周俊安,劉立軍,肖萍,陳彥峰,郭江峰,陳雪江

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帶葉片擴(kuò)壓器離心壓縮機(jī)模型級(jí)內(nèi)流研究

周俊安1,劉立軍1,肖萍2,陳彥峰2,郭江峰1,陳雪江1

離心式壓縮機(jī)廣泛應(yīng)用于冶金、石油化工、天然氣輸送、制冷以及動(dòng)力工業(yè)等多個(gè)行業(yè),長(zhǎng)期以來國(guó)內(nèi)外專家學(xué)者對(duì)離心壓縮機(jī)進(jìn)行了研究和探索[1-4],其中模型級(jí)相似設(shè)計(jì)是目前工程中應(yīng)用最為廣泛的一種設(shè)計(jì)方法。針對(duì)模型級(jí)的研發(fā)和研究工作已有大量的文獻(xiàn),例如:聞蘇平等分析了馬赫數(shù)對(duì)離心壓縮機(jī)小流量系數(shù)模型級(jí)性能的影響[5];張楚華等研究了半開式離心壓縮機(jī)葉輪的內(nèi)部流場(chǎng)、氣動(dòng)性能隨葉頂間隙的變化規(guī)律[6];劉瑞韜等研究了壓縮丙烯時(shí)模型級(jí)內(nèi)部及彎道回流器內(nèi)部流動(dòng)規(guī)律[7];么立新對(duì)小流量模型級(jí)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化[8]。

擴(kuò)壓器作為離心壓縮機(jī)的核心靜止部件,對(duì)整個(gè)模型級(jí)的影響十分顯著。Liu等采用數(shù)值模擬的方法分析了葉輪和擴(kuò)壓器之間的相互作用對(duì)葉輪尾部及擴(kuò)壓器內(nèi)部氣流的影響[9];Anish等用數(shù)值模擬的方法分析了4種不同擴(kuò)壓器下離心壓縮機(jī)的性能[10];聞蘇平等數(shù)值研究了某離心風(fēng)機(jī)葉輪和擴(kuò)壓器耦合的非定常流動(dòng)[11];李凱等采用實(shí)驗(yàn)和數(shù)值研究相結(jié)合的方法對(duì)某離心風(fēng)機(jī)的擴(kuò)壓器進(jìn)行了研究[12]。

翼型葉片擴(kuò)壓器由于造價(jià)高的緣故,所以多用于航空航天領(lǐng)域[13],具有結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小和高轉(zhuǎn)速的特點(diǎn),而且運(yùn)行在高馬赫數(shù)下。一般離心壓縮機(jī)模型級(jí)研究采用的結(jié)構(gòu)多是葉輪、擴(kuò)壓器和蝸殼[14],但是同時(shí)帶有彎道和回流器的整個(gè)模型級(jí)的實(shí)驗(yàn)與數(shù)值模擬的對(duì)比研究并不多見。

本文對(duì)某研發(fā)的工業(yè)用帶翼型葉片擴(kuò)壓器離心壓縮機(jī)模型級(jí)的內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值模擬,同時(shí)開展了模型級(jí)外特性的實(shí)驗(yàn)研究,分析了該模型級(jí)內(nèi)部流動(dòng)特點(diǎn)、損失機(jī)理及其對(duì)級(jí)性能的影響。

1 模型級(jí)及其計(jì)算模型

本文離心壓縮機(jī)模型級(jí)葉輪和葉片擴(kuò)壓器的基本參數(shù)如表1和表2所示,其中葉輪轉(zhuǎn)速為11 515 r/min,進(jìn)口總溫為30 ℃,進(jìn)口總壓為101 325 Pa,設(shè)計(jì)工況下質(zhì)量流量為4.05 kg/s,介質(zhì)為空氣。葉片擴(kuò)壓器的葉片形式為翼型。

