帶級(jí)間冷卻的雙級(jí)離心壓縮機(jī)可調(diào)進(jìn)口導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)分析

閆 雪，左志濤，梁 奇，湯宏濤，陳海生

?

帶級(jí)間冷卻的雙級(jí)離心壓縮機(jī)可調(diào)進(jìn)口導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)分析

閆 雪1,2，左志濤1，梁 奇1,2，湯宏濤1，陳海生1

（1中國(guó)科學(xué)院工程熱物理研究所，北京 100190；2中國(guó)科學(xué)院大學(xué)，北京 100049）

本文建立了帶級(jí)間冷卻的雙級(jí)離心壓縮機(jī)計(jì)算模型，該模型利用多孔介質(zhì)模擬級(jí)間換熱器，且壓縮機(jī)每級(jí)前均設(shè)有可調(diào)導(dǎo)葉進(jìn)行變工況調(diào)節(jié)。利用該模型詳細(xì)分析了雙級(jí)離心壓縮機(jī)變導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)性能，研究發(fā)現(xiàn)單級(jí)變導(dǎo)葉調(diào)節(jié)時(shí)，兩級(jí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)規(guī)律相同，正開(kāi)度改善了失速特性，負(fù)開(kāi)度能夠獲得更高的壓比，正負(fù)開(kāi)度使得效率都有所降低。雙級(jí)聯(lián)調(diào)時(shí)，以一、二級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度都為0°的工況為基準(zhǔn)，當(dāng)?shù)谝弧⒍?jí)導(dǎo)葉都為負(fù)開(kāi)度時(shí)壓比增大，其余開(kāi)度組合的壓比性能都有所降低，任意組合導(dǎo)葉開(kāi)度的效率性能都低于基準(zhǔn)工況。通過(guò)內(nèi)部流動(dòng)分析可知，合理的雙級(jí)聯(lián)調(diào)改善了第二級(jí)壓縮機(jī)內(nèi)部流動(dòng)的均勻性，兩級(jí)導(dǎo)葉對(duì)雙級(jí)離心壓縮機(jī)的整體性能影響效果的強(qiáng)弱基本相同，第一級(jí)開(kāi)度由負(fù)到正變化時(shí)，第一級(jí)葉輪進(jìn)口葉尖吸力面附近高速流體區(qū)域縮小，并在壓力面凝聚。

雙級(jí)離心壓縮機(jī)；級(jí)間冷卻；可調(diào)導(dǎo)葉；聯(lián)合調(diào)節(jié)

壓縮空氣儲(chǔ)能是一項(xiàng)能夠?qū)崿F(xiàn)大規(guī)模和長(zhǎng)時(shí)間電能存儲(chǔ)的儲(chǔ)能技術(shù)[1]，主要用于電網(wǎng)調(diào)峰和調(diào)頻，在可再生能源、分布式能源、汽車等方面的應(yīng)用也愈發(fā)廣泛[2]。在壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)中，壓縮機(jī)的運(yùn)行效率和穩(wěn)定裕度對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性和適用性起決定性作用[3]。通常情況下，壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)通過(guò)壓縮子系統(tǒng)獲得高壓氣體，并向儲(chǔ)罐不斷充氣，壓縮機(jī)的背壓不斷變化，導(dǎo)致壓縮機(jī)的運(yùn)行工況點(diǎn)持續(xù)變化。通常通過(guò)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)來(lái)增大其穩(wěn)定裕度和平均運(yùn)行效率，相比于變轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)和擴(kuò)壓器調(diào)節(jié)，該方法不會(huì)影響壓縮機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的復(fù)雜轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性，而且能獲得比擴(kuò)壓器調(diào)節(jié)更寬的工況范圍和更高的運(yùn)行效率。

