無葉擴(kuò)壓器寬度對(duì)壓氣機(jī)多工況性能影響的數(shù)值研究

楊曉琴++蘇鐵熊++李慶斌

摘 要：通過對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)測(cè)量值與Numeca軟件模擬計(jì)算值進(jìn)行了對(duì)比，發(fā)現(xiàn)模擬計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相差較小，從而驗(yàn)證了模擬計(jì)算壓氣機(jī)性能數(shù)據(jù)的可行性。而后對(duì)四種帶不同寬度無葉擴(kuò)壓器壓氣機(jī)進(jìn)行了數(shù)值模擬對(duì)比，并就擴(kuò)壓器對(duì)壓氣機(jī)多工況性能影響進(jìn)行了詳細(xì)分析，并結(jié)合流場(chǎng)分析得出了擴(kuò)壓器寬度對(duì)壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍的影響關(guān)系，為進(jìn)一步優(yōu)化壓氣機(jī)性能及增壓器離心壓氣機(jī)無葉擴(kuò)壓器的設(shè)計(jì)提供參考。

關(guān)鍵詞：Numeca；壓氣機(jī)；擴(kuò)壓器；多工況；數(shù)值模擬

引言

車用渦輪增壓器離心壓氣機(jī)主要由葉輪、擴(kuò)壓器及壓氣機(jī)蝸殼三大件組成，擴(kuò)壓器作為壓氣機(jī)的關(guān)鍵部件之一，它可使自葉輪出口流入擴(kuò)壓器的流體動(dòng)能降低，將動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，從而達(dá)到增壓的效果。一般葉輪出口氣流的動(dòng)能占葉輪對(duì)氣體所作功的20%～50%[1]，擴(kuò)壓器內(nèi)部結(jié)構(gòu)形狀對(duì)于動(dòng)能轉(zhuǎn)化的影響較大，因此對(duì)擴(kuò)壓器內(nèi)部氣體流動(dòng)及其對(duì)壓氣機(jī)性能影響的研究至關(guān)重要。莫子高等研究了無葉擴(kuò)壓器寬度對(duì)壓氣機(jī)性能的影響，結(jié)果表明，減小擴(kuò)壓器寬度可以使擴(kuò)壓器內(nèi)部氣流切向速度分布均勻，縮短了氣流路程，減小了摩擦損失[1]。

湯華等對(duì)某有葉擴(kuò)壓器離心壓氣機(jī)無葉擴(kuò)壓段型線對(duì)壓氣機(jī)性能影響進(jìn)行了數(shù)值研究，研究表明，合理調(diào)整無葉擴(kuò)壓段的收縮程度對(duì)減小擴(kuò)壓器葉片入口損失有顯著影響[2]。馬超等研究了無葉擴(kuò)壓器收縮角對(duì)壓氣機(jī)性能影響，研究表明采用較大的收縮角可以提高壓氣機(jī)性能，但過大的收縮角會(huì)犧牲壓氣機(jī)效率，在離心壓氣機(jī)擴(kuò)壓器設(shè)計(jì)中要綜合考慮壓比和效率性能[3]。文獻(xiàn)[4]采用實(shí)驗(yàn)手段研究了離心壓氣機(jī)7種不同無葉擴(kuò)壓器設(shè)計(jì)，得出壓殼收斂角提高了壓氣機(jī)級(jí)性能以及葉輪性能但惡化了擴(kuò)壓器的性能，過大的壓殼收斂角會(huì)惡化壓氣機(jī)性能。文獻(xiàn)[5-8]也對(duì)擴(kuò)壓器的設(shè)計(jì)及優(yōu)化做了大量研究工作。

由于以往的研究基本只對(duì)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下的性能進(jìn)行了分析，車用發(fā)動(dòng)機(jī)大部分時(shí)間運(yùn)行在非設(shè)計(jì)工況，因此很有必要對(duì)增壓器多工況性能進(jìn)行分析研究，文章主要對(duì)不同擴(kuò)壓器寬度值對(duì)壓氣機(jī)的全工況性能進(jìn)行了數(shù)值分析，探索出擴(kuò)壓器寬度對(duì)壓氣機(jī)全工況性能的影響。

