離心壓氣機(jī)不同結(jié)構(gòu)擴(kuò)壓器與葉輪匹配性能分析

馮 偉，杜禮明

(大連交通大學(xué) 交通運(yùn)輸工程學(xué)院，遼寧 大連 116028)*

0 前言

離心壓氣機(jī)內(nèi)部三維流場(chǎng)的物理現(xiàn)象是設(shè)計(jì)高效率的壓氣機(jī)的前提［1］.離心壓氣機(jī)葉片擴(kuò)壓器中的流體動(dòng)力學(xué)損失占整個(gè)壓氣機(jī)損失約30%，擴(kuò)壓器的設(shè)計(jì)對(duì)壓氣機(jī)的效率、壓比和運(yùn)行工況范圍等有重要影響［2］.周頌東［3］對(duì) 5 種徑向擴(kuò)壓器與同一離心壓氣機(jī)葉輪相互匹配進(jìn)行了試驗(yàn)研究，還討論了葉片式徑向擴(kuò)壓器造型參數(shù)的變化和葉片前后緣圓心位置的不同處理對(duì)離心壓氣機(jī)性能的影響;姚瑞鋒［4］以某離心壓氣機(jī)模型級(jí)為基礎(chǔ)對(duì)楔形擴(kuò)壓器采取切削尾緣和縮短弦長(zhǎng)的辦法進(jìn)行優(yōu)化，分析了內(nèi)流和外部流動(dòng)特性曲線，研究了不同楔形擴(kuò)壓器對(duì)壓氣機(jī)性能的影響;崔偉偉［5］等對(duì)設(shè)計(jì)的三種不同擴(kuò)壓器與離心壓氣機(jī)的葉輪進(jìn)行匹配，認(rèn)為采用雙圓弧法設(shè)計(jì)的翼型擴(kuò)壓器總體性能和內(nèi)部流場(chǎng)較好.

葉片擴(kuò)壓器內(nèi)的流動(dòng)損失除了來自擴(kuò)壓器本身的損失外，主要來自于葉輪出口不均勻的流場(chǎng)在擴(kuò)壓器內(nèi)部的摻混，以及葉輪與葉片擴(kuò)壓器之間的非定常作用［6］.本文利用數(shù)值方法，模擬分析了三種擴(kuò)壓器與特定型號(hào)的離心葉輪匹配，采用“葉輪+擴(kuò)壓器”進(jìn)行仿真分析，根據(jù)數(shù)值結(jié)果，分析存在的問題，在此基礎(chǔ)上提出修改擴(kuò)壓器的部分結(jié)構(gòu)參數(shù)，以提高壓氣機(jī)整級(jí)性能.

1 數(shù)值模型及計(jì)算方法

1.1 數(shù)值模型與網(wǎng)格劃分

研究對(duì)象是某型增壓器離心壓氣機(jī)，其葉輪由10個(gè)主葉片和10個(gè)分流葉片組成，葉輪的進(jìn)口葉頂半徑為118 mm，葉根半徑為60 mm，葉輪出口半徑175 mm，出口的葉高15 mm，進(jìn)出口頂部間隙均為0.6 mm，葉輪的幾何模型如圖1所示.

圖1 葉輪幾何模型

擴(kuò)壓器三維模型是由提供的CAD圖紙采用CATIA三維建模軟件建立，其中三種擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，擴(kuò)壓器三維模型如圖2.

圖2 擴(kuò)壓器三維模型

表1 3種徑向擴(kuò)壓器模型的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) mm

根據(jù)以上幾何模型參數(shù)建立數(shù)值模型，在不影響計(jì)算結(jié)果的前提下對(duì)提供的三維模型和二維圖紙進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，且只對(duì)單通道進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以節(jié)約計(jì)算時(shí)間.葉輪和擴(kuò)壓器計(jì)算網(wǎng)格采用NUMECA中的AutoGrid5進(jìn)行網(wǎng)格劃分，子午流道示意圖和網(wǎng)格模型見圖3.

圖3 葉輪和葉片擴(kuò)壓器的子午流道與計(jì)算網(wǎng)格

1.2 計(jì)算方法

利用CFX軟件對(duì)某特定的離心葉輪和三種設(shè)計(jì)的擴(kuò)壓器進(jìn)行數(shù)值模擬［7］.工作介質(zhì)選取可壓縮理想氣體，湍流模型選取k-epsilon計(jì)算效果較好，在CFX中最穩(wěn)健的邊界條件組合把流體的速度或質(zhì)量流量作為入口邊界條件，把靜壓作為出口邊界條件的組合，采用“凍結(jié)轉(zhuǎn)子”將葉輪流道和擴(kuò)壓器流道連接，葉片表面、輪轂等固壁為無滑移、無穿透、絕熱邊界;入口給定不同質(zhì)量流量，出口給定總壓模擬不同工況下的壓比、效率.

