兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)流場(chǎng)及外特性

收稿日期： 2022-08-07； 修回日期： 2022-12-29； 網(wǎng)絡(luò)出版時(shí)間： 2024-05-23

網(wǎng)絡(luò)出版地址： https：//link.cnki.net/urlid/32.1814.TH.20240522.1041.012

基金項(xiàng)目： 甘肅省重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目（21YF5GA077）；國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51979135）

第一作者簡(jiǎn)介： 張人會(huì)（1977—），男，江西都昌人，博士生導(dǎo)師（通信作者， zhangrhlut@163.com），主要從事流體機(jī)械內(nèi)部流動(dòng)及性能優(yōu)化研究.

第二作者簡(jiǎn)介： 劉博文（1996—），男，甘肅酒泉人，碩士研究生（15101344156@163.cm），主要從事液環(huán)泵性能優(yōu)化研究.

摘要： 采用數(shù)值模擬與試驗(yàn)相結(jié)合的方法，以2SY-6兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)多級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)在不同工況、不同葉輪寬度比下內(nèi)流場(chǎng)及性能進(jìn)行對(duì)比分析，結(jié)果表明：二級(jí)葉輪葉片載荷小于一級(jí)葉輪，其排氣口區(qū)域鋸齒形氣液交界面較一級(jí)葉輪更為光滑.一級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域回流強(qiáng)度相對(duì)于二級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域更強(qiáng)，一級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域湍動(dòng)能明顯大于二級(jí)葉輪.等外徑設(shè)計(jì)的二級(jí)葉輪進(jìn)出口壓縮比遠(yuǎn)小于一級(jí)葉輪，二級(jí)葉輪的做功能力小于一級(jí)葉輪.由于一級(jí)葉輪的進(jìn)出口壓縮比較大且均位于效率極值點(diǎn)的右側(cè)，一級(jí)葉輪效率隨泵的壓縮比增大而逐漸下降，而二級(jí)葉輪壓縮比范圍包含極值點(diǎn)，所以其效率先增后減.液環(huán)壓縮機(jī)隨著二級(jí)葉輪寬度的增大，其吸氣能力越強(qiáng)，各個(gè)工況下的流量均逐漸增大.低壓縮比工況下的效率隨k值減小逐漸增大，高壓縮比工況下的效率隨k值減小先增后減.隨首次級(jí)葉輪寬度比k值的減小，二級(jí)葉輪的壓縮比曲線逐漸向上平移，而一級(jí)葉輪的壓縮比曲線逐漸向下平移.隨泵出口壓力的增大，首次級(jí)葉輪壓縮比的比值曲線下降趨于平緩，k值為2.2時(shí)兩級(jí)葉輪壓縮比的比值趨于1.1.

關(guān)鍵詞： 液環(huán)壓縮機(jī)；內(nèi)流場(chǎng)；回流；壓縮比；葉輪寬度比

中圖分類號(hào)： S277.9; TH36" 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A" 文章編號(hào)： 1674-8530（2024）06-0541-07

DOI：10.3969/j.issn.1674-8530.23.0016開放科學(xué)（資源服務(wù)）標(biāo)識(shí)碼（OSID）：

張人會(huì)，劉博文，郭廣強(qiáng)，等.兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)流場(chǎng)及外特性［J］.排灌機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2024，42（6）：541-547.

ZHANG Renhui， LIU Bowen， GUO Guangqiang， et al. Internal flow field and hydraulic characteristics of two-stage liquid ring compressor［J］. Journal of drainage and irrigation machinery engineering（JDIME），2024，42（6）：541-547.（in Chinese）

Internal flow field and hydraulic characteristics

of two-stage liquid ring compressor

ZHANG Renhui1，2*， LIU Bowen1， GUO Guangqiang1，2， YU Shuainian1， ZHENG Zhi1，2

（1. College of Energy and Power Engineering， Lanzhou University of Technology， Lanzhou， Gansu 730050， China; 2. Gansu Provincial Key Laboratory of Fluid Machinery and Systems， Lanzhou University of Technology， Lanzhou， Gansu 730050， China）

