非絕熱壁面邊界在離心壓氣機數(shù)值模擬中的應用

吳東潤，滕金芳，羌曉青，馬 威

非絕熱壁面邊界在離心壓氣機數(shù)值模擬中的應用

吳東潤，滕金芳，羌曉青，馬 威

（上海交通大學，上海 200240）

隨著離心壓氣機級負荷與溫升水平的提高，為了提升對離心壓氣機的數(shù)值模擬精度，在數(shù)值模擬中需要采用非絕熱壁面邊界條件。本文以一臺設計良好的現(xiàn)役離心壓氣機為研究對象，對其數(shù)值模擬的壁面邊界條件中分別應用了絕熱壁面邊界條件，以及等溫和給定傳熱系數(shù)這兩類常用的非絕熱壁面邊界條件，對比分析了非絕熱壁面邊界條件對數(shù)值模擬精度的影響及其原因。采用給定傳熱系數(shù)壁面邊界條件的數(shù)值模擬結果中，效率計算誤差最小，設計點效率誤差較絕熱計算下降46.6%，且計算結果對傳熱系數(shù)偏差有一定容忍度；產生上述差異的原因主要源于葉頂損失相關計算。采用等溫壁面邊界條件的設計點數(shù)值模擬結果中，參考溫度偏差使等溫邊界相比絕熱邊界效率計算誤差增大93.2%，說明等溫邊界對參考溫度敏感，其進一步應用需依靠更精確的參考溫度。

離心壓氣機；數(shù)值模擬；非絕熱邊界；傳熱效應

1 前言

壓氣機數(shù)值模擬中，絕熱壁面邊界即假設葉片、輪轂和外機匣壁面無熱流的邊界條件。絕熱壁面邊界設置簡單，當近壁面處傳熱過程不顯著時具有較好的計算精度，因此廣泛地應用于壓氣機數(shù)值模擬中。但由于忽略了壁面非絕熱過程的影響，絕熱壁面邊界模擬壁面?zhèn)鳠犸@著的模型時計算結果將不能滿足精度需求，例如模擬壓氣機功率與壁面?zhèn)鳠崃肯嘟?、工作環(huán)境溫度分布不均勻等工況結果較差。非絕熱壁面邊界假設壁面有熱流通過，該假設相較絕熱壁面邊界更接近真實過程，尤其在壁面?zhèn)鳠犸@著的情況下。已有研究針對上述壁面?zhèn)鳠犸@著的工況應用非絕熱壁面邊界，并獲得了更好的模擬結果［1～7］。

目前隨著離心壓氣機的發(fā)展，單級壓比急劇增加，進而溫度梯度也急劇增加。比如最新設計的單級離心壓氣機［8］，其壓比已經達到5.2，總溫比已經超過1.75。更嚴峻的問題是，由于離心葉輪出口寬度最窄，傳熱效應最為顯著。因而對高性能離心壓氣機的數(shù)值模擬中，采用無壁面?zhèn)鳠岬慕^熱壁面邊界條件的數(shù)值模擬結果精度較低，不能滿足對離心壓氣機設計和流動機理研究的需要。為了提高對高性能離心壓氣機的數(shù)值模擬精度，需要設置與真實流動更接近的非絕熱壁面邊界條件。但是非絕熱壁面邊界條件對離心壓氣機數(shù)值模擬精度的影響以及其物理機理目前還不是很清楚，需要進行深入的研究。特別是高壓比離心壓氣機做功能力強，非絕熱邊界條件在傳熱量與功率比值不顯著時的作用尚未充分研究。

本文以一臺設計良好的現(xiàn)役離心壓氣機為研究對象，對其數(shù)值模擬的壁面邊界條件中分別應用絕熱壁面邊界條件，以及等溫和給定傳熱系數(shù)這兩類常用的非絕熱壁面邊界條件，對比分析非絕熱壁面邊界條件對數(shù)值模擬精度的影響及其原因。

2 研究對象與數(shù)值方法

2.1 研究對象

研究的對象為跨音速單級離心壓氣機（Ro lls-RoyceDDA404-III改進型），其結構如圖1所示，主要結構與熱態(tài)性能參數(shù)如表1所示［12］。該離心壓氣機由帶分流葉片的離心葉輪和有葉擴壓器組成，應用于卡車/汽車和電站中先進的燃氣輪機再循環(huán)技術等領域。該型號離心壓氣機單級溫比達1.6，壓氣機內部流體溫度梯度顯著，適合作為非絕熱邊界條件的詳細研究對象。研究人員對該模型進行了大量的實驗研究［9～11］。

