-22，29.

[2]徐忠.离心压缩机原理[M].机械工业出版社,1990.

[3]吴达人，陈胜利.离心泵叶轮的载荷分布和性能关系的研究[J].农业机械学报，1988（6）：58-65.

[4]张维宁.可调进口导叶离心压缩机叶轮载荷的数值分析[D].华北电力大学，2012.

[5]岳国强,黄洪雁，韩万金，等.载荷分布对叶栅损失影响的试验研究[J].航空发动机，2005，30（4）：28-31.

[6]章成力.对离心式叶轮内的相对速度分布的探讨[J].杭氧科技, 2000（2）：10-13.

[7]马广建.基于控制载荷法的离心风机单板叶片设计与内部流场分析[D].上海交通大学，2011.

[8]曹志鹏.离心压气机气动设计和分析方法的研究[D].西北工业大学，2003.

[9]杨策,马朝臣，王航，等.离心压气机叶轮设计方法研究进展[J].内燃机工程,2002（2）54-59.

[10]朱营康，曹琦，姚承范.离心压缩机叶片载荷分析[J].航空学报，1989（5）：297-299.

：本文主要针对大流量系数模型级的叶轮叶片载荷分布进行研究，通过改变叶片前缘载荷（叶片0～20%无量纲中弧线长）分布来设计不同形式叶轮，并进行了数值模拟分析，通过对流场的分析和性能曲线的对比，研究叶片前缘载荷对叶轮性能的影响，研究发现不同的载荷分布形式使得压缩机的性能曲线也有不同程度的左右偏移，叶轮内部流场也有较大差别，分析结果可为大流量系数模型级叶轮结构的优化设计与性能提高提供理论依据,同时为大流量系数压缩机的开发提供参考。

叶片载荷分布；大流量系数叶轮；数值模拟

Effects of Leading Edge Blade Loading Distribution on the Performance of Large Flow Coefficient Centrifuga l Comp ressor Impellers

Wang Yang/Shenyang Blower Works Group Corporation
Liu Yan/Dalian University of Technology

blade load distribution;large flow coefficientimpeller;numericalsimulation

TH452；TK05

A

1006-8155（2016）06-0027-07

10.16492/j.fjjs.2016.06.0083

2016-04-20辽宁大连116041

Abstract:This paper mainly focuses on the studies of leading edge impeller blade loading distribution in large flow coefficient compressor.Different types of impellers were designed by changing leading edge blade load distribution.Numerical simulations were performed to compare and analyze the flow fields and the compressor performance curve. The study finds that different leading edge blade load distributions lead to different degreesof deviation in the performance curve, i.e.,abigdifference in impeller flow fields.The analysis providesa theory basis for the impeller optimization design and the performance improvement;it also offers a reference to the development of the large flow coefficient centrifugalcompressor.