Abstract： By using a method that combines numerical simulation and testing， the internal flow field and hydraulic performance of a multi-stage liquid ring compressor under different working conditions as well as different impeller width ratios were compared and analyzed on the 2SY-6 two-stage liquid ring compressor. The analysis of the results shows that the blade load of the second-stage impeller is smaller than that of the primary impeller， so the gas-liquid interface at the outlet of the second-stage impeller is smoother than that of the primary impeller. The reflux intensity of the first-stage impeller suction port area is stronger than that of the second-stage impeller suction port area， and the turbulent kinetic energy of the first-stage impeller suction port area is obviously greater than that of the second-stage impeller. In the equal impeller outer diameter design， the compression ratio of the secondary impeller is far less than that of the primary impeller， and the power capacity of the secondary impeller is lower than that of the primary impeller. As the compression ratio of the inlet and outlet for the primary impeller is relatively large and located on the right side of the efficiency maximum point， the efficiency of the first-stage impeller gradually decreases with the increase of the pump compression ratio， while the compression ratio range of the second-stage impeller includes the maximum point， so its efficiency first increases and then decreases. With the increase of the width of the secondary impeller， the suction capacity gradually increases， and the flow rate of each condition also increases. The efficiency under low compression ratio conditions gradually increases with the decrease of the k value， and the efficiency under high compression ratio conditions increases first and then decreases with the decrease of the k value. The compression ratio of primary and secondary impellers increases with the increase of the pump outlet compression ratio. With the decrease of the width ratio of the primary and secondary impellers， the compression ratio curve of the secondary impeller gradually moves upward， while the compression ratio curve of the primary impeller gradually moves downward. With the increase of pump outlet pressure， the ratio value of the primary impeller compression ratio to the secondary impeller decline tends to flatten. When the k value is 2.2， the ratio of the compression ratio of the two impellers tends to 1.1.

Key words： liquid ring compressor;internal flow field;reverse flow;compression ratio;impeller width ratio

液環(huán)泵是一種以液體為工作介質(zhì)，抽送或壓縮氣體的流體機(jī)械，具有流量大、氣體溫升小、泵內(nèi)無金屬接觸等優(yōu)點(diǎn)［1］，常用于抽吸或壓縮含粉塵、水蒸氣或易燃易爆的氣體，在石油、化工、電力等行業(yè)具有重要的應(yīng)用價(jià)值［2-4］，可用作真空泵也可用于壓縮機(jī)工況.

液環(huán)泵內(nèi)氣液兩相流在葉輪的高速旋轉(zhuǎn)作用下發(fā)生氣液分離，液體緊貼殼體內(nèi)壁形成一個(gè)近似等厚的水環(huán)，氣液交界面呈不規(guī)則鋸齒形.液環(huán)泵內(nèi)復(fù)雜的氣液兩相流結(jié)構(gòu)導(dǎo)致其流動(dòng)損失大，效率較低，對(duì)此國(guó)內(nèi)外相關(guān)研究人員開展了大量的數(shù)值模擬及試驗(yàn)研究工作.目前主要針對(duì)單級(jí)液環(huán)泵進(jìn)行內(nèi)流動(dòng)及其性能的研究，RAIZMAN等［5］通過試驗(yàn)方法對(duì)比分析了不同冷卻水量下的泵內(nèi)流場(chǎng)分布.WEI等［6］通過數(shù)值模擬分析小翼和復(fù)合材料葉尖對(duì)間隙泄漏的影響機(jī)理，發(fā)現(xiàn)復(fù)合材料葉尖抑制效果低于小翼.ZHANG等［7］通過高速攝像機(jī)等研究液環(huán)真空泵的內(nèi)部流動(dòng)及其振動(dòng)特性，發(fā)現(xiàn)殼體振動(dòng)幅值與泵內(nèi)氣液交界面密切相關(guān).DING等［8］采用VOF模型對(duì)液環(huán)泵內(nèi)三維瞬態(tài)氣液兩相流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬.GUO等［9］通過不同湍流模型對(duì)液環(huán)泵內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)大渦模擬能夠更好地捕捉葉輪流道內(nèi)復(fù)雜渦結(jié)構(gòu).郭廣強(qiáng)等［10］、張人會(huì)等［11］利用本征正交分解（proper orthogonal decomposition，POD）方法對(duì)泵內(nèi)流場(chǎng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行重構(gòu)分析，發(fā)現(xiàn)除氣液交界面外，POD方法能精確重構(gòu)出泵內(nèi)相態(tài)場(chǎng)、速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)分布特征.郭廣強(qiáng)等［12］通過介質(zhì)阻擋放電等離子體激勵(lì)控制液環(huán)泵氣相泄漏流，分析發(fā)現(xiàn)位于葉頂間隙出口附近的等離子激勵(lì)對(duì)泄漏流有較好的抑制效果.HUANG等［13］通過理論分析方法建立了液環(huán)壓縮機(jī)吸氣量、軸功率及效率的預(yù)測(cè)模型.

