張海濤 邵文洋 王 巍 王曉放 辛建池

（大連理工大學(xué)海洋能源利用與節(jié)能教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

離心葉輪分流葉片位置與擴(kuò)壓器相互影響的模擬研究?

張海濤 邵文洋 王 巍 王曉放 辛建池

（大連理工大學(xué)海洋能源利用與節(jié)能教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

葉輪分流葉片周向位置改變，將對(duì)葉輪與擴(kuò)壓器內(nèi)部流場產(chǎn)生干擾。對(duì)帶分流葉片離心壓縮機(jī)葉輪及擴(kuò)壓器流場進(jìn)行數(shù)值模擬，結(jié)果表明：當(dāng)葉輪匹配葉片擴(kuò)壓器，分流葉片向主葉片吸力面偏置較居中時(shí)，葉輪進(jìn)出口壓比降低3.66%，平均出口氣流角增加1.54°；分流葉片向主葉片壓力面偏置相比于居中,葉輪進(jìn)出口壓比增加1.85%,平均出口氣流角增加2.09°，分流葉片吸力面?zhèn)鹊湍軈^(qū)減小，氣流分離受到抑制，葉輪效率提高。因此分流葉片向主葉片壓力面偏置有利于提高葉輪性能。但由于分流葉片偏置后葉輪平均出口氣流角較居中時(shí)變大，對(duì)擴(kuò)壓器葉片形成正沖角，在葉片背弧處產(chǎn)生了分離渦，造成擴(kuò)壓器內(nèi)流場混亂，使擴(kuò)壓器效率降低。因此，分流葉片偏置后與之相匹配的擴(kuò)壓器葉片的安裝角也要相應(yīng)改變，以抑制擴(kuò)壓器內(nèi)的分離渦及二次流，提高整級(jí)效率。

離心葉輪；分流葉片；周向位置；擴(kuò)壓器

0 引言

目前帶分流葉片的離心葉輪已經(jīng)廣泛應(yīng)用于高轉(zhuǎn)速、高壓比的離心壓縮機(jī)中。在一定范圍內(nèi)增加葉片稠度可以增加葉輪的壓比，提高效率，但葉片稠度過大，極易使葉輪進(jìn)口處產(chǎn)生氣流堵塞。而采用長、短葉片間隔分布的葉輪結(jié)構(gòu)形式，可以在保持高壓比的情況下改善葉輪進(jìn)口處的堵塞情況，也可抑制葉輪出口由于滑移現(xiàn)象引起的出口流場混亂，提高葉輪的效率。其中，短葉片通常稱為分流葉片。絕大多數(shù)分流葉片是位于兩主葉片（即長葉片）中間，然而主葉片壓力面和分流葉片吸力面之間形成的流道要比分流葉片壓力面和主葉片吸力面之間形成的流道流動(dòng)情況好，因此分流葉片位于兩主葉片中間位置并不是最好的選擇。有學(xué)者已經(jīng)開始研究通過調(diào)整分流葉片位置來改善葉輪內(nèi)流場，提高壓縮機(jī)氣動(dòng)性能。文獻(xiàn)表明：Krain等[1]通過優(yōu)化后的長短葉片離心葉輪進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測量和數(shù)值分析，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后葉輪的效率和壓比都得到了提升，葉輪流場變得更好。吳讓利等[2]認(rèn)為雙圓弧長短葉片風(fēng)機(jī)模型的穩(wěn)定工況范圍更寬，全壓更高。袁鵬等[3]認(rèn)為合理的分流葉片長度可以有效削弱二次流強(qiáng)度，優(yōu)化流場，提高效率。程航等[4-6]基于CFD技術(shù)對(duì)葉輪進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，擴(kuò)大了壓縮機(jī)的運(yùn)行工況，提高了葉輪的氣動(dòng)性能。卜遠(yuǎn)遠(yuǎn)等[7-8]認(rèn)為合理的分流葉片位置可以延緩橫向次流的形成，減小葉輪出口尾跡的強(qiáng)度與范圍。聞蘇平等[9]研究了馬赫數(shù)對(duì)離心壓縮機(jī)小流量系數(shù)基本級(jí)性能的影響。汪創(chuàng)華等[10]認(rèn)為分流葉片靠近主葉片吸力面可以有效提高葉輪壓比和效率。劉海清等[11]對(duì)葉輪和擴(kuò)壓器內(nèi)部特征流動(dòng)分析，表明無葉擴(kuò)壓器為造成該離心壓縮機(jī)失穩(wěn)的關(guān)鍵部件。張金鳳等[12]認(rèn)為添加分流葉片是改善離心葉輪機(jī)械性能的有效途徑。

