葉輪葉頂間隙對離心制冷壓縮機(jī)性能的影響

賀曉希,宮武旗,鄧俊杰,李晶,梁璐

(西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安)

與閉式離心葉輪相比,半開式葉輪具有單級壓比高、強(qiáng)度和剛度好的優(yōu)點(diǎn),因此獲得普遍應(yīng)用。半開式葉輪運(yùn)轉(zhuǎn)時,由于葉頂間隙的存在,葉頂泄漏流與葉道主流相互作用,產(chǎn)生復(fù)雜流動現(xiàn)象,對壓縮機(jī)氣動性能會產(chǎn)生較大影響。

Hah等的研究表明,由于離心葉輪葉頂間隙的存在,葉頂泄漏流明顯改變了壓縮機(jī)內(nèi)流場,惡化了葉輪的氣動性能[1]。劉長勝等通過對帶擴(kuò)壓管的離心式壓縮機(jī)級進(jìn)行試驗(yàn)和數(shù)值模擬,葉頂間隙的存在使采用半開式葉輪的離心壓縮機(jī)性能下降,且在大間隙情況下影響更顯著[2-3]。高麗敏等的研究表明,葉頂間隙并非越小越好,可能存在一個最優(yōu)間隙,使得葉輪流動損失最小[4]。杜建一等發(fā)現(xiàn),當(dāng)葉頂間隙寬度與葉輪出口高度之比值較小時,間隙主要減弱葉輪的升壓能力,基本不影響效率和阻塞流量[5]。劉立軍等數(shù)值研究表明,離心壓縮機(jī)葉輪葉道前半部分的葉頂間隙內(nèi)存在泄漏流,但泄漏區(qū)域流速較低,隨著子午方向的延伸,間隙泄漏流逐漸增強(qiáng),葉輪蓋側(cè)流動受到了間隙流的影響,在葉輪出口處已擴(kuò)展至整個葉道截面的一半左右,擴(kuò)壓器與整個模型級內(nèi)部流動同樣發(fā)生惡化[6]。張?jiān)d等數(shù)值研究了低速大尺度空氣離心壓縮機(jī)(LSCC)在不同葉頂間隙下的內(nèi)部流動,結(jié)果表明:葉輪通道內(nèi)尾跡區(qū)位置及面積大小,與葉頂間隙大小、泄漏流強(qiáng)度及分布密切相關(guān);葉頂泄漏流與通道渦的相互作用嚴(yán)重惡化了葉輪內(nèi)流場,使壓縮機(jī)性能下降[7]。高勇強(qiáng)等對0.5、1與2倍葉頂間隙的低速LSCC離心葉輪性能變化及尾緣附近流場進(jìn)行了數(shù)值研究,結(jié)果表明:間隙泄漏強(qiáng)度隨著葉頂間隙的增大而增強(qiáng),表現(xiàn)為蓋側(cè)和葉頂角區(qū)的低速區(qū)域范圍擴(kuò)大同時向吸力面移動,在移動過程中與葉片出口的尾跡摻混,尾跡損失增大;尾跡中心從壓力面向通道中心移動,促進(jìn)了葉輪出口通道渦運(yùn)動,葉輪通道內(nèi)損失增大,壓縮機(jī)性能降低[8]。李振華等研究表明,大流量下葉頂間隙的存在卻能夠改善葉輪內(nèi)流場,提高壓縮機(jī)效率[9]。Kaneko等研究表明,離心壓縮機(jī)葉片前緣葉頂間隙附近產(chǎn)生的高負(fù)荷泄漏渦抑制了造成葉片吸力面損失的沖擊波,有利于壓縮機(jī)效率的提高[10]。魯寅等發(fā)現(xiàn),葉輪性能隨著葉頂間隙的增大呈現(xiàn)線性或者分段線性下降的規(guī)律[11-13]。邵棟等的數(shù)值研究表明,葉頂間隙寬度減小與葉輪性能的提高并非呈現(xiàn)線性關(guān)系[14]。

關(guān)于離心壓縮機(jī)葉頂間隙對流動及級性能影響的研究,雖然已經(jīng)開展了一些工作,但是針對實(shí)際氣體工質(zhì)離心壓縮機(jī),葉頂間隙如何影響其流動及性能,還未見相關(guān)研究。本文采用試驗(yàn)與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,針對R134a工質(zhì)離心式制冷壓縮機(jī),研究葉頂間隙對壓縮機(jī)性能及流動的影響問題。

