离心压缩机扩压器进口流动研究

冀春俊 孙 淼 孙 琦 徐 浩 卜庆团

（1.大连理工大学能源与动力学院;2.信尔胜机械（江苏）有限公司）

离心压缩机扩压器进口流动研究

冀春俊1孙 淼1孙 琦1徐 浩1卜庆团2

（1.大连理工大学能源与动力学院;2.信尔胜机械（江苏）有限公司）

以某制冷用离心压缩机模型级为研究对象，利用数值模拟的方法，对其扩压器进口真实模型进行了详细分析，考察其形状对间隙泄漏量与主流道流动的影响。建立了主流道与密封腔的真实模型，分析发现密封腔的存在对流动造成了很大影响，且扩压器进口形状对内部流动有一定扰动作用。在此基础上，进行了扩压器进口的改进设计。通过分析改进前后结果发现，减小扩压器进口面积能有效减小密封腔对主流道流动的影响，提高模型级效率与压比，但同时也会造成密封泄漏量的增加。

离心压缩机；扩压器进口；数值模拟；优化设计

0 引言

在进行各项优化计算时，通常会对叶轮出口与扩压器进口交界面形状进行简化，并忽略隔板间隙部分对流动造成的影响。但事实上，隔板间隙与不同的扩压器进口形状对级性能有着重要的作用[6]，忽略其影响会使数值模拟结果与实验结果有很大的差别。尤其是对于小流量，高压比的离心压缩机模型级，在密封间隙保持不变的情况下，改变扩压器进口形式，可以有效改进流动情况。本文以一流量系数为φ1=0.052，直径为450mm的压缩机模型级为研究对象，对带真实密封间隙的模型级进行分析，提出改进方案，对扩压器进口段形状进行了调整与修改，分析了改进前后进口段对主流道流动以及密封间隙泄漏的影响。结果显示：改进后，整级的效率与压比均高于原始模型级方案，为以后的设计工作提供了一定的参考。

图1 Case1扩压器进口处形状Fig.1 Inlet shape of the diffuser of Case 1

1 研究对象与数值模拟方法

1.1 研究对象

本文的研究对象为某制冷用离心压缩机模型级，由闭式叶轮、叶片扩压器和回流器组成，各部分叶片数分别为18，27和17。质量流量为5.42kg/s,采用工质为二氧化碳气体，其物性参数为：Cp=83J(kg·K)，γ=1.293 6。

1.2 几何结构与网格

首先，利用Creo软件对带真实密封间隙与扩压器进口段的模型级进行建模，生成Numeca软件能够使用的IGES模型文件。之后使用Numeca中的Autogrid模块对单通道模型级进行网格划分。在计算时，分别使用了380万、400万、420万网格进行了网格无关性验证，结果显示网格数的多少对计算几乎没有影响，最终选择的网格数约为380万，网格质量符合软件要求。真实模型子午流道与生成的三维网格如图2与图3。间隙部分与主流道连接选用CON连接，这种边界条件为流道内部连接所使用的边界条件，在计算中能够保证间隙部分内气体的流动与主流道内的流动准确匹配。

图2 真实模型子午流道Fig.2 Meridian passage of real model

图3 真实模型三维网格Fig.3 3D mesh of real model

1.3 数值计算方法

本文采用Numeca软件包中Fine/Turbo模块对真实模型的三维定常流场进行数值模拟分析。控制方程为雷诺时均Navier-Stokes方程，湍流模型选取Spalart-Allmaras模型，所使用的空间离散方法为中心差分格式离散控制方程，采用四阶Rung-Kutta进行时间推进迭代求解，同时采用多重网格、隐式残差光顺技术加速计算收敛。

选用的边界条件为，进口给定总温总压：pin=98000Pa,Tin=303K；

出口给定质量流量:m=5.42kg/s；

转速：14006r/min。

2 模拟结果分析

2.1 原始模型数值模拟结果分析

通过数值模拟计算该模型（后简称case1）效率为74.32%，压比为2.259，相较于之前的简化模型，效率与压比均有大幅降低。Case1子午面平均速度分布如图4所示，主流道两侧由于间隙的存在均出现了旋涡，其中靠近盖盘侧的旋涡为顺时针方向流动，靠近轮盘侧为逆时针流动。两侧旋涡的存在均对主流道内流体的流动产生了影响，同时两侧间隙中有气体向主流道方向溢出，对主流道中的气流造成冲击损失。且轮盘侧间隙面积较大，使叶轮出口的流动面积突然增大，带来了扩张损失。

