不同寬度無葉擴壓器與半開式離心葉輪匹配特性數(shù)值模擬*

邵棟 王彤/上海交通大學(xué)機械與動力工程學(xué)院

不同寬度無葉擴壓器與半開式離心葉輪匹配特性數(shù)值模擬*

邵棟 王彤/上海交通大學(xué)機械與動力工程學(xué)院

0　引言

離心壓縮機的氣動性能與葉輪、擴壓器等氣動部件的幾何參數(shù)有關(guān)，其中葉輪的葉頂間隙、擴壓器與葉輪的匹配等都會對葉輪和擴壓器內(nèi)部的流動結(jié)構(gòu)產(chǎn)生一定的影響，從而影響其總體性能。近年來隨著計算流體力學(xué)技術(shù)和測試技術(shù)的發(fā)展，可以獲得葉輪、葉頂間隙以及擴壓器內(nèi)部的流動結(jié)構(gòu)，從而能夠更深入地分析三者相互關(guān)系及對總體性能的影響。

在無葉擴壓器對離心葉輪的性能影響方面，2002年，李新宏等［1］通過實驗測試對某離心壓縮機無葉擴壓器內(nèi)部流場進行了分析，指出減小擴壓器寬度可以使擴壓器內(nèi)部的切向速度分布更加均勻，適當?shù)販p小擴壓器寬度能夠減小流動損失，增強擴壓能力。2004年，莫子高等［2］采用實驗測試方法，分析了不同擴壓器進口寬度對某CO2高壓小流量離心壓縮機性能的影響，指出由于CO2高壓小流量壓縮機實驗馬赫數(shù)較高，所以損失主要是馬赫數(shù)升高帶來的流動分離損失；另外，可能是因為工質(zhì)性質(zhì)和馬赫數(shù)不同，壓縮機級的性能會隨著擴壓器寬度增加而得到顯著提升。2008年，高麗敏等［3］采用數(shù)值方法對比了等面積和直壁兩種形式的無葉擴壓器對離心壓縮機性能及流場的影響，發(fā)現(xiàn)直壁擴壓器的葉輪出口及擴壓器內(nèi)部會出現(xiàn)流動分離，但是擴壓器形式對離心葉輪整體氣動性能的影響不大。2010年，馬超等［4］通過數(shù)值模擬，分析了不同無葉擴壓器收縮角對同一離心壓氣機性能的影響，發(fā)現(xiàn)采用較大的擴壓器收縮角可以抑制擴壓器內(nèi)回流渦，并且可使葉輪加壓能力和效率得到提升。2013年，李學(xué)臣等［5］采用數(shù)值分析方法研究了葉輪擴壓度、葉片擴壓器進口收斂角對半開式離心葉輪出口流動分離的影響，指出葉輪出口分離區(qū)隨擴壓度的增加而增大，增加葉片擴壓器進口收斂角可以有效抑制葉輪出口流動分離，但若收斂角過大，葉輪葉頂間隙區(qū)域附近的葉尖回流區(qū)增大，整級氣動性能會降低。

對于葉頂間隙內(nèi)部流動，Schleer等［6］采用3D激光多普勒測速儀對某高負荷半開式離心壓縮機內(nèi)部流場進行測試，通過對其無葉擴壓器內(nèi)流動速度測量，發(fā)現(xiàn)葉頂間隙對流動結(jié)構(gòu)的發(fā)展影響很大，減小葉頂間隙可使擴壓器蓋側(cè)的回流消失。劉正先等［7］以帶半開式葉輪和無葉擴壓器的離心壓縮機為研究對象，采用數(shù)值計算的方法，比較了不同葉頂間隙寬度對離心壓縮機性能的影響，并指出增大葉頂間隙會導(dǎo)致等熵效率下降，葉頂間隙與葉輪進口流量的比值隨葉輪進口流量的減小而增大。劉正先［8］還采用數(shù)值計算方法，分析了變工況下葉頂間隙對葉輪氣動性能的影響，發(fā)現(xiàn)間隙在大流量工況下對葉輪性能影響最大，其次是設(shè)計工況，而對小流量工況影響較小。Isao Tomita等［9］以兩種結(jié)構(gòu)相似的壓縮機為研究對象，分別采用實驗和數(shù)值計算的方法，研究了葉頂泄漏渦對離心壓縮機性能的影響，通過對擴壓器中壓力波動信號的測量和數(shù)值計算分析，發(fā)現(xiàn)葉頂泄漏渦可以改善壓縮機在小流量工況下的性能。