2 計(jì)算結(jié)果及分析

根據(jù)提供的壓氣機(jī)的工作轉(zhuǎn)速范圍，選取18348、21 294、24 168 r/min 三個(gè)轉(zhuǎn)速，分別進(jìn)行仿真計(jì)算.圖4～圖7為計(jì)算得到壓氣機(jī)特性圖.

圖4 18 348 r/min壓比－流量特性圖

圖5 18 348 r/min效率－流量特性圖

圖6 21 294 r/min壓比－流量特性圖

圖7 21 294 r/min效率－流量特性圖

從圖4和圖5可以看出當(dāng)轉(zhuǎn)速為18 348 r/min時(shí)擴(kuò)壓器模型1壓比隨流量的增大而減小，在相同質(zhì)量流量下模型1的壓比高于模型2和模型3，在質(zhì)量流量為3.1 kg/s時(shí)最大壓比高出8.55%，模型1等熵效率隨質(zhì)量流量增大而減小，模型2等熵效率隨質(zhì)量流量增大先增加后減小，總體看在質(zhì)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，在質(zhì)量流量為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%，在大流量時(shí)4.6 kg/s模型2的效率反而最好.

從圖6和圖7可以看出當(dāng)轉(zhuǎn)速為21294r/min時(shí)，相比轉(zhuǎn)速為18 348 r/min時(shí)對(duì)應(yīng)三種匹配的壓氣機(jī)等熵效率均降低，特別是在大流量時(shí)明顯下降，轉(zhuǎn)速變大三種匹配的壓氣機(jī)壓比和等熵效率差距均縮小，從壓比-流量特性圖和效率-流量特性圖可以看出在轉(zhuǎn)速為21 294 r/min穩(wěn)定工作范圍內(nèi)，模型1總體性能高于模型2和模型3.

仿真結(jié)果表明，這三種擴(kuò)壓器和固定葉輪匹配時(shí)，在高轉(zhuǎn)速時(shí)效率過低.圖8和圖9為轉(zhuǎn)速為24 168 r/min時(shí)壓氣機(jī)的整級(jí)特性圖，由圖可知，三種匹配中最高效率點(diǎn)等熵效率僅為73%，可見該壓氣機(jī)適合在低轉(zhuǎn)速范圍工作，要想在高轉(zhuǎn)速有較高的效率，葉輪結(jié)構(gòu)有優(yōu)化的必要，而僅僅依靠改變擴(kuò)壓器的結(jié)構(gòu)參數(shù)沒有太明顯效果.

圖8 24 168 r/min時(shí)的壓比－流量特性圖

圖9 24 168 r/min時(shí)的效率－流量特性圖

從壓比以及效率曲線圖可以看出，該壓氣機(jī)的效率不高，有較大改進(jìn)空間［8］，不同結(jié)構(gòu)的擴(kuò)壓器對(duì)壓氣機(jī)的性能有較大影響，本文主要研究“葉輪+葉片擴(kuò)壓器”，分別選取不同設(shè)計(jì)參數(shù)的擴(kuò)壓器與同一葉輪仿真計(jì)算，從數(shù)據(jù)對(duì)比分析可以看出擴(kuò)壓器頭部和尾部的圓弧半徑以及葉片圓弧半徑對(duì)于壓比和效率都有影響.總體而言，擴(kuò)壓器模型1較其他兩個(gè)擴(kuò)壓器匹配性能好.

針對(duì)轉(zhuǎn)速為24 168 r/min效率較低，有必要對(duì)其內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行分析，圖10為轉(zhuǎn)速為24168r/min下流量為4.8 kg/s時(shí)50%葉高葉輪流道速度矢量，由圖可知，壓氣機(jī)內(nèi)部流動(dòng)比較紊亂，氣體進(jìn)入流道后，一方面隨著葉輪轉(zhuǎn)動(dòng)，一方面要通過流道，具有對(duì)葉輪的相對(duì)速度，實(shí)際壓氣機(jī)葉輪內(nèi)部的氣體流動(dòng)是粘性三元流動(dòng)，并伴隨有較強(qiáng)烈的二次流，葉輪流動(dòng)入口，長(zhǎng)葉片吸力面速度要比壓力面大，而且出現(xiàn)分離，造成能量損失，長(zhǎng)短葉片附近速度分布差別較大，出口局部有尾跡渦流.