圖 1RRDDA404-III改進型離心壓氣機結構示意

表1 RR DDA 404-III改進離心壓氣機型熱態(tài)設計性能、結構參數(shù)

2.2 數(shù)值方法

采用NumecaIGG/Autogrid組件對Rolls-RoyceDDA404-III改進型離心壓氣機劃分結構化網(wǎng)格，離心葉輪采用O4H拓撲結構，有葉擴壓器采用HOH拓撲結構，網(wǎng)格總數(shù)約為180萬。采用Num eca/Fine組件進行定常RANS數(shù)值計算，湍流模型選用S-A模型。進口給定總溫、總壓和速度方向，出口按徑向平衡方程給定平均半徑處的靜壓。

處理固體壁面時，分別采用絕熱和非絕熱壁面邊界。非絕熱壁面邊界采用給定傳熱系數(shù)和等溫兩類最通用的給法，給定傳熱系數(shù)法已在以往的研究中大量應用，其效果有較好評估［12］。等溫壁面的處理方式還可參考文獻［4，5，13，14］。

采用等溫或對流換熱系數(shù)壁面邊界條件時，本文參考了相同進出口邊界條件下絕熱計算的結果給定參考溫度，以保證采用新計算邊界后其結果具有可比性。等溫壁面邊界條件可分輪轂、外機匣和葉片3部分給定，其中葉片還應區(qū)分吸力面和壓力面。對于輪轂和外機匣，其表面的參考溫度分布直接選取了絕熱計算的固壁面靜溫周向平均值。為合理給定葉片表面參考溫度，本文首先討論了絕熱計算的葉片表面靜溫分布，其絕熱計算結果如圖2所示。由圖中可見，離心葉輪的葉片表面靜溫分布與徑向位置相關，有葉擴壓器表面靜溫分布較均勻。根據(jù)離心輪的加功與增壓原理可知，徑向位置很大程度決定了增壓的程度，而增壓程度與葉片表面溫度密切相關，因此本文假設非絕熱壁面參考溫度與徑向位置相關，忽略了其在不同葉高或軸向位置可能產生的差異，具體取值選為絕熱計算50%葉高的結果。這一假設僅在離心葉輪壓力面近尾緣處（圖2b）和有葉擴壓器前緣處（圖2c）誤差稍大。

圖2 各排葉片表面靜溫分布

當壁面給定傳熱系數(shù)時，其參考溫度參照了絕熱計算結果，由于壓氣機固壁金屬的Bio t數(shù)小于0.01，分別對各排葉片輪轂、外機匣及葉片吸、壓力面給定均值［4，5］。除此以外，該方法還要考慮傳熱系數(shù)取值的影響，具體值將在后文分析中進行討論。

2.3 非絕熱壁面?zhèn)鳠崃康臒崃W影響

在討論非絕熱壁面邊界條件計算結果前，必須明確傳熱將引起熱力學影響和動力學影響，其中熱力學影響需要單獨列出討論，方法可參照以往研究結果［3］。為此，表2分別給出了各非絕熱壁面數(shù)值模擬結果在設計點時的壁面?zhèn)鳠崃?。由?可知，給定較大的固壁面換熱系數(shù)或等溫條件時，壁面存在較強的換熱現(xiàn)象。為量化傳熱熱量帶來的熱力學效應，采用固壁傳熱的微型壓氣機模型的定義［3］：

表2 各非絕熱固壁條件下壁面?zhèn)鳠崃?/p>

式中QH——傳熱量與總焓之比

式中η ——考慮非絕熱壁面?zhèn)鳠岬男?/p>

式（2）隱含兩條假設，即假設非絕熱過程是進口的等壓傳熱與絕熱增壓過程的疊加，且這一絕熱增壓與絕熱過程具有相同效率［2，3，6］。

針對本文模型，進口總焓hin取292kJ/kg，QH最大值約為0.075%，對應傳熱系數(shù)為10000。故本文壁面?zhèn)鳠崃窟h小于整機功率量級，而以往微型燃機的研究模型其傳熱量可達整機功率25%～80%［3］。本文模型適合于研究傳熱量與功率比值不顯著時非絕熱壁面的作用。