綜上所述，葉頂間隙寬度、葉輪擴壓度、葉片擴壓器進口收斂角等參數(shù)以及無葉擴壓器形式，均對半開式離心葉輪的性能有不同程度的影響，而有關(guān)擴壓器寬度對半開式離心葉輪通道在變工況下的性能及其對上下游流動結(jié)構(gòu)的影響還有待進一步研究。本文以此為出發(fā)點，采用數(shù)值模擬方法，詳細分析了擴壓器寬度對半開式離心葉輪通道的性能和內(nèi)部流動結(jié)構(gòu)的影響。

1　物理模型和數(shù)值方法

1.1物理模型

本文研究對象為某工業(yè)用半開式離心壓縮機，壓縮機葉輪結(jié)構(gòu)如圖1所示，模型結(jié)構(gòu)參數(shù)來自文獻［12］，葉片數(shù)為17。葉輪雷諾數(shù)基于葉輪出口直徑D2和葉輪出口圓周速度U2［10］為2.35×106。采用BladeGen模塊建立流動通道的幾何模型，包括進口段、葉輪段和出口無葉擴壓器段，擴壓器出口在1.68D2處，擴壓器采用等寬度結(jié)構(gòu)，其寬度與葉片出口寬度相等，即B3=B4=B2。

1.2數(shù)值方法

1.2.1網(wǎng)格劃分

采用TurboGrid對單流道進行網(wǎng)格劃分，葉片周圍采用O型網(wǎng)格，葉片流道區(qū)域選擇H型網(wǎng)格結(jié)構(gòu)，以便在劃分網(wǎng)格時獲得較多自由操作空間，如圖2所示。葉頂間隙區(qū)域同樣選擇H型網(wǎng)格拓撲結(jié)構(gòu)，避免葉頂區(qū)域網(wǎng)格交錯產(chǎn)生的插值誤差。葉輪輪盤、輪蓋和葉片表面第一層網(wǎng)格的y+設(shè)置為2.5。葉頂區(qū)域布置20層網(wǎng)格，以便得到葉頂尖隙內(nèi)部流動特征。網(wǎng)格最小面交角為16.09°，滿足網(wǎng)格最小正交性的計算要求。

1.2.2邊界條件和數(shù)值收斂條件

采用ANSYS-CFX商業(yè)軟件進行數(shù)值計算。邊界條件根據(jù)性能測試［11］給定：進口設(shè)置總溫297.65K，總壓101 325Pa，進口為均勻入流，氣流方向角為軸向進氣，無葉擴壓器出口給定靜壓。固體壁面采用絕熱無滑移條件，機匣設(shè)定為絕對靜止壁面，轉(zhuǎn)速為22 790r/min。壓縮機進口集流段、葉輪段和擴壓器段分別設(shè)置動靜交界面，如圖1b所示，采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子交界面。整個流動通道中壓縮機進口集流段、擴壓器段為靜止部件，葉輪段為轉(zhuǎn)動部件。參照文獻［11］的研究工作，湍流模型選擇SST k-ω模型。

數(shù)值收斂條件要求同時滿足：殘差收斂到10-5級或者殘差小于10-4級且在較長計算步數(shù)內(nèi)保持基本不變，進出口質(zhì)量偏差小于1％且趨于穩(wěn)定不變及壓比趨于穩(wěn)定不變，各監(jiān)測點壓力值基本穩(wěn)定不變。

1.2.3網(wǎng)格無關(guān)性驗證及計算方法驗證

采用文獻［11-12］提供的實驗結(jié)果進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證以及計算方法的驗證。如圖3所示，分別比較40萬、50萬及60萬網(wǎng)格數(shù)下的壓比與效率結(jié)果。不同網(wǎng)格數(shù)下性能曲線基本重合，說明不同網(wǎng)格數(shù)下的數(shù)值結(jié)果差別很小。圖3中數(shù)值計算結(jié)果與壓縮機整機實驗性能結(jié)果接近，并與實驗性能變化趨勢一致，其中的差別可能是由于計算模型未包含蝸殼影響所致。由于蝸殼具有一定增壓作用，可能導(dǎo)致數(shù)值計算結(jié)果的壓比小于實驗值。基于此，可以認為本文的計算方法是可靠的，可以采用40萬網(wǎng)格通道模型計算離心葉輪的性能。