目前對(duì)于多級(jí)液環(huán)真空泵及壓縮機(jī)的相關(guān)研究較少，黃廣平等［14］通過VOF模型分析了兩級(jí)液環(huán)真空泵啟動(dòng)過程中泵內(nèi)相態(tài)、壓力等物理量隨時(shí)間的變化規(guī)律.李寶彥等［15］通過數(shù)值模擬對(duì)二級(jí)液環(huán)真空泵吸排氣口位置及形狀進(jìn)行流體仿真，得出二級(jí)液環(huán)泵吸排氣口位置及始末端角的合理范圍.劉會(huì)來［16］通過數(shù)值模擬對(duì)比分析了二級(jí)液環(huán)泵吸排氣口位置與葉輪結(jié)構(gòu)組合對(duì)流場(chǎng)的影響，發(fā)現(xiàn)兩級(jí)葉輪均為彎曲葉片時(shí)泵內(nèi)氣體流動(dòng)穩(wěn)定，運(yùn)行效率高.

目前關(guān)于多級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)設(shè)計(jì)理論尚不成熟，由于臨界壓縮比的限制，單級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)難以滿足高壓縮比的使用要求.為深入分析多級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)在不同工況、不同葉輪寬度比下內(nèi)流場(chǎng)及性能的規(guī)律，文中采用數(shù)值模擬與試驗(yàn)相結(jié)合的方法對(duì)2SY-6兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)部流動(dòng)及性能進(jìn)行分析，期望為多級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)與選型提供一定的理論支撐.

1" 數(shù)值模擬及試驗(yàn)

1.1" 研究對(duì)象及試驗(yàn)原理

以2SY-6兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)為研究對(duì)象，最大吸氣量為6 m3/min，轉(zhuǎn)速為2 970 r/min，氣體在一級(jí)葉輪內(nèi)被壓縮后從一級(jí)排氣口排出，經(jīng)中間壁與二級(jí)吸氣口連通，在二級(jí)葉輪再次被壓縮，最后經(jīng)二級(jí)排氣口排出.模型泵的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，表中b為葉輪軸向?qū)挾?；r1為輪轂半徑；r2為葉輪半徑；e為偏心距；Z為葉片數(shù)；R為殼體半徑.

兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)的性能測(cè)試在某液環(huán)泵制造企業(yè)完成，試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)參照GB/T 13929—2010.試驗(yàn)系統(tǒng)如圖1所示，主要包括2SY-6兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)、進(jìn)出口管路、閥門、氣液分離罐、冷卻系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、動(dòng)力及控制系統(tǒng)等.液環(huán)壓縮機(jī)的工況是由出口壓力調(diào)節(jié)閥進(jìn)行調(diào)節(jié)，吸氣口流量采用LK-100型孔板流量計(jì)測(cè)量，精度為0.5級(jí).出口管路上裝有氣液分離罐，分離罐出口接壓力調(diào)節(jié)閥，出口壓力表的精度為0.5%，軸功率由控制柜電測(cè)法測(cè)量.

1.2" 數(shù)值模擬計(jì)算域及網(wǎng)格

兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)計(jì)算域模型如圖2所示，主要包括吸排氣口、一級(jí)葉輪、二級(jí)葉輪及中間壁等.

為減小邊界條件對(duì)內(nèi)部流場(chǎng)的影響，對(duì)一級(jí)吸氣口和二級(jí)排氣口均做了一定程度的延伸.采用ICEM軟件對(duì)計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格剖分［17］，如圖3所示.整個(gè)計(jì)算域采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，計(jì)算域內(nèi)網(wǎng)格尺寸過渡均勻并進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn).入口流量隨網(wǎng)格數(shù)的增加在300萬左右趨于穩(wěn)定，最終考慮計(jì)算的準(zhǔn)確性和經(jīng)濟(jì)性，確定總網(wǎng)格數(shù)為325萬.