1 研究對(duì)象

文章以某增壓器壓氣機(jī)為研究對(duì)象，該壓氣機(jī)采用無葉擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)，壓氣機(jī)葉輪采用前傾后彎結(jié)構(gòu)，其子午面形狀如圖1所示，相關(guān)幾何尺寸見表1。文章系統(tǒng)地研究了擴(kuò)壓器在2mm、2.6mm、3.21mm及3.85mm時(shí)對(duì)壓氣機(jī)的性能影響，如表2所示，嘗試探索出擴(kuò)壓器寬度對(duì)壓氣機(jī)性能的非線性影響規(guī)律。

圖1 壓氣機(jī)基本尺寸

2 數(shù)值模擬及試驗(yàn)驗(yàn)證

計(jì)算采用FINE/Turbo軟件包，求解三維雷諾平均N-S方程組。FINE/Turbo 軟件包EURANUS求解器數(shù)值計(jì)算應(yīng)用格子中心有限體積法，空間采用添加人工粘性項(xiàng)的二階中心差分格式；計(jì)算采用三層多重網(wǎng)格結(jié)合變時(shí)間步長(zhǎng)及殘差光順方法進(jìn)行收斂加速，葉輪進(jìn)口為全湍流，使用Spalart-All-maras。

一方程湍流模型進(jìn)行紊流封閉，取壓氣機(jī)葉輪單通道進(jìn)行模擬，通道邊界設(shè)置為周期性邊界條件，結(jié)構(gòu)網(wǎng)格的使用保證了整個(gè)網(wǎng)格的質(zhì)量，對(duì)近壁處的網(wǎng)格進(jìn)行加密，葉輪及蝸殼拓?fù)涞谝粚泳W(wǎng)格高度均為0.001mm，葉輪間隙處設(shè)置13個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)，為使網(wǎng)格滿足Spalart-Allmaras湍流模型計(jì)算要求，y+值控制在1～7之間。最終，蝸殼網(wǎng)格數(shù)目為1207069，如圖2；葉輪網(wǎng)格數(shù)目為1276608，如圖3。各壓氣機(jī)方案中葉輪及蝸殼的網(wǎng)格拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)均保持一致，保證了分析結(jié)果的可信度。

圖2 壓氣機(jī)網(wǎng)格模型 圖3 葉輪網(wǎng)格模型

對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)口施加標(biāo)況下絕對(duì)總壓、絕對(duì)總溫以及速度向量方向等邊界條件，壓氣機(jī)出口施加質(zhì)量流量邊界條件。固體壁面取不滲透、無滑移、絕熱的邊界條件，使通過固體壁面的質(zhì)量通量、動(dòng)量通量及能量通量為零。判斷計(jì)算是否收斂，通常以下述幾個(gè)標(biāo)準(zhǔn)作為參考：全局殘差下降三個(gè)量級(jí)以上；收斂準(zhǔn)則最重要的一個(gè)參數(shù)是進(jìn)出口質(zhì)量流量，其相對(duì)誤差應(yīng)小于0.02%，且流量不再發(fā)生變化；對(duì)于定常計(jì)算，總體性能參數(shù)（效率，壓比，扭矩等）都應(yīng)當(dāng)恒定，而不再隨迭代步數(shù)增加而變化。

壓氣機(jī)性能曲線的測(cè)取是在壓氣機(jī)特性試驗(yàn)臺(tái)上完成的，試驗(yàn)臺(tái)架增壓器轉(zhuǎn)速測(cè)量采用非接觸式磁電傳感器加二次儀表顯示，系統(tǒng)精度為0.2%；壓力測(cè)量采用電容式壓力傳感器；溫度測(cè)量采用鉑熱電阻，精度為0.2%；壓氣機(jī)進(jìn)口流量采用雙紐線流量計(jì)進(jìn)行測(cè)量，試驗(yàn)臺(tái)各種溫度、壓力及轉(zhuǎn)速測(cè)量?jī)x器儀表均在使用有效期內(nèi)，由于對(duì)試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)精度要求較高，對(duì)測(cè)試臺(tái)架開展了測(cè)量系統(tǒng)分析（MSA），文中MSA分析對(duì)象是針對(duì)1臺(tái)增壓器設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下低、中、高三個(gè)流量點(diǎn)進(jìn)行，相當(dāng)于3個(gè)虛擬的對(duì)象，然后讓3位操作者針對(duì)每個(gè)虛擬對(duì)象重復(fù)測(cè)量3次，測(cè)量系統(tǒng)評(píng)估指標(biāo)如表3所示，通過數(shù)據(jù)分析發(fā)現(xiàn)本測(cè)量系統(tǒng)在壓比測(cè)量精度方面高于效率測(cè)量值，壓比和效率測(cè)量的%SV值均小于19%，可區(qū)分的類別數(shù)均大于5，測(cè)量系統(tǒng)可信度較高。

