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)部三維流場的物理現(xiàn)象是設(shè)計高效率的壓氣機(jī)的前提［1］.離心壓氣機(jī)葉片擴(kuò)壓器中的流體動力學(xué)損失占整個壓氣機(jī)損失約30%，擴(kuò)壓器的設(shè)計對壓氣機(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 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)模型級為基礎(chǔ)對楔形擴(kuò)壓器采取切削尾緣和縮短弦長的辦法進(jìn)行優(yōu)化，分析了內(nèi)流和外部流動特性曲線，研究了不同楔形擴(kuò)壓器對壓氣機(jī)性能的影響;崔偉偉［5］等對設(shè)計的三種不同擴(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)計的翼型擴(kuò)壓器總體性能和內(nèi)部流場較好.

葉片擴(kuò)壓器內(nèi)的流動損失除了來自擴(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)整級性能.

1 數(shù)值模型及計算方法

1.1 數(shù)值模型與網(wǎng)格劃分

研究對象是某型增壓器離心壓氣機(jī)，其葉輪由10個主葉片和10個分流葉片組成，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，在不影響計算結(jié)果的前提下對提供的三維模型和二維圖紙進(jìn)行適當(dāng)簡化，且只對單通道進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以節(jié)約計算時間.葉輪和擴(kuò)壓器計算網(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算網(wǎng)格

1.2 計算方法

利用CFX軟件對某特定的離心葉輪和三種設(shè)計的擴(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 三個轉(zhuǎn)速，分別進(jìn)行仿真計算.圖4～圖7為計算得到壓氣機(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，相比轉(zhuǎn)速為18 348 r/min時對應(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，在高轉(zhuǎn)速時效率過低.圖8和圖9為轉(zhuǎn)速為24 168 r/min時壓氣機(jī)的整級特性圖，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時的壓比－流量特性圖

圖9 24 168 r/min時的效率－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)計參數(shù)的擴(kuò)壓器與同一葉輪仿真計算，從數(shù)據(jù)對比分析可以看出擴(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較其他兩個擴(kuò)壓器匹配性能好.

針對轉(zhuǎn)速為24 168 r/min效率較低，有必要對其內(nèi)部流動進(jìn)行分析，圖10為轉(zhuǎn)速為24168r/min下流量為4.8 kg/s時50%葉高葉輪流道速度矢量，由圖可知，壓氣機(jī)內(nèi)部流動比較紊亂，氣體進(jìn)入流道后，一方面隨著葉輪轉(zhuǎn)動，一方面要通過流道，具有對葉輪的相對速度，實(shí)際壓氣機(jī)葉輪內(nèi)部的氣體流動是粘性三元流動，并伴隨有較強(qiáng)烈的二次流，葉輪流動入口，長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，因葉輪出口流動較為復(fù)雜，致使擴(kuò)壓器內(nèi)部流動復(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，葉片吸力面流動更為復(fù)雜，對于不同的轉(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)速時的工作效率和壓比，本文對擴(kuò)壓器的幾何模型進(jìn)行了修改，計算結(jié)果表明，所做的修改對于提高壓氣機(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，對此可以增加擴(kuò)壓器入口安裝角，較大的角度會造成氣體的分離.從擴(kuò)壓器入口安裝角的修改對效率最好的擴(kuò)壓器模型1進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計［9］，本文將擴(kuò)壓器入口安裝角增大3°，經(jīng)過再次仿真計算，發(fā)現(xiàn)對于模型所做的簡單修改對于壓氣機(jī)性能的提高有改善.

對比優(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，氣流流動相對較優(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)部氣體流動平穩(wěn)，長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)化后的模型對整級壓氣機(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，本文對擴(kuò)壓器葉片安裝角的調(diào)整對于提高壓氣機(jī)性能有幫助;但是本文只是對特定工況下的壓比和效率提高，隨轉(zhuǎn)速的增大，計算結(jié)果表明內(nèi)部流動情況變化明顯，穩(wěn)定工作范圍也會有所改變.

4 結(jié)論

(1)針對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)部流動的復(fù)雜情況，并對比了三種不同擴(kuò)壓器的計算數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)擴(kuò)壓器前緣尾緣半徑，葉形曲線，葉片安裝角度對壓氣機(jī)性能有較大影響;

(2)對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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