半高葉片擴壓器對離心壓縮機流動性能影響的數值研究

張國路迢,王江峰,婁聚偉,郭雨旻,趙攀

(西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

離心壓縮機作為工業中常用的機械設備,其葉輪出口的高動能需要被有效回收。擴壓器作為小型離心式壓縮機級中最重要的部件之一,對壓縮機的工作范圍和葉輪出口動能的回收起著重要的作用。由Yoshinaga等[1]提出的部分葉高葉片擴壓器,又稱半高葉片擴壓器,能夠有效拓寬離心壓縮機運行范圍且結構簡單。葉頂間隙對葉柵通道流動的影響在軸流式風機中研究較為深入[2-5],而在離心壓縮機擴壓器葉柵中的研究較少。對于半高葉片擴壓器合適的葉片高度,Zhu等[6]在比較了不同的葉片高度后,認為葉片的最佳高度約為擴壓器總高度的40%～60%。而Sakaguchi等[7-8]采用了葉片高度為擴壓器高度90%的半高葉片擴壓器獲得了較好的結果。Ma等[9]在對擴壓器葉片中部采用輪盤側開槽處理獲得了較好的結果。Ubben等[10-11]在楔形擴壓器的輪蓋側設置葉尖間隙,以擴大工作范圍。對于半高葉片擴壓器的安裝位置,Sitaram等[12]研究發現葉片安裝在輪盤側時半高葉片擴壓器可獲得較好的工作范圍。Liu等[13-14]則認為葉片應安裝在輪盤側。Anish等[15]發現,輪盤輪蓋兩側交替安裝會影響葉輪與擴壓器動靜干涉并可獲得良好的性能效果。而Issac等[16]發現,不同安裝位置沒有明顯的差異。此外,關于研究半高葉片擴壓器在葉輪發生旋轉失速時性能的文獻較少。Ohta等[17]認為半高葉片擴壓器可以利用無葉部分的優勢,延緩旋轉失速的發生。Zou等[18]則發現葉片擴壓器在防止擴壓器旋轉失速方面性能更好。Gropow等[19]發現,隨著流量的降低,無葉擴壓器比有葉擴壓器更容易發生旋轉失速。

綜上所述,半高葉片擴壓器的內部流動機理存在疑問,并且半高擴壓器葉片葉頂間隙在發生旋轉失速時的研究較少,葉輪與擴壓器動靜相互作用對運行穩定性影響的研究仍然未知。本文在研究半高葉片擴壓器內部流動機理的基礎上,對半高葉片擴壓器進行了改進,提出了一種斜半高葉片擴壓器,并在使用斜半高葉片擴壓器的基礎上對壓縮機葉輪發生旋轉失速時的流動特征進行了分析。本文進一步加深了對半高葉片擴壓器的認識,完成了改進工作,分析了對其在失速環境下的流動特點。

1 離心壓縮機模型與數值模擬方法

1.1 離心壓縮機模型與網格

本文采用一款工質為R134a小型制冷劑離心壓縮機。該壓縮機的幾何結構如圖1所示,其幾何參數、熱力參數如表1、表2所示。本文采用商業軟件ANSYS CFX對整個壓縮機級進行模擬,三維RANS方程和k-ε湍流模型為控制方程,采用TurboGrid、ICEM CFD進行網格劃分,全部計算域由葉輪、擴壓器和噴嘴組成,如圖2所示。在穩態計算中,級進口總壓、總溫不變,改變出口靜壓,計算域邊界條件如表3所示。葉輪與擴壓器的交界面在穩態計算中設置為混合平面,在瞬態計算中設置為瞬態轉子-靜子平面,進口湍流強度為5%,設定所有壁面為光滑絕熱壁面。在穩態計算中,當全局平均殘差低于10-6,效率等監測量保持不變時視為收斂。

圖1 離心壓縮機結構Fig.1 Schematic of centrifugal compressor

表1 離心壓縮機級熱力參數

表2 離心壓縮機級的幾何參數

1.2 網格無關性驗證與物性表格精度驗證

對本文所研究離心壓縮機級進行了網格無關性和物性表格精度無關性驗證。壓縮機的總靜壓比為

(1)

式中:Psta,out為壓縮機級擴壓器出口的靜壓;Ptot,in為壓縮機級進口的總壓。

圖3(a)展示了額定工況下使用葉片擴壓器時的離心壓縮機級網格無關性驗證結果,經過網格優化,計算結果確認與網格數量無關后,本文采用的網格節點數約為700萬。本文使用NIST數據庫制作了R134a真實氣體物性表(RGP表)來模擬R134a工質,表格靜壓范圍為0.1～1 MPa,溫度范圍為200～400 K。對本文使用的離心壓縮機級在使用 RGP表分辨率無關性驗證,對本文離心壓縮機使用葉片擴壓器時的計算結果如圖3(b)所示,采用分辨率為300×300的物性表格。

