微型離心壓氣機(jī)流場數(shù)值仿真與分析

譚春生　霍英東　張超　陳爍燦　簡必聰　劉睿智

摘 要：為了更好地研究微型渦噴發(fā)動機(jī)，本文通過使用BladeGen、TurboGrid、CFX等商用軟件對該66 mm微型離心式壓氣機(jī)構(gòu)型進(jìn)行三維建模，劃分六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，并進(jìn)行數(shù)值仿真計算，得到了壓氣機(jī)在20 000rpm至140000rpm的流量特性曲線。發(fā)現(xiàn)該型壓氣機(jī)在60 000 rpm至100 000 rpm之間有較寬的穩(wěn)定工作區(qū)域，此結(jié)果與原發(fā)動機(jī)性能參數(shù)相吻合。同時，選取了100000rpm這一轉(zhuǎn)速下壓氣機(jī)在近喘工況、最佳工況、堵塞工況3種情況，對這三種情況下壓氣機(jī)內(nèi)部的流場進(jìn)行了分析，為今后壓氣機(jī)的改進(jìn)提供了數(shù)據(jù)支持。

關(guān)鍵詞：微型渦噴發(fā)動機(jī) 離心式壓氣機(jī) 數(shù)值仿真

中圖分類號：TH452 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1674-098X（2017）01（b）-0022-04

Abstract：In this paper， by using BladeGen， Turbogrid and CFX commercial software for 3D modeling divided hexahedron grid and numerical simulation to the configuration 66mm micro centrifugal compressor. Finally get the compressor flow characteristic curve of 20 000 rpm to 140 000 rpm. It found that the efficiency of 94.7%. type compressor has a stable working area is the width is between 60 000 rpm and 100 000 rpm， the results coincide with the original engine performance parameters. At the same time， this paper selects the optimum condition of 100 000 rpm the speed of the compressor at near stall condition， the blocking condition three cases， on the flow field inside the compressor of the three cases were analyzed， to provide a reference for improvement the future of the compressor.

Key Words：Micro Turbojet Engine； Centrifugal Compressor； Numerical Simulation

壓氣機(jī)是渦輪噴氣式發(fā)動機(jī)的重要部件。作為微型渦噴發(fā)動機(jī)的核心，壓氣機(jī)的性能決定了發(fā)動機(jī)的整體性能。該課題以一款微型渦輪噴氣式發(fā)動機(jī)所使用的直徑為66 mm的微型離心壓氣機(jī)為研究對象，分析其各工況流動特性與性能。

西安交通大學(xué)的趙會晶等人運(yùn)用CFD方法模擬了離心壓氣機(jī)葉輪前緣傾掠對壓氣機(jī)性能的影響[1]，韓國仁荷大學(xué)與三星泰科能源設(shè)備研發(fā)中心通過進(jìn)化算法對離心式壓氣機(jī)葉輪進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化[2]，由此可見對于離心式壓氣機(jī)的研究一直是熱門話題。

該文主要采用數(shù)值模擬的方法對某一構(gòu)型微型離心壓氣機(jī)進(jìn)行流場分析以及性能測試。數(shù)值模擬的方法可以在短時間內(nèi)獲得較為精準(zhǔn)的流場以及實(shí)驗(yàn)結(jié)果，可以模擬各種復(fù)雜的流動。通過改變初始條件與邊界條件獲得不同工況下該構(gòu)型離心式壓氣機(jī)的流量特性曲線，同時獲得不同轉(zhuǎn)速、不同流量下葉輪流道內(nèi)氣體流動情況、葉片表面的壓力與速度矢量分布和不同葉高的壓力分布與速度矢量分布。

1 壓氣機(jī)三維構(gòu)型建模

根據(jù)擴(kuò)壓器尺寸以及機(jī)匣尺寸確定子午面幾何形狀，確定子午面尺寸參數(shù)后使用CFX-BladeGen組件進(jìn)行葉輪建模。經(jīng)過與創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)項(xiàng)目的壓氣機(jī)實(shí)物進(jìn)行比對與實(shí)驗(yàn)，確定了葉片構(gòu)型。

葉片數(shù)量：5組葉片，每組包含一片主葉片與一片小葉片；葉片角度：主葉片進(jìn)氣角49°，出氣角12°；小葉片進(jìn)氣角69°，出氣角5°。通過測量各截面葉厚及葉片安裝角可繪制出葉輪模型。