2　匹配不同寬度無葉擴壓器的流動分析

將擴壓器寬度從蓋側(cè)依次均勻減小1mm、1.5mm、2mm，對應(yīng)無葉擴壓器相對寬度B3/B2為91％、86％和81％。幾何建模時，將擴壓器和葉片出口間的蓋側(cè)連接段進行光滑連接。網(wǎng)格劃分最小面交角均大于16°，并分別通過了網(wǎng)格無關(guān)性驗證。

在近失速工況、設(shè)計工況和近阻塞工況下，分別對包含等寬度擴壓器在內(nèi)的四種不同相對寬度無葉擴壓器方案的擴壓器內(nèi)和葉輪出口側(cè)子午面上徑向速度的分布規(guī)律進行觀測和分析，其中擴壓器內(nèi)各徑向觀測位置R/R2分別是1.21，1.32，1.43，1.54和1.65，葉輪出口徑向觀測位置R/R2為1.11，其中R2為葉輪出口半徑，如圖4所示。

2.1葉輪出口側(cè)流動分析

在葉輪出口側(cè)R/R2=1.11位置，不同流量工況下子午面徑向速度分布如圖5所示。圖中橫坐標Z/B3=0為盤側(cè)，Z/B3=1為蓋側(cè)。圖5中a，b，c分別對應(yīng)近阻塞工況、設(shè)計工況和近失速工況。從圖5中可以看出，在不同工況下葉輪出口側(cè)的盤側(cè)速度一般均高于蓋側(cè)，而且隨著流量下降，各葉輪內(nèi)徑向速度會逐漸下降。在圖5a近阻塞工況下，流量較大，葉輪出口流動速度高，匹配不同寬度擴壓器的葉輪出口側(cè)均未出現(xiàn)回流；在圖5b設(shè)計工況下，僅有匹配等葉輪寬度擴壓器的流道，在葉輪出口蓋側(cè)出現(xiàn)回流；在圖5c近失速工況下，除匹配相對寬度81％擴壓器的葉輪外，其余葉輪出口蓋側(cè)附近均出現(xiàn)回流，而且隨著擴壓器寬度減小，回流區(qū)也相應(yīng)減小。可見，適當減少擴壓器寬度可以有效抑制葉輪出口的回流。同時發(fā)現(xiàn)隨著擴壓器寬度減小，無論流量大小，葉輪出口速度沿盤側(cè)至蓋側(cè)分布的不均勻性逐漸減弱。這種減小能夠使得葉輪出口側(cè)速度分布更加均勻，改善擴壓器入口流動。

2.2擴壓器內(nèi)流動分析

在不同流量工況下，沿著不同寬度擴壓器徑向方向上的子午面徑向速度分布計算結(jié)果如圖6～8所示。在設(shè)計工況附近，如圖6所示，延續(xù)圖5b中葉輪出口徑向速度分布規(guī)律，在不同相對寬度擴壓器的內(nèi)部，盤側(cè)徑向速度總是高于蓋側(cè)；隨半徑增大，從盤側(cè)到蓋側(cè)速度分布逐漸均勻，這與文獻［1］和文獻［13］的實驗測試規(guī)律是一致的，再次說明本文的計算結(jié)果是可靠的。

在與葉輪等寬度的無葉擴壓器內(nèi)部，由于葉輪出口蓋側(cè)就有回流，再加上擴壓器內(nèi)沿流動方向面積擴張，沿流動方向存在逆壓梯度，導(dǎo)致擴壓器入口至R/R2=1.43范圍內(nèi)均有回流；匹配90％相對寬度擴壓器情況下，雖然葉輪出口蓋側(cè)并未出現(xiàn)回流區(qū)，但是由于擴壓器內(nèi)逆壓梯度作用，擴壓器入口蓋側(cè)區(qū)域附近仍舊出現(xiàn)回流區(qū)；繼續(xù)減少擴壓器寬度到86％和81％，雖然有逆壓梯度作用，但是葉輪出口蓋側(cè)速度比前兩者高，而且擴壓器內(nèi)徑向速度分布比匹配葉輪出口蓋側(cè)更加均勻，使得擴壓器蓋側(cè)附近速度相對更高，抵抗逆壓梯度能力增強，未發(fā)現(xiàn)蓋側(cè)回流區(qū)。