圖1為模型級(jí)的計(jì)算網(wǎng)格。根據(jù)葉輪葉片的特點(diǎn),對(duì)壁面附近和葉片進(jìn)、出口處的網(wǎng)格進(jìn)行了加密處理。進(jìn)口邊界條件為給定總溫、總壓和速度方向,出口邊界條件為給定質(zhì)量流量。旋轉(zhuǎn)葉輪和葉片擴(kuò)壓器的耦合計(jì)算采用滑移運(yùn)動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)。在模型級(jí)數(shù)值模擬試算階段采用了3套計(jì)算網(wǎng)格,其中單通道葉輪內(nèi)部的網(wǎng)格數(shù)分別為206 000、309 500和460 000,模型級(jí)其他部件內(nèi)部的計(jì)算網(wǎng)格數(shù)按照相應(yīng)比例分別進(jìn)行調(diào)整。根據(jù)網(wǎng)格無關(guān)性原則和計(jì)算效率原則,最后確定采用第二套網(wǎng)格用于詳細(xì)的計(jì)算分析(單通道葉輪的計(jì)算網(wǎng)格數(shù)為309 500)。計(jì)算中取壁面網(wǎng)格y+值為30,壁面邊界層效應(yīng)計(jì)算采用壁面函數(shù)法。

表1 模型級(jí)葉輪的幾何參數(shù)

表2 模型級(jí)葉片擴(kuò)壓器的幾何參數(shù)

(a)壓縮機(jī)級(jí)網(wǎng)格

(b)單通道網(wǎng)格圖1 模型級(jí)計(jì)算網(wǎng)格

2 翼型葉片擴(kuò)壓器模型級(jí)外特性

模型級(jí)的外特性是由研發(fā)模型級(jí)的內(nèi)部流動(dòng)特性決定的。為了研究模型級(jí)的外特性及其影響因素,在對(duì)模型級(jí)內(nèi)流進(jìn)行詳細(xì)分析之前,首先采用數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)的方法對(duì)模型級(jí)的外特性進(jìn)行了對(duì)比研究,以驗(yàn)證數(shù)值模型和相關(guān)算法的準(zhǔn)確性和可靠性。

標(biāo)準(zhǔn)模型級(jí)性能實(shí)驗(yàn)采用了JB/T3165—1999《離心和軸流式鼓風(fēng)機(jī)和壓縮機(jī)熱力性能試驗(yàn)方法》中的開式進(jìn)、出氣實(shí)驗(yàn)方法,進(jìn)口管道裝有端面噴嘴以測(cè)量流量,出氣管道裝有閘閥以調(diào)節(jié)流量。圖2為模型級(jí)實(shí)驗(yàn)簡(jiǎn)圖,測(cè)量截面為模型級(jí)的進(jìn)、出口截面。

圖2 模型級(jí)實(shí)驗(yàn)簡(jiǎn)圖

圖3為通過數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)分別獲得的模型級(jí)無因次性能曲線。由圖3可見,數(shù)值模擬預(yù)測(cè)的模型級(jí)性能曲線與實(shí)驗(yàn)獲得的結(jié)果一致,由數(shù)值模擬獲得的級(jí)效率和總能頭系數(shù)較實(shí)驗(yàn)值略大,級(jí)效率計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的平均相對(duì)偏差為3.5%。

由圖3還可見,在工況范圍內(nèi),整個(gè)模型級(jí)的性能較好,效率性能曲線非常平坦,且平均效率高達(dá)82%,表明所研發(fā)的模型級(jí)具有優(yōu)良性能。對(duì)比計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值表明,本文采用的數(shù)值模型和獲得的模擬結(jié)果是可靠的,能夠比較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)離心壓縮機(jī)模型級(jí)的內(nèi)部流動(dòng)和性能。

圖3 模型級(jí)無因次性能曲線

3 模型級(jí)內(nèi)部流動(dòng)分析

對(duì)3種典型流量工況下模型級(jí)內(nèi)部的流動(dòng)和總壓損失進(jìn)行了分析,這3種工況分別為:小流量工況(質(zhì)量流量為2.475 kg/s)、設(shè)計(jì)流量工況(質(zhì)量流量為4.05 kg/s)、大流量工況(質(zhì)量流量為5.40 kg/s)。

3.1 設(shè)計(jì)工況下模型級(jí)內(nèi)部通流速度發(fā)展

圖4為設(shè)計(jì)工況下葉輪和擴(kuò)壓器出口截面上的通流速度(Cm/u2)分布。由圖4a可見,在葉輪出口通流速度并不均勻,在輪蓋與葉片吸力面的角區(qū)有明顯的尾跡區(qū)存在,而最大速度分布在輪蓋與壓力面的角區(qū)以及輪盤與吸力面的角區(qū)。由圖4b可見,對(duì)于擴(kuò)壓器,主流區(qū)域的流動(dòng)速度逐漸均勻化,同時(shí)在前、后壁面上形成了明顯的壁面邊界層,且在擴(kuò)壓器出口截面最為明顯。