NASA在20世紀(jì)80年代對(duì)可調(diào)葉片技術(shù)進(jìn)行了大量研究[4-6]，此后可調(diào)葉片廣泛地應(yīng)用在燃?xì)廨啓C(jī)、水輪機(jī)以及風(fēng)機(jī)中[7-9]。很多學(xué)者[10-11]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究可調(diào)導(dǎo)葉對(duì)壓縮機(jī)整體性能的影響并用數(shù)值模擬方法[12-13]觀察內(nèi)部流動(dòng)。近年來(lái)，不斷有學(xué)者利用數(shù)值模擬在可調(diào)葉片在壓縮機(jī)啟動(dòng)過(guò)程的作用[14]、環(huán)量控制進(jìn)口導(dǎo)葉調(diào)節(jié)[15]等方面進(jìn)行了更深入的研究，并進(jìn)一步提出可調(diào)導(dǎo)葉控制系統(tǒng)[16]。

前人在對(duì)帶有雙級(jí)可調(diào)導(dǎo)葉的雙級(jí)離心壓縮機(jī)進(jìn)行聯(lián)合調(diào)節(jié)的數(shù)值模擬時(shí)，均采用單級(jí)逐級(jí)計(jì)算的方式，即將計(jì)算所得的前一級(jí)出口數(shù)據(jù)進(jìn)行簡(jiǎn)單處理作為第二級(jí)的入口條件，逐級(jí)計(jì)算。由于聯(lián)調(diào)的變工況數(shù)量巨大，該種方法大大增加了研究者的操作量，同時(shí)級(jí)間冷卻的處理比較粗糙，影響研究結(jié)果的精度和可靠性。因此本文針對(duì)某設(shè)計(jì)流量 34 kg/s的雙級(jí)離心壓縮機(jī)中的為研究對(duì)象，每級(jí)前均帶有可調(diào)導(dǎo)葉，級(jí)間進(jìn)行冷卻換熱處理，對(duì)雙級(jí)導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)的變工況性能進(jìn)行數(shù)值模擬研究。

1 研究對(duì)象

分別建立單、雙級(jí)離心壓縮機(jī)的幾何模型，具體參數(shù)如表1所示，雙級(jí)幾何模型如圖1所示。

表1 研究對(duì)象參數(shù)表

續(xù)表

2 研究方法

2.1 數(shù)值模擬方法驗(yàn)證

本文采用軟件CFX進(jìn)行網(wǎng)格劃分和模擬計(jì)算，需要對(duì)數(shù)值模擬方法進(jìn)行驗(yàn)證。選取設(shè)計(jì)流量4 kg/s，設(shè)計(jì)壓比為4.7的Krain葉輪作為算例，對(duì)其性能和內(nèi)部流動(dòng)情況進(jìn)行模擬，進(jìn)口總溫為288.15 K，進(jìn)口總壓為101325 Pa，出口設(shè)置平均靜壓，湍流模型，網(wǎng)格約75萬(wàn)。

圖2是Krain葉輪總體性能的對(duì)比，從圖中可以看出，數(shù)值模擬得到的壓縮機(jī)壓比、效率特性與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本吻合，趨勢(shì)一致，大流量處誤差稍大，在4%左右，能夠保證研究所需的精度要求。圖3和圖4是Krain葉輪進(jìn)出口截面的內(nèi)部速度分布情況，與文獻(xiàn)中對(duì)比后發(fā)現(xiàn)，數(shù)值模擬能夠很好地模擬內(nèi)部流動(dòng)情況，與實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致。

總體來(lái)說(shuō)，CFX能夠很好地模擬Krain葉輪的壓比、效率性能，內(nèi)部流動(dòng)情況與實(shí)驗(yàn)結(jié)果符合得很好。

2.2 數(shù)值模擬設(shè)置

網(wǎng)格設(shè)置為H/J/C/L型網(wǎng)格，總網(wǎng)格數(shù)約為300萬(wàn)，三維網(wǎng)格模型如圖5所示。

湍流模型采用兩方程模型，交界面選用Stage型，進(jìn)口總壓為97 kPa，總溫為303.15 K，出口給定流量，通過(guò)改變出口流量的大小改變運(yùn)行工況點(diǎn)。