圖10 50%葉高葉輪流道速度矢量

圖11為轉(zhuǎn)速為24168 r/min下流量為5.1kg/s時(shí)擴(kuò)壓器前緣速度矢量圖，可以看出，葉輪出口氣流進(jìn)入擴(kuò)壓器，因葉輪出口流動(dòng)較為復(fù)雜，致使擴(kuò)壓器內(nèi)部流動(dòng)復(fù)雜，葉輪流道出來的高速氣體速度方向與擴(kuò)壓器入口角度不一致，擴(kuò)壓器頭部的速度分布變化較為明顯，葉片頭部氣流壓力形成氣流制止，壓力升高，速度降低;氣流進(jìn)入擴(kuò)壓器，葉片吸力面流動(dòng)更為復(fù)雜，對(duì)于不同的轉(zhuǎn)速流量，氣流的分離程度不同，氣流經(jīng)過尾部產(chǎn)生渦流.擴(kuò)壓器入口10%葉高處壓力面速度相對(duì)吸力面較高，50%葉高處，壓力面吸力面速度變化有所緩解，90%葉高處氣流偏轉(zhuǎn)角多大，導(dǎo)致壓力面氣體回流.

圖11 擴(kuò)壓器前緣速度矢量圖

3 擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

基于以上分析，為提高壓氣機(jī)高轉(zhuǎn)速時(shí)的工作效率和壓比，本文對(duì)擴(kuò)壓器的幾何模型進(jìn)行了修改，計(jì)算結(jié)果表明，所做的修改對(duì)于提高壓氣機(jī)效率起到了一定作用.葉輪出口氣流角大于擴(kuò)壓器葉片進(jìn)口安裝角，致使氣流撞擊擴(kuò)壓器頭緣，對(duì)此可以增加擴(kuò)壓器入口安裝角，較大的角度會(huì)造成氣體的分離.從擴(kuò)壓器入口安裝角的修改對(duì)效率最好的擴(kuò)壓器模型1進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)［9］，本文將擴(kuò)壓器入口安裝角增大3°，經(jīng)過再次仿真計(jì)算，發(fā)現(xiàn)對(duì)于模型所做的簡(jiǎn)單修改對(duì)于壓氣機(jī)性能的提高有改善.

對(duì)比優(yōu)化前后速度矢量圖，從圖12可以看出，流經(jīng)葉輪的氣流進(jìn)入擴(kuò)壓器葉片頭緣，氣流流動(dòng)相對(duì)較優(yōu)化前較平穩(wěn)，氣流方向與擴(kuò)壓器入口角度接近，吸力面和壓力面流速變化不明顯，有效地減弱了氣流撞擊頭緣造成的滯止損失，擴(kuò)壓器吸力面的氣流分離得到有效抑制.圖13為優(yōu)化后轉(zhuǎn)速24168r/min下流量為4.8kg/s時(shí)50%葉高葉輪流道速度矢量，可以看出，優(yōu)化后葉輪內(nèi)部氣體流動(dòng)平穩(wěn)，長(zhǎng)短葉片壓力面和吸力面速度變化均勻，擴(kuò)壓器的改進(jìn)使得葉輪內(nèi)部流動(dòng)得到明顯改善.

圖12 模型修改后擴(kuò)壓器前緣速度矢量圖

圖13 優(yōu)化后50%葉高葉輪流道速度矢量

采用優(yōu)化后的模型對(duì)整級(jí)壓氣機(jī)在不同轉(zhuǎn)速及不同流量下的運(yùn)行情況進(jìn)行模擬.圖14和圖15分別為優(yōu)化后轉(zhuǎn)速為24 168 r/min下不同質(zhì)量流量的壓比-流量特性圖和優(yōu)化后效率-流量特性圖.

圖14 優(yōu)化后壓比－流量特性圖

圖15 優(yōu)化后效率－流量特性圖

從圖14、圖15中可以看出，優(yōu)化后壓氣機(jī)的壓比增大，等熵效率在質(zhì)量流量4.8 kg/s提高最大，提高了6.84%，由此可知，本文對(duì)擴(kuò)壓器葉片安裝角的調(diào)整對(duì)于提高壓氣機(jī)性能有幫助;但是本文只是對(duì)特定工況下的壓比和效率提高，隨轉(zhuǎn)速的增大，計(jì)算結(jié)果表明內(nèi)部流動(dòng)情況變化明顯，穩(wěn)定工作范圍也會(huì)有所改變.

4 結(jié)論

(1)針對(duì)某離心葉輪建立了三種不同幾何參數(shù)的葉片擴(kuò)壓器，仿真分析了葉輪內(nèi)部流動(dòng)的復(fù)雜情況，并對(duì)比了三種不同擴(kuò)壓器的計(jì)算數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)擴(kuò)壓器前緣尾緣半徑，葉形曲線，葉片安裝角度對(duì)壓氣機(jī)性能有較大影響;

(2)對(duì)特定工況下不同葉高處擴(kuò)壓器前緣的速度矢量圖分析，對(duì)于頭緣氣流滯止進(jìn)行了擴(kuò)壓器入口安裝角的優(yōu)化，并對(duì)比優(yōu)化前后擴(kuò)壓器前緣速度矢量圖，氣流分離情況，為有效提高壓氣機(jī)性能提供了可行方案.

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