關(guān)于分流葉片研究多集中在通過調(diào)整分流葉片周向位置和徑向位置來提高葉輪效率，但關(guān)于分流葉片偏置后對(duì)擴(kuò)壓器內(nèi)流場影響的研究幾乎未見。本文將針對(duì)不同分流葉片的偏置方式，對(duì)葉片擴(kuò)壓器和無葉擴(kuò)壓器內(nèi)流場狀況進(jìn)行分析，以期為葉輪及擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定參考。

1 模型網(wǎng)格及數(shù)值方法驗(yàn)證

1.1 壓縮機(jī)模型與網(wǎng)格劃分

本文使用壓縮機(jī)模型，葉輪轉(zhuǎn)速為30 000r/min，設(shè)計(jì)流量為4kg/s，主葉片和分流葉片數(shù)均為11，有葉擴(kuò)壓器葉片數(shù)為23，葉輪分流葉片模型如圖1。分析過程中，主葉片位置固定，調(diào)整分流葉片周向位置，即保持分流葉片形式不變，將分流葉片分別順時(shí)針和逆時(shí)針偏轉(zhuǎn)兩主葉片周向距離的5%，得到A：分流葉片靠近主葉片吸力面；B：分流葉片居中；C：分流葉片靠近主葉片壓力面3種方案。

圖1 葉輪分流葉片示意圖Fig.1 The splitter blade of impeller

[13]中的網(wǎng)格劃分形式，將壓縮機(jī)葉輪流道劃分為11個(gè)扇區(qū)，使每個(gè)扇區(qū)中包含一個(gè)主葉片和一個(gè)分流葉片。為提高求解精度，使用TurboGrid劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，網(wǎng)格包含4個(gè)部分，葉輪進(jìn)口區(qū)、葉輪區(qū)、擴(kuò)壓器區(qū)及出口延長區(qū)，如圖2。選用35萬網(wǎng)格和50萬網(wǎng)格計(jì)算，進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證。兩種網(wǎng)格的計(jì)算得到葉輪效率變化在1%以內(nèi)，證明計(jì)算結(jié)果與網(wǎng)格數(shù)量無關(guān)。為提高計(jì)算速度，本文選用35萬網(wǎng)格進(jìn)行流場計(jì)算。定義主葉片壓力面與分流葉片吸力面流道為通道1，主葉片吸力面與分流葉片壓力面組成的流道為通道2。選用SST湍流模型來封閉N-S方程，給定進(jìn)口總溫、總壓，出口質(zhì)量流量邊界條件，壁面均為無滑移壁面，動(dòng)靜交界面選擇混合平面形式。計(jì)算中認(rèn)為質(zhì)流量收斂到1e-5以下，其他參數(shù)收斂到1e-4以下時(shí)計(jì)算已收斂。

圖2 計(jì)算模型三維網(wǎng)格Fig.2 3D mesh of computational model

1.2 數(shù)值方法驗(yàn)證

采用與本文相同的網(wǎng)格劃分形式、湍流模型及邊界條件設(shè)置，計(jì)算H.Krain等[14]設(shè)計(jì)的帶分流葉片離心葉輪，得到葉輪流量壓比曲線，并與試驗(yàn)測得葉輪性能曲線比較。如圖3，從圖中可看出模擬曲線變化趨勢與試驗(yàn)曲線變化基本相同，且誤差在工程精度允許范圍，認(rèn)為本文所采用數(shù)值方法有效。

圖3 數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)比較Fig.3 Comparison of numerical simulation results and experimental results

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 偏置分流葉片對(duì)葉輪效率和壓比的影響

計(jì)算離心葉輪的多變效率和等熵效率，其中多變效率計(jì)算式如下:

3種方案匹配有葉擴(kuò)壓器時(shí)的等熵效率和多變效率如表1，分流葉片向主葉片吸力面偏置，多變效率提高0.98%，等熵效率提高了1.14%；向主葉片壓力面偏置，多變效率提高了1.37%，等熵效率提高了1.24%。對(duì)于本葉輪分流葉片向主葉片壓力面偏置對(duì)葉輪效率提高更明顯。