2.3 級(jí)間冷卻處理

級(jí)間冷卻能夠降低進(jìn)入下一級(jí)的氣體溫度，提高壓縮系統(tǒng)的效率，同時(shí)冷卻過(guò)程中也不可避免的產(chǎn)生壓降。因此，本文利用多孔介質(zhì)模型模擬換熱器，保證第二級(jí)進(jìn)口溫度為303.15 K，額定工況下產(chǎn)生的壓降為20 kPa。為了簡(jiǎn)化模型處理，將換熱器設(shè)置在第二級(jí)導(dǎo)葉前，如圖1所示，既能簡(jiǎn)化流線方向?yàn)檩S向，并且能夠充分保證第二級(jí)進(jìn)口溫度大小。多孔介質(zhì)采用各向異性損失模型，通過(guò)設(shè)置損失系數(shù)來(lái)控制壓降，多孔介質(zhì)中通過(guò)表達(dá)式給出冷源，保證氣體經(jīng)過(guò)冷卻后達(dá)到第二級(jí)進(jìn)口總溫。

2.4 計(jì)算方案

首先對(duì)兩級(jí)離心壓縮機(jī)單獨(dú)進(jìn)行數(shù)值模擬，改變每級(jí)的導(dǎo)葉角度，通過(guò)模擬得到每一級(jí)的變導(dǎo)葉調(diào)節(jié)特性及導(dǎo)葉調(diào)節(jié)范圍。通過(guò)級(jí)間連接建立雙級(jí)離心壓縮機(jī)模型，改變第一級(jí)導(dǎo)葉和第二級(jí)導(dǎo)葉的角度組合，通過(guò)模擬獲得雙級(jí)離心壓縮機(jī)的導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)特性，總結(jié)聯(lián)調(diào)規(guī)律。

進(jìn)行多級(jí)模擬時(shí)，以下式計(jì)算壓縮機(jī)模型等熵效率

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 單級(jí)計(jì)算結(jié)果分析

圖6和圖7分別為第一、二級(jí)離心壓縮機(jī)在不同導(dǎo)葉開(kāi)度下的變工況特性曲線圖，橫坐標(biāo)為流量，縱坐標(biāo)分別為總壓比和等熵效率。由圖可知，第一級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度的調(diào)節(jié)范圍為50°～-10°，第二級(jí)導(dǎo)葉的調(diào)節(jié)范圍為40°～-20°，兩級(jí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)規(guī)律相同。

當(dāng)開(kāi)度為正值并且不斷增大時(shí)，運(yùn)行工況范圍向小流量方向偏移，壓比、效率都逐漸下降，效率最高點(diǎn)向小流量方向偏移，當(dāng)正開(kāi)度過(guò)大時(shí)，效率下降較多。開(kāi)度為負(fù)值時(shí)，導(dǎo)葉變化范圍較小，運(yùn)行工況范圍向大流量方向偏移，壓比增大，效率下降，效率最高點(diǎn)向大流量方向偏移。

為了分析特性曲線變化規(guī)律，以第一級(jí)為例，通過(guò)觀察對(duì)比葉輪內(nèi)的內(nèi)部流動(dòng)情況進(jìn)行分析。 如圖8所示，同一小流量下，選取導(dǎo)葉開(kāi)度分別為 10°、30°和50°的葉尖流動(dòng)情況進(jìn)行分析。當(dāng)流量降低時(shí)，較大的正開(kāi)度能夠更有效地改善葉尖尾部吸力面的流動(dòng)情況，降低了壓縮機(jī)在較小流量時(shí)失速的可能，因而正開(kāi)度能夠減小失速流量，改善失速特性，擴(kuò)大壓縮機(jī)的穩(wěn)定裕度。

（a）10°

（b）30°

（c）50°

圖8 流量26 kg/s導(dǎo)葉開(kāi)度分別為10°、30°和50°的90%葉高處流線圖

Fig.8 Streamline diagram at 0.9 span of 26 kg/s when the opening is 10°, 30°and 50°

