擴壓器稠度對某離心壓氣機性能的影響

鄭夢子，劉所利，徐燕驥

(1.中國科學院上海高等研究院，上海 201210；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京 100190)

國際能源署最新發布的《世界能源展望2017》[1]預計，到2040年，中國的天然氣需求將增至6 000億m3以上，天然氣在中國能源結構中的占比將從2016年的不足6%上升至12%，但屆時中國的天然氣產量僅為3 400億m3，供需偏緊的局面沒有根本改變。先進微型燃氣輪機采用回熱循環大大提高了微型燃氣輪機的發電效率，對提升能源利用效率、環境保護、實現經濟可持續發展等方面起著重大作用[2]。

離心壓氣機是微型燃氣輪機的關鍵部件，設計高轉速、高壓比離心壓氣機在微型燃氣輪機的設計體系中起到重要作用。為了提高離心壓氣機性能，國內外學者在擴壓器葉片稠度對離心壓氣機性能影響方面進行了研究。Senoo[3-4]的研究表明，低稠度擴壓器的壓力恢復能力很強，并且不會影響穩定工況范圍。Hayami[5]等提出，在亞音速狀態下，稠度為0.7的擴壓器具有較高的擴壓程度，通道摩擦損失小，在不影響穩定工況范圍的前提下可得到比無葉擴壓器更好的性能。Engeda[6]在工業壓縮機上使用了低稠度擴壓器，相比于無葉擴壓器，壓氣機的壓比和效率等性能參數改善明顯，堵塞流量略微減小，設備尺寸也有所減小。

本文以某高轉速、高壓比離心壓氣機為研究對象，采用數值模擬方法深入研究楔形擴壓器不同葉片稠度對離心壓氣機性能的影響，詳細分析設計工況下不同稠度的擴壓器內部流動情況，這對進一步提高離心壓氣機性能有著重要意義。

1 計算模型和數值模擬方法

1.1 計算模型

擴壓器葉片稠度定義為

式中b——擴壓器葉片弦長；t——柵距；r——葉片進口半徑；n——葉片數。

本文所研究的離心壓氣機如圖1所示，由帶大小葉片的離心葉輪和楔形擴壓器構成。為了探索擴壓器葉片稠度對離心壓氣機級性能和內部復雜流動的影響，在離心壓氣機其他幾何尺寸不變的前提下，分別對葉片數為17、16、15、14和13的五種擴壓器進行研究，擴壓器葉片通道的擴張角隨著葉片數的減少而增大，而葉片稠度逐漸減小，對應的擴張角大小分別為12.81°、14.13°、15.63°、17.35°和19.32°，對應的稠度分別為3.91、3.68、3.45、3.22和2.99。

圖1 離心壓氣機模型

1.2 數值模擬方法

數值模擬采用商業計算流體力學軟件NUMECA，控制方程為三維雷諾時均的Navier-Stokes方程，湍流模型選用Spalart-Allmaras一方程模型，運用顯式Runge-Kutta法在時間方向上推進求解，采用中間節點的有限體積法離散控制方程，并結合殘差光順和多重網格技術提高計算效率和穩定性。

計算中將離心壓氣機劃分為四個計算域：進口、離心葉輪、擴壓器和出口，均采用結構化網格。網格生成時將進口和離心葉輪看作動葉排，擴壓器和出口看作靜葉排，利用混合平面法將動、靜葉排聯合在一起生成網格，這就避免了當動、靜葉排分別計算時無法準確給定邊界條件的缺陷。圖2展示了離心壓氣機網格分布，網格總數為120萬。

圖2 離心壓氣機網格分布

邊界條件：進口給定總壓101 325 Pa、總溫288.15 K、軸向進氣，通過調節出口背壓獲得特性曲線，固壁設為絕熱、無滑移壁面，轉動壁面給定額定轉速。

2 計算結果與流場分析

圖3給出了擴壓器不同稠度時離心壓氣機特性曲線對比。由圖3可以看出，隨著葉片數減少，擴壓器喉部面積逐漸增大，壓氣機堵塞流量隨之增大，13個葉片的擴壓器穩定工況范圍最大，隨著葉片數的增加穩定工況范圍依次減小，因此葉片擴壓器喉部面積會對離心壓氣機的堵塞流量和穩定工況范圍造成影響。從圖3可以看出，在大流量工況下，隨著擴壓器葉片稠度增加，離心壓氣機的等熵效率和總壓比逐漸增大，然而在小流量工況下，等熵效率和總壓比卻是減小的。隨著擴壓器葉片稠度增加，最高效率點的流量往大流量方向移動，葉片數為13時，最高效率點流量達到0.89 kg/s，與葉片數為17時相比增加了0.065 kg/s。由分析結果表明，改變擴壓器葉片稠度可調節離心壓氣機的流量范圍，對級性能有著重要影響。

圖3 不同葉片數特性曲線

為詳細分析數值模擬結果，以下選取離心壓氣機額定工況下(小流量工況)擴壓器葉片數為17、15和 13的這三種情況進行流場對比分析。

通常情況下，壓氣機葉輪出口的高速氣流動能約占賦予工質能量的20%～50%，因此需利用擴壓器將工質的流動速度減小，將高速氣流的動能最大程度地轉化為靜壓。圖4給出了不同擴壓器葉片數子午流道靜壓分布云圖，可以看出，改變擴壓器葉片數對壓氣機葉輪內靜壓分布沒有太大影響，然而隨著擴壓器葉片數減少，通道擴張角增大，擴壓器對氣流減速增壓的作用顯著降低，到葉片數為13時，擴壓器通道內靜壓已明顯下降。

