孫永瑞，王銀燕，楊傳雷，祖象歡，李旭

(哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力與能源工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

機(jī)匣噴氣改善壓氣機(jī)性能的機(jī)理研究

孫永瑞，王銀燕，楊傳雷，祖象歡，李旭

(哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力與能源工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

壓氣機(jī)機(jī)匣噴氣可以有效改善渦輪增壓柴油機(jī)的加載性能。為了研究機(jī)匣噴氣對(duì)壓氣機(jī)性能的影響，建立了帶有機(jī)匣噴氣結(jié)構(gòu)的壓氣機(jī)模型，并對(duì)其進(jìn)行數(shù)值分析。計(jì)算結(jié)果表明:機(jī)匣噴氣會(huì)向壓氣機(jī)引入高能氣體，降低壓氣機(jī)的葉片載荷、減小壓縮功，并且同時(shí)可以增大壓氣機(jī)出口的氣體流量，因此可以改善渦輪增壓柴油機(jī)的加載性能；采用機(jī)匣噴氣會(huì)導(dǎo)致在轉(zhuǎn)子葉片上部(沿葉高方向)區(qū)域中形成回流，是降低壓氣機(jī)入口流量和降低壓氣機(jī)定熵效率的主要原因；機(jī)匣噴氣噴出的高速氣流通過(guò)引射作用抑制轉(zhuǎn)子葉片上部的回流區(qū)域向葉片中下部擴(kuò)大，同時(shí)增大擴(kuò)壓器入口的氣流角，減少氣流與葉片的碰撞，延遲喘振發(fā)生。在噴氣壓力為0.3 MPa時(shí)，采用機(jī)匣噴氣可使壓氣機(jī)的喘振邊界和堵塞邊界分別擴(kuò)展12.3%、5.93%，葉片平均比載荷降低28.4%，壓氣機(jī)出口流量增大了47.4%(壓比為1.986)。

離心壓氣機(jī)；數(shù)值計(jì)算；機(jī)匣噴氣；葉片載荷

商用船舶在海洋上航行時(shí)基本保持在穩(wěn)定工況，大多數(shù)的加載過(guò)程發(fā)生在錨地、港口和內(nèi)陸航道等區(qū)域，同時(shí)這些區(qū)域大部分為碳煙排放控制區(qū)域。而據(jù)統(tǒng)計(jì)，船舶每年在碳煙排放控制區(qū)域的航行時(shí)間低于總航行時(shí)間的10%，在此區(qū)域內(nèi)發(fā)出的功率低于全年發(fā)出功率的2%[1]。因此商用船舶柴油機(jī)需要一種造價(jià)低、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、控制方便的機(jī)構(gòu)，可以有效降低加載過(guò)程中的碳煙排放?？勺?cè)鰤浩?、電?dòng)輔助等裝置可以有效解決這一問(wèn)題，但是船舶柴油機(jī)變工況運(yùn)行時(shí)間短，采用這些方法并不經(jīng)濟(jì)。壓縮空氣輔助具有系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低和控制簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)，可以與任意的增壓系統(tǒng)聯(lián)合工作，同時(shí)由于船舶柴油機(jī)配備有高壓氣源，更適于采用這種方法。壓縮空氣輔助按照噴入空氣的不同位置分為：排氣管?chē)姎?、進(jìn)氣管?chē)姎庖约皦簹鈾C(jī)噴氣。研究表明采用排氣管?chē)姎夂瓦M(jìn)氣管?chē)姎獾姆椒梢悦黠@改善加速過(guò)程中的碳煙排放[2-4]。但排氣管?chē)姎鈺?huì)使排氣溫度不均勻并且提高氣缸排氣背壓，而進(jìn)氣管?chē)姎鈺?huì)提高壓氣機(jī)出口的氣體壓力使得壓氣機(jī)易于喘振，采用壓氣機(jī)噴氣可以克服以上缺點(diǎn)。

J.D.Ledger對(duì)Holset 3Ld型增壓器進(jìn)行壓氣機(jī)機(jī)匣噴氣試驗(yàn)，噴氣角度為沿周向噴氣，試驗(yàn)結(jié)果證明了噴氣可以有效降低葉片載荷，但同時(shí)噴氣使得喘振點(diǎn)向大流量方向移動(dòng)[5]。O.S.Gilkes等[6-7]建立壓氣機(jī)噴氣的一維仿真模型，并對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)瞬態(tài)過(guò)程進(jìn)行仿真計(jì)算，得到機(jī)匣噴氣可以降低在加速過(guò)程中的有害物質(zhì)排放。Nikolaos等[1，8]在一臺(tái)5缸柴油機(jī)上進(jìn)行了機(jī)匣噴氣的試驗(yàn)研究，試驗(yàn)表明在柴油機(jī)加速或加載過(guò)程中采用噴氣可以明顯降低碳煙排放，在排氣系統(tǒng)優(yōu)化后的柴油機(jī)上采用機(jī)匣噴氣最多可降低接近80%煙度值，此時(shí)的噴氣量約為90 g/s(進(jìn)氣量范圍約為200～ 900 g/s)。上述研究關(guān)于噴氣對(duì)壓氣機(jī)內(nèi)部流動(dòng)的影響并未介紹，而現(xiàn)有關(guān)于壓氣機(jī)噴氣研究主要為微噴氣(噴氣量小于壓氣機(jī)流量的3%)擴(kuò)大壓氣機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行區(qū)域方面[10-12],由于微噴氣的噴氣量遠(yuǎn)小于Nikolaos研究的機(jī)匣噴氣量，因此微噴氣的研究結(jié)論不適用于解釋此類(lèi)問(wèn)題。本文采用ANSYS CFX軟件對(duì)壓氣機(jī)機(jī)匣噴氣進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，分析機(jī)匣噴氣影響壓氣機(jī)性能的機(jī)理。