1.3" 數(shù)值方法和邊界條件

由于液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)部為具有明顯氣液交界面的兩相流動(dòng)，文中采用對(duì)自由界面捕捉能力較強(qiáng)的VOF氣液兩相流模型，近似認(rèn)為與葉輪輪轂相切且與殼體內(nèi)壁同心的圓柱面以外部分為液環(huán)，初始化設(shè)置為液相，該圓柱面以內(nèi)部分初始化設(shè)置為氣相，補(bǔ)液口的補(bǔ)液流量為7 m3/h.為分析液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)復(fù)雜的非穩(wěn)態(tài)氣液兩相流動(dòng)，采用非定常計(jì)算并選取時(shí)間步長(zhǎng)為3×10-5 s；采用RNG k-ε湍流模型；使用PISO算法對(duì)壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)進(jìn)行耦合，近壁區(qū)采用無滑移邊界條件，采用滑移網(wǎng)格的方法處理葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域.液環(huán)壓縮機(jī)的進(jìn)口和出口分別采用壓力進(jìn)口（大氣壓）和壓力出口邊界條件.

2" 結(jié)果與分析

2.1" 兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)流場(chǎng)及外特性分析

圖4為不同工況下的外特性試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)比.由圖4可知，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果存在一定的偏差，在數(shù)值模擬的過程中，由于未考慮葉輪軸向葉頂間隙，葉輪軸向葉頂間隙的泄漏會(huì)在一定程度上降低吸氣量Q及效率η.但總體上兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)性能試驗(yàn)測(cè)試與數(shù)值模擬得到的效率與吸氣量變化趨勢(shì)一致.

分析最高效率工況（出口壓力p2為501 kPa）時(shí)兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)部流動(dòng)規(guī)律，圖5為兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)一、二級(jí)葉輪中間截面相態(tài)分布圖，圖中α為氣相體積分?jǐn)?shù).圖中兩級(jí)葉輪內(nèi)氣液兩相在葉輪的旋轉(zhuǎn)作用下呈現(xiàn)完全分離狀態(tài).由于葉輪旋轉(zhuǎn)時(shí)葉片工作面和背面存在壓差，導(dǎo)致葉輪工作面和背面氣液分界面半徑并不相同.氣液交界面呈鋸齒狀，吸氣口和排氣口區(qū)域的鋸齒狀氣液交界面最為明顯.

通過對(duì)比一級(jí)和二級(jí)葉輪后發(fā)現(xiàn)，二級(jí)葉輪排氣口區(qū)域氣液交界面相較一級(jí)葉輪更為光滑，這主要是由于二級(jí)葉輪的進(jìn)出口壓縮比較一級(jí)葉輪小，二級(jí)葉輪葉片載荷相對(duì)較小，文中將對(duì)兩級(jí)葉輪壓縮比分配規(guī)律進(jìn)行詳細(xì)分析.

兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)葉輪中間截面壓力分布如圖6所示.由圖6結(jié)果可以看出，相同位置處二級(jí)葉輪壓力明顯高于一級(jí)葉輪.整體上兩級(jí)葉輪內(nèi)壓力的分布規(guī)律基本一致，沿徑向方向從輪轂到殼體內(nèi)壁壓力逐漸增大，在氣液交界面存在較大的壓力梯度；沿圓周方向從吸氣口區(qū)域到排氣口區(qū)域壓力逐漸增大，兩級(jí)葉輪排氣區(qū)殼體內(nèi)壁區(qū)域的壓力最高.另外還可以看到，一級(jí)葉輪排氣口壓力與二級(jí)葉輪進(jìn)氣口壓力一致.

圖7為兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)兩級(jí)葉輪中間截面湍動(dòng)能k分布圖.可以看出，湍動(dòng)能值較大的區(qū)域主要集中在葉輪吸氣口區(qū)域，圓周方向上氣體區(qū)域的湍動(dòng)能強(qiáng)度從吸氣口到排氣口逐漸減弱.整體上一級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域湍動(dòng)能明顯大于二級(jí)葉輪，這是由于一級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域回流強(qiáng)度相對(duì)于二級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域更強(qiáng)［18］，造成大量的流動(dòng)損失.

