离心式压缩机小流量级分析与优化设计.doc

离心式压缩机小流量级分析与优化设计 么立新 冀春俊/大连理工大学动力系摘要：对某离心式压缩机小流量级的内部流动情况采用了三维粘性流场进行数值模拟。通过对其整级，特别是无叶扩压器和回流器内部流场进行了分析探讨，提出了无叶扩压器、弯道和回流器的改造方案，使其优化后的级多变效率在各个工况下均有所提高。关键词：离心式压缩机 小流量 流动模拟中图分类号：TH452 文献标识码：B文章编号：1006-8155（2006）03-0018-05Flow Analysis and Design Optimization to small flow stage of Centrifugal CompressorAbstract: Numerical simulation of the three-dimensional viscosity flow field is carried out on inner flow field to small flow stage of centrifugal compressor. Based on the analysis and discussion of the inner flow inside the whole stage, especially in the vaneless diffuser and the return channel，the reform plan of the vaneless diffuser, the bend duct and the return channel is put forward. Results show that the increase of the polytropic efficiency of the stage has been achieved under each operation condition.Key words: Centrifugal compressor small flow Flow simulation1 引言 在离心式压缩机中，从叶轮出来的气流速度相当大，一般可达200300m/s，扩压器的作用就是把这部分很大的动能转化成为压力能，以便在提高气体压力的同时减弱气流的速度，减少气流在弯道和回流器中的损失。对于后弯或是强后弯叶轮，它占叶轮耗功的25%40%，小流量离心式压缩机叶轮为强后弯叶轮，尽管它没有径向直叶片占叶轮耗功的比例大，但它的扩压器设计的是否理想对级效率和压比也有很大影响，它在离心式压缩机设计中是与叶轮同样重要的。为了把扩压器的气体引导到下一级去进一步增压，在扩压器后设置了弯道和回流器，气体从扩压器出来后经弯道拐180弯进入回流器，弯道转弯半径的选取对流动也有一定的影响。回流器的作用是保证下一级叶轮进口轴向进气，但弯道和回流器中的能量损失比较大，弯道和回流器的损失系数对前面为无叶扩压器时要选取较大的值（0.71.0），所以对扩压器、弯道、回流器的研究是一项很有必要和有潜力的工作。离心式压缩机小流量模型级的流量系数=0.01028，在额定工况下多变效率只有68%，比国际同类水平的离心式压缩机小流量级多变效率低近10个百分点。对此小流量原模型级内部流场进行数值模拟，再对模拟后的内部流场进行分析研究，发现扩压器、弯道、回流器流动损失过大是造成其多变效率低的重要因素之一。据此，本文对原结构采用的无叶扩压器进行了修改，并对弯道形状和回流器叶片型线进行一系列的分析讨论，提高了改进后的整级性能。2 原无叶扩压器几何结构特点图1和图2为此小流量模型级整级（叶轮前部加了一段进口段，也就是上一级回流器叶片出口到本级叶轮进口之间的部分）的子午流道和三维造型。从图中看到，它采用的是强后弯闭式叶轮，叶片等厚度，叶片前缘为圆头，尾缘为钝头；无叶扩压器是等宽度（b3=b4=const），且b2b3。后面的弯道略有扩张，回流器进口宽度大于扩压器出口宽度。 7 图1 图23 计算方法与边界条件为了反映离心式压缩机小流量模型级的扩压器、弯道及回流器内部流场的实际流动情况，应用NUMECA软件对整级内的流动进行了详细的计算分析。离心式压缩机小流量模型级整级的结构比较复杂，虽然叶轮和回流器叶片都是二元设计方法设计的，但内部流动确有明显的三元流动、粘性流动、非定常流动特征，流动分析非常复杂。