確定各項(xiàng)參數(shù)后即可生成葉輪的三維模型并確定最終構(gòu)型，最終葉輪構(gòu)型如圖1所示。

2 壓氣機(jī)流場數(shù)值計算

此次課題的CAD模型已經(jīng)使用ANSYS BladeGen建立完成，選擇使用ANSYS TurbiGrid進(jìn)行網(wǎng)格劃分，使用ANSYS CFX進(jìn)行求解并使用ANSYS CFD-Post進(jìn)行后處理分析。

2.1 導(dǎo)入模型

將之前在BladeGen組件中生成的葉片模型導(dǎo)入CFX中的TurboGrid組件，準(zhǔn)備進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

2.2 網(wǎng)格劃分

將模型導(dǎo)入TurboGrid后，軟件會根據(jù)BladeGen的模型信息自動劃分出計算域，包括進(jìn)氣口、出氣口、主頁片、小葉片、機(jī)匣面、輪轂面以及兩個切面共8個部分，如圖2。

導(dǎo)入模型后輸入葉尖間隙為固定距離0.2 mm。

為獲得較好的網(wǎng)格質(zhì)量，在Topology set中Placement選擇Traditional with Control Point，通過控制點(diǎn)控制網(wǎng)格形狀。在Mesh Data菜單中，Node Count選項(xiàng)選擇Fine（250 000），使生成的網(wǎng)格包含大約250 000個節(jié)點(diǎn)，提高網(wǎng)格密度。

生成網(wǎng)格后通過添加與移動控制點(diǎn)來獲得一個較好的拓?fù)鋵W(xué)模型，如圖3，從而得到質(zhì)量更好的網(wǎng)格。最終生成的網(wǎng)格如圖4，共包含251 137個節(jié)點(diǎn)與232 320個網(wǎng)格單元，全部為六面體網(wǎng)格。

2.3 初始條件設(shè)定

（1）初始計算域。

基本設(shè)置：Material設(shè)置為“Air Idea Gas”；Reference Pressure設(shè)置為“1 atm”；Domain Motion中Option設(shè)置為“Rotating”；Angular Velocity設(shè)置為計算所需求轉(zhuǎn)速。

（2）湍流模型的選擇。

對于離心式壓氣機(jī)的計算，比較適合的有模型與SST模型。比較兩種模型的優(yōu)勢，該課題選擇使用模型作為計算的湍流模型。

（3）熱傳導(dǎo)模型：在此次計算中將壓縮過程理想化為絕熱過程，因此熱傳導(dǎo)模型選擇Total Energy。

（4）確定邊界條件。

在該次計算中，邊界條件如下所示。

Inlet：固定總溫298 K，總壓1atm，進(jìn)氣方向與轉(zhuǎn)軸平行；Outlet：平均靜壓，該文通過改變出口平均靜壓值以模擬不同工況；Wall：機(jī)匣，輪轂；葉片均設(shè)置為無滑移、不導(dǎo)熱壁面；Interface：設(shè)置葉間隙平面為接合平面；Rotational Periodicity：為減少計算量，取葉片的1/5計算，其兩側(cè)壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)周期邊界。

2.4 求解設(shè)置

完成初始設(shè)置后，在模型的出口面上添加一個監(jiān)測點(diǎn)，以便在計算時觀察收斂情況。在求解設(shè)置時需要確定計算收斂殘差與迭代步數(shù)。此次計算中將收斂殘差設(shè)置為10-5，迭代步數(shù)為最大500步，無論哪個條件先到達(dá)即認(rèn)為結(jié)果收斂。前處理完成后生成相應(yīng)的def文件，在求解器中進(jìn)行計算。

2.5 求解器計算

在求解過程中，監(jiān)視器會顯示計算殘差的折線圖，同時可以監(jiān)控在上文中加入的檢測點(diǎn)的總壓數(shù)值，以輔助判斷計算是否收斂，若總壓趨于平穩(wěn)可判斷計算收斂。