随机选取在本院门诊100例患者,并通过随机分组的方式将这些患者分为实验组和观察组,每组患者50例。男性48例,女性52例,年龄21—69岁(>45岁39人,<45岁61人),经比较均无统计学意义。对照组采用一般护理,实验组采用主动护理方式,在病人结束门诊治疗后,对两组患者的医患纠纷发生率进行比较。

图4 Case1子午面平均速度分布Fig.4 Average relative velocity distribution on meridian surface of Case1

间隙泄漏是造成计算模拟结果与实验结果差距的原因之一，为了考察不同扩压器进口形式对间隙泄漏量的影响。利用后处理软件计算了两侧密封间隙出口处的平均速度与平均密度，由建立的模型求得轮盘侧与盖盘侧密封出口处面积，由此可以得出盖盘侧泄漏量为0.106 7kg/s，轮盘侧泄漏量为0.069 32kg/s。

根据以上分析结果提出了两个改进方案。

2.2 改进方案及数值模拟结果分析

2.2.1 改进方案

文献[7]指出，无叶扩压器采用收敛型通道能缩短气流路程，减小摩擦损失，有效改善流动情况。因此提出第一个改进方案（后简称case2）如图5所示，将主流道扩压器进口部分左右两侧向内收缩1mm，同时减小右侧间隙角度从而减小进口处通流面积，两侧使用相同的形状，即将盖盘侧的间隙也改为梯形，减小盖盘侧流出气体对主流道流动的冲击。而第二个改进方案（后简称case3）如图6，轮盘侧与盖盘侧扩压器进口都采取原真实模型盖盘侧的形状，希望通过减小通流面积达到更好的流动效果。

图5 Case2扩压器进口处形状Fig.5 Diffuser inlet shape of Case2

图6 Case3扩压器进口处形状Fig.6 Diffuser inlet shape of Case3

2.2.2 模拟结果分析

三种方案的效率与压比如下表1所示，case3在三个方案中获得了最高的效率与压比，相比原始模型效率提高了0.62%，压比提高了0.013；case2的效率相比case1降低了1.53%，压比降低了0.047。

表1 模型级各方案计算结果Tab.1 The calculation results of each programme of model stage

Case2中，两侧采用相同的向内收缩的扩压器进口型式，在Case1的基础上，盖盘侧间隙面积增大，轮盘侧间隙面积减小，总体上看，扩压器进口处的间隙面积是增加的，扩张损失随之增大，因此在一定程度上造成了效率与压比的下降。其流场速度分布如图7所示，Case1中轮盖侧仅有的一个旋涡在此方案中分化成两个小旋涡，且在之后的隔板间隙中产生更复杂的旋涡流动。轮盘侧存在的一个大旋涡，由于间隙面积受到压缩，旋涡减小，同样分裂为两个旋涡，且旋涡对下游影响面积增大，密封间隙内部流动更加复杂。

在Case3中，扩压器进口面积进一步减小，旋涡被压缩得更加严重，无法得到充分的发展，从而对主流区流动造成的影响也越小，而且比较速度分布发现，Case3中轮盘侧扩压器进口处的旋涡对间隙内部流动的影响明显小于Case2。因此，该方案得到了各方案中最高的效率。

在三个方案中，Case1中密封泄漏量最大，Case2次之，Case3造成的迷宫密封泄漏量最小。在轮盖侧，气流由叶轮出口处流入密封，从叶轮进口密封间隙与主流道的交界处流出，在三个方案中由此造成的泄漏量差距不大。在轮盘侧，气流由密封间隙与回流器的交界处流入，在叶轮出口处溢出。三种方案与主流道交界的面积逐渐减小，对旋涡的产生造成了影响，因而影响到了气体的泄漏，在这三个方案中，泄漏量随着面积逐渐减小。

图7 Case2子午面速度分布Fig.7 Average relative velocity distribution on meridian surface of Case2

图8 Case3子午面速度分布Fig.8 Average relative velocity distribution on meridian surface of Case3

图9为三种不同方案中，叶轮出口与扩压器进口处相对气流角的分布情况。

Case1中，轮盘侧间隙出口处，有一明显的气流角增大区，可以看出扩压器进口处间隙对主流道中气流流动有一定影响。而Case2中，两侧间隙及无叶扩压器段的气流角分布仍不均匀，间隙中流出气体对主流道气流的冲击仍然存在。且气流角分布不均的情况，在接近有叶扩压器的部分时，还没有得到改善，在盖盘侧还存在气流角偏小的区域，这会进一步影响到流入有叶扩压器部分的气流，降低整级的效率。Case3两侧间隙面积最小，向主流道泄漏的气体也最小，在图中显示，其气流角分布最为均匀，对主流道影响面积最小，仅在轮盘侧间隙处有一极小的气流角增大区，认为该方案设计最为合理。

