葉頂間隙對離心壓氣機(jī)的多工況性能影響

張晉東，趙永勝，魏學(xué)行，李 維，姚旭運(yùn)，趙文舒

(1.山西大同北方天力增壓技術(shù)有限公司 山西 大同，037036；2.大連交通大學(xué) 交通運(yùn)輸工程學(xué)院，遼寧 大連 116028;3.多倫多大學(xué) 機(jī)械與工業(yè)工程學(xué)院，安大略 多倫多 M5S2E8)

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葉頂間隙對離心壓氣機(jī)的多工況性能影響

張晉東1，趙永勝2，魏學(xué)行2，李 維2，姚旭運(yùn)2，趙文舒3

(1.山西大同北方天力增壓技術(shù)有限公司 山西 大同，037036；2.大連交通大學(xué) 交通運(yùn)輸工程學(xué)院，遼寧 大連 116028;3.多倫多大學(xué) 機(jī)械與工業(yè)工程學(xué)院，安大略 多倫多 M5S2E8)

為研究多工況下不同葉頂間隙尺寸壓氣機(jī)的性能差異及規(guī)律，運(yùn)用Fluent軟件對4種不同間隙尺寸的半開式離心壓氣機(jī)模型進(jìn)行了數(shù)值模擬計(jì)算和比較分析.研究結(jié)果表明，隨著葉頂間隙的增大，壓比與效率出現(xiàn)了不同程度的下降，且隨著轉(zhuǎn)速提升，下降趨勢愈加明顯，但在小間隙范圍內(nèi)，穩(wěn)定工況范圍和失速流量點(diǎn)卻得到了提升；在相同葉頂間隙下，隨著質(zhì)量流量的遞減，葉輪葉片背面均出現(xiàn)了明顯的分離流動現(xiàn)象且流道中出現(xiàn)了明顯的回流.同時(shí)，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差較小，驗(yàn)證了計(jì)算方法的準(zhǔn)確性.

內(nèi)燃機(jī)；離心壓氣機(jī)；葉頂間隙；氣動性能；多工況

離心葉輪機(jī)械的間隙尺寸是其重要參數(shù)之一，它對增壓器的工況范圍、效率、最大壓比、能量的傳遞和損失以及二次流、噪聲都有重要的影響[1-7].張楚華等通過對6種不同大小間隙的離心壓氣機(jī)的研究表明，隨著相對間隙的加大，效率和壓比均出現(xiàn)了減小的現(xiàn)象[3]；劉正先等通過對亞音速下不同葉頂間隙的研究表明，葉輪主流在下游遇到由于葉頂間隙產(chǎn)生的間隙泄漏渦而引起葉輪能量的損失，導(dǎo)致效率下降[4-5]；Schleer M等通過對兩種不同間隙的離心葉輪進(jìn)行研究發(fā)現(xiàn)，由于高載荷對主流葉片前緣位置處的影響，導(dǎo)致離心葉輪流場的變化，二次流嚴(yán)重影響主流，導(dǎo)致間隙泄漏渦的產(chǎn)生[6]；Sinha M等針對葉輪和擴(kuò)壓器進(jìn)行研究發(fā)現(xiàn)，由于葉輪葉片和擴(kuò)壓器葉片的分離流動導(dǎo)致了大量尾流的產(chǎn)生[7].

由于加工工藝以及葉輪結(jié)構(gòu)強(qiáng)度等工程實(shí)際需求，過小的間隙尺寸較難實(shí)現(xiàn)，因此需要在整體性能與工程實(shí)際間做到平衡，找到較合適的葉輪間隙尺寸，以同時(shí)兼顧高壓比、高效率、大穩(wěn)定工況范圍，小失速點(diǎn)流量等因素.由于葉輪機(jī)械內(nèi)部流場的復(fù)雜多變性，且國內(nèi)研究起步較晚，目前也較多依賴于試驗(yàn)研究.但是試驗(yàn)研究有周期長、成本高、對細(xì)節(jié)掌控較弱等弱點(diǎn)，同時(shí)隨著商業(yè)流體計(jì)算軟件的成熟，所以本文用數(shù)值模擬對其工作過程進(jìn)行仿真計(jì)算達(dá)到研究目的.本文預(yù)測4種不同葉頂間隙的壓氣機(jī)在多轉(zhuǎn)速、多工況下的性能特性，通過計(jì)算分析找出流動情況與效率之間的關(guān)系，以確定較合適的的間隙尺寸.