1 計(jì)算模型的建立與驗(yàn)證

1.1 物理模型及計(jì)算網(wǎng)格

本文研究對(duì)象為離心壓氣機(jī)，結(jié)構(gòu)如圖1所示。

注：1-1為壓氣機(jī)入口處，2-2為噴管處截面，3-3為蝸殼出口處圖1 離心壓氣機(jī)機(jī)匣噴氣結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of centrifugal compressor with casing injection

葉輪由8個(gè)主葉片和8個(gè)分流葉片組成，擴(kuò)壓器中裝有18個(gè)葉片。葉輪的進(jìn)口葉頂直徑為146 mm，葉根直徑為50 mm，葉輪出口直徑為210 mm，出口葉高為10.7 mm，葉頂間隙為0.5 mm。文獻(xiàn)[5]的試驗(yàn)雖然驗(yàn)證了噴氣可以改善瞬態(tài)性能，但是以增大喘振點(diǎn)流量為代價(jià)。而有研究證明，氣流在擴(kuò)壓器葉片處發(fā)生碰撞而導(dǎo)致流通堵塞是發(fā)生喘振的主要原因[13-14]。為避免噴入氣體與擴(kuò)壓器葉片前緣發(fā)生碰撞，噴管的安裝角度與擴(kuò)壓器葉片安裝角度相同，16根噴管均勻布置在直徑為196 mm的機(jī)匣處，噴管與旋轉(zhuǎn)平面夾角為40°。

本文對(duì)離心壓氣機(jī)的葉輪和擴(kuò)壓器部分進(jìn)行周期簡(jiǎn)化，全部采用高質(zhì)量的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對(duì)壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行模擬，計(jì)算網(wǎng)格如圖2所示。為使計(jì)算較為精確，在噴管與機(jī)匣之間的網(wǎng)格采用完全匹配連接，并對(duì)壓氣機(jī)的進(jìn)氣道和蝸殼出口處的網(wǎng)格進(jìn)行了延長(zhǎng)處理，延長(zhǎng)距離分別為壓氣機(jī)入口、出口直徑的1倍和1.5倍。

圖2 計(jì)算網(wǎng)格Fig.2 Calculation grids

為排除網(wǎng)格總數(shù)對(duì)數(shù)值計(jì)算結(jié)果的影響，本文對(duì)葉輪葉片出口沿葉高方向總壓分布進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證。如圖3所示，當(dāng)網(wǎng)格總數(shù)為1.76×106時(shí)，其總壓分布曲線與網(wǎng)格總數(shù)為2.52×106的總壓分布曲線差值小于0.5%。在確保計(jì)算精確及盡量節(jié)省計(jì)算時(shí)間的前提下本文選用網(wǎng)格數(shù)為1.76×106。各處網(wǎng)格數(shù)為：葉輪轉(zhuǎn)子域?yàn)?.6×105，擴(kuò)壓器為3.5×105，蝸殼為5.7×105，噴管為1.8×105。

圖3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證對(duì)比Fig.3 Grid sensitivity analysis

1.2 模型驗(yàn)證

本文采用Ansys CFX 13.0求解定常可壓縮雷諾時(shí)均N-S方程組，湍流模型為k-ω模型，離散格式為“高精度”格式，忽略壁面?zhèn)鳠嵊绊?，?jì)算收斂標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置為殘差小于10-5數(shù)量級(jí)。由于柴油機(jī)加載過(guò)程一般發(fā)生在中低負(fù)荷，增壓器轉(zhuǎn)速亦為中低轉(zhuǎn)速，選擇增壓器轉(zhuǎn)速為500r/s(n/nref=0.625)作為研究工況。進(jìn)、出口邊界條件均在絕對(duì)坐標(biāo)系下給定；進(jìn)口給定總溫為298 K，總壓為101 325 Pa；壁面給定絕熱無(wú)滑移邊界條件；出口條件設(shè)置為靜壓邊界。噴管入口的邊界條件在噴氣時(shí)設(shè)置為總壓邊界，不噴氣時(shí)設(shè)置為壁面邊界。

圖4為壓氣機(jī)特性曲線對(duì)比圖，曲線1為原壓氣機(jī)特性線的計(jì)算值，曲線2為添加機(jī)匣噴氣結(jié)構(gòu)不噴氣時(shí)壓氣機(jī)特性曲線的計(jì)算值。圖4中，曲線1與試驗(yàn)值相比，壓氣機(jī)喘振點(diǎn)流量的預(yù)測(cè)有一定的誤差，計(jì)算得到的壓比、效率略低，導(dǎo)致這一誤差的原因有很多，如對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)行周期性簡(jiǎn)化，以及進(jìn)出口邊界條件和壁面條件的設(shè)置不能完全與實(shí)際情況一致等，但是整個(gè)特性曲線與試驗(yàn)值相近，說(shuō)明數(shù)值模擬的可行性。曲線2與曲線1相比，壓氣機(jī)特性線的流量范圍基本重合，但是曲線2的壓比和效率較曲線1都有小幅的降低(降幅小于3%)，這是由于添加噴氣結(jié)構(gòu)改變了壓氣機(jī)內(nèi)部通道結(jié)構(gòu)導(