進(jìn)一步分析兩級(jí)葉輪進(jìn)氣口區(qū)域的回流特性，兩級(jí)葉輪進(jìn)口沿軸向圓柱面展開截面（如圖7）上的速度v及壓力分布如圖8，9所示.由圖可知，在一級(jí)葉輪進(jìn)口的流道1內(nèi)壓力高于進(jìn)口壓力，形成一定強(qiáng)度的回流，而在二級(jí)葉輪吸氣區(qū)葉輪各流道內(nèi)壓力均小于二級(jí)葉輪進(jìn)口壓力，未見回流現(xiàn)象.

對(duì)不同出口壓力p2工況下液環(huán)壓縮機(jī)一、二級(jí)葉輪的軸功率P和效率η進(jìn)行對(duì)比如圖10所示，與多級(jí)離心泵不同，液環(huán)壓縮機(jī)兩級(jí)葉輪的葉輪寬度及壓縮比分配不同，導(dǎo)致其軸功率存在較大差異，一級(jí)葉輪的軸功率遠(yuǎn)大于二級(jí)葉輪的軸功率.隨著泵出口壓力的增大，兩級(jí)葉輪的軸功率均逐漸增大.一級(jí)葉輪的效率隨泵出口壓力增大緩慢降低，二級(jí)葉輪的效率隨壓縮比的增大先增大后減小，這主要是由于一級(jí)葉輪的進(jìn)出口壓縮比較大，均位于效率極值點(diǎn)的右側(cè)，而二級(jí)葉輪壓縮比相對(duì)較小，但其范圍包含極值點(diǎn)，所以其效率先增后減.

2.2" 寬度比對(duì)兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)外特性的影響

在多級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)設(shè)計(jì)中，由于其結(jié)構(gòu)上的一致性多采用等外徑設(shè)計(jì)，在傳統(tǒng)的等外徑設(shè)計(jì)中兩級(jí)葉輪的葉型及外徑均相同，唯有葉輪寬度不同，其兩級(jí)葉輪的寬度之比（k=b1/b2）是在充分吸氣條件下根據(jù)臨界壓縮比推導(dǎo)求得，即

Q1Q2=b1r21b2r22，（1）

式中：Q1，Q2分別為一、二級(jí)吸氣口吸氣量，m3/s；b1，b2分別為一、二級(jí)葉輪寬度，mm；r1，r2分別為一、二級(jí)葉輪半徑，mm.

由于兩級(jí)葉輪外徑相等，所以

b1b2=Q1Q2=σ1，（2）

式中：σ1為一級(jí)葉輪壓縮比.當(dāng)σ1為臨界壓縮比σcr時(shí)，根據(jù)臨界壓縮比計(jì)算方法［19］，速度系數(shù)λ取0.9時(shí)，σcr=3.78，設(shè)計(jì)中考慮實(shí)際運(yùn)行壓縮比小于臨界壓縮比.2SY-6兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)采用等外徑設(shè)計(jì)，其一、二級(jí)葉輪寬度比為3.0.為分析葉輪寬度比對(duì)兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)性能的影響，文中在原模型（k=3.0）的基礎(chǔ)上，保持一級(jí)葉輪寬度不變，改變二級(jí)葉輪寬度，分別對(duì)2.2，2.6，3.0，3.4這4種不同寬度比在不同壓縮比工況下的泵性能進(jìn)行數(shù)值模擬，并對(duì)比分析.不同首次級(jí)寬度比下液環(huán)壓縮機(jī)的吸氣量及效率隨工況變化如圖11，12所示.可以看出，隨葉輪寬度比k從3.4減小至2.2，各個(gè)工況下的流量Qv均逐漸增大，葉輪寬度越大吸氣能力越強(qiáng).

當(dāng)寬度比k從3.4減小至2.6，各個(gè)工況下壓縮機(jī)效率隨k值減小而增大；當(dāng)寬度比為2.2時(shí)，其高效點(diǎn)左移，高壓縮比工況的效率下降，而低壓縮比工況的效率提高，原最優(yōu)工況點(diǎn)（p2=501 kPa）的效率隨k值的減小先上升后下降.