對于近阻塞工況，如圖7所示，與設(shè)計工況類似，隨擴壓器寬度減小，盤側(cè)附近速度變化較小，而蓋側(cè)附近速度明顯增加。徑向速度沿寬度方向分布隨擴壓器寬度減小而逐漸均勻。盡管流量增加，等葉輪寬度的擴壓器蓋側(cè)附近仍有回流區(qū)存在。這是由于與之匹配葉輪的出口蓋側(cè)速度較低，使得擴壓器蓋側(cè)流體速度仍較低，無法抵抗逆壓梯度的作用。其余寬度擴壓器內(nèi)的回流得到了有效地抑制，這是由于流量增大，與之匹配葉輪的出口蓋側(cè)速度相比設(shè)計工況更高，增強了流體抵抗逆壓梯度的能力。

對于近失速工況，如圖8所示，相對其他兩種流量工況，隨擴壓器寬度減小，速度分布沿寬度方向分布更加均勻。86％至100％相對寬度擴壓器內(nèi)速度分布曲線相近，均出現(xiàn)回流，且隨擴壓器寬度減小，回流區(qū)域有所減少。

由于與設(shè)計工況相比，匹配86％相對寬度擴壓器的葉輪出口蓋側(cè)速度明顯下降且出現(xiàn)負值，導(dǎo)致擴壓器入口蓋側(cè)速度較低，抵抗逆壓梯度的能力下降，所以在86％相對寬度擴壓器內(nèi)亦有回流區(qū)出現(xiàn)。雖然相比設(shè)計工況，與81％相對寬度擴壓器匹配的葉輪出口蓋側(cè)速度也明顯下降，但與近失速工況其余葉輪相比，該葉輪出口蓋側(cè)速度仍然要高出不少。此外，81％相對寬度擴壓器進口截面速度分布相對葉輪出口側(cè)更加均勻。相比設(shè)計工況，81％相對寬度擴壓器內(nèi)進口截面附近的徑向速度最大值更靠近蓋側(cè)，這種速度分布也使得蓋側(cè)速度不會過低。綜合以上分析，近失速工況下，81％相對寬度擴壓器前部蓋側(cè)附近的流體抵抗逆壓梯度的能力并沒有明顯減弱，所以回流區(qū)仍然得到有效抑制。

從不同流量工況下擴壓器內(nèi)徑向速度發(fā)展規(guī)律可見，擴壓器相對寬度、葉輪出口側(cè)徑向速度分布的均勻性以及擴壓器內(nèi)部逆壓梯度均對擴壓器內(nèi)流動結(jié)構(gòu)有影響。減少擴壓器相對寬度有助于提高擴壓器蓋側(cè)進口速度，并促使擴壓器內(nèi)速度分布趨向均勻，從而抵抗逆壓梯度作用，抑制回流區(qū)的產(chǎn)生。設(shè)計中可以通過合理減少擴壓器寬度來改善擴壓器內(nèi)部流動結(jié)構(gòu)，提高流動性能。

3　間隙流動和性能分析

3.1葉頂間隙泄漏流分析

進一步分析半開式葉輪葉頂間隙流動，如圖9所示，不同寬度擴壓器所匹配的葉輪，葉頂泄漏量隨相對質(zhì)量流量變化的規(guī)律一致，即葉頂泄漏量均隨質(zhì)量流量減小而增大。在大多數(shù)流量工況范圍內(nèi)，隨著擴壓器寬度減小，對應(yīng)的葉頂泄漏量會減少，其中匹配81％相對寬度擴壓器的葉輪流道泄漏量最小。因此，適當減少擴壓器寬度，在大部分工況范圍內(nèi)可以減小葉頂泄漏。匹配不同寬度擴壓器的葉輪，相對泄漏量隨質(zhì)量流量的變化規(guī)律與絕對泄漏量情況基本一致，且與文獻［5］規(guī)律相符，即隨相對質(zhì)量流量減小而單調(diào)增大。

3.2性能分析

圖10是在匹配不同寬度擴壓器的流道性能曲線。從圖10中可以看出，在近失速工況時，匹配81％相對寬度擴壓器的流道效率較高，匹配86％和90％相對寬度擴壓器的流道效率接近。在其余流量工況下，匹配81％和86％相對寬度擴壓器的流道效率值接近，高于其他寬度擴壓器流道。在高于設(shè)計流量工況下，不同寬度擴壓器流道效率差別很小。可見適當減少擴壓器寬度在改善小流量工況效率的同時，并沒有改變大流量工況的性能。