1 物理模型及數(shù)值計算方案

1.1 物理模型

計算區(qū)域?yàn)殡x心制冷壓縮機(jī)的某級,進(jìn)口附件導(dǎo)葉和集流器。葉頂間隙從葉輪進(jìn)口至出口為等寬度,數(shù)值分別為0、0.15、0.3、0.45、0.6和1.2 mm。壓縮機(jī)級額定參數(shù)如表1所示,離心葉輪計算模型如圖1所示。

表1 離心壓縮機(jī)級額定參數(shù)

(a)葉輪模型及周向截面 (b)葉-葉截面圖1 離心葉輪計算模型

1.2 數(shù)值計算方案

采用Numeca軟件,對壓縮機(jī)級進(jìn)行三維黏性流動數(shù)值研究。用Autogrid5模塊生成網(wǎng)格,數(shù)值計算使用Fine/Turbo模塊進(jìn)行。

1.2.1 湍流模型 Fine/Turbo計算模塊提供了零方程模型(B-L模型),一方程模型(S-A模型)以及兩方程k-ε模型等多種湍流模型。S-A模型在計算邊界層黏性湍流,小尺度或者中等尺度的分離流以及除射流外的自由剪切湍流時具有較高的數(shù)值精度。S-A模型的優(yōu)勢在于:與B-L模型相比,計算得到的湍流渦黏場具有連續(xù)性;相比于k-ε模型,模型具有強(qiáng)魯棒性,且CPU及內(nèi)存占用率更低。本文研究的離心制冷壓縮機(jī)內(nèi)部流動屬于亞聲速范疇,存在壁面附近的漩渦分離現(xiàn)象,考慮到計算精度和計算效率,采用S-A模型進(jìn)行研究。S-A模型中湍流黏性為

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

1.2.2 邊界條件和網(wǎng)格劃分 對離心壓縮機(jī)級進(jìn)行數(shù)值模擬時,進(jìn)口條件設(shè)置為進(jìn)口總溫、總壓,軸向進(jìn)氣,出口條件設(shè)為出口質(zhì)量流量,網(wǎng)格由AUTOGRID5模塊生成。該模塊能夠快速生成高質(zhì)量葉輪計算網(wǎng)格,在葉片安裝角較大時,能夠?qū)Υ蟀惭b角下網(wǎng)格進(jìn)行自動優(yōu)化處理。本葉輪葉片劃分采用O4H型網(wǎng)格,此網(wǎng)格可以在葉片周圍生成一個O型邊界層網(wǎng)格,從而提高邊界層處網(wǎng)格質(zhì)量,并能很好捕捉邊界層分離流等近壁區(qū)域真實(shí)的流動情況。

由于受葉片轉(zhuǎn)動和輪蓋側(cè)刮削作用的影響,離心壓縮機(jī)流場內(nèi)存在多處邊界層分離流動和近壁流動,為盡可能準(zhǔn)確捕捉這些現(xiàn)象,需要重視邊界層、近壁處的網(wǎng)格劃分和近壁面網(wǎng)格第1層厚度

(10)

(11)

式中:Lref為葉輪出口直徑,m;Vref為葉輪出口周向速度,m·s-1;ν為運(yùn)動黏性系數(shù),m2·s-1;y+為歸一化長度;ρ為工質(zhì)密度,kg·m-3;uw為壁面摩擦速度,m·s-1;μ為工質(zhì)動力黏度,kg·(m·s)-1;y為近壁面網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)和壁面間的距離,m。

本文y+取值約為1.0,求得ywall為1.2×10-6m,為保證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性,對葉頂間隙處的網(wǎng)格單獨(dú)進(jìn)行加密。0.3 mm葉頂間隙時壓縮機(jī)級單流道網(wǎng)格數(shù)為269萬,最小正交角為26.3°,符合Numeca軟件對計算精度的要求。

1.2.3 工質(zhì)物性計算和收斂判據(jù) Numeca中可供選擇的實(shí)際工質(zhì)物性模型有實(shí)際氣體和可冷凝氣體模型兩種,實(shí)際氣體模型中的定壓比容、導(dǎo)熱系數(shù)及黏性系數(shù)均為溫度的單值函數(shù)。由于工質(zhì)R134a可壓縮性大,物性參數(shù)受溫度和壓力影響均較大,故采用Numeca中的可冷凝氣體模型進(jìn)行模擬計算比較合適。