(a)葉輪出口截面

(b)葉片擴(kuò)壓器出口截面圖4 設(shè)計(jì)流量下葉輪和擴(kuò)壓器出口截面內(nèi)的通流速度分布

3.2 不同工況下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)速度分布

圖5為不同流量工況下不同跨盤蓋截面上擴(kuò)壓器流道子午面的速度分布。其中,小流量工況取靠近葉腹的截面,設(shè)計(jì)工況取中間截面,大流量工況取靠近葉背的截面,靠近葉腹的截面、中間截面和靠近葉背的截面分別指流道內(nèi)在周向距葉腹20%、50%和80%流道寬度的位置。

小流量下,氣流主要沖擊葉片擴(kuò)壓器葉背,葉腹處易出現(xiàn)旋渦(見圖5a),在靠近葉腹的截面上,整個(gè)子午面內(nèi)幾乎都有回流存在,而其他子午面內(nèi)的流動(dòng)狀況良好。在設(shè)計(jì)流量下,所有子午面內(nèi)的流動(dòng)速度分布都比較均勻(見圖5b)。大流量下,氣流主要沖擊葉片擴(kuò)壓器葉腹,葉背處易形成旋渦區(qū)(見圖5c),在靠近葉背子午面內(nèi)的大部分區(qū)域都有回流形成。

(a)小流量 (b)設(shè)計(jì)流量 (c)大流量圖5 擴(kuò)壓器子午面內(nèi)速度分布

3.3 不同工況下跨葉片截面內(nèi)流動(dòng)跡線分布

跡線表示氣體運(yùn)動(dòng)的軌跡,它是將氣體的流動(dòng)速度在整個(gè)區(qū)域內(nèi)隨時(shí)間進(jìn)行積分后得到的氣體運(yùn)動(dòng)的軌跡線。了解了氣體的運(yùn)動(dòng)軌跡,就可以知道氣流在擴(kuò)壓器中的流動(dòng)情況。圖6～圖8分別顯示了不同工況下不同跨葉片截面內(nèi)(5%葉高、50%葉高、95%葉高)氣流跡線分布。

小流量下(見圖6),葉片擴(kuò)壓器葉腹附近旋渦的大小和位置在不同葉高處并不相同。在靠近輪盤處,旋渦區(qū)范圍最大,幾乎影響了整個(gè)流道;在中間葉高截面內(nèi),旋渦局限在葉腹尾緣;在靠近輪蓋處,旋渦緊貼整個(gè)葉腹。

(a)5%葉高 (b)50%葉高 (c)95%葉高圖6 小流量下氣流跡線分布

設(shè)計(jì)流量下(見圖7),氣流沿著流道中心線流動(dòng),未產(chǎn)生明顯的旋渦,說明此時(shí)擴(kuò)壓器中的流動(dòng)損失較小,運(yùn)行效率較高。

(a)5%葉高 (b)50%葉高 (c)95%葉高圖7 設(shè)計(jì)流量下氣流跡線分布

(a)5%葉高 (b)50%葉高 (c)95%葉高圖8 大流量下氣流跡線分布

大流量下(見圖8),葉背附近的旋渦由輪盤到輪蓋截面逐漸向出口移動(dòng)。在靠近輪盤處,旋渦幾乎覆蓋了整個(gè)葉背;中間葉高處,旋渦向擴(kuò)壓器出口方向移動(dòng);在靠近輪蓋處,旋渦位于擴(kuò)壓器出口位置。

4 擴(kuò)壓器內(nèi)總壓和馬赫數(shù)分布

4.1 不同工況下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)總壓分布

擴(kuò)壓器內(nèi)的總壓分布反映了擴(kuò)壓器內(nèi)部的流動(dòng)損失。圖9～圖11為不同流量工況下模型級(jí)葉片擴(kuò)壓器內(nèi)不同跨盤蓋子午面上(靠近葉背、中間截面、靠近葉腹)的總壓(P0/P0,in)分布。

小流量下(見圖9),靠近葉背處的總壓損失較大,中間子午面和靠近葉腹子午面總壓損失較小,而在擴(kuò)壓器進(jìn)口處總壓均是輪蓋側(cè)高于輪盤側(cè),總壓損失也是輪蓋側(cè)高于輪盤側(cè)。