(a)網格無關性驗證

(b)物性表格精度驗證

1.3 數值模擬有效性驗證

目前已有較多研究通過數值模擬對制冷離心壓縮機進行有效模擬[21-23],本文對文獻 [24]中的一臺制冷離心壓縮機進行模擬,對比CFD計算結果與實驗結果以驗證模擬有效性。計算所使用的離心壓縮機計算網格模型和計算結果如圖4所示。計算結果顯示本文的CFD計算結果與文獻 [24]的實驗結果吻合較好,證明本文對使用R134a工質的制冷離心壓縮機的數值模擬有效。

(a)計算方法有效性驗證

(b)網格模型

2 半高葉片擴壓器的整體性能與內部流動機理

不同類型的擴壓器示意圖如圖5所示。使用不同安裝位置的半高葉片高度擴壓器,無葉擴壓器和葉片擴壓器的離心壓縮機級總靜壓比、總靜壓等熵效率如圖6、圖7所示。其中總靜態等熵效率為

(2)

圖5 不同擴壓器類型的示意圖Fig.5 Schematics of different diffusers

(a)總靜壓比

(b)總靜等熵效率

(a)總靜壓比

(b)總靜等熵效率

式中:hsta,s,out為級出口的等熵靜比焓;htot,out、htot,in分別為級進口、出口的總比焓。

由圖6、圖7可知,當半高葉片擴壓器安裝輪盤側時,葉片高度hb的變化并未對離心壓縮機級的總靜壓比產生明顯影響,而當安裝在輪蓋側時,其產生的影響較為明顯。其中當使用hb/b3=0.9的半高葉片擴壓器時,離心式壓縮機級全運行范圍內的總靜壓比均高于使用葉片擴壓器時。對于安裝在輪盤側的半高葉片擴壓器和安裝在輪蓋側的半高葉片擴壓器,當流量分別大于0.52、0.48 kg·s-1時,其效率均高于葉片擴壓器的效率。半高葉片擴壓器葉片高度的變化會顯著影響離心壓縮機級的總靜等熵效率,尤其是在hb/b3為1.0～0.8時。而當hb/b3<0.8時,葉頂間隙對離心壓縮機性能的影響變得微小。隨著葉片高度的下降,半高葉片擴壓器對運行范圍的影響下降,且運行范圍接近無葉擴壓器,與文獻 [6]實驗結果吻合。

離心壓縮機使用葉片擴壓器時,分別在qm為0.366、0.421、0.486、0.531、0.564、0.577 kg·s-1工況下的葉片擴壓器葉片前緣氣流角從輪盤側(相對高度為0)到輪蓋側(相對高度為1)的變化情況,如圖8所示。圖9展示了qm為0.366、0.564 kg·s-1工況下擴壓器流道內的速度分布,圖10展示了對應的流動情況。在輪蓋側,擴壓器葉片的氣流角隨流量減小而變化劇烈,并在接近輪蓋壁面時,擴壓器吸力面產生分離流動,但并未進一步明顯擴大。隨著離心壓縮機級流量的增大,擴壓器葉片吸力面靠近輪蓋側分離情況逐漸轉變為葉片壓力面靠近輪盤側的分離氣流。葉片擴壓器壓力面的分離情況隨著流量的增加不斷擴大,導致葉片擴壓器失效。

圖8 葉片擴壓器內的氣流角沿擴壓器高度的變化Fig.8 Flow angle alongside the diffuser width

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

當半高葉片擴壓器安裝在輪盤側時,兩種質量流量為0.336、0.564 kg·s-1工況下的進口處氣流角沿葉高分布如圖11所示,安裝在輪蓋側時如圖12所示。半高葉片擴壓器無論是安裝在輪盤側還是輪蓋側,進口氣流角差異變化不大,與文獻 [24]的實驗結果吻合。

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

圖13展示了半高葉片擴壓器安裝在輪盤側時、qm為0.366、0.564 kg·s-1工況下擴壓器流道內的速度分布,圖14展示了對應的流動情況。對于安裝在輪盤側的半高葉片擴壓器,小流量工況時,擴壓器葉片吸力面的氣流穿過葉頂間隙與葉片壓力面的氣流混合,這種流動行為抑制了擴壓器葉片前緣得到分離流動,防止分離流動進一步擴大。當在大流量工況時,半高葉片擴壓器的葉片吸力面的氣流不受葉片的限制而穿過葉頂間隙,與主流摻混,在減速主流流速同時增加總壓損失。圖15展示了半高葉片擴壓器安裝在輪蓋側時,qm為0.366、0.564 kg·s-1工況下擴壓器流道內的速度分布,圖16展示了對應的流動情況。對于安裝在輪蓋側的半高葉片擴壓器,當在大流量工況下,擴壓器葉片葉高的缺失消除了一部分葉片前緣產生的分離流動。當在小流量工況時,其與安裝在輪盤側的半高葉片擴壓器效果類似。