γ ——比熱比

3 計算結果與討論

3.1 總特性

通過改變出口背壓條件，由堵塞點逐漸增加背壓計算，獲得了絕熱和給定傳熱系數(shù)壁面邊界設計轉速流量特性曲線，設計流量的流量系數(shù)中取1，如圖3所示。圖中還給出了設計點附近采用等溫和不同傳熱系數(shù)的計算結果。等溫計算效率在設計點已遠離真實值，故圖中不再給出等溫壁在全工況的計算結果。結果表明：喘振裕度和設計點右支特性線計算誤差最顯著，且絕熱和給定傳熱系數(shù)壁面邊界條件下的設計點右支結果基本重合，說明特性線右支非絕熱壁并未對流動計算產生顯著影響,2種方法的設計點左支總壓比計算結果接近，但由于計算近喘點流量值小于試驗值，最大相對誤差發(fā)生在試驗近喘點，約為1.32%（忽略近喘點外的計算點，下同）；對于效率計算，絕熱特性線左支最大相對誤差發(fā)生在流量系數(shù)φ=0.97附近，約為1.61%，給定傳熱系數(shù)時左支效率最大相對誤差發(fā)生在設計點，約為0.73%。

圖3 效率總壓比特性線

各計算點的效率在圖4中放大繪出。設計點傳熱系數(shù)（HTC）取值范圍在20～10000內，給定HTC計算相較絕熱計算更接近試驗結果，且當HTC取值在20～1000時計算結果接近，最終選取了HTC=1000并計算了對應的特性線。設計點絕熱計算效率誤差1.33%，HTC=1000時效率誤差0.71%，誤差下降46.6%。而等溫壁面邊界條件時計算結果遠低于試驗值，效率誤差2.57%，相對絕熱計算增長93.2%，下文的損失討論中將論述原因。

圖4 近設計點效率特性

3.2 主流流動

為了解數(shù)值計算對流場的還原程度，本文選取了離心葉輪主葉片1%、30%和99%弦長作為特征位置討論其速度分布，其中30%弦長位于分流葉片前緣。以70%和90%葉高的無量綱子午速度沿葉片間距的分布評價主流的流動情況，如圖 5 所示。

圖5 各弦長子午速度沿流道分布

PS.壓力面；SS.吸力面；MB.主葉片；Sp l.分流葉片

詳細試驗數(shù)據(jù)可見文獻［11］，其相對誤差小于2%。在此給出無量綱子午速度Vm的定義：

式中Vabs——絕對速度

βlocal——當?shù)貧饬鹘恰~頂尾緣切線速度

當壁面邊界條件為絕熱或給定傳熱系數(shù)時，主葉片與分流葉片前緣截面各葉高子午速度的數(shù)值計算結果皆與試驗結果吻合較好。主葉片前緣處（圖5（a）），吸力面附近的子午速度突增，通道截面由壓力面至吸力面速度略有遞減的流動過程還原較為準確。分流葉片前緣（圖5（b））子午速度沿主葉片壓力面向主葉片吸力面子午速度的增長也較好地符合了試驗結果與實際分布規(guī)律。

從圖可見，計算結果僅在尾緣（99%弦長）90%葉高部分位置存在一定差異（圖5（c））。根據(jù)Hathaw ay的研究結果，葉輪尾緣94%弦長與99%弦長的速度分布規(guī)律發(fā)生了顯著變化，通道內葉頂附近子午速度的線性增長被凹形分布替代，本文的數(shù)值計算結果與對應99%弦長處的凹形分布較為相似［15～19］。考慮到99%弦長試驗測點距離葉片出口十分接近，該位置在尾緣處的速度變化又較為劇烈，其測量值與數(shù)值結果可能在部分位置存在一定偏差。

通過對離心葉輪不同位置的流動計算結果討論，可知本文數(shù)值模擬結果具有一定程度的可信度。絕熱計算結果與給定傳熱系數(shù)結果可知壁面邊界條件的改變并未對主流流動過程產生顯著影響。

3.3 損失

上文計算得到的特性線說明絕熱計算與給定傳熱系數(shù)計算結果在效率結果上存在顯著差異，在此以子午流向熵梯度作為評估流道損失的主要參數(shù)討論損失計算差異來源，其定義為：