1 研究對象及方法

1.1 模型及網(wǎng)格

研究選取某小型渦輪增壓器離心壓氣機(jī)部分為研究對象，其主要參數(shù)如表 1所示.在文中提出了4種不同寬度的相對間隙，根據(jù)文獻(xiàn)[8-9]，在相對間隙(間隙寬度t與葉輪出口寬度b之比)小于7%的范圍內(nèi)選取了具有代表性的葉頂間隙情況進(jìn)行預(yù)測分析，分別為0.3mm、0.5mm、0.7mm、1mm，其中原型機(jī)的間隙尺寸為0.5mm，其對應(yīng)的相對間隙分別為1.9%、3.1%、4.4%、6.3%.由于此次計(jì)算量較大，且需要反復(fù)計(jì)算，因此此次計(jì)算采用的是單通道計(jì)算網(wǎng)格，如圖 1所示.在網(wǎng)格劃分過程中，壓氣機(jī)整體結(jié)構(gòu)分為擴(kuò)壓器、壓氣機(jī)殼以及葉輪三部分，分別獨(dú)立劃分網(wǎng)格，再通過結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格生成模塊完成網(wǎng)格的連接.為了能夠更加真實(shí)地反映出流場內(nèi)部的情況，提高數(shù)值計(jì)算的精確度，滿足邊界層計(jì)算要求，對壁面網(wǎng)格進(jìn)行了加密處理；同時(shí)，為提高網(wǎng)格質(zhì)量，采用了蝶形網(wǎng)格.該半開式離心壓氣機(jī)幾何模型如圖 2所示.

表1 葉輪主要參數(shù)

名稱參數(shù)值葉輪主葉片/片分流葉片/片進(jìn)口葉頂半徑/mm葉根半徑/mm出口半徑/mm出口葉高/mm葉頂間隙/mm8833.511456.50.5

圖1 壓氣機(jī)網(wǎng)格模型

圖2 半開式離心壓氣機(jī)幾何模型

1.2 研究方法

本文使用Fluent軟件進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，采用分離變量方法求解非定常三維RANS方程，湍流模型選擇對流線曲率更大及高應(yīng)變率流場有更好處理效果的RNG K-ε兩方程模型.固壁邊界條件選用絕熱無滑移，進(jìn)口給定總壓總溫進(jìn)氣方向的邊界條件，出口給定質(zhì)量流量，從阻塞工況起，通過控制出口流量，達(dá)到變工況特性目的.同時(shí)根據(jù)此次研究對象的工作轉(zhuǎn)速范圍，從中選定7萬r/min，8萬r/min,9萬r/min,10萬r/min 4個(gè)轉(zhuǎn)速分別進(jìn)行仿真模擬計(jì)算.

2 模型驗(yàn)證

為保證數(shù)值模擬計(jì)算的準(zhǔn)確性，針對離心壓氣機(jī)(文中葉頂間隙0.5mm模型出處)在增壓器臺架進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)時(shí)通過控制壓氣機(jī)進(jìn)口流量，測得壓氣機(jī)進(jìn)出口壓力、溫度、轉(zhuǎn)速等數(shù)據(jù).由于試驗(yàn)條件下的情況較復(fù)雜，不能保證與計(jì)算所選定轉(zhuǎn)速相一致，因此不能利用同一轉(zhuǎn)速下的數(shù)據(jù)進(jìn)行比對.本文利用試驗(yàn)喘振數(shù)據(jù)同折算到標(biāo)準(zhǔn)情況下的模擬計(jì)算預(yù)測喘振數(shù)據(jù)進(jìn)行對比.從圖3中可以看出，模擬計(jì)算數(shù)據(jù)在中轉(zhuǎn)速下與試驗(yàn)數(shù)據(jù)能較好地吻合，在低轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)速下都有不同程度的誤差.其中在低轉(zhuǎn)速下計(jì)算壓與試驗(yàn)值相比偏大，失速邊界略向左偏移，在模擬計(jì)算選定最小轉(zhuǎn)速7萬r/min時(shí)誤差為4.8%；在高轉(zhuǎn)速下計(jì)算壓較試驗(yàn)值偏小，失速邊界向右偏移，其中模擬選定最大轉(zhuǎn)速10萬r/min時(shí)誤差為5.9%.分析其中的原因，極可能是由于在偏離正常轉(zhuǎn)速情況下流動情況復(fù)雜且與所給定的邊界條件有所差別造成的.但從總體上看，誤差在可接受范圍之內(nèi)，該模型的數(shù)值模擬計(jì)算所得數(shù)據(jù)與試驗(yàn)值能較好地吻合，同時(shí)也驗(yàn)證了本文所選擇的4個(gè)模擬計(jì)算轉(zhuǎn)速是較合理的，所以本文采用的數(shù)值模擬計(jì)算方法對該半開式離心壓氣機(jī)性能的預(yù)測有較大的可信度.