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

(a)qm=0.336 kg·s-1

(b)qm=0.564 kg·s-1

此外,正是在半高葉片擴壓器中由于葉頂間隙流動與葉片前緣攻角引起的分離流動存在不同形式的相互作用,因此擴壓器葉片前緣幾何角與與氣流角并非簡單的配合,而會受到葉頂間隙流動的影響,其最佳幾何安裝角度由葉片前緣氣流角和葉頂間隙流動共同決定[10-11]。

3 斜半高葉片擴壓器

3.1 斜半高葉片擴壓器的整體性能

斜半高葉片擴壓器如圖17所示,斜半高葉片擴壓器減小了葉片前緣葉片高度而增加了后緣葉片高度。在本文中斜半高葉片擴壓器前緣葉片高度為擴壓器寬度的80%,葉高沿流道逐漸增加,后緣葉片高度為擴壓器寬度的95%,即hb/b3為0.80～0.95。

圖17 斜半高葉片擴壓器示意圖Fig.17 Tilted half-vaned diffuser

斜半高葉片擴壓器(hb/b3為0.80～0.95)與分別安裝在輪盤側和輪蓋側的半高葉片擴壓器(hb/b3=0.90)的性能對比如圖18所示。在設計工況下,當安裝在輪盤側時,使用斜半高葉片擴壓器相較于使用半高葉片擴壓器,離心壓縮機級的總靜壓比、總靜等熵效率相比于分別提升了3.80%、2.74%。當安裝在輪蓋側時,使用斜半高葉片擴壓器相較于使用半高葉片擴壓器,離心壓縮機級的總靜壓比、總靜等熵效率最大提升分別為0.82%、2.11%。斜半高葉片擴壓器(hb/b3為0.80～0.95)與葉片擴壓器、無葉擴壓器的性能進行對比,如圖19所示。相比于使用葉片擴壓器,使用斜半高葉片擴壓器在輪盤側和輪蓋側時,離心壓縮機級的工作范圍分別擴大了3.10%、4.55%。而在小流量條件下,離心壓縮機級中使用斜半葉擴壓器的效率略低于使用葉片擴壓器,而總靜壓比略高于使用葉片擴壓器。

(a)總靜壓比

(b)總靜等熵效率

(a)總靜壓比

3.2 斜半高葉片擴壓器內部的瞬態流動特征

為了計算收斂,在擴壓器流道后設置的噴嘴流道控制壓縮機質量流量的減小,并以此來模擬由小流量工況下由葉輪葉片前緣氣流攻角增大引起的葉輪旋轉失速。計算域的邊界條件與穩態模擬時保持一致,通過減小噴嘴出口面積使質量流量下降至穩態計算中的最小計算收斂質量流量之下(即小于約0.3 kg·s-1),計算以最后一個計算收斂的流場結果為初值。此外在離心壓縮機級流道內設置靜壓監測點P1,1～P1,13(沿周向位置分布)、P2,1、P3,1、P4,1、P5,1～P5,14(沿周向位置分布)、P6,1,如圖20所示。在瞬態計算過程中,當離心壓縮機級內所有靜壓檢測點呈明顯的周期性波動時視為計算收斂,并再此時繼續計算一定時間,取葉輪旋轉最后的12周作為結果進行分析。

瞬態模擬時間步長為0.01 ms,每步內部迭代20次,即將葉輪旋轉一周分為120步進行計算。當檢測靜壓值呈現穩定周期性變化時視為計算收斂,并取收斂后的共計1 440步(旋轉12周)結果進行分析。

圖20 離心壓縮機內部靜壓監測點位置Fig.20 Positions of all pressure monitors in centrifugal compressor stage

對于安裝在輪盤側的斜半高葉片擴壓器,圖21中展示了擴壓器流道入口的P5,1～P5,14監測點均監測到周向分布的1 734.3 Hz靜壓信號未得出相鄰靜壓信號間規律的相位差,表明擴壓器葉片前端并未形成沿周向遷移的失速團。葉輪出口氣流影響了擴壓器葉片葉頂間隙的流動,在擴壓器流道中部沿周向出現了一些周期性低速區而非在擴壓器流道前部,如圖22所示。

圖21 斜半高葉片擴壓器在輪盤側時的擴壓器流道入口靜壓信號 Fig.21 Pressure signals at inlet of tilted half-vaned diffuser at hub side

圖22 斜半高葉片擴壓器相對高度為0.7的速度云圖(輪盤側)Fig.22 Velocity contour at relative height 0.7 in tilted half-vaned diffuser at hub side