圖9為0°、-10°、30°和50°開(kāi)度時(shí)葉輪內(nèi)部馬赫數(shù)分布情況，與0°相比，正開(kāi)度減小了葉輪入口馬赫數(shù)，負(fù)開(kāi)度增大了進(jìn)口馬赫數(shù)。當(dāng)導(dǎo)葉分別向正、負(fù)方向調(diào)節(jié)，葉輪內(nèi)的速度梯度都有所增大，馬赫數(shù)分布更加不均勻，開(kāi)度的絕對(duì)值越大，變化越明顯，由于離心壓縮機(jī)內(nèi)的多種損失都是速度梯度的函數(shù)[17]，損失增加導(dǎo)致導(dǎo)葉調(diào)節(jié)時(shí)整體效率相比0°時(shí)有所下降。

儲(chǔ)能系統(tǒng)中壓縮機(jī)背壓不斷變化，當(dāng)工況接近失速或堵塞時(shí)效率下降，通過(guò)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)可以保證壓縮機(jī)在工況變化時(shí)依然運(yùn)行在相對(duì)較高的效率下。同時(shí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)大大增加了壓縮機(jī)的運(yùn)行工況范圍，特別是向小流量方向，改善了壓縮機(jī)的失速特性。

3.2 雙級(jí)計(jì)算結(jié)果分析

改變第一、二級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度的匹配組合，對(duì)帶有級(jí)間冷卻的雙級(jí)離心壓縮機(jī)變導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)的全工況進(jìn)行數(shù)值模擬，其性能曲線如圖10所示。

（a）0°

（b）-10°

（c）30°

（d）50°

圖9 流量30kg/s導(dǎo)葉開(kāi)度分別為0°、-10°、30°和 50°的50%葉高處馬赫數(shù)分布圖

Fig.9 Distribution of mach number at 0.5 span of 30 kg/s when the opening is 0°,-10°, 30°and 50°

雙級(jí)聯(lián)調(diào)時(shí)，以一、二級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度都為0°的工況為基準(zhǔn)，當(dāng)?shù)谝?、二?jí)導(dǎo)葉都為負(fù)開(kāi)度時(shí)壓比增大，其余開(kāi)度組合的壓比性能都有所降低，任意組合導(dǎo)葉開(kāi)度的效率性能都低于基準(zhǔn)工況。當(dāng)某一級(jí)的導(dǎo)葉開(kāi)度固定，雙級(jí)離心壓縮機(jī)性能變化與另一級(jí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)規(guī)律相同。通過(guò)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)大大擴(kuò)大了雙級(jí)離心壓縮機(jī)的穩(wěn)定裕度，第一、二級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度都在-10°到20°之間時(shí)雙級(jí)壓縮機(jī)平均效率可達(dá)86%以上。

但是并不是任意開(kāi)度組合都利于雙級(jí)離心壓縮機(jī)的變工況調(diào)節(jié)，當(dāng)雙級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度都為較大的正值時(shí)，由于損失較大導(dǎo)致調(diào)節(jié)效率不高。模擬時(shí)亦發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)谝患?jí)開(kāi)度為較大的正值，第二級(jí)為負(fù)開(kāi)度時(shí)，二者對(duì)內(nèi)部流動(dòng)的影響很大且效果相反，此時(shí)內(nèi)部流動(dòng)惡化嚴(yán)重，因此此種開(kāi)度組合調(diào)節(jié)不可取。當(dāng)工況變化時(shí)，開(kāi)度組合的最佳匹配為效率曲線圖中不同流量時(shí)對(duì)應(yīng)的最高效率點(diǎn)的包絡(luò)線。

4 導(dǎo)葉調(diào)節(jié)對(duì)內(nèi)部流動(dòng)的影響

4.1 雙級(jí)聯(lián)調(diào)對(duì)流動(dòng)均勻性的影響

對(duì)比同一流量，相同導(dǎo)葉開(kāi)度下，單獨(dú)調(diào)節(jié)與雙級(jí)聯(lián)調(diào)時(shí)葉輪內(nèi)部流場(chǎng)分布，如圖11所示。圖11(a)中一、二級(jí)導(dǎo)葉單獨(dú)調(diào)節(jié)，在葉輪的葉尖尾部和葉根前中部都分布著低流速區(qū)，葉尖前緣流速高，兩級(jí)的內(nèi)部馬赫數(shù)分布相似。雙級(jí)導(dǎo)葉聯(lián)調(diào)時(shí)如圖11(b)所示，第一級(jí)葉輪內(nèi)流動(dòng)幾乎不變，對(duì)第一級(jí)影響不大，但第二級(jí)的內(nèi)部流動(dòng)有很大的改善，流動(dòng)更加均勻，子午流道內(nèi)的速度梯度大大減小。