圖4為設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下擴(kuò)壓器寬度為3.21mm時(shí)壓氣機(jī)數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。模擬計(jì)算的最高效率點(diǎn)出現(xiàn)在相對(duì)流量0.75附近。由圖可見，壓氣機(jī)壓比模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，最高增壓比相差不超過0.5，變化小于2.5%，而最高效率模擬值與試驗(yàn)相差為1%，且模擬值像是試驗(yàn)測(cè)試值往右偏移了一小段距離。由此可以認(rèn)為模擬計(jì)算結(jié)果具有較高的可信度，可用于不同壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)的模擬性能對(duì)比。

3 結(jié)果分析

如圖5、圖6所示，當(dāng)擴(kuò)壓氣器寬度由2mm增加至2.6mm時(shí)，各轉(zhuǎn)速下壓比值均呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，峰值效率分別增長(zhǎng)6.05%，4.99%，3.08%；繼續(xù)增加擴(kuò)壓器寬度至3.21mm，在中、低轉(zhuǎn)速其壓比值與2.6mm相差不大，而在高速下，其壓比開始下降，且隨著流量的增大，下降幅度越大，而峰值效率較2.6mm寬度時(shí)在、低、中速分別增長(zhǎng)1.46%，0.23%，在高速下降1.1%；當(dāng)擴(kuò)壓器寬度為3.85mm時(shí)，各轉(zhuǎn)速下的壓比較3.21mm時(shí)均出現(xiàn)下降，轉(zhuǎn)速越高，下降幅度越大，各轉(zhuǎn)速峰值效率較3.21mm寬度時(shí)分別降低4.65%，5.81%及7.48%。endprint

圖5 壓氣機(jī)多工況壓比模擬值對(duì)比

圖6 壓氣機(jī)多工況效率模擬值對(duì)比

可見，隨著擴(kuò)壓器寬度的增加，壓比出現(xiàn)了先增長(zhǎng)后降低的趨勢(shì)，而效率隨著擴(kuò)壓器寬度的增加有向低速性能傾斜的趨勢(shì)，如擴(kuò)壓器寬度為3.21mm時(shí)，低速性能最好，但隨著擴(kuò)壓器寬度繼續(xù)增加壓氣機(jī)性能出現(xiàn)惡化，綜上所述，對(duì)于一個(gè)固定的葉輪出口葉高值，總存在一個(gè)合適的擴(kuò)壓器寬度，其壓氣機(jī)綜合性能最佳。

4 流場(chǎng)分析

圖7所示為不同方案設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速小流量點(diǎn)下周向平均絕對(duì)速度流線分布，擴(kuò)壓器寬度為2mm及2.6mm時(shí)，擴(kuò)壓器內(nèi)還直觀地發(fā)現(xiàn)回流，而當(dāng)擴(kuò)壓器寬度增加至3.21mm時(shí)，擴(kuò)壓器內(nèi)靠近輪緣一側(cè)開始出現(xiàn)回流，回流區(qū)域約占通道寬度的1/3，隨著擴(kuò)壓器寬度繼續(xù)增大，擴(kuò)壓器內(nèi)回流占據(jù)了整個(gè)通道的大部分區(qū)域，極大地影響了壓氣機(jī)的穩(wěn)定性。