圖4 子午流道靜壓分布

圖5為不同葉片數擴壓器50%葉高馬赫數分布云圖，圖6給出了50%葉高葉片沿氣流方向的載荷分布。由圖5可以看出，氣流在葉片前緣吸力面附近加速，形成局部超音區域，隨著葉片數的減少，擴壓器半無葉區增大，導致擴壓器葉片前緣吸力面附近馬赫數上升。另一方面，在擴壓器出口區域附近，隨著擴壓器葉片數減少，流動分離區有增大的趨勢，這是由于葉片數的減少增大了擴壓器通道的擴張角，不利于氣流組織，加大了流動損失，導致擴壓器氣動性能下降。結合圖6可以看出，壓氣機葉輪出口的高速氣流直接撞擊擴壓器葉片前緣，導致氣流滯止，馬赫數減小，氣體靜壓瞬間上升而速度降低，造成一定的滯止損失，氣流流出滯止區后在葉片前緣壓力面附近形成了小范圍的超音區，超音區隨葉片數減少而增大，這些原因導致了葉片前緣壓力面附近靜壓劇烈波動，波動現象隨著葉片數減少愈發強烈。前緣吸力面附近超音區較大，使靜壓在該位置形成明顯的“V”型波動。氣流穩定后，隨著葉片數減少，葉片壓力面和吸力面上的靜壓均逐漸減小，擴壓器增壓能力減弱，這在圖4中也有體現，同時葉片壓力面和吸力面間的壓差逐漸增大，使葉片載荷上升，有利于通道內橫向二次流的形成，加劇流動損失。

圖5 不同葉片數擴壓器馬赫數分布

圖6 擴壓器不同葉片數時葉片的載荷分布

圖7給出了不同葉片數擴壓器不同截面的熵分布，可以看到擴壓器葉片壓力面和吸力面附近存在流動不均勻現象。在進口截面附近，高損失區域主要集中在壓力面和機匣形成的夾角區域，吸力面靠近機匣附近和壓力面靠近葉根附近均存在小范圍的高損失區域。沿氣流方向，壓力面存在從機匣到葉根的二次流動，吸力面則存在從葉根到機匣的流動，只是吸力面上的二次流動較弱。這在圖7中的表現就是，中間截面附近壓力面上的二次流將靠近機匣的高損失氣體帶到整個壓力面，并占據通道絕大部分面積，而吸力面上靠近葉根的低損失氣體也向機匣方向發展，在出口截面附近，隨著二次流的發展，通道內高損失區域進一步擴大。從圖7中可以看出，隨著葉片數減少，高損失區域在通道內的占比逐漸增大。

圖8給出了不同葉片數擴壓器不同截面的馬赫數分布，可以明顯看出擴壓器具有減速增壓特性。在進口截面附近，氣流流經吸力面加速，形成局部超音區，從吸力面到壓力面馬赫數逐漸減小，由于附面層的影響，壓力面靠近葉根附近流動損失較大，形成小范圍的低速區，這在熵分布云圖中也有體現。從圖8中可以看出，葉片數的減少增大了通道內的流動損失，導致低速區在通道內的占比逐漸增大。

圖7 不同葉片數擴壓器熵分布

圖8 不同葉片數擴壓器馬赫數分布

3 結語

(1)減小擴壓器葉片稠度，離心壓氣機堵塞流量和穩定工況范圍都將增加。在大流量工況下，低稠度擴壓器具有更好的性能，而小流量工況時，高稠度擴壓器將得到更高的壓比和效率。在設計擴壓器時，可根據離心壓氣機額定流量來選擇最佳的擴壓器葉片稠度。

(2)在小流量工況下，改變擴壓器葉片稠度對壓氣機葉輪通道內靜壓分布沒有太大的影響，而擴壓器對氣流減速增壓的作用隨葉片稠度減小明顯下降。

(3)在小流量工況下，減小擴壓器葉片稠度不利于氣流組織，使葉片前緣靜壓分布波動愈發強烈。氣流穩定后，隨著稠度減小，葉片壓力面和吸力面間的壓差逐漸增大，使葉片載荷上升，有利于通道內橫向二次流的形成，加劇流動損失。

(4)擴壓器通道內高損失區域沿著氣流方向逐漸增大，進口附近高損失區域主要集中在壓力面和機匣形成的夾角區域，在二次流的影響下逐漸發展到整個壓力面，并占據通道絕大部分面積。在小流量工況下，隨著擴壓器葉片稠度減小，高損失區域在通道內的占比逐漸增大。

參考文獻：

[1] IEA. World Energy Outlook 2017[EB/OL]. http://www.iea.org/weo2017/. 2017.

[2]翁一武,蘇明,翁史烈.先進微型燃氣輪機的特點與應用前景[J]. 熱能動力工程,2003，18(2)：111-116.

WENG Yiwu, SU Ming, WENG Shilie. Specific Features of Advanced Micro Gas Turbines and Their Application Prospects[J]. Journal of Engineering for Thermal Energy and Power,2003,18(2):111-116.

[3]SENOO Y. Low solidity cascade diffusers for wide flow range centrifugal blowers[J]. ASME paper 83-GT-3, 1983.

[4]SENOO Y. Low solidity cascade diffusers for wide flow range centrifugal blowers[J]. Von Karmen Institute for Fluid Dynamics, Brussels, Lectures series 7, 1984.

[5]HAYAMI H, SENOO Y, UTSUNOMIYA K. Application of a Low-Solidity Cascade Diffuser to Transonic Centrifugal Compressor[J]. ASME Journal of Turbomachinery, January 1990.

[6]ENGEDA A. The Design and Performance Results of Simple Flat Plate Low Solidity Vaned Diffusers[J]. Proc Instn Mech Engrs, Part A, 2001, 215:109-118.