分別分析不同寬度比系數(shù)及兩級(jí)葉輪的壓縮比隨泵出口壓力的變化情況，如圖13，14.可以看出，在各k值及不同工況下，一級(jí)葉輪的壓縮比均大于二級(jí)葉輪的壓縮比.由于在等外徑設(shè)計(jì)中：ωr2=λ-1（3σ－2）p1/ρ，葉輪的壓縮比σ與進(jìn)口壓力p1相關(guān)，由于二級(jí)葉輪進(jìn)口壓力高于一級(jí)葉輪，因此二級(jí)葉輪的壓縮比低于一級(jí)葉輪.

在各寬度比下，一級(jí)及二級(jí)葉輪的壓縮比均隨著泵進(jìn)出口壓縮比的增大而增大；隨著k值減小，二級(jí)葉輪寬度逐漸增大，其壓縮能力逐漸增強(qiáng)，二級(jí)葉輪的壓縮比逐漸增大，二級(jí)葉輪的壓縮比曲線隨k值減小而逐漸向上平移，如圖14所示.隨著k值減小，二級(jí)葉輪的壓縮比逐漸增大，在總壓比一定的條件下一級(jí)葉輪分配的壓縮比將逐漸減小，一級(jí)葉輪的壓縮比曲線隨k值減小而逐漸向下平移，與二級(jí)葉輪變化趨勢(shì)相反.

進(jìn)一步分析兩級(jí)葉輪壓縮比的比值隨葉輪寬度比k值及工況的變化情況，如圖15所示.

由圖15可以看出，隨著葉輪寬度比k值的減小，二級(jí)葉輪寬度逐漸增大，一級(jí)葉輪壓縮比逐漸減小，二級(jí)葉輪壓縮比逐漸增大，因此兩級(jí)葉輪壓縮比的比值（σ1/σ2）曲線隨著k值的減小逐漸向下平移；隨著泵出口壓力的增大，一級(jí)葉輪壓縮比整體增加較緩，而二級(jí)葉輪壓縮比增加的速度較快，因此各葉輪寬度比k值下兩級(jí)葉輪壓縮比的比值下降趨勢(shì)逐漸趨于平緩.

3" 結(jié)" 論

1） 兩級(jí)液環(huán)壓縮機(jī)內(nèi)流場(chǎng)數(shù)值模擬分析結(jié)果表明，由于二級(jí)葉輪的進(jìn)出口壓縮比較一級(jí)小，二級(jí)葉輪葉片載荷相對(duì)較小，其排氣口區(qū)域鋸齒形氣液交界面相較于一級(jí)葉輪更為光滑.一級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域湍動(dòng)能明顯大于二級(jí)葉輪，一級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域回流強(qiáng)度相對(duì)于二級(jí)葉輪吸氣口區(qū)域更強(qiáng).

2） 液環(huán)壓縮機(jī)等外徑設(shè)計(jì)的首級(jí)葉輪做功能力強(qiáng)于次級(jí)葉輪，首級(jí)葉輪的壓縮比遠(yuǎn)大于次級(jí)葉輪壓縮比，導(dǎo)致一級(jí)葉輪的軸功率遠(yuǎn)大于二級(jí)葉輪的軸功率.隨泵出口壓縮比的增大，一級(jí)葉輪的效率緩慢降低，二級(jí)葉輪的效率先增大后減小，這主要是由于一級(jí)葉輪的進(jìn)出口壓縮比較大且均位于效率極值點(diǎn)的右側(cè)，而二級(jí)葉輪壓縮比范圍包含極值點(diǎn)，所以其效率先增后減.

3） 隨葉輪寬度比k值的減小，各個(gè)工況下的流量均逐漸增大，葉輪寬度越大吸氣能力越強(qiáng).兩級(jí)葉輪的壓縮比均隨著泵出口壓縮比的增大而增大.隨著k值減小，二級(jí)葉輪寬度逐漸增大，其壓縮能力逐漸增強(qiáng)，二級(jí)葉輪的壓縮比逐漸增大；二級(jí)葉輪的壓縮比曲線隨k值減小而逐漸向上平移，而一級(jí)葉輪的壓縮比曲線隨k值減小而逐漸向下平移.隨泵出口壓力的增大，首次級(jí)葉輪壓縮比的比值（σ1/σ2）下降趨勢(shì)逐漸趨于平緩.

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（責(zé)任編輯" 盛杰）