分析、优化过程应用气流流动的控制方程，包括三维可压缩雷诺平均N-S方程、连续方程、能量方程、理想气体状态方程以及Spalart-Allmart代数湍流模型方程。采用有限体积法对控制方程进行空间离散；采用显式时间推进法求解，并使用有效的多块/多重网格技术提高求解的收敛速度。计算域包括进气道、叶轮、无叶扩压器、弯道及回流器。网格采用多块六面体结构网格。计算时流体工质选择为空气，进口边界条件给出进口速度方向、静温（Tin=298.158K）和进口总压；出口边界给定质量流量和进口总压。阻塞工况计算进口边界条件给出进口速度方向、静温（Tin=298.158K）和进口总压，出口给出出口总压。4 计算结果分析4.1 原无叶扩压器内部流动分析利用NUMECA软件进行离心式压缩机小流量模型级的数值模拟分析计算后，得到了级内部三维流场的完全信息。原模型级采用的是等宽无叶扩压器，文献1指出，无叶扩压器的主要几何尺寸是进口宽度b3、出口宽度b4以及直径比D4/D2，b3/b2的选择与b2/D2值有关。本模型级b2/D2=0.02670.04,通常应该取b3=b4=b2,有时在b2/D2较小时，也可取b3稍大于b2，以避免叶轮出来的气体对扩压器壁面的冲击，以及加快叶轮出口不均匀气流的混合过程。本例中的b3b2造成叶轮出来的气体对扩压器壁面冲击比较大，同时减慢了叶轮出口不均匀气流的混合过程，这是扩压器性能不高的原因之一。另外，因为原叶轮出口气流角2比较小，b3=b4很小，在压缩空气及轻气体时粘性影响大；又由于流体在无叶扩压器中的气流角基本不变的情况下，使流动路程较长，摩擦损失较大，导致效率在设计工况下比叶片扩压器要低，当角很小时这种不足更加明显（原级约9.518。笔者对叶轮流道内部流场进行分析，发现叶轮出口扩压器中的流线偏长，流动损失也比较大，这就是扩压器性能不高的重要原因之二。4.2 无叶扩压器初始设计在对无叶扩压器的设计中，在不改变叶轮的情况下，本着缩短气流轨迹、减少叶轮出来的气流对扩压器壁面的冲击、加快叶轮出口不均匀气流的混合过程以及达到原模型级出口压比的原则。文献1指出，无叶扩压器的当量扩张角eq在8附近时，损失系数最小。当量扩张角eq由下式计算：tan=2 （1）另外在b3=b4,=3=4的条件下，气流轨迹长度用下面的公式计算： （2）式（1）和式（2）中的D3和为定值，当图3中D4=600mm时，改变b3时的当量扩张角的变化曲线，由图3曲线看出，随着b3增加当量扩张角也增加。图4是当b3为定值时，D4和当量扩张角的关系图。由图4可知，随着D4的减小，当量扩张角反而增大，但是增大的效果没有改变b3的效果明显。 图3 b3与无叶扩压器当量角eq关系 图4 D4与当量扩张角eq关系4.3 扩压器、弯道及回流器的修改及分析以原模型级（b4=6mm,D4=640mm）中的进口、叶轮、无叶扩压器三部分为模拟分析的对象时，经NUMECA计算以及考虑无叶扩压器等宽度有利于工艺加工，选择b4=12mm,D4不变的条件下的计算结果见表3。由图3和式（1）看出，此时的当量扩张角比原模型级大，减少了由叶轮出来的气体对扩压器壁面的冲击，并加快了叶轮出口不均匀气流的混合过程，减小了损失，提高了效率。由表3看出，在D4=640mm时，b4=12mm的效率要高于原模型级。因为原模型级的扩压器流道开始部分为收敛流道，叶轮出口到扩压器流道宽度由12mm缩小到6mm，收敛的流道使气流加速，然后到扩压器中扩压。从叶轮出来的高速气流冲击这部分收敛流道，增加了冲击损失；同时为了达到扩压要求必然要增加D4，D4增加了，气流轨迹就加长了，相应地也增加了摩擦损失。 摩擦损失的计算公式为 （3）原模型级的气流速度比后两个方案高，摩擦损失也比后两个方案大。表1中最后一个方案减小了D4的长度，这是为了缩短气流轨迹，减少摩擦损失，另外还可以减少机组的径向尺寸。所以，最后一个方案为比较理想的扩压器修改方案。 表1 采用b3=12,变b4级部分级（进口、叶轮、无叶扩压器）模拟性能参数比较b4/mmD4/mm流量/（kg/s）静压比总压比级等熵效率/%多变效率/%66400.6171.47131.527475.2376.662126400.6171.48791.546377.08878.449126000.6171.48131.537978.2579.559选定扩压器尺寸后，弯道和回流器的设计分析是一起考虑的。