不同出口角度擴壓器的內部流動及離心壓縮機級性能數值研究

趙志偉, 蘇永升(華東理工大學承壓系統與安全教育部重點實驗室,上海 200237)

不同出口角度擴壓器的內部流動及離心壓縮機級性能數值研究

趙志偉, 蘇永升
(華東理工大學承壓系統與安全教育部重點實驗室,上海 200237)

以某多級離心壓縮機首級為研究對象,運用數值模擬方法研究擴壓器出口安裝角對壓縮機級性能的影響,得出不同出口安裝角情況下壓縮機單級的性能曲線,并分析擴壓器內部流動特點和損失機理,通過壓力恢復系數Cp對比不同流量下不同擴壓器的擴壓效果。結果表明,當擴壓器出口安裝角增大時,性能曲線向大流量區移動,最高效率和壓比先升高后降低;不同出口角度下葉片擴壓器的擴壓效果由不同工況下的流動特性決定;在大流量下,不同出口角度下擴壓器葉背形成分離區且旋渦位置不同;在小流量下,具有較大出口安裝角的擴壓器葉腹率先出現分離區。

葉片擴壓器; 出口安裝角; 性能曲線; 壓力恢復系數

離心壓縮機由于結構緊湊、工藝性好及性能高,在國民經濟中占有重要地位,長期以來很多學者對離心壓縮機的氣動特性進行了研究[1]。在離心壓縮機所有靜止件中,擴壓器屬于核心部件,對提高壓縮機效率和級壓比、改善最佳工況點十分重要[2]。針對擴壓器的研究已有大量的文獻。周俊安等[3]研究帶葉片擴壓器離心壓縮機模型級內流,得出擴壓器內的流動損失和擴壓效果由不同工況下的流動特性決定;席光等[4]通過數值與實驗研究表明葉片擴壓器進口安裝角對壓縮機流動有較大影響;王志恒等[5]以高壓比離心壓縮機級性能為研究對象,研究了擴壓器進口安裝角和葉型對級性能的影響。李學臣等[6]采用數值模擬對多級離心壓縮機中間級的流動進行了研究,重點考察進口段、彎道和回流器對中間級氣動性能的影響;Anish等[7]采用數值模擬方法分析了不同擴壓器、葉輪與擴壓器不同間隙情況下離心壓縮機的性能;Zheng等[8]建立理論分析模型準確地預測出擴壓器的阻塞流量,證明隨著進口預旋角增大,擴壓器的阻塞流量比葉輪阻塞流量下降緩慢。Bousquet等[9]通過數值模擬質量流量減少對葉輪和擴壓器進口的影響,提出詳細的失速機理。

本文以多級離心壓縮機首級作為研究對象,采用流體計算軟件CFX數值模擬擴壓器在不同出口角度情況下的級性能曲線,對比擴壓器壓力恢復系數Cp,詳細分析了葉片擴壓器出口安裝角對壓縮機內部流場特點、損失機理及級性能的影響。

1 幾何模型與網格

1.1 幾何模型

離心壓縮機首級由進口段、后彎閉式葉輪、葉片擴壓器、彎道和回流器組成,葉輪葉片和擴壓器葉片均采用等厚度型,葉輪及擴壓器流道結構如圖1所示,設計參數如表1和表2所示,其中葉輪轉速為8 000 r/min,進口總溫度為20 ℃,進口總壓為0.101 MPa,介質為空氣,相對寬度為葉片出口寬度與葉輪外徑之比,β2A為葉輪葉片出口安裝角,α3A和α4A分別為擴壓器進口、出口安裝角。

圖1 葉輪及擴壓器流道結構

Outerdiameter/mmNumbersofbladeRelativewidthβ2A/(°)600200．07345

表2 葉片擴壓器設計參數

1.2 計算網格及無關性驗證

為全面考察擴壓器出口安裝角對上下游部件流動的影響,采用整級數值模擬,所選計算區域包括進口段、葉輪、葉片擴壓器、彎道和回流器。采用ICEM前處理軟件,生成全場四面體非結構化網格。通過選用網格拓撲模塊實現網格拓撲的自動管理、網格優化、網格塊的附著和關聯等功能,提高網格的質量和效率。同時加密靠近壁面的網格以滿足湍流模型對y+的要求。本文采用全流道計算,計算域及網格如圖2所示。