在定常計算中,動靜交界面處理方法有凍結(jié)轉(zhuǎn)子法和混合平面法兩類,本文動靜交界面為進(jìn)口集流器與葉輪、葉輪與擴(kuò)壓器之間的計算界面。凍結(jié)轉(zhuǎn)子法能夠保證上下游信息的充分傳遞,但計算結(jié)果通常受轉(zhuǎn)子和靜子周向相對位置影響;混合平面法將交界面計算參數(shù)進(jìn)行周向平均處理,然后向下游傳遞,處理結(jié)果通常能夠反映機(jī)組運(yùn)行的綜合性能。本文采用混合平面法處理動靜交界面的信息傳遞,當(dāng)全局殘差下降3個量級以上、進(jìn)出口流量相對誤差小于1.0%時,即可認(rèn)為計算收斂。

2 結(jié)果分析

2.1 數(shù)值計算的試驗(yàn)驗(yàn)證

以所研究的離心式制冷壓縮機(jī)為對象,在某離心冷水機(jī)組試驗(yàn)臺上進(jìn)行測試。壓縮機(jī)級性能參考ASME PTC 10—1997規(guī)范進(jìn)行測試。

與數(shù)值計算位置相對應(yīng),分別在該離心壓縮機(jī)級進(jìn)、出口截面位置沿圓周方向均布4組總溫、總壓探針進(jìn)行試驗(yàn)測試。壓縮機(jī)各個工況的工質(zhì)流量通過測量試驗(yàn)臺冷卻水換熱量,采用功熱平衡法求得,具體方法如下:試驗(yàn)時保證冷水出口溫度和對應(yīng)的冷卻水出口溫度不變,通過NIST物性參數(shù)軟件可查得R134a對應(yīng)下的焓差值,即換熱量;保持測試系統(tǒng)中的蒸發(fā)器和冷凝器換熱端溫度不變,調(diào)節(jié)導(dǎo)葉開度直到制冷系統(tǒng)達(dá)到對應(yīng)的制冷量,得此時壓縮機(jī)的做功值;在保證功平衡與熱平衡的情況下,換算可得此時工質(zhì)的質(zhì)量流量。

實(shí)際試驗(yàn)過程中,測試系統(tǒng)容易受現(xiàn)場條件的限制以及外界環(huán)境的影響,一般認(rèn)為當(dāng)以上兩個參數(shù)誤差同時小于5%時,系統(tǒng)已達(dá)到平衡狀態(tài),可以進(jìn)行數(shù)據(jù)采集。離心冷水機(jī)組試驗(yàn)臺額定參數(shù)如表2所示,試驗(yàn)原理如圖2所示。

表2 離心冷水機(jī)組試驗(yàn)臺額定參數(shù)

圖2 離心冷水機(jī)組試驗(yàn)原理圖

待離心冷水機(jī)組試驗(yàn)測試系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定后進(jìn)行相關(guān)數(shù)據(jù)的采集。壓縮機(jī)級從吸入管進(jìn)口截面到出口截面與外界沒有熱交換,流量系數(shù)、絕熱效率和總壓比定義為

(12)

(13)

(14)

式中:ρ1為進(jìn)口截面密度;D2為葉輪外徑;h1為入口截面絕熱焓;h2為出口截面絕熱焓;P1t、P2t分別為進(jìn)、出口截面總壓。h1和絕熱熵S1結(jié)合入口截面總溫T1t、P1t通過NIST軟件查得,h2結(jié)合入口截面絕熱熵S1、P2t查得,hs根據(jù)出口總溫和總壓參數(shù)求得。

葉頂間隙為0.3 mm時各工況下的試驗(yàn)與數(shù)值計算的級性能曲線如圖3所示。由圖3可知,各工況下數(shù)值計算與試驗(yàn)測試的絕熱效率最大差在1.3%內(nèi),總壓比最大差值在0.03內(nèi),表明數(shù)值計算與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好,計算方案合理可靠,獲得的流場數(shù)據(jù)能夠反映葉頂間隙對壓縮機(jī)性能及內(nèi)部流動的影響情況。

(a)絕熱效率

(b)總壓比圖3 葉頂間隙為0.3 mm時壓縮機(jī)級性能曲線

2.2 葉頂間隙對壓縮機(jī)性能的影響

不同葉頂間隙下壓縮機(jī)級絕熱效率和總壓比隨流量系數(shù)的變化曲線如圖4所示。由圖4可知:隨著葉頂間隙δ從0增加到1.2 mm,同一流量下絕熱效率與總壓比不斷下降,穩(wěn)定工況范圍有變窄的趨勢;在額定工況下,當(dāng)葉頂間隙從0增加到0.3 mm時,壓比下降了3.6%,效率下降了1.4%,當(dāng)葉頂間隙從0.3 mm繼續(xù)增加到0.6 mm時,壓比下降了3.5%,效率下降了1.5%。