文献1指出，在弯道中，一般取D5=D4,b5=b4。在b2/D20.04的级中，有时也取b5略大于b4，b5=(1.051.2)b4。考虑到不增加整级轴向尺寸时，取b5=8mm和b5=11.5mm进行模拟分析，比较结果见表2。表2 回流器进口宽度改变模拟整级性能比较b 5/mmD5/mm流量/（kg/s）静压比总压比级等熵效率/%级多变效率/%86000.6171.47451.488170.91872.49811.56000.6171.48431.492671.66473.214表3 采用b3=12,变b4(D4=640)部分级（包括进口、叶轮、无叶扩压器）模拟性能参数比较b4/mm流量/（kg/s）静压比总压比级等熵效率/%多变效率/%60.6171.47131.527475.23 76.66280.6171.48121.537276.70478.0790.6171.48131.537976.538 77.916100.6171.48571.541976.976 78.335110.6171.49141.549177.52178.863120.6171.48791.546377.08878.449 图5 修改前、后级效率曲线 图6 修改前、后级静压比曲线注：由于在数值模拟过程中，并未考虑级内的某些损失（包括轮阻损失、漏气损失等），所以模拟后得到的原结构级多变效率比实际的多变效率高。回流器是香蕉形叶片，进口角由CFVIEW计算，出口角按98设计。从图8看出，回流器叶片进口角与气流角相差不大,由于在优化修改的过程中模拟计算一直用的质量流量为0.617kg/s这个点而没用正常工作点0.531kg/s这个点，造成在正常工作点时的进口冲角比图8的这个工作点大，这也是图5和图6中正常流量左侧点效率提高不多的原因。由于回流器中气流的转折角比较大，气流分离比较严重（图10），而且在回流器叶片吸力面出口附近有很大的漩涡出现，虽然也对这部分的分离损失作了些修改工作，但是效果并不明显。 图7 回流器叶片进口处速度分布图（0.531kg/s） 图8 回流器叶片进口处速度分布图（0.617kg/s） 图9 回流器叶片吸力面出口处漩涡图 图10 回流器流道速度分布图 通过将叶轮进出口、扩压器宽度都减少1.5mm各变为10.5mm、回流器进口减少2mm变为9.5mm，出口减少1.5mm后计算结果与原模型级网格加密的比照结果见图11和图12。由图11和图12看出，修改后的效率比原模型级的效率高出4.5%6%,其中工作点高出约6%。这次修改效率有了很大提高，但从图8 看出,静压比还是比原模型级低了约0.02，对于本模型级来说，出口压力低了1961Pa，经过分析得出，弯道中间到回流器进口部分流道由于回流器进口宽度(9.5mm)小于弯道中间竖直面高度(10mm)，而成为收敛状流道，造成气流在此部分速度的增加比原模型级大，尤其是图13和图14中的回流器叶片前缘吸力面侧，明显地看出修改后的低压区范围比原模型级的大。此外由于回流器进口(9.5mm)和出口(11.5mm)宽度小，比原模型级（进口7.5mm,出口13mm）流道的扩张度小，造成了出口速度高(46m/s)和扩压效果差，以上两方面原因造成了修改后级的静压比比较低。 图11 修改前、后级效率曲线 图12 修改前、后级静压比曲线 图13 原模型级速度等值线 图14 修改后速度等值线本着适合变工况、不改变原模型级轴向尺寸的原则对原模型级的改进，考虑了在不增加加工工艺难度的原则下，对无叶扩压器、弯道、回流器做了适当的优化，使原模型级各个工况效率有所提高，但是在优化的过程中没有将工作点作为参照点来进行优化是个失误，致使曲线右移。但经过对子午流道宽度的修改后取得了比较好的效果，虽然静压比仍比原模型级有所降低，但是降低的原因现已明确，并且会在今后的工作中作进一步修改和优化，以期达到更好的优化效果。5 结束语本文对一小流量离心式压缩机模型级在设计工况下进行了内部三维粘性流场的数值研究，针对其无叶扩压器、弯道、回流器进行了分析讨论，结果表明：（1）数值模拟的结果可以真实地反映离心式压缩机小流量级内部的三维粘性流动特征，在模拟分析的基础上，可以对其结构进行有针对性的改进，以达到提高压缩机性能的目的；（2）修改无叶扩压器、弯道、回流器是提高小流量离心式压缩机级效率的行之有效的方