圖6給出了設計點97%葉高的子午流向熵梯度分布，2種邊界條件計算的主要差異體現(xiàn)已在圖中分別標識。區(qū)域1為葉輪前部的分流葉片葉尖位置，給定傳熱系數(shù)邊界計算時該處熵梯度略有增加。而在葉輪中后部的區(qū)域2，3和4中，給定傳熱系數(shù)邊界計算的熵梯度出現(xiàn)了明顯的下降，尤其是主葉片和分流葉片尾緣葉頂附近高熵梯度區(qū)范圍減小。以上結果表明，給定傳熱系數(shù)計算在葉輪前部和后部引起的性能變化是不同的。為探究性能變化的原因，應對壁面的換熱過程進行進一步討論。

圖6 97%葉高子午流向熵梯度云圖

圖7 給出了3種邊界條件計算及試驗條件下離心輪的總溫升結果。

圖7 總溫升特性線

結果顯示相比絕熱計算，給定傳熱系數(shù)時的總溫升計算結果向試驗結果接近，設計點總溫升誤差因此下降33.8%，而等溫壁面的結果則遠高于相同流量下其他方法的計算值，誤差相較絕熱計算增加70.6%。這是由于等溫邊界計算時，壁面存在極強的換熱能力，而通過絕熱計算獲得的壁面參考溫度偏高，導致等溫計算中熱量注入流道，使流體總溫升進一步增大。由于相同做功能力下計算溫升與計算損失正相關，圖7與上文特性線和熵梯度結果保持了一致。

圖8還給出了絕熱及給定傳熱系數(shù)2種壁面邊界在葉片前、尾緣80%葉高以上的周向平均靜溫分布。結果表明給定傳熱系數(shù)計算在離心葉輪前部端壁溫度高于絕熱計算值，尾部端壁溫度低于絕熱計算值，故絕熱計算靜溫升遠高于給定傳熱系數(shù)結果。該結果還可以解釋圖7中2種計算條件在葉輪前后熵梯度結果出現(xiàn)的差異。給定傳熱系數(shù)計算中沿流向既存在前部低溫流體向高溫壁面吸熱的過程，也存在后部高溫流體向低溫壁面放熱的過程，因此在葉輪前部出現(xiàn)了熵梯度的增加，而在葉輪后部尤其是葉輪尾緣減少了葉頂附近的熵梯度，使得高熵梯度的范圍下降。且由圖7可知，給定傳熱系數(shù)計算總溫升更接近試驗值。相對其他兩種計算邊界，給定傳熱系數(shù)的壁面邊界理論上對近壁面熱量傳遞的模擬最接近真實過程，證明了該類非絕熱計算邊界條件的有效性。

圖8 離心葉輪周向平均靜溫分布

4 結論

（1）絕熱壁面邊界與給定傳熱系數(shù)壁面邊界條件主流計算結果一致，表明給定傳熱系數(shù)邊界條件影響范圍主要在近壁面處。

（2）壁面邊界條件為給定傳熱系數(shù)時數(shù)值模擬誤差最小。該方法在葉頂處計算損失顯著減小，葉頂靜溫升顯著下降，計算總溫升和效率特性最接近真實值，相較絕熱計算，HTC取1000時設計點效率計算誤差減少46.6%，設計點總溫升計算誤差減少33.8%。

（3）等溫壁面邊界條件數(shù)值模擬結果中，設計點數(shù)值模擬偏差顯著增大，效率誤差增大93.2%。設計點計算壁面?zhèn)鳠崞x真實過程，誤差相較絕熱計算增加70.6%。給出更精確的參考溫度是合理使用該類方法的前提條件。

［1］ ISOMURA K，MURAYAMA M，KAWAKUBO T. Feasibility Study of a Gas Turbine at Micro Scale ［C］. ASME 2001-GT-0101.

［2］ 龔建波，林峰，徐綱，等. 非絕熱小燃機熱力學模型分析［J］. 工程熱物理學報，2009，30（10）：1643-1647.

［3］ GONG Y，SIRAKOV B T，EPSTEIN A H，et al. Aerothermodynamics of micro turbo- machinery ［C］. ASME 2004-GT-53877.

［4］ 沈煜欣，劉建軍. 考慮熱傳導的微型離心壓氣機設計與數(shù)值分析［J］. 航空動力學報，2010，25（4）：897-901.