表1 3種偏置方案的葉輪效率Tab.1 The impeller efficiency of the three schemes

3種方案葉輪進(jìn)出口壓比變化如圖4所示。當(dāng)分流葉片靠近主葉片吸力面時(shí)會(huì)使葉輪壓比降低，而分流葉片靠近主葉片壓力面時(shí)可提高葉輪壓比。C方案相對(duì)于A方案壓比提高了5.58%?？梢娖梅至魅~片對(duì)葉輪壓比有重要影響。

圖4 葉輪進(jìn)出口壓比變化Fig.4 The pressure ratio of impeller

3.2 偏置分流葉片對(duì)葉輪及擴(kuò)壓器內(nèi)流場的影響

為方便對(duì)葉輪及擴(kuò)壓器流場進(jìn)行分析，在垂直于葉輪流動(dòng)方向上定義葉輪進(jìn)口處截面為S1，分流葉片進(jìn)口處截面為S2，分流葉片中間截面為S3，葉輪出口即擴(kuò)壓器進(jìn)口截面為S4，擴(kuò)壓器中間截面為S5，擴(kuò)壓器出口截面為S6。各截面位置如圖5所示。

圖5 葉輪分析截面位置示意圖Fig.5 The position of each section of impeller

3種方案接葉片擴(kuò)壓器和無葉擴(kuò)壓器0.5倍葉高的靜壓云圖如圖6所示?？梢钥闯霎?dāng)分流葉片向主葉片壓力面偏置時(shí)葉輪葉片前緣的低壓區(qū)小幅減小。葉輪匹配葉片擴(kuò)壓器較無葉擴(kuò)壓器，葉輪葉片前緣低壓區(qū)減小更為明顯。

圖6 6種模型0.5倍葉高處靜壓云圖Fig.6 The contour at 0.5 times the blade height of different 6 models

首先對(duì)葉輪匹配葉片擴(kuò)壓器時(shí)葉輪內(nèi)部流場進(jìn)行分析，葉輪主葉片進(jìn)口截面S1處的靜壓分布情況如圖7，視圖方向?yàn)檠亓鲃?dòng)方向，主葉片進(jìn)口處壓力梯度大，但3種偏置方案在S1截面壓力分布沒有明顯變化。證明分流葉片偏置對(duì)葉輪進(jìn)口流場幾乎沒有影響。

葉輪分流葉片進(jìn)口截面S2處靜壓分布如圖8，分流葉片兩種偏置方式均能抑制分流葉片進(jìn)口處壓力梯度增大，并且該截面主葉片吸力面處低壓區(qū)明顯減小。A方案和C方案該截面平均靜壓高于B方案，其中C方案相對(duì)于B方案靜壓提高了1.31%。

圖7 葉輪接有葉擴(kuò)壓器S1截面處的靜壓云圖Fig.7 The contour of pressure at the S1 section of impeller with vaned diffuser

圖8 葉輪接有葉擴(kuò)壓器S2截面處的靜壓云圖Fig.8 The contour of pressure at the S2 section of impeller with vaned diffuser

從圖9看出3種方案的兩個(gè)流道葉輪葉頂處均產(chǎn)生了低速區(qū)，不同的是A方案和C方案產(chǎn)生明顯的二次流渦團(tuán)，但B方案葉輪葉頂處二次流則不是特別明顯。當(dāng)分流葉片向主葉片的吸力面偏置時(shí)，通道1中的低速區(qū)有明顯的擴(kuò)大。

圖9 葉輪接有葉擴(kuò)壓器S3截面處的流線圖Fig.9 Streamlines of pressure at the S3 section of impeller with vaned diffuser

S4截面處3種方案靜壓云圖如圖10所示，每種方案云圖的上方為葉輪蓋側(cè)，下方為葉輪盤側(cè)。從云圖中可見A方案葉輪出口壓力分布不均勻性要大于其他兩方案。

圖10 葉輪接有葉擴(kuò)壓器S4截面靜壓云圖Fig.10 The contour of pressure at the S4 section of impeller with vaned diffuser

分析葉輪匹配無葉擴(kuò)壓器時(shí)的馬赫數(shù)分布情況，圖11為葉輪0.5倍葉高處的相對(duì)馬赫數(shù)分布云圖，由云圖可以看出，葉輪接無葉擴(kuò)壓器時(shí)，分流葉片向主葉片吸力面偏置時(shí)，流道1出口處低能區(qū)明顯要大于其他兩種方案，通過速度矢量圖分析發(fā)現(xiàn)，A方案在該區(qū)域存在較大的氣流分離區(qū)，B方案次之，C方案最小。3種方案在流道2中的低能區(qū)分布區(qū)別很小。