圖3 原模型試驗(yàn)值與計(jì)算值對比圖

3 結(jié)果分析

3.1 葉頂間隙對總體性能的影響

(a) 7萬r/min

(b) 8萬r/min

(c) 9萬r/min

(d) 10萬r/min圖4 4種葉頂間隙不同工況性能曲線

圖4為不同工況下、不同葉頂間隙模型隨質(zhì)量流量的增大其壓比與絕熱效率的整體變化趨勢情況.仿真數(shù)據(jù)顯示4種不同尺寸模型的特性表現(xiàn)出一定規(guī)律性.隨著葉頂間隙從0.3mm增大到1mm，所有工況下壓氣機(jī)的效率與壓比都有明顯的下降.當(dāng)間隙尺寸從0.3mm加至0.5mm時(shí)，壓比曲線變化較小，在不同轉(zhuǎn)速下0.3mm與0.5mm的阻塞流量基本一致，但是在0.5mm情況下失速點(diǎn)流量有所提前，穩(wěn)定工況范圍更大.當(dāng)葉頂間隙繼續(xù)增大時(shí)，阻塞流量有所提前，雖失速點(diǎn)有小幅度提前，但總體穩(wěn)定工況范圍卻縮小.在效率曲線圖中，當(dāng)葉頂間隙增大時(shí)，效率曲線整體出現(xiàn)下降的趨勢，且均出現(xiàn)不同程度的左移.葉頂間隙尺寸由0.3mm加至0.5mm時(shí)，在中低轉(zhuǎn)速小質(zhì)量流量下，效率反而出現(xiàn)上升的現(xiàn)象.并且隨著轉(zhuǎn)速不斷升高，在小流量下的曲線部分變得更加舒緩，下降趨勢明顯變?nèi)?分析其中原因，當(dāng)相對間隙較小(≤3.1%即間隙為0.5mm)時(shí)，壓氣機(jī)內(nèi)部流場受到較大的約束，由于流場較難適應(yīng)邊界條件的變化，更易造成失穩(wěn)，因此反而出現(xiàn)了穩(wěn)定工況范圍增大以及小工況下效率上升的情況；當(dāng)葉頂相對間隙繼續(xù)增大后，流場的自由度增加，同時(shí)由于間隙的增大，泄漏流加強(qiáng)，與壓氣機(jī)主流發(fā)生相互影響，維持了小流量下壓氣機(jī)的效率.但當(dāng)流量、轉(zhuǎn)速增大時(shí)，雷諾數(shù)隨之增大，內(nèi)部流動更加復(fù)雜，在非正常轉(zhuǎn)速下由于葉頂間隙產(chǎn)生的二次流負(fù)面影響占主要作用，從而嚴(yán)重破壞了葉輪的做功效率，導(dǎo)致在大流量情況下的效率急速下降以及壓氣機(jī)穩(wěn)定工況范圍的縮小.

4種葉頂間隙多工況下最大壓比和最大效率對比見表2和表3.

表2 4種葉頂間隙多工況下最大壓比

轉(zhuǎn)速/萬r·min-1葉頂間隙/mm0.30.50.71.071.821.79(-1.6%)1.73(-4.9%)1.62(-11.0%)82.122.08(-1.9%)2.00(-5.5%)1.86(-12.3%)92.492.44(-2.1%)2.34(-6.0%)2.15(-13.7%)103.153.07(-2.5%)2.94(-6.7%)2.68(-14.9%)

表3 4種葉頂間隙多工況下最大效率

轉(zhuǎn)速/萬r·min-1葉頂間隙/mm0.30.50.71.0780.579.2(-1.3%)76.7(-3.8%)71.7(-8.8%)879.978.4(-1.5%)75.7(-4.2%)70.5(-9.4%)978.977.1(-1.8%)73.3(-5.6%)68.8(-10.1%)1077.275.0(-2.2%)71.1(-6.1%)65.9(-11.3%)

表2和表3中，括號里的數(shù)值為峰值變化，即當(dāng)前間隙下與0.3mm時(shí)數(shù)據(jù)對比值，其按照下式計(jì)算：

P =(Cx-C0.3)/Cx

式中：C0.3為間隙0.3mm時(shí)數(shù)據(jù)；Cx為對應(yīng)間隙下數(shù)據(jù).