但是當(dāng)導(dǎo)葉開(kāi)度都為很大的正值時(shí)，如圖12所示，第一級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度為50°，第二級(jí)開(kāi)度為40°，流量為30 kg/s，與單級(jí)調(diào)節(jié)相比，雙級(jí)聯(lián)調(diào)時(shí)第一級(jí)葉輪內(nèi)部馬赫數(shù)變化不劇烈，但是在第二級(jí)內(nèi)部馬赫數(shù)增大，葉輪進(jìn)口靠近葉尖部分出現(xiàn)高速區(qū)，內(nèi)部流動(dòng)惡化劇烈，導(dǎo)致雙級(jí)離心壓縮機(jī)的整體效率出現(xiàn)了大幅下降。

4.2 一、二級(jí)導(dǎo)葉對(duì)雙級(jí)離心壓縮機(jī)影響效果強(qiáng) 弱對(duì)比

在雙級(jí)聯(lián)調(diào)時(shí)，每一級(jí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)對(duì)整體性能的影響效果能夠?yàn)閷?shí)際調(diào)節(jié)方案提供參考。因此從內(nèi)部流動(dòng)來(lái)對(duì)比一、二級(jí)導(dǎo)葉的調(diào)節(jié)效果，如圖13和圖14所示。同一流量下，選取第一級(jí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)但第二級(jí)保持同一開(kāi)度，以及第二級(jí)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)但第一級(jí)保持同一開(kāi)度的內(nèi)部流動(dòng)情況進(jìn)行對(duì)比。為了便于對(duì)比，選取流動(dòng)特征更為明顯的葉尖處進(jìn)行觀察。

從圖中可知，任意級(jí)導(dǎo)葉角度固定，另一級(jí)導(dǎo)葉角度變化時(shí)，固定級(jí)中葉輪內(nèi)部呈現(xiàn)相似的流動(dòng)特征，因此兩級(jí)導(dǎo)葉對(duì)雙級(jí)離心壓縮機(jī)的整體性能的影響效果的強(qiáng)弱是基本相同的。

4.3 導(dǎo)葉調(diào)節(jié)對(duì)葉輪進(jìn)口流動(dòng)的影響

同一流量下，不同導(dǎo)葉開(kāi)度時(shí)的葉輪進(jìn)口馬赫數(shù)分布如圖15所示，與0°時(shí)相比，負(fù)開(kāi)度時(shí)葉尖吸力面處的高速流體范圍增大，正開(kāi)度時(shí)隨著開(kāi)度增大，葉尖吸力面處的高速流體范圍逐漸消失，并逐漸在葉尖壓力面處出現(xiàn)，尺寸增大。這是由于0°工況時(shí)，葉片進(jìn)口彎角與相對(duì)速度氣流角不同，此時(shí)葉尖攻角為4.27°，導(dǎo)葉開(kāi)度向負(fù)方向增大時(shí)攻角增大，流動(dòng)變化更為劇烈，導(dǎo)葉開(kāi)度向正方向增大時(shí)攻角逐漸減小至負(fù)值，導(dǎo)致吸力面處高速流體消散并逐漸在壓力面凝聚。

5 結(jié) 論

本文建立了帶級(jí)間冷卻的雙級(jí)離心壓縮機(jī)幾何模型，利用多孔介質(zhì)模擬換熱器，通過(guò)CFD進(jìn)行數(shù)值模擬，研究第一、二級(jí)導(dǎo)葉單獨(dú)調(diào)節(jié)和雙級(jí)導(dǎo)葉聯(lián)合調(diào)節(jié)時(shí)的壓縮機(jī)性能變化和內(nèi)部流動(dòng)情況，得出如下主要結(jié)論。