(a)靠近葉背 (b)中間子午面 (c)靠近葉腹圖9 小流量下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)總壓分布

設(shè)計(jì)流量下(見圖10),沿子午線方向的總壓梯度相對(duì)較小,因此總壓損失也就最小。

(a)靠近葉背 (b)中間子午面 (c)靠近葉腹圖10 設(shè)計(jì)流量下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)總壓分布

大流量下(見圖11),靠近葉背的總壓在擴(kuò)壓器進(jìn)口處開始急劇減小,輪盤處總壓減小較輪蓋處更快,而在靠近擴(kuò)壓器出口區(qū)域總壓趨于均勻;在中間子午面內(nèi),總壓從進(jìn)口到出口的梯度比較大;在靠近葉腹處,氣流不斷地向葉腹靠攏,總壓不但沒有損失,反而有局部上升的趨勢(shì),輪盤處最明顯。

(a)靠近葉背 (b)中間子午面 (c)靠近葉腹圖11 大流量下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)總壓分布

對(duì)比圖9～圖11可見,大流量下在靠近葉背處和中間子午面內(nèi)的總壓損失要遠(yuǎn)大于小流量及設(shè)計(jì)流量下的總壓損失。比較而言,小流量下的總壓損失并不十分明顯,這表明大流量下在葉背附近形成的旋渦對(duì)總壓損失的影響較大,而小流量下在葉腹處形成的旋渦對(duì)總壓損失的影響并不顯著。

4.2 不同工況下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)馬赫數(shù)分布

擴(kuò)壓器中氣流的絕對(duì)馬赫數(shù)是衡量氣流在其中將動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能程度(即擴(kuò)壓)的一個(gè)指標(biāo),表征氣流是否得到有效滯止。圖12～圖14為不同工況下擴(kuò)壓器內(nèi)不同跨盤蓋子午面(靠近葉背、中間子午面、靠近葉腹)上的絕對(duì)馬赫數(shù)分布。

小流量下(見圖12),在靠近葉背處氣流的滯止效果最好。中間子午面內(nèi)靠近輪盤側(cè)沿子午線方向的馬赫數(shù)梯度較小,氣流的滯止效果并不明顯,這是由于靠近輪盤處葉腹附近的旋渦幾乎影響到整個(gè)流道的緣故。在葉腹附近氣流的絕對(duì)馬赫數(shù)普遍高于其他子午流面,說明受葉腹附近旋渦的影響,葉腹的流動(dòng)沒有得到有效滯止。

(a)靠近葉背 (b)中間子午面 (c)靠近葉腹圖12 小流量下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)絕對(duì)馬赫數(shù)分布

(a)靠近葉背 (b)中間子午面 (c)靠近葉腹圖13 設(shè)計(jì)流量下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)絕對(duì)馬赫數(shù)分布

(a)靠近葉背 (b)中間子午面 (c)靠近葉腹圖14 大流量下擴(kuò)壓器子午面內(nèi)絕對(duì)馬赫數(shù)分布

設(shè)計(jì)流量下(見圖13),氣流的絕對(duì)馬赫數(shù)沿軸向和子午線方向分布都比較均勻且在擴(kuò)壓器前半段的梯度較大,說明在擴(kuò)壓器中的各個(gè)方向上氣流都得到了有效的滯止,擴(kuò)壓情況良好。

大流量下(見圖14),氣流不但沒有得到滯止,還因?yàn)榱鞯赖淖枞铀?葉腹附近尤為嚴(yán)重。可以看到,在這種情況下,葉片擴(kuò)壓器整體擴(kuò)壓已經(jīng)不再有效。

5 結(jié) 論

本文對(duì)研發(fā)的帶翼型葉片擴(kuò)壓器三元葉輪離心壓縮機(jī)模型級(jí)的內(nèi)部流動(dòng)和外特性進(jìn)行了數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)研究,得到以下結(jié)論。

(1)所研發(fā)的離心壓縮機(jī)模型級(jí)具有較寬的穩(wěn)定運(yùn)行范圍,氣動(dòng)性能曲線的數(shù)值結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值吻合較好。

(2)就模型級(jí)內(nèi)部流動(dòng)特性而言,小流量下葉片擴(kuò)壓器葉腹出現(xiàn)了旋渦區(qū)且在5%葉高處的旋渦范圍最大;設(shè)計(jì)流量下葉輪出口輪蓋與葉片吸力面的角區(qū)依然存在明顯的尾跡區(qū);大流量下葉片擴(kuò)壓器葉背形成了旋渦區(qū)。