對于安裝在輪蓋側的斜半高葉片擴壓器,擴壓器流道前的壓力信號如圖23所示,且P5,1～P5,14靜壓監測點之間相鄰的靜壓信號存在規律的相位差,如圖24所示。這表明在擴壓器葉片前存在典型旋轉團的周向移動現象,且失速團數為8。這種相位差表示失速團移動的方法在文獻 [25]中以實驗驗證,其中斜虛線代表當失速團發生勻速轉動時的理想路徑,斜率的正、負表示失速團逆葉輪旋轉或隨葉輪旋轉。

圖23 斜半高葉片擴壓器在輪蓋側時的擴壓器流道入口靜壓信號 Fig.23 Pressure signals at inlet of tilted half-vaned diffuser at shroud side

圖24 斜半高葉片擴壓器在輪蓋側時擴壓器流道入口靜壓信號相位差Fig.24 Phase transfer between monitors at inlet of tilted half-vaned diffuser at shroud side

圖25展示了斜半高葉片擴壓器相對高度0.3處的速度云圖。葉輪出口的高速氣流團被擴壓器葉片葉頂間隙處的氣流阻擋而形成高速和低速交替的速度分布現象。在離心式壓縮機中,葉輪出口靠近輪盤側的主流速度一般大于靠近輪蓋側的流速,因此當斜半高葉片擴壓器安裝在輪盤側時,其葉頂間隙流出的氣流注入到主流的低速部分,并不能對主流產生明顯的阻礙效果,而當斜半高葉片擴壓器安裝在輪蓋側時,情況則相反。這解釋了為何在小流量條件下,安裝在離心壓縮機級內輪盤側的斜半高葉片擴壓器具有更強的靜壓恢復能力,卻有更大的總壓損失。

圖25 斜半高葉片擴壓器相對高度為0.7的速度云圖(輪蓋側)Fig.25 Velocity contour at relative height 0.7 in tilted half-vaned diffuser at shroud side

圖26展示了使用葉片擴壓器時的離心壓縮機級旋轉失速時的靜壓檢測信號,對比文獻 [18]中實驗獲得的壓力信號,兩者十分相似,說明本文離心壓縮機級小流量工況下發生旋轉失速的數值模擬結果是可靠的。此外,當使用葉片擴壓器時,擴壓器流道內每個通道保持穩定,未出現失速團周向移動,如圖27所示,與文獻 [18]中的結論相同。然而葉片擴壓器流道內持續擴大的靜壓波動仍將為離心壓縮機級運行帶來極大的不穩定性,斜半高葉片擴壓器能夠通過葉頂間隙流動與主流的相互作用,通過該部分靜壓波動能力分散到其他頻率,極大地緩解了靜壓波動的幅值。在本文中靜壓波動的能量從346.9 Hz分散到了其他多個頻率上,靜壓波動的最大范圍從約50 kPa降低至約10 kPa。

圖26 葉片擴壓器時壓縮機流道靜壓信號Fig.26 Pressure signals of centrifugal compressor using vaned diffuser

4 結 論

本文采用CFD方法對使用不同擴壓器類型的一款小型制冷離心壓縮機進行了研究。分析了半高葉片擴壓器的流動機理,提出了一種斜半高葉片擴壓器,研究了斜半高葉片擴壓器在離心壓縮機旋轉失速狀態下的瞬態流動機理。可得如下主要結論。

(1)半高葉片擴壓器內的流動機理表明半高葉片擴壓器中前緣攻角和葉頂間隙引起的流動,會在半高葉片擴壓器流道內與主流混合,產生復雜的混合流動。在大流量工況時該混合流動能夠穩定擴壓器工作性能,在小流量工況時增加靜壓恢復能力而增加總壓損失。半高葉片擴壓器對離心壓縮機的影響在使用制冷劑或空氣為工質時的情況類似,均能擴大離心壓縮機運行范圍。

(2)斜半高葉片擴壓器的葉片前緣可以有效避免由氣流攻角產生的流動分離,葉片尾緣則可以抑制葉頂間隙流動進一步擴大,從而利用其葉頂間隙的流動來提高靜壓恢復能力并維持效率。在設計工況下,對于安裝在輪盤側的斜半高葉片擴壓器,離心壓縮機級的總靜壓比、總靜等熵效率最大提升分別為3.80%、2.74%,對于當安裝在輪蓋側時分別為0.82%、2.11%。

(3)當使用斜半高葉片擴壓器時,來自葉輪出口的周向不穩定氣流會在擴壓器流道內與擴壓器葉頂間隙流相互作用,產生更為復雜的流動,同時,氣流的流動速度和靜壓波動強度會大幅度下降。葉頂間隙流動與主流的相互作用將葉輪發生失速時引起的靜壓波動能量從單一頻率(364.9 Hz)分散到多個頻率上,靜壓波動的最大幅度也從50 kPa降低至約10 kPa。