（1）單級(jí)變導(dǎo)葉調(diào)節(jié)時(shí)，正開(kāi)度使運(yùn)行工況向小流量方向偏移，改善了失速特性，負(fù)開(kāi)度變化范圍較小，可以獲得較大的壓比。當(dāng)工況近失速或堵塞時(shí)效率下降，通過(guò)導(dǎo)葉調(diào)節(jié)可以保證壓縮機(jī)在工況變化時(shí)依然運(yùn)行在較高的效率下。

（2）雙級(jí)聯(lián)調(diào)時(shí)，與雙級(jí)導(dǎo)葉都為額定開(kāi)度的工況對(duì)比，當(dāng)?shù)谝?、二?jí)導(dǎo)葉都為負(fù)開(kāi)度時(shí)壓比增大，其余導(dǎo)葉開(kāi)度組合的壓比性能都有所降低，任意導(dǎo)葉開(kāi)度組合的效率性能都低于基準(zhǔn)工況。合理的雙級(jí)導(dǎo)葉聯(lián)調(diào)改善了第二級(jí)壓縮機(jī)內(nèi)部流動(dòng)的均勻性，但是當(dāng)兩級(jí)導(dǎo)葉開(kāi)度都為很大的正值時(shí)，流動(dòng)惡化嚴(yán)重，效率降低。

（3）兩級(jí)導(dǎo)葉對(duì)雙級(jí)離心壓縮機(jī)的整體性能的影響效果的強(qiáng)弱基本相同。

（4）第一級(jí)開(kāi)度由負(fù)到正變化時(shí)，第一級(jí)葉輪進(jìn)口葉尖吸力面附近高速流體區(qū)域縮小，并在壓力面凝聚。

[1] 張新敬, 陳海生, 劉金超, 等. 壓縮空氣儲(chǔ)能技術(shù)研究進(jìn)展[J]. 儲(chǔ)能科學(xué)與技術(shù), 2012, 1 (1): 26-40.

ZHANG Xinjing, CHEN Haisheng, LIU Jinchao, et al. Research progress in compressed air energy storage system: A review[J]. Energy Storage Science and Technology, 2012, 1 (1): 26-40.

[2] 陳海生, 劉金超, 郭歡, 等. 壓縮空氣儲(chǔ)能技術(shù)原理[J]. 儲(chǔ)能科學(xué)與技術(shù), 2013, 2 (2): 146-151.

CHEN Haisheng, LIU Jinchao, GUO Huan, et al. Technical principle of compressed air energy storage system[J]. Energy Storage Science and Technology, 2013, 2 (2): 146-151.

[3] 劉暢, 徐玉杰, 胡珊, 等. 壓縮空氣儲(chǔ)能電站技術(shù)經(jīng)濟(jì)性分析[J]. 儲(chǔ)能科學(xué)與技術(shù), 2015, 4 (2): 158-168.

LIU Chang, XU Yujie, HU Shan, et al. Techno-economic analysis of compressed air energy storage power plant[J]. Energy Storage Science and Technology, 2015, 4 (2) : 158-168.

[4] STEINKE R J, CROUSE J E. Preliminary analysis of the effectiveness of variable geometry guide vanes to control rotor inlet flow conditions[R]. NASA TND- 3823, 1967.

[5] DONALD C U, RONALD J S, WALTER S C. Stalled and stall-free performance of axial-flow compressor stage with three inlet-guide-vane and stator-blade settings[R]. NASA TND-8457, 1977.

[6] BROICHHAUSEN K D, HARSTER P. Aerodynamic analysis of a transonic compressor with variable stator vanes[R]. ASME TND-8457, 1977.

[7] PEKOS N F, FABI J, JACKSON A J, et al. Variable geometry and multicycle engines[C]//Proceedings of the Advisory Group for Aerospace Research and Development Meuiuy-sur-seine Conferece Proceedings, France: Agard, 1977.

[8] WESTMORELAND J S, HOWLETT R A, LOHMANN R P. Progress with variable cycle engines[J]. Supersonic Cruise Research, 1979: 371-390.

[9] ROY-AIKINS J E. Considerations for the use of variable geometry in gas turbines[C]//ASME 1990 International Gas Turbine and Aeroengine Congress and Exposition. American Society of Mechanical Engineers, 1990: doi: 10.1115/90-GT-271.