［5］ RIBAUD Y. Internal heat mixing and external heat losses in an ultra micro turbine ［C］. Tokyo：Proceedings International Gas Turbine Congress，2003.

［6］ BOHN D，HEUER T，KUSTERER K. Conjugate flow and heat transfer investigation of a turbo charger：part i-numerical results ［C］. ASME 2003-GT-38445.

［7］ SHAABAN S. Experimental Investigation and Extended Simulation of Turbocharger Non-Adiabatic Performance ［D］. Hannover：University Hannover，2004.

［8］ 張學鋒，盧新根，韓戈，等. 高壓比離心壓氣機設計及試驗驗證 ［J］. 燃氣輪機技術，2014，27（4）：31-36.

［9］ SKOCH G J，PRAHST P S，WERNET M P，et al. Laser anemometer measurements of the flow field in a 4：1 pressure ratio centrifugal impeller［C］. ASME 1997-GT-342.

［10］ 賀曉亮. 跨音速離心壓氣機三維流場數(shù)值分析［D］. 哈爾濱：哈爾濱工程大學，2010.

［11］ SKOCH G J. Experimental investigation of centrifugal compressor stabilization techniques［C］. ASME 2003-GT-38524.

［12］ MCKAIN T F，HOLBROOK G J. Coordinates for a high performance 4：1 pressure ratio centrifugal compressor ［R］. NASA CR-204134.

［13］ CHEW J W，HILLS N J. Computational fluid dynamics for turbomachinery internal air systems［J］. Philosophical Transactions of the Royal Society A：Mathematical，Physical and Engineering Sciences，2007，365（1859）：2587-2611.

［14］ SHAH P N. Novel Turbomachinery concepts for highly integrated airframe/ propulsion systems ［D］. Cambridge，MA：Massachusetts Institute of Technology，2007.

［15］祝華云，徐志明，胡國軍，等.尾緣厚度對壓氣機葉柵氣動性能的影響研究［J］.機電工程，2016，33（2）：187-190.

［16］任俊明，王威，張有華.淺析高溫熱油液力透平機械密封［J］.化工設備與管道，2015，52（6）：55-58.

［17］陽大清，周紅桃.繞管式換熱器殼側流場流動與傳熱數(shù)值模擬研究［J］.壓力容器，2015，32（11）：40-46.

［18］趙澤霖，焦光偉，周建庭，等.基于土彈簧模型的埋地輸油管道地震響應數(shù)值模擬［J］.壓力容器，2014，31（11）：50-55.

［19］ Hathaway M D，Chriss R M，Wood J R，et al. Experimental and computational investigation of the nasa low-speed centrifugal compressor flow field ［R］. NASA TM-4481.

Application of Non-adiabatic Wall Boundary Condition in Numerical Simulation for Centrifugal Compressor

WU Dong-run，TENG Jin-fang，QIANG Xiao-qing，MA Wei
（Shanghai Jiaotong University，Shanghai 200240，China）

With the improvement of stage load and temperature level of centrifugal compressor，in order to improve numerical simulation accuracy of centrifugal compressor，it’s necessary to study the influence of non-adiabatic boundary condition on numerical simulation. In this work，numerical simulation of a well-designed active centrifugal compressor was carried out. Adiabatic and two widely used non-adiabatic boundary conditions，isothermal and heat transfer coefficient （HTC） imposed boundary conditions were employed. Numerical accuracy of non-adiabatic simulation was analysed in detail. Simulation with HTC imposed boundary condition reduces 46.6% of error in efficiency at design point，in despite of the deviation of the HTC in a certain range. Detailed analysis shows that main difference between HTC imposed and adiabatic boundary conditions comes from tip loss related simulation. Numerical simulation with isothermal boundary condition shows that the efficiency error raises 93.2% compared with adiabatic results because of the deviation of the reference temperature. Isothermal boundary condition is sensitive to the reference temperature，and thus the selection of reference temperature should be carefully considered in further study.

centrifugal compressor；numerical simulation；non-adiabatic boundary；heat transfer effect

TH452

A

10.3969/j.issn.1005-0329.2017.11.008

1005-0329（2017）11-0041-06

2016-10-25

2016-12-02

吳東潤（1993－），男，博士研究生，專業(yè)方向為葉輪機械氣動熱力學，通訊地址：200240上海市閔行區(qū)東川路800號上海交通大學航空航天學院，E-m ail：vanderain@sjtu.edu.cn。