在工程實(shí)際應(yīng)用中,為方便安裝離心機(jī)葉輪葉片,并考慮到葉頂間隙加工的難易程度,選擇葉頂間隙為0.3 mm的離心壓縮機(jī)。葉頂間隙為0.3 mm時,當(dāng)流量系數(shù)從0.07增加到0.11,絕熱效率上升了10.2%,從0.12增加到0.14時,絕熱效率下降了1.3%;當(dāng)流量系數(shù)從0.06增加到0.09時,總壓比上升了13.3%,從0.10增加到0.14時,總壓比下降了9.7%,說明葉頂間隙對壓縮機(jī)性能的影響與流量系數(shù)有關(guān),同一葉頂間隙時,與大流量相比,壓縮機(jī)性能參數(shù)在小流量系數(shù)情況下的下降速率更快,流量系數(shù)為0.1～0.12時壓縮機(jī)性能最佳。

(a)絕熱效率

(b)總壓比圖4 不同葉頂間隙下壓縮機(jī)級性能曲線

空氣介質(zhì)接近理想氣體,R134a為大分子實(shí)際氣體。制冷壓縮機(jī)級與某空壓機(jī)性能的比較如表3所示,當(dāng)葉頂間隙寬度從0.1 mm增加到0.6 mm,相較于文獻(xiàn)[12]中的空氣離心壓縮機(jī),制冷壓縮機(jī)級的壓比下降量較空氣壓縮機(jī)小52%左右,等熵效率下降量較空氣壓縮機(jī)大43%左右。與空氣壓縮機(jī)相比,葉頂間隙對實(shí)際氣體壓縮機(jī)效率降低影響更大,壓比下降影響較小。

2.3 葉頂間隙對壓縮機(jī)級流動特性的影響

為研究葉頂間隙對壓縮機(jī)外特性影響機(jī)理,分析了在額定工況下葉頂間隙分別為0、0.3和0.6 mm時,間隙泄漏流沿著葉輪周向、子午流道的分布情況以及對葉片載荷的影響,結(jié)果如表3所示。

表3 制冷壓縮機(jī)級與空氣壓縮機(jī)性能的比較

2.3.1 葉頂間隙泄漏流對葉輪周向截面流動的影響 不同間隙下葉輪流道流體相對速度在各周向橫截面的分布云圖及等值線如圖5～圖7所示,圖中ω為葉輪旋轉(zhuǎn)角速度。葉頂間隙為0時,隨著子午方向的延伸,只在葉輪流道80%截面蓋側(cè)位置發(fā)現(xiàn)了小范圍流動分離造成的低速區(qū)。

由圖6可知:間隙為0.3 mm時,隨著子午方向的延伸,在40%葉高截面處有顯著的間隙泄漏流,葉輪蓋側(cè)出現(xiàn)低速區(qū),并有向盤側(cè)區(qū)域擴(kuò)散的趨勢,且速度梯度開始增大;60%葉高截面處低速區(qū)面積繼續(xù)擴(kuò)大,間隙影響區(qū)域已占據(jù)整個葉高的22%左右,通道內(nèi)的有效通流面積減小,表明此時葉頂間隙泄漏流增強(qiáng),造成低速流體集聚,主流動量下降;到80%截面處,葉輪蓋側(cè)出現(xiàn)明顯的低速區(qū),間隙影響范圍已擴(kuò)大至整個葉高的35%左右,并已擴(kuò)散到相鄰葉片的壓力面,說明間隙泄漏流與通道內(nèi)的氣流摻混,造成主流能量向低速區(qū)擴(kuò)散,能量損失增大。

由圖7可知:當(dāng)葉頂間隙為0.6 mm時,各周向截面切向速度的分布梯度更大,與0.3 mm間隙相比,80%截面處間隙泄漏流甚至已蔓延至整個葉高的40%處,向相鄰葉片壓力面擴(kuò)散程度也逐步加劇。