圖8為設(shè)計(jì)工況小流量工況下擴(kuò)壓器入口（葉輪出口）截面及擴(kuò)壓器出口截面展向方向周向平均絕對(duì)速度徑向分量分布，絕對(duì)速度徑向分量Vr小于零意味著擴(kuò)壓器內(nèi)存在回流，可以看出，在靠近輪緣區(qū)域，各種方案下均存在一定程度的回流，擴(kuò)壓器寬度較小時(shí)，對(duì)葉輪出口參數(shù)影響很小，以擴(kuò)壓器寬度為3.85mm時(shí)回流最強(qiáng)，這與上圖7絕對(duì)速度流線圖相對(duì)應(yīng)。由于通道內(nèi)每個(gè)截面流量一定，輪緣側(cè)速度降低導(dǎo)致3.85mm擴(kuò)壓器輪轂一側(cè)加速。如圖9所示，從出口位置截面可以看出，各方案下徑向速度相差較大，擴(kuò)壓器寬度越小，擴(kuò)壓能力越低，大部分流體動(dòng)能沒有轉(zhuǎn)化成壓力能，由于流體切向速度分量只與徑向位置有關(guān)，因此小擴(kuò)壓器壓氣機(jī)在小流量工況時(shí)，徑向速度分量較小，絕對(duì)速度更傾向于徑向方向，使壓氣機(jī)工作更為穩(wěn)定。圖10為靠近擴(kuò)壓器出口某一位置處絕對(duì)氣流角分布，可見隨著擴(kuò)壓器寬度的增加，絕對(duì)速度更傾向于切向方向，在氣流動(dòng)能不足以克服在擴(kuò)壓器中形成的壓力梯度時(shí)，流體不能流出擴(kuò)壓器，從而在流量還相對(duì)較大時(shí)就發(fā)生失速，甚至喘振。

（a）2.0mm （b）2.6mm

（c）3.21mm （d）3.85mm

圖7 不同寬度擴(kuò)壓氣機(jī)絕對(duì)速度流線分布

圖8 擴(kuò)壓器入口展向絕對(duì)速度徑向分量變化

5 結(jié)束語

（1）采用較寬的的擴(kuò)壓器，可以將葉輪出口的氣流動(dòng)能充分地轉(zhuǎn)化為壓力能，能有效提高壓氣機(jī)壓比，但擴(kuò)壓器寬度增長(zhǎng)到一定程度后，高速壓比開始降低，繼續(xù)增加擴(kuò)壓器寬度，擴(kuò)壓器中流體分流損失增大，導(dǎo)致壓氣機(jī)各轉(zhuǎn)速壓比均出現(xiàn)下降。

（2）采用較寬的的擴(kuò)壓器后，低速效率得到一定程度的提升，壓氣機(jī)效率島向低速傾斜，但過大的擴(kuò)壓器寬度會(huì)導(dǎo)致壓氣機(jī)性能惡化，甚至低于小擴(kuò)壓器寬度的性能，此外，隨著擴(kuò)壓器寬度的增加，在小流量時(shí)，壓氣機(jī)穩(wěn)定性下降，喘振流量增大。

參考文獻(xiàn)

[1]莫子高，史建軍，關(guān)旭，等.無葉擴(kuò)壓器寬度對(duì)壓縮機(jī)性能影響的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證[J].流體機(jī)械，2004，32（1）：1-3.

[2]高麗敏，劉波，王歡.無葉擴(kuò)壓器對(duì)離心壓縮機(jī)流場(chǎng)及性能影響的數(shù)值研究[J].中國(guó)機(jī)械工程，2008，19（17）：2098-2102.

[3]湯 華，杜建一，初雷哲，等.無葉擴(kuò)壓段型線對(duì)離心壓氣機(jī)性能的影響[J].工程熱物理學(xué)報(bào)，2006，27（6）：959-961.

[4]A. Jaatinen-Varri et al. "Experimental study of centrifugal compressor vaneless diffuser width". Journal of Mechanical Science and Technology，2013，27 （4）：1011-1020.

[5]馬超，劉云崗，朱智富，等.無葉擴(kuò)壓器收縮角對(duì)車用離心壓氣機(jī)性能影響的數(shù)值研究[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2010，4：11-15

[6]馬超，王航，劉云崗，等.小流量下離心壓氣機(jī)無葉擴(kuò)壓器數(shù)值模擬及流動(dòng)分析[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2010，10：13-16.

[7]陳乃興，黃偉光，等.無葉擴(kuò)壓器離心式壓氣機(jī)內(nèi)漩渦運(yùn)動(dòng)的數(shù)值研究[J].1999，3：155-160

[8]Adachi， Y.； Otsuki， A.； Bantle， K.； and Miyake， Y.， "Performance Improvement of a Vaneless Diffuser of Centrifugal Compressor"（1992）. International Refrigeration and Air Conditioning Conference. Paper 145.

作者簡(jiǎn)介：楊曉琴（1983-），女，湖南衡陽人，中北大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)，碩士研究生，主要研究方向：動(dòng)力機(jī)械性能與增壓技術(shù)。endprint