不同方案葉輪出口平均靜壓變化如圖12所示，可以看出，對(duì)于葉輪接無葉擴(kuò)壓器的情況，分流葉片靠近主葉片吸力側(cè)時(shí)，出口靜壓降低，而靠近主葉片壓力面時(shí)，葉輪出口靜壓增大，C相比于A方案葉輪出口靜壓提高了5.44%。對(duì)于葉片擴(kuò)壓器而言，無論分流葉片向哪個(gè)方向偏置，均會(huì)使葉輪出口靜壓降低。結(jié)合上文分析，出口壓降主要是由葉輪和葉片擴(kuò)壓器動(dòng)靜干涉引起葉輪出口流場變化導(dǎo)致的。

圖11 匹配無葉擴(kuò)壓器時(shí)0.5倍葉高處的相對(duì)馬赫數(shù)分布Fig.11 Relative Mach number at 0.5 times high of blades connecting vaneless diffusers

分析比較3種方案葉輪接葉片擴(kuò)壓器和無葉擴(kuò)壓器時(shí)葉輪出口速度矢量圖，發(fā)現(xiàn)接葉片擴(kuò)壓器時(shí)，無論分流葉片向哪個(gè)方向偏置，葉輪出口截面在輪蓋側(cè)均有明顯的回流，如圖13。分流葉片靠近主葉片吸力面時(shí)，回流尤為明顯，而分流葉片居中時(shí)幾乎沒有回流產(chǎn)生。葉輪接無葉擴(kuò)壓器時(shí)，A和C方案葉輪出口回流幾乎消失，且無葉擴(kuò)壓器內(nèi)沒有低速渦及二次流。證明葉輪出口回流的產(chǎn)生主要是由于分流葉片偏置后，葉輪與擴(kuò)壓器葉片動(dòng)靜干涉對(duì)氣流擾動(dòng)引起的，而分流葉片偏置本身不會(huì)造成葉輪出口處回流。

圖12 不同方案葉輪出口靜壓Fig.12 Static pressure of impeller outlet of different schemes

圖13 接葉片擴(kuò)壓器時(shí)葉輪出口截面速度矢量圖Fig.13 The outlet section velocity of impeller connecting with vaned diffuser

計(jì)算葉輪出口氣流角，根據(jù)速度三角形原理即可得到葉輪出口不同位置處氣流角。在葉輪出口利用余弦定理:

其中，c是葉輪出口絕對(duì)速度；w是葉輪出口處牽連速度；u為葉輪出口處相對(duì)速度；則α為葉輪的出口氣流角。6種方案的葉輪平均出口氣流角如表2所示，對(duì)于本葉輪接有葉擴(kuò)壓器情況，分流葉片向主葉片吸力面偏置，平均出口氣流角增大了2.09°，向壓力面偏置氣流角增加了1.54°。偏置分流葉片葉輪平均出口氣流角較未偏置時(shí)增加明顯。而匹配無葉擴(kuò)壓器時(shí)，3種方案葉輪出口氣流角變化較小。

表2 接不同擴(kuò)壓器時(shí)葉輪出口氣流角Tab.2 Impeller outlet flow angle when connecting different diffusers

S5截面靜壓云圖和流線圖如圖14、圖15可以看出A，C兩種方案，在葉片擴(kuò)壓器中形成了明顯的二次流。通過分析葉片擴(kuò)壓器中多個(gè)截面的流場情況，發(fā)現(xiàn)二次流渦團(tuán)是從擴(kuò)壓器進(jìn)口截面形成，并且不斷擴(kuò)展到擴(kuò)壓器出口截面，嚴(yán)重干擾了擴(kuò)壓器內(nèi)的流動(dòng)。結(jié)合對(duì)葉輪出口氣流角分析可得，接葉片擴(kuò)壓器時(shí)A，C兩方案，由于葉輪出口氣流角變大，氣流對(duì)擴(kuò)壓器葉片形成了正沖角，使擴(kuò)壓器的背弧面產(chǎn)生了分離渦，流動(dòng)混亂，并且不斷擴(kuò)展到擴(kuò)壓器出口處。