2.3.2 葉頂間隙泄漏流對子午流道流動的影響 由周向橫截面的流動分析可知,隨著葉頂間隙的增大,間隙泄漏流從葉片吸力面擴(kuò)散到了相鄰葉片壓力面。選取3個與葉片相似的葉-葉之間面,研究葉頂間隙對葉-葉之間面上流動影響的規(guī)律,如圖8所示,圖中1、2、3分別表示3個葉-葉之間截面上的相對馬赫數(shù)和流線分布。

(a)20%截面

(b)40%截面

(c)60%截面

(d)80%截面圖5 δ=0時周向橫截面相對速度分布

(a)20%截面

(b)40%截面

(c)60%截面

(d)80%截面圖6 δ=0.3 mm時周向橫截面相對速度分布

(a)20%截面

(b)40%截面

(c)60%截面

(d)80%截面圖7 δ=0.6 mm時周向橫截面相對速度分布

(a)δ=0

(b)δ=0.3 mm

(c)δ=0.6 mm圖8 葉-葉之間面相對馬赫數(shù)及流線分布

由圖8可知:葉頂間隙為0時,相對運(yùn)動流線走勢平滑,在靠近輪蓋出口位置,存在小范圍的分離區(qū),馬赫數(shù)降低,這與0間隙周向截面的分析結(jié)果相吻合;葉頂間隙為0.3 mm時,由于泄漏流的影響,輪蓋側(cè)流動分離區(qū)域范圍增大,表明葉頂間隙泄漏流由葉片吸力面向相鄰葉片壓力面擴(kuò)散,且在擴(kuò)散過程中強(qiáng)度有減弱的趨勢;當(dāng)葉頂間隙增大到0.6 mm時,由于泄漏流增大,低馬赫數(shù)區(qū)域范圍繼續(xù)擴(kuò)大,對應(yīng)的輪蓋側(cè)流動分離區(qū)域從葉片尾緣向前緣延伸,并占據(jù)了整個子午弦長的60%左右,葉高方向已經(jīng)影響到約30%區(qū)域,表明在圓周方向葉頂間隙泄漏流擴(kuò)散到相鄰葉片壓力面的程度更大。

2.3.3 葉頂間隙對葉片載荷的影響 95%葉高處、不同葉頂間隙下葉片表面的靜壓Pst分布如圖9所示。

由圖9可知:葉頂間隙為0時,壓力面與吸力面壓差較大,表明此時葉片載荷大,葉輪做功能力強(qiáng);葉頂間隙為0.3 mm時,葉片壓力面和吸力面的壓力值整體減小,壓差下降,表明葉片載荷降低,葉輪做功能力變差;葉頂間隙為0.6 mm時,壓力面、吸力面的壓力值及葉片載荷值繼續(xù)下降。這表明,隨著葉頂間隙的增大,葉片載荷減小,葉輪做功能力下降,壓縮機(jī)壓升下降。

圖9 95%葉高處不同葉頂間隙下葉片表面的靜壓分布

3 結(jié) 論

本文采用試驗(yàn)與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,分析了葉頂間隙對R134a為制冷介質(zhì)的離心壓縮機(jī)級性能和流動的影響機(jī)理,得出如下結(jié)論。

(1)隨著葉頂間隙的增大,壓縮機(jī)級穩(wěn)定運(yùn)行工況范圍變窄,級效率和壓比下降,間隙增大與性能參數(shù)下降近似呈線性變化。當(dāng)葉頂間隙從0增加到0.3 mm時,壓比下降了3.6%,級效率下降了1.4%;間隙從0.3增加到0.6 mm時,壓比下降了3.5%,效率下降了1.5%。

(2)葉頂間隙對壓縮機(jī)性能參數(shù)的影響與流量系數(shù)的取值有關(guān)系:同一葉頂間隙,當(dāng)偏離額定工況時,流量系數(shù)越小壓縮機(jī)性能參數(shù)的下降速率越快;當(dāng)流量系數(shù)為0.10～0.12時壓縮機(jī)的性能最佳。

(3)葉頂間隙泄漏流在輪蓋側(cè)形成低速區(qū),并沿葉高及輪蓋面橫向擴(kuò)大。在各截面處,隨著葉頂間隙增大,間隙影響葉高的范圍不斷擴(kuò)大并逐步向相鄰葉片壓力面擴(kuò)散,間隙泄漏流引起的低速區(qū)對葉輪流場影響程度加劇,使主流流動損失增大,壓縮機(jī)級性能下降。

(4)隨著葉頂間隙增大,在95%葉高截面處,葉片靜壓載荷迅速降低,幾乎為0,間隙泄漏流造成葉片載荷減小,葉輪做功能力下降。