(3)葉片擴(kuò)壓器內(nèi)的流動(dòng)損失和擴(kuò)壓效果由不同工況下的流動(dòng)特性決定。小流量下氣流在葉片擴(kuò)壓器葉腹沒有得到有效滯止;大流量下(5.4 kg/s),氣流不但沒有得到滯止,還因?yàn)榱鞯赖淖枞?yīng)使氣流加速,葉腹附近尤為嚴(yán)重,同時(shí)靠近葉背處和中間子午面內(nèi)的總壓損失遠(yuǎn)大于小流量及設(shè)計(jì)流量下的總壓損失。

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(編輯 苗凌)

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安;2.中國(guó)石油寧夏石化分公司機(jī)動(dòng)設(shè)備處,750026,銀川)

通過對(duì)在研工業(yè)用帶翼型葉片擴(kuò)壓器離心壓縮機(jī)模型級(jí)的內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬,以及對(duì)模型級(jí)外特性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究,分析了模型級(jí)內(nèi)部流動(dòng)特點(diǎn)、損失機(jī)理及其對(duì)級(jí)性能的影響。研究發(fā)現(xiàn):該離心壓縮機(jī)模型級(jí)性能較好,工況范圍內(nèi)效率曲線非常平坦,穩(wěn)定運(yùn)行范圍較寬,整級(jí)效率高達(dá)82%;設(shè)計(jì)流量下葉輪出口輪蓋與葉片吸力面的角區(qū)有明顯的尾跡區(qū)存在,小流量下進(jìn)入葉片擴(kuò)壓器內(nèi)的氣流在葉腹的流動(dòng)沒有得到有效滯止,大流量下氣流以沖擊葉片擴(kuò)壓器葉腹為主,同時(shí)在葉背上出現(xiàn)了較大的旋渦區(qū);不同工況下葉片擴(kuò)壓器內(nèi)的流動(dòng)損失和擴(kuò)壓效果由不同工況下的流動(dòng)特性決定。數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)研究獲得的模型級(jí)外特性曲線一致,表明所采用的數(shù)值模型能夠準(zhǔn)確預(yù)測(cè)模型級(jí)內(nèi)部的流動(dòng)特性。

離心壓縮機(jī);葉片擴(kuò)壓器;模型級(jí);數(shù)值模擬;實(shí)驗(yàn)研究

Internal Flow at Developed Model Stage in Centrifugal Compressor with Vaned Diffuser

ZHOU Jun’an1,LIU Lijun1,XIAO Ping2,CHEN Yanfeng2,GUO Jiangfeng1,CHEN Xuejiang1

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. Power-Mechanical Department, Ningxia Petrochemical Company of Petro China, Yinchuan 750026, China)

The internal flow at model stage in centrifugal compressor with 3D centrifugal impeller and vaned diffuser is investigated by numerical simulation, the external performance at model stage is determined by experiments. The internal flow at model stage and the total pressure loss, as well as their influences on the stage performance, are analyzed. The results show that the centrifugal compressor at the model stage well performs with a very flat efficiency curve and the average efficiency gets as high as 82%. However, a wake region can be obviously observed at the outlet of the impeller near the shroud and the suction surface of the impeller when it runs under design flow rate condition. When the flow rate is greatly lower than the design level, the flow region near the pressure surface of the diffuser vane cannot keep effectively stagnant, leading to an extra loss of energy. When the flow rate is greatly higher than the design level, the airflow notably impinges on the pressure surface of the diffuser vane, and a large vortex region generates near the suction surface of the diffuser vane. The vaned diffuser performance depends upon the internal flow conditions during different operations. The predicted performance curve at this stage coincides well with that obtained by experiments.

centrifugal compressor; vaned diffuser; model stage; numerical simulation; experimental investigation

2014-12-22。 作者簡(jiǎn)介:周俊安(1990—),男,碩士生;劉立軍(通信作者),男,教授。 基金項(xiàng)目:國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃資助項(xiàng)目(2012CB026001);中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目(2010jdgz08)。

時(shí)間:2015-06-17

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150617.0902.006.html

10.7652/xjtuxb201509006

TH452

A

0253-987X(2015)09-0030-06