3 數(shù)值計算結(jié)果與分析

在該章中對葉片的計算結(jié)果進(jìn)行分析，繪制出該構(gòu)型葉片的流量特性圖，并對葉片在3個不同工作狀態(tài)下的流場進(jìn)行分析。

3.1 壓氣機(jī)流量特性

表征壓氣機(jī)性能最主要的描述是壓氣機(jī)的流量特性圖[3]。壓氣機(jī)的增壓比隨著壓氣機(jī)流量的減小而增大，但當(dāng)流量減小至某一值時，壓氣機(jī)效率急劇下降。在流量特性曲線中，將所有轉(zhuǎn)速下的喘振邊界連起來即可得到整臺壓氣機(jī)的喘振邊界。喘振邊界將流量特性曲線分為了兩個區(qū)域，左側(cè)為不穩(wěn)定工作區(qū)，右側(cè)為穩(wěn)定工作區(qū)，當(dāng)壓氣機(jī)工作狀態(tài)落入不穩(wěn)定工作區(qū)時，壓氣機(jī)進(jìn)入喘振狀態(tài)，此時增壓比下降，壓氣機(jī)效率下降，在壓氣機(jī)工作中要極力避免[4]。

該文中使用CFD方法計算出壓氣機(jī)的流量特性，可以節(jié)省大量時間與經(jīng)費(fèi)，在壓氣機(jī)初期設(shè)計時有較好的應(yīng)用，可以快速地對壓氣機(jī)效率進(jìn)行評估。在該文中計算了7個轉(zhuǎn)速條件下（20 000～140 000 rpm）通過改變出口靜壓改變壓氣機(jī)工況，通過觀察壓氣機(jī)是否出現(xiàn)分離渦以及是否出現(xiàn)堵塞以分辨壓氣機(jī)是否在穩(wěn)定工作狀態(tài)，以此繪制出壓氣機(jī)的流量特性曲線，如圖5與圖6。

由圖5和圖6中可以得出以下幾點(diǎn)。

（1）在20 000～40 000 rpm的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，壓氣機(jī)的增壓比較低，同時穩(wěn)定工作區(qū)也很小，在壓氣機(jī)流量變化較大時，壓氣機(jī)效率下降明顯。

（2）在60 000-100 000 rpm的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，壓氣機(jī)增壓比較高，穩(wěn)定工作區(qū)也比較大，壓氣機(jī)效率隨流量變化較緩慢。

（3）在120 000-140 000 rpm的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，壓氣機(jī)增壓比很高，但由于此時葉片吸力面氣流已超音速，在葉片吸力面產(chǎn)生斜激波，同時由于葉片攻角為負(fù)，在葉盆部分出現(xiàn)氣流分離，這兩種現(xiàn)象堵塞葉片流道，使葉片幾乎無法穩(wěn)定工作。表現(xiàn)為即使出口平均靜壓持續(xù)降低，壓氣機(jī)流量也不上升，此時壓氣機(jī)出現(xiàn)堵塞，增壓比與效率均直線下降。

由此可以判斷出壓氣機(jī)在各個轉(zhuǎn)速下的穩(wěn)定工作區(qū)。此結(jié)果與原發(fā)動機(jī)慢車轉(zhuǎn)速30 000 rpm，最大轉(zhuǎn)速110 000 rpm的性能參數(shù)相吻合，當(dāng)飛機(jī)在巡航狀態(tài)時，壓氣機(jī)正好處于60 000～100 000 rpm這一穩(wěn)定工作轉(zhuǎn)速之間。

3.2 不同流量下壓氣機(jī)內(nèi)部流場與性能

取100 000 rpm這一特定轉(zhuǎn)速分析在不同流量條件下壓氣機(jī)的流場變化以及性能變化。

從圖7可看出，壓氣機(jī)的增壓比在進(jìn)入喘振狀態(tài)以前隨著流量的下降幾乎直線上升，但是從效率曲線可以看出，壓氣機(jī)的效率存在一個最大值，在該點(diǎn)左邊時，壓氣機(jī)向喘振邊界靠近，效率降低；在該點(diǎn)右邊時，壓力面開始出現(xiàn)氣流分離堵塞通道，導(dǎo)致壓氣機(jī)效率下降。當(dāng)流量超過某一值時壓氣機(jī)通道堵塞嚴(yán)重，此時改變出口靜壓壓氣機(jī)流量變化不明顯，但效率與增壓比卻直線下降。

（1）最佳工況點(diǎn)壓氣機(jī)內(nèi)部的流場。

100 000 rpm下效率最高的工況代表在此轉(zhuǎn)速下，該工況點(diǎn)時壓氣機(jī)工作最穩(wěn)定，流場最通暢，此時壓氣機(jī)的各項(xiàng)損失最小，是壓氣機(jī)的最佳工作狀態(tài)。