圖14 葉輪接葉片擴(kuò)壓器S5截面靜壓云圖Fig.14 The contour of pressure at the S5 section of impeller with vaned diffuser

圖15 S5截面流線圖Fig.15 Streamlines of S5

圖16為葉輪接葉片擴(kuò)壓器時(shí)擴(kuò)壓器出口截面S6處的靜壓云圖，很明顯看出B方案擴(kuò)壓器出口靜壓要明顯高于其他兩方案，說明A，C方案擴(kuò)壓器擴(kuò)壓效果要遠(yuǎn)低于B方案，因此對(duì)分流葉片進(jìn)行偏置后，需要對(duì)葉片擴(kuò)壓器葉片進(jìn)行優(yōu)化，以獲得比較好的擴(kuò)壓效果。

圖16 葉片擴(kuò)壓器出口靜壓云圖Fig.16 The contour of pressure at the S5 section of impeller with vaned diffuser

4 結(jié)論

本文對(duì)帶分流葉片葉輪及擴(kuò)壓器模型內(nèi)部流場進(jìn)行模擬得到結(jié)論如下：

1）分流葉片偏置對(duì)葉輪進(jìn)口流場的影響非常小。

2）對(duì)于帶分流葉片離心葉輪，分流葉片向主葉片壓力面偏置可減少葉輪內(nèi)低能區(qū)，抑制葉輪內(nèi)氣流分離，提高葉輪效率。因此分流葉片向主葉片壓力面偏置可提高葉輪氣動(dòng)性能，是較好的選擇。

3）葉輪與無葉擴(kuò)壓器匹配時(shí)，向主葉片壓力面偏置分流葉片，可改善葉輪內(nèi)流場，并且不會(huì)影響擴(kuò)壓器內(nèi)流場，可提高壓縮機(jī)整級(jí)效率；葉輪與葉片擴(kuò)壓器匹配時(shí)，分流葉片偏置后，葉輪與擴(kuò)壓器動(dòng)靜干涉會(huì)導(dǎo)致葉輪葉頂處產(chǎn)生回流。并且分流葉片偏置較未偏置時(shí)，葉輪平均出口氣流角變大，使氣流在擴(kuò)壓器葉片背弧處產(chǎn)生分離渦和二次流，降低擴(kuò)壓器擴(kuò)壓效果。

4）分流葉片偏置后葉片擴(kuò)壓器的葉片安裝角亦應(yīng)隨之改變，以改善擴(kuò)壓器流場結(jié)構(gòu)，提高級(jí)效率。

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Numerical Analysis of the Influence of the Splitter Blade Position and Diffuser in a Centrifugal Compressor

Hai-tao ZhangWen-yang ShaoWei Wang Xiao-fang WangJian-chi Xin
(Key Laboratory of Ocean Energy Utilization and Energy Conservation,Dalian University of Technology)

To determine the influence of the circumferential position of the splitter blades on the flow field of the impeller and diffuser,numerical simulations of the flow field in a centrifugal compressors with splitter blades are performed.It is shown that when the impeller is connected with the vaned diffuser and the splitter blade is biased towards the suction surface of the main blade,the inlet and outlet pressure ratio of impeller decreases by 3.66%,and the average outlet air flow angle increases by 1.54 degrees.When the splitter blade is close to the main blade pressure surface,the inlet and outlet pressure ratio of impeller increases by 1.85%,and the average outlet air flow angle increases by 2.09 degrees.The low kinetic energy area along the suction surface of the splitter blade is reduced,the flow separation is suppressed,and the impeller efficiency is increased.Therefore,a splitter blade position close to the main blade pressure surface side is beneficial to improve the impeller performance.Due to the offset of the splitter blades,the average outlet air flow angle of the impeller is larger than in the center.And the positive incidence of diffuser blade is generated.The separation vortex,generated at the pressure side ofthe blades,makes the flow field of the diffuser chaotic and reduces the efficiency of the diffuser.Therefore,the installation angle of the diffuser blade also needs to be adjusted after changing the splitter blade position,to reduce the separation vortex and the secondary flow in the diffuser,and to improve the overall stage efficiency.

centrifugal impeller,splitter blade,circumferential position,diffuser

TH452；TK05

1006-8155-(2017)05-0013-07

A

10.16492/j.fjjs.2017.05.0002

遼寧省先進(jìn)設(shè)計(jì)與制造共性技術(shù)創(chuàng)新平臺(tái)（2015106016）

2017-05-29遼寧 大連 116024