在數值模擬計算時,所有模型級的網格數均滿足無關性要求。圖3示出了在質量流量為7.25 kg/s時擴壓器Ⅱ的網格無關性驗證。由圖3可知級效率(η)與壓比(ε)變化不明顯,認為網格達到無關性。考慮到求解精度和計算速度,采用表3所示的擴壓器網格計算分析,整級的網格數大于2.7×106。

圖2 計算域及網格

圖3 網格無關性驗證

No．NumbersofgridNodesⅠ1175821204597Ⅱ1178060204853Ⅲ1179426205006Ⅳ1179040204852

2 數學模型與邊界條件

2.1 計算模型

應用流體計算軟件CFX來求解三維可壓縮雷諾平均守恒型N-S方程。湍流模型選取κ-ε兩方程模型[10],壁面邊界層效應采用壁面函數法。為保證求解準確,采用高階求解模式。數值模擬控制方程可表示為方程(1)通用形式:

(1)

式中:ρ為密度;V為體積;t為時間;φ為通用變量;Γ為廣義擴散系數;S為廣義源項。

2.2 邊界條件及收斂標準

本文計算過程分為定常計算和非定常計算兩個階段。為有效減少流動不充分所帶來的誤差,進口邊界設置為進口段入口,出口邊界為回流器出口。定常計算的計算域入口均為給定總溫、總壓和軸向速度方向;出口為質量流量;固體壁面均為絕熱、無滑移條件。非定常計算以定常計算結果為初始流場,柯朗數CFL取2,時間步長設置為2.3×10-4s,內迭代設置為20步。計算殘差下降到10-4數量級以下,當進出口流量誤差小于0.1%,其他監控參數(效率和壓比)保持恒定時,即認為計算收斂。

3 數值模擬結果分析

3.1 性能曲線

圖4、圖5分別示出了不同質量流量(Qm)下級壓比和多變效率曲線。由于當質量流量小于5.75 kg/s時,整級模擬不能收斂,所以數值模擬從質量流量為5.75 kg/s開始計算;當質量流量大于5.75 kg/s并小于7.00 kg/s時,定常計算難以收斂,此時以定常計算結果為初始流場,采用非定常計算。非定常計算結果在本文中采用時均值處理[11]。

圖4 壓比曲線

圖5 效率曲線

如圖4、圖5所示,隨著擴壓器出口安裝角度增大,級性能曲線向大流量方向偏移,雖最高效率和壓比先升高后降低，但它們的最高值提升并不明顯,且最大工況點變化不大。在設計質量流量7.25 kg/s附近工況點,帶有4種不同出口安裝角的擴壓器的壓縮機級壓比、效率接近;在質量流量為6.50 kg/s時,擴壓器Ⅳ (α4A=36.0°)的離心壓縮機級壓比、效率明顯下降;在質量流量為8.15 kg/s時,擴壓器Ⅰ (α4A=29.0°)的級壓比、效率都較低。通過性能曲線對比可以得出:當擴壓器進口安裝角度一定時,選取合適的出口安裝角度既可以增大工作范圍,又可以改善壓縮機的工作效率。

3.2 擴壓器內部流動分析

3.2.1 概述 本文采用3種工況,即質量流量分別取6.50、7.25、8.15 kg/s,分析擴壓器內部的流動情況和壓力損失。

3.2.2 擴壓器等半徑截面上Cp分析 擴壓器的作用是將動能轉化為靜壓力能。當考察擴壓器性能時,采用靜壓恢復系數Cp[12]也是一種判定方法。定義靜壓恢復系數為

(2)

其中:Ps3,Psx分別為擴壓器葉片前緣進口、等截面的靜壓平均值;Pt3為擴壓器葉片前緣進口總壓的平均值。

圖6～圖8示出了不同工況下擴壓器靜壓恢復系數分布。

如圖6,當質量流量為6.50 kg/s時,不同出口安裝角度的擴壓器在擴壓器出口處都有較高的靜壓恢復系數,但擴壓器Ⅳ的靜壓恢復系數相比于其他擴壓器較低,其次較低的是擴壓器Ⅰ,擴壓器Ⅱ和擴壓器Ⅲ的靜壓恢復系數相近。