由表2和表 3中可看出壓比與效率的峰值變化呈現(xiàn)出相似的變化趨勢，最大壓比和效率隨著葉頂間隙增大而減小，壓比隨轉(zhuǎn)速增加而增大、效率隨轉(zhuǎn)速增加而減小.當(dāng)葉頂間隙由0.3mm增加到1mm、轉(zhuǎn)速由7萬r/min增加到10萬r/min時(shí)，壓比峰值出現(xiàn)11.0%～14.9%、最大效率出現(xiàn)8.8%～11.3%不等的下降.但是當(dāng)葉頂間隙尺寸由0.3mm增加到0.5mm時(shí)，壓比與效率的變化并不十分明顯.其中10萬r/min時(shí)壓比峰值也僅降低了2.5%，最大效率下降了2.2%.這表明葉頂間隙與壓比和效率之間并不僅僅是簡單的線性關(guān)系，且在相同葉頂間隙條件下轉(zhuǎn)速越高，對壓比與效率的影響越明顯，下降速率越大.

3.2 葉頂間隙對工況范圍的影響

表4為4種葉頂間隙多工況下失速點(diǎn)與阻塞點(diǎn)的對比.

表4 4種葉頂間隙多工況下失速點(diǎn)與阻塞點(diǎn)對比

轉(zhuǎn)速/萬r·min-1葉頂間隙/mm失速點(diǎn)流量/kg·s-1阻塞點(diǎn)流量/kg·s-1流量范圍70.30.50.71.00.130.110.110.100.390.390.370.330.260.280.250.2080.30.50.71.00.220.180.200.200.510.500.480.450.290.320.280.2590.30.50.71.00.280.260.260.240.530.530.510.460.250.270.250.22100.30.50.71.00.370.340.340.320.570.570.540.500.200.230.200.18

由表 4可看出，間隙尺寸對離心葉輪的穩(wěn)定工況范圍影響較大.當(dāng)間隙尺寸從0.3mm增加到0.5mm時(shí)，穩(wěn)定工況的工作范圍絕對值出現(xiàn)0.2kg/s至0.3kg/s不等的增長，且均出現(xiàn)穩(wěn)定工況范圍向小流量方向移動的趨勢，說明在相對葉頂間隙較小的情況下適當(dāng)增大葉頂間隙能有效擴(kuò)穩(wěn).但是當(dāng)間隙尺寸再增加時(shí)，穩(wěn)定工況的工作范圍絕對值卻明顯減小.當(dāng)間隙尺寸為0.5mm、轉(zhuǎn)速為8萬r/min時(shí)穩(wěn)定工況范圍達(dá)到最大.為同時(shí)取得高壓比、高效率、大穩(wěn)定工況范圍，小失速點(diǎn)流量，較理想的間隙尺寸在0.3～0.5mm(相對間隙大小為1.9%～3.1%).

3.3 葉輪葉片壓力及流場分析

為深入研究流動與效率之間的關(guān)系，結(jié)合上述分析，選取最具工程實(shí)際意義的葉頂間隙為0.5mm，轉(zhuǎn)速8萬r/min，流量0.4kg/s時(shí)的模型進(jìn)行分析.圖 5為該模型下的葉輪轉(zhuǎn)子葉片表面靜壓分布圖.

從圖5中可以看出，沿流場流進(jìn)方向葉片表面靜壓逐漸增大，但到達(dá)95%葉高之后葉片壓力面靜壓均出現(xiàn)劇烈下降，與最大靜壓點(diǎn)相比壓力均出現(xiàn)了20%左右的下降，吸力面靜壓降幅較小但也有8%的下降.說明此時(shí)葉頂間隙處流場出現(xiàn)了劇烈變化，這也導(dǎo)致葉輪壓比與絕熱效率的下降.因此對8萬r/min時(shí)大中小三個(gè)質(zhì)量流量工況下在95%葉高處葉輪流道相對速度矢量圖進(jìn)行具體分析.

如圖 6所示，在流量為0.24kg/s工況下葉輪通道的流場情況最為復(fù)雜，在葉輪主葉片和分流葉片的葉背面均出現(xiàn)了明顯的分離流動現(xiàn)象，并產(chǎn)生渦流形成低速區(qū)，流道中央有一定程度的回流現(xiàn)象出現(xiàn)，在主葉片、分流葉片出口區(qū)域均有較大的速度梯度，這也是影響葉輪效率不高的重要因素.當(dāng)流量增加到0.4kg/s時(shí)，葉輪整體流動情況較理想，流道中既沒有明顯回流也沒有大的分離流動，也保證了轉(zhuǎn)子效率較高.流量繼續(xù)增大到0.53kg/s時(shí)，葉輪流道的流動情況主要表現(xiàn)為主流區(qū)馬赫數(shù)較大，在流道壁面附近的邊界層速度梯度較大，摩擦損失較高，致使葉輪效率降低并且由于流速很高，混合流動造成較大的流動損失，在無葉擴(kuò)壓器中的擴(kuò)壓流動軌跡也將變長，必然造成較大的摩擦損失；同時(shí)葉輪出口處有明顯的“射流-尾跡”現(xiàn)象，造成了較大的出口流動損失，導(dǎo)致葉輪以及整機(jī)的效率大幅度下降.