不同流量下的流道壓比與效率規(guī)律類似，在小流量工況至近失速工況范圍，匹配81％相對寬度擴壓器流道可以獲得較高壓比，匹配86％和90％相對寬度擴壓器流道的壓比比等葉輪寬度擴壓器流道的高。在大流量工況范圍，窄寬度擴壓器壓比一致。相對地，匹配葉輪寬度擴壓器的流道壓比，在大部分流量工況下均較低。

結(jié)合葉頂泄漏流，從圖9可見，從設(shè)計工況至近失速工況，匹配86％及81％相對寬度擴壓器的流道，相比等葉輪寬度擴壓器流道的泄漏流損失小，這可能是二者在相應(yīng)工況范圍比后者效率更高的原因之一。而在大流量工況范圍，二者相比后者泄漏損失更大，且葉輪的性能在大流量工況下受間隙影響最為強烈［8］，導(dǎo)致其效率低于等葉輪寬度擴壓器流道。

4　結(jié)論

為了改善離心壓縮機性能，本文采用數(shù)值計算方法對不同寬度擴壓器與半開式離心葉輪的匹配進行分析，對比流道內(nèi)部流動結(jié)構(gòu)和整體性能可以得到，保持葉輪出口和擴壓器入口子午面流動均勻可以有效抑制擴壓器流道內(nèi)部的流動分離。在氣動設(shè)計中適當減小擴壓器寬度可以使得葉輪出口側(cè)速度分布更加均勻，也使得無葉擴壓器內(nèi)徑向速度沿擴壓器寬度方向分布更加均勻，從而可以在全工況范圍內(nèi)抑制無葉擴壓器和葉輪出口蓋側(cè)的回流，減少分離損失。適當減少擴壓器寬度可以在大部分工況（壓比較大的工況）范圍內(nèi)顯著提高流道的壓比和效率，同時減小葉頂間隙流流量，僅在大流量工況范圍內(nèi)使流道的壓比和效率略有減小。

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■考慮到擴壓器與葉輪的匹配特性，本文對不同寬度擴壓器的半開式離心葉輪流道的性能與流動結(jié)構(gòu)進行了分析。通過數(shù)值建模與全工況的性能計算，對比了數(shù)值計算性能與實驗性能，驗證了數(shù)值方法的可靠性。在此基礎(chǔ)上，調(diào)整擴壓器寬度，發(fā)現(xiàn)適當減小擴壓器寬度可以使葉輪出口流動趨向均勻，進而抑制擴壓器蓋側(cè)回流，改善整個流道的性能；尤其是在小流量工況下，可以有效提高離心葉輪流道的效率和壓比。同時發(fā)現(xiàn)，不同寬度擴壓器對葉輪葉頂泄漏流有一定的影響，進而影響葉輪的性能。

■半開式葉輪；無葉擴壓器寬度；葉頂間隙流動

Numerical Simulation on Match Effects of Vaneless Diffuser and Unshrouded Centrifugal Impeller

Shao Dong，Wang Tong/School of Mechanical Engineering，ShanghaiJiao TongUniversity

Concerning about thematch effects of the vaneless diffuser and the centrifugal impeller，the effect ofmatching diffusers with different width on the performance and flow characteristics of the flow passage were numerically simulated.The numerical model was set up and the working performance was got.By comparing with the experimental performance，thenumericalmethodwasproved to be reliable.Therefore，the simulation was carried out with impeller passage matching differentwidth of vaneless diffuser.It is found from the simulation result that there is flow separation region near the shroud area in diffuser.The region would influence the performance of the flow field and may expand to the impeller outletatnear stall condition.In fact，by reducing the diffuser width，the uniformity of the radial velocity distribution at the impeller outletwould be improved.Thus，the separation region could be suppressed by reducing the diffuser width.Besides，the performance of the passagewould be improved as well as the tip leakage flow of the impeller would be suppressed from near stall to thenear design condition by reducing the diffuser width.

unshrouded centrifugal impeller；width ofvanelessdiffuser；tip leakage flow

TH452；TK05

A

1006-8155（2016）04-0015-08

10.16492/j.fjjs.2016.04.0033

國家自然科學(xué)基金資助項目（51276108）

2016-04-15上海200240