圖6 Qm=6.50 kg/s時擴壓器靜壓恢復系數

當質量流量為7.25 kg/s時(如圖7),擴壓器Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的靜壓恢復系數良好,而擴壓器Ⅰ的靜壓恢復系數相比其他擴壓器較低。此時,隨著擴壓器出口安裝角度的增大,擴壓器靜壓恢復系數增大。

當質量流量為8.15 kg/s時(如圖8),靜壓恢復系數出現較大差異,擴壓器流道中靜壓恢復系數為負值。且隨著出口安裝角的增大，極小值向出口處偏移。在擴壓器出口處，擴壓器Ⅰ的靜壓恢復系數為負值,失去擴壓器功能；擴壓器Ⅱ的靜壓恢復系數為零,也失去擴壓功能,擴壓器Ⅲ、Ⅳ的靜壓恢復系數為正值,有部分擴壓功能。

綜合圖6～圖8可見,在小流量和設計流量時,擴壓器靜壓恢復系數在前半段上升較快,后半段變平緩,說明擴壓器的擴壓功能主要集中在前半段;在大流量時,出口安裝角度小的擴壓器率先失去擴壓功能。

圖7 Qm=7.25 kg/s時擴壓器靜壓恢復系數

圖8 Qm=8.15 kg/s時擴壓器靜壓恢復系數

3.2.3 擴壓器50%葉高截面處靜壓和流線分布 在穩態流動時,流線的形狀和位置不隨時間變化,采用流線能直觀反映流動情況,同時靜壓云圖可直觀反映擴壓器內靜壓力分布。下文以擴壓器Ⅰ、Ⅱ(與Ⅲ相近)、Ⅳ作為研究對象,分析了擴壓器50%葉高截面處流體流動情況和壓力分布。當質量流量為6.50 kg/s時,由于計算結果為非定常計算所得,故小流量采取時均處理。

當質量流量為6.50 kg/s時(如圖9),擴壓器葉片前緣沖角i=6°,擴壓器內流動出現差異。擴壓器Ⅰ并未產生旋渦區,而擴壓器Ⅱ葉腹尾緣產生較小旋渦區,但擴壓器Ⅱ有較高的靜壓;擴壓器Ⅳ葉腹尾緣處產生較大分離和回流,形成氣流旋渦,同時部分流道由于旋渦的存在靜壓分布不均勻。

當質量流量為7.25 kg/s時(如圖10),擴壓器葉片前緣沖角i≈0°,氣流分布均勻且速度變化平緩,沒有明顯的氣流分離或回流,流動情況良好。此時擴壓器Ⅱ、Ⅳ有較高的靜壓。

圖9 Qm=6.50 kg/s時50%葉高截面處靜壓和流線時均圖

圖10 Qm=7.25 kg/s時50%葉高截面處靜壓和流線圖

當流量為8.15 kg/s時(如圖11),擴壓器葉片前緣沖角i=-8°,擴壓器Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ葉背都產生明顯旋渦,而擴壓器Ⅰ旋渦主要出現在葉背前緣,且在喉部流動變為收斂性質;擴壓器Ⅳ產生的旋渦位于葉背靠近出口處且旋渦偏小,擴壓器Ⅱ介于兩者之間。擴壓器靜壓都明顯下降,同時在葉片前緣處產生較大的沖擊損失。

圖11 Qm=8.15 kg/s時50%葉高截面處靜壓和流線圖

3.2.4 擴壓器等半徑截面的總壓分布 擴壓器內的總壓分布反映內部流動損失的分布,且等半徑截面的總壓分布能全面地反映出擴壓器周向與徑向的流動損失分布。圖12～圖14示出了不同工況下擴壓器Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ沿氣體流向在半徑截面上的總壓分布,其量綱為一半徑分別為X1=0.2、X2=0.5和X3=0.8。圖中S、H、SS、PS分別表示擴壓器的前蓋板、后蓋板、吸力面和壓力面。

當質量流量為6.50 kg/s時(如圖12),由于氣流進氣角度偏小,氣流向葉背靠攏,在靠近葉背處產生較大的總壓,且輪蓋側高于輪盤側,而靠近葉腹的總壓急劇減小。擴壓器Ⅳ沿周向總壓梯度變化比較大且在X3截面上靠近葉腹的總壓低,產生流動損失,其次是擴壓器Ⅱ、Ⅰ。