图9 三种方案扩压器进口气流角分布Fig.9 Diffuser inlet flow angle of three cases

2.2.3 对其它部件的流动影响

图10为三种不同方案中，沿叶轮叶片50%叶高处截面的速度分布情况以及局部放大图。从速度分布图中，可以明显的看出，三种方案在叶片吸力面临近叶轮出口处都有一处非常明显的速度减小区域。在放大图中，可以看出吸力面临近尾缘部分在密封间隙的影响下，出现了一处速度旋涡，极大地影响了叶轮出口处气流的流动，这也是造成真实模型模拟计算与简化模型产生差距的主要原因。在三种方案中，Case2所产生的旋涡最大，接近叶片吸力面的1/3,Case1与Case3相差不大，因此在三种方案中，Case2的效率与压比最低。

图10 三种方案叶轮叶片沿叶高50%截面的速度分布Fig.10 Velocity distribution on 50%section along the impeller vane height of three cases

图11为三种不同方案中，沿扩压器叶片50%叶高处截面的速度分布情况。

通过上述分析发现，三种不同方案对扩压器进口处流动有着明显影响，但该影响对后续扩压器叶片处的流动影响较小。图11显示，流过叶片两侧的气流分布都比较均匀，三种方案中的速度分布基本一致，认为各方案对流动的影响主要集中于叶轮出口部分，对后续部件的流动的影响几乎可以忽略。

图11 三种方案扩压器叶片沿叶高50%截面的速度分布Fig.11 Velocity distribution on 50%section along the diffuser vane height of three cases

3 结论

通过分析上述三种方案的流动情况与计算结果，得到以下结论：

1）通过以上对三个方案的对比分析，不同的扩压器进口形状与流动有着密切关系，且增加密封间隙后的计算结果与原简化计算结果有很大差距，可以认为密封间隙的存在是造成简化模型数值模拟结果与真实实验结果产生差距的主要原因。

2）减小扩压器进口面积能够抑制扩压器进口间隙处旋涡的发展，减少气体的流出，减少其对主流道中后续流动的影响，有效提高整级的效率，改善流动情况，同时会减小迷宫密封出口的气体泄漏。

3）密封间隙中的气体会对叶轮出口部分以及叶片尾缘处产生很大的影响，在设计过程中，应在对带有真实密封间隙的模型进行计算，并根据结果进一步优化叶轮及密封间隙的形状，保证数值模拟结果与实验的相似度。

[1]黄钟岳,王晓放.透平式压缩机[M].北京:化学工业出版社,2004.

[2]李宏坤，周师，张晓雯，等.不同类型扩压器对离心式压缩机结构振动与辐射噪声影响的试验研究[J].风机技术，2016（6）：34-39，33.

[3]冀春俊，那淼，孙玉莹，等.高马赫数离心压缩机模型级叶轮叶型优化[J].风机技术，2015（2）：37-41.

[4]TusharGoel,Daniel J.Dorney，Raphael T.Haftka，et al.Improving the Hydrodynamic Performance ofDiffuserVanesvia Shape Optimization[J].Elsevier,2008(37):205-723.

[5]T Ch Siva Reddy,GV RamanaMurty,MVSSSM Prasad.Effect of DiffuserVaneShapeon thePerformanceofaCentrifugal Compressorstage[J].Journal of Thermal Science,2014,23（2）：127-132.

[6]么立新，匡中华，刘洋，等.无叶扩压器子午形状研究[J].风机技术，2012（6）：16-21.

[7]裴威，冀春俊，王学军，等.闭式小流量模型及无叶扩压器改进设计[J].风机技术，2011（2）：3-5，49.

Analysis of the Inlet Flow in a Diffuser of a Centifugal Compressor

Chun-jun Ji1Miao Sun1Qi Sun1Hao Xu1Qing-tuan Bu2
（1.School of Energy and Power Engineering Dalian University of Technology 2.Xinersheng Machinery(Jiangsu)Co.,Ltd.）

The flow field in the inlet of the diffuser of a refrigeration centrifugal compressor model stage is numerically simulated.The effect of the diffuser inlet shape on the clearance leakage flow and the flow in the main channel is analyzed.It is found that the seal chamber has a great impact on the flow field,and that the shape of the diffuser inlet generates a certain disturbance in the internal flow field.The diffuser inlet is then redesigned such that the inlet area of the diffuser is reduced,which effectively mitigates the influence of the seal chamber on the main channel flow,and improves the efficiency and pressure ratio of the model stage,but also increase the leakage flow rate through the seal.

centrifugal compressor,diffuser inlet,numerical simulation,optimized design

TM301；TK05

1006-8155-(2017)05-0026-06

A

10.16492/j.fjjs.2017.05.0004

2017-04-08 辽宁 大连 116023