（2）喘振邊界點(diǎn)壓氣機(jī)內(nèi)部的流場。

當(dāng)流量減小到喘振邊界時，葉片吸力面開始出現(xiàn)氣流分離，氣流分離產(chǎn)生的分離渦堵塞氣流通道使壓氣機(jī)效率下降，此時若繼續(xù)降低流量，壓氣機(jī)將進(jìn)入喘振狀態(tài)，吸力面出現(xiàn)大面積氣流分離，流道被堵塞，增壓比與效率均急劇下降，壓氣機(jī)進(jìn)入不穩(wěn)定工作狀態(tài)。

（3）大流量工況下壓氣機(jī)內(nèi)部流場。

流過壓氣機(jī)的流量過大同樣會導(dǎo)致壓氣機(jī)效率下降。在流量過大時，葉片出現(xiàn)負(fù)攻角，在壓力面出現(xiàn)氣流分離。由于壓力面空氣壓力較大不容易產(chǎn)成類似吸力面氣流分離時那樣的分離渦，但同樣會堵塞氣流通道。

4 結(jié)論

使用BladeGen軟件進(jìn)行建模，并使用CFX TurboGrid軟件對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。并使用ANSYS CFX軟件對劃分完畢的網(wǎng)格進(jìn)行計算。在CFX中通過改變壓氣機(jī)出口平均壓力以及壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速得到一系列工況點(diǎn)繪制出流量特性曲線并對其進(jìn)行分析。并選擇典型轉(zhuǎn)速分析不同流量條件下壓氣機(jī)內(nèi)部流場以及壓氣機(jī)性能變化。經(jīng)過以上工作可以得出以下結(jié)論。

（1）壓氣機(jī)的增壓比與壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速與流過壓氣機(jī)的流量密切相關(guān)，在一定范圍內(nèi)轉(zhuǎn)速越大，壓氣機(jī)的增壓比越高，流過壓氣機(jī)的氣體流量越大，壓氣機(jī)增壓比越低。

（2）壓氣機(jī)在每一個特定轉(zhuǎn)速下其效率均隨著氣體流量的改變而改變，在每一個特定轉(zhuǎn)速下均有一個最佳工況點(diǎn)，此時壓氣機(jī)效率達(dá)到最高，無論工況點(diǎn)移動到該點(diǎn)左邊或是右邊，壓氣機(jī)效率都將下降。

（3）壓氣機(jī)工況點(diǎn)向左移動至喘振邊界附近時，最先在葉尖附近出現(xiàn)分離渦，同時尾跡渦流進(jìn)一步擴(kuò)大。若工況點(diǎn)進(jìn)一步向左移動，此時葉尖泄漏渦、葉片吸力面出現(xiàn)的分離渦、尾跡渦可能混合在一起，產(chǎn)生一個較大的湍流區(qū)阻塞流道，使壓氣機(jī)效率與增壓比急劇下降。同時由于湍流區(qū)的阻礙，其前方氣流發(fā)生偏轉(zhuǎn)，可能出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)失速現(xiàn)象。壓氣機(jī)工況點(diǎn)向右移動時流量過大，壓氣機(jī)可能出現(xiàn)堵塞現(xiàn)象，葉片進(jìn)入負(fù)攻角狀態(tài)，氣流在壓力面出現(xiàn)分離，在壓力面位置產(chǎn)生湍流區(qū)。當(dāng)流量進(jìn)一步增大，湍流區(qū)也不斷擴(kuò)大，最終與尾跡渦流混合，完全堵塞壓氣機(jī)流道。

使用CFD方法的優(yōu)點(diǎn)有成本低、準(zhǔn)確度高、實(shí)驗(yàn)周期短等，但其與實(shí)際情況依舊存在差別?，F(xiàn)今3D打印技術(shù)飛速發(fā)展，可以利用3D打印快速成型技術(shù)在CFD計算之后將葉輪模型制作出實(shí)體，在試驗(yàn)臺上進(jìn)行測試并計算結(jié)果。

參考文獻(xiàn)

[1] 趙會晶，王志恒，席光，等.葉片前緣傾掠對離心葉輪氣動性能的影響[J].西安交通大學(xué)學(xué)報，2015，49（11）：1-7.

[2] JH Kim，JH Choi，et al.Multi-objective optimization of a centrifugal compressor Impeller through evolutionary algorithms[J].IMechE Part A：J. Power and Energy，2010（224）：711-721.

[3] 鐘利軍，李人憲.小型離心壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化與流量特性的仿真計算[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2010，6（3）：11-15.

[4] 瞿紅春，林兆福.民用航空燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)原理[M].北京：兵器工業(yè)出版社，2006.