當質量流量為7.25 kg/s時(如圖13),擴壓器各截面內總壓梯度變化小,但也有差異;擴壓器Ⅰ較其他二者總壓梯度變化大,擴壓器Ⅱ在流道內流動尤其平穩;擴壓器Ⅱ、Ⅳ在X3截面的壓力已分布均勻。擴壓器Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ未產生總壓明顯減小的區域,說明此工況下擴壓器內的流動損失小。

當質量流量為8.15 kg/s時(如圖14),由于氣流進氣角度偏大,氣流不斷向葉腹靠攏,在葉腹靠近輪蓋側總壓局部上升;而在葉背處總壓急劇減小產生分離,流動損失較大,總壓沿周向和徑向分布都不均勻。擴壓器Ⅰ在X1截面葉背處存在明顯低壓區,而擴壓器Ⅱ在X2截面葉背處存在明顯低壓區,擴壓器Ⅳ在X2截面存在低壓區且隨著截面半徑的增大低壓區范圍擴大。

圖13 Qm=7.25 kg/s時擴壓器Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ沿流向各半徑截面上的總壓分布圖

圖14 Qm=8.15 kg/s時擴壓器Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ沿流向各等半徑截面上的總壓分布圖

綜合圖12～14可知,小流量(6.50 kg/s)和設計流量(7.25 kg/s)下，擴壓器Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ總壓損失并不明顯,表明葉腹產生的旋渦對總壓影響并不大;而大流量(8.15 kg/s)下總壓損失較前兩種工況大,表明分離損失產生的旋渦對總壓損失的影響較大。

4 結 論

(1) 數值研究表明,當擴壓器葉片出口安裝角度增大時,級性能曲線向大流量方向移動,級最高效率和壓比先升高后降低;對某一流量應存在最佳的出口安裝角度,使級性能最優。

(2) 擴壓器靜壓恢復系數在擴壓器前半段上升較快,后半段變平緩。小流量下擴壓器的擴壓效果隨出口角度的增大先增強后減弱;設計流量下擴壓器擴壓效果隨出口角度的增大而增強;大流量下擴壓器中間段不起擴壓效果,喪失部分擴壓功能,且出口安裝角度小的擴壓器率先失去擴壓功能。研究表明不同出口安裝角葉片擴壓器的擴壓效果由不同工況下的流動特性決定。

(3) 就單級流動特性而言,小流量下出口安裝角度大的擴壓器葉腹率先出現分離區,葉腹出現的旋渦對總壓損失影響較小;大流量下不同出口角度的擴壓器其葉背形成分離區且旋渦的位置不同,葉背出現的旋渦對總壓損失影響較大。

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Numerical Study of the Different Outlet Angles of Diffuser and Performance of Centrifugal Compressor

ZHAO Zhi-wei, SU Yong-sheng

(Key Laboratory of Pressurized Systems and Safety,Ministry of Education,East China University of Science and Technology,Shanghai 200237,China)

Based on the first stage of centrifugal compressor ,the effects of outlet angles of diffuser on the stage performance were investigated by the numerical simulation.The performance curves at stage with different outlet angle were measured.The internal flow and the total pressure loss on the stage were analyzed,and by comparison of pressure recovery coefficient of different vaned diffusers to judge diffusion effect.The results show that the increase of outlet angle makes the performance curve move toward the large flow rate side,and the peak stage efficiency and pressure ratio increase firstly and then decrease.The diffusion effect of vaned diffuser depends upon flow condition during different operations.When the flow mass is larger than the design level,the separation zone generates near the shroud of diffuser,and the different vortex regions enlarge with the outlet angle of diffuser.When the flow mass is smaller than the design level,the separation zone is firstly emerged in large outlet angle at vaned diffuser.

vane diffuser; outlet angles; performance map; pressure recovery coefficient

1006-3080(2017)02-0266-07

10.14135/j.cnki.1006-3080.2017.02.019

2016-06-21

趙志偉(1989-),男,山西人,碩士生,從事流體機械方向研究。E-mail:zhaozhiwei012@126.com

蘇永升,E-mail:yssu@ecust.edu.cn

TH452

A