[10] MOHTAR H, CHESSE P, YAMMINE A, et al. Variable inlet guide vanes in a turbocharger centrifugal compressor: Local and global study[R]. SAE Technical Paper, 2008.

[11] ISHINO Minoru, IWAKIRI Yuji, BESSHO Akinobu. Effects of variable inlet guide vanes on small centrifugal compressor performance[C]//Proceedings of the ASME 1999 International Gas Turbine and Aeroengine Congress and Exhibition, USA: Indianapolis, Indiana, 1999.

[12] SWAIN E. The design of an inlet guide vane assembly for an industrial centrifugal compressor[J]. Energy Saving in the Design and Operation of Compressors, 1996, 13: 11-12.

[13] COPPINGER M, SWAIN E. Performance prediction of an industrial centrifugal compressor inlet guide vane system[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy, 2000, 214 (2): 153-164.

[14] EBISAWA Naoto, FUKUSHIMA Yasuo, ORIKASA Hideaki. Dynamic simulation of centrifugal compressor startup with inlet guide vane[C]//ASME 2011 Turbo Expo: Turbine Technical Conference and Exposition, American Society of Mechanical Engineers, 2011: 2067-2074.

[15] HILL H E, NG W F, VLACHOS P P, et al. 2d parametric study using cfd of a circulation control inlet guide vane[C]//ASME Turbo Expo 2007: Power for Land, Sea, and Air. American Society of Mechanical Engineers, 2007: 1405-1413.

[16] TSALAVOUTAS A, MATHIOUDAKIS K, STAMATIS A, et al. Identifying faults in the variable geometry system of a gas turbine compressor[J]. Journal of Turbomachinery, 2001, 123 (1): 33-39.

[17] GALVAS M R. Analytical correlation of centrifugal compressor design geometry for maximum efficiency with specific speed[R]. USA: Washington D.C., 1972.

Analysis on joint adjusting of a two-stage centrifugal compressor with inter-stage cooling and variable guide vanes

1,2,1,1,2,1,1

(1Institute of Engineering Thermophysics, Chinese Academy of Sciences, Beijing 100190, China;2University of Chinese Academy of Sciences, Beijing 100049, China)

A numerical model of a two-stage centrifugal compressor with inter-stage cooling and variable guide vanes has been developed. Analyses are made using the model on the performance of the compressor while the two-stage vanes are adjusted. The results illustrate that when each of the two-stage guide vanes adjusted, they follows the same rules: a positive opening of the guide vane improves the stall features; a negative opening leads to a pressure ratio increase.; but the isentropic efficiency drops for both the positive or negative openings of the vane. When two-stage guide vanes are adjusted jointly using the zero opening as the reference, the pressure ratio increases only when the opening of two-stage guide vanes are all negative whereas the pressure ratio decreases in all other cases. The isentropic efficiency of all opening cases is lower than that at the reference condition. Internal flow analyses suggest that the uniformity of the internal flow of the second stage can be improved through jointly adjusting the two vanes. The effect of adjusting the guide vanes of the two stages is the same on the performance of the two-stage centrifugal compressor. When the opening of first stage guide vane changes from negative to positive, the area of high velocity at the suction surface of the impeller inlet shroud decreases, concentrating on the pressure surface around the shroud.

two-stage centrifugal compressor; interstage cooling; adjustable guide vane; joint adjusting

10.12028/j.issn.2095-4239.2016.0010

TK 0

A

2095-4239（2017）01-108-08

2016-04-06；

2016-07-17。

國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃項(xiàng)目（973計(jì)劃）（2015CB251302）和國(guó)家自然科學(xué)優(yōu)秀青年基金項(xiàng)目（51522605）。

閆雪（1990—），女，碩士研究生，研究方向?yàn)閴嚎s空氣儲(chǔ)能、葉輪機(jī)械氣動(dòng)熱力學(xué)，E-mail：yanxue_hcl@163.com；

陳海生，研究員，研究方向?yàn)榇笠?guī)模壓縮空氣儲(chǔ)能，E-mail：chen_hs@mail.etp.ac.cn。