(a)主葉片壓力面 (b) 主葉片吸力面

(c)分流葉片壓力面 (d)分流葉片吸力面

圖5 葉輪葉片表面靜壓云圖

(a)流量為0.24kg/s (b)流量為0. 4kg/s (c)流量為0.53kg/s圖6 轉(zhuǎn)速8萬r/min在大中小3種工況下95%葉高處葉輪流道相對速度矢量圖

4 結(jié)論

(1)數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)能較好吻合且誤差較小，說明使用的計(jì)算方式以及模型能準(zhǔn)確預(yù)測不同間隙對半開式離心壓氣機(jī)特性的影響.

(2)在不同工況下，半開式離心壓氣機(jī)的壓比及效率均表現(xiàn)出隨葉頂間隙的增大而減小的規(guī)律，當(dāng)葉頂間隙由0.3mm增加到1mm、轉(zhuǎn)速由7萬r/min增加到10萬r/min時(shí)，壓比峰值出現(xiàn)11.0%～14.9%、最大效率出現(xiàn)8.8%～11.3%不等的下降.但是當(dāng)葉頂間隙尺寸由0.3mm加到0.5mm時(shí)，壓比與效率的變化并不十分明顯.其中10萬r/min時(shí)壓比峰值也僅降低了2.5%，最大效率下降了2.2%.且在相同葉頂間隙條件下轉(zhuǎn)速越高，對壓比與效率的影響越明顯，下降速率越大.

(3)在葉頂間隙相對較小時(shí)(小于等于3.1%)，壓氣機(jī)的穩(wěn)定工況范圍絕對值有所增大，且失速流量點(diǎn)減小并向小流量方向移動.當(dāng)間隙尺寸繼續(xù)加大時(shí)，穩(wěn)定工況工作范圍絕對值減小，失速點(diǎn)流量變大.

(4)在相同葉頂間隙下，隨著質(zhì)量流量的遞減，在葉輪主葉片和分流葉片的葉背面均出現(xiàn)了明顯的分離流動現(xiàn)象且流道中出現(xiàn)了明顯的回流；在大質(zhì)量流量下，流道邊界層速度梯度較大，同時(shí)在葉輪出口處有明顯的“射流-尾跡”現(xiàn)象，導(dǎo)致葉輪以及整機(jī)的效率大幅度下降.參考文獻(xiàn)：

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(編輯：郝秀清)

Effect of tip clearance on the performance of centrifugal compressor under multiple load conditions

ZHANG Jin-dong1,ZHAO Yong-sheng2, WEI Xue-xing2, LI Wei2, YAO Xu-yun2, ZHAO Wen-shu3

(1.Datong North Tianli Turbocharging Technology Company Limited,Datong 037036,China; 2.College of Communication and Transportation Engineering,Dalian Jiaotong University, Dalian 116028, China; 3. Department of Mechanical and Industrial Engineering, University of Toronto, Toronto M5S2E8, Canada)

In order to explore the influence of different tip clearance on the performance of the compressor, the numerical simulation of the model of four kinds of semi open centrifugal compressor with different tip clearance was carried out by using the Fluent software. The results show that with the increase of the tip clearance, the pressure ratio and efficiency have different degrees of decline, and with the increase of the speed, the downward trend is more obvious, but in a small clearance range, the stable range and the stall flow point has been improved.At the same tip clearance, with the decrease of mass flow, there appears obvious flow separation phenomenon arround the impller blades and obvious reflux in the channel. At the same time, the numerical simulation and the experimental results are in good agreement, which verifies the accuracy of the calculation method, and provides a guiding significance for the engineering practice.

IC engine; centrifugal compressor；tip clearance；aerodynamic performance；multiple working conditions.

2016-03-13

科技部國家國際科技合作專項(xiàng)(2014DFA70140)

張晉東，男，zjd2082@sina.com; 通信作者：魏學(xué)行，男，282864961@qq.com

1672-6197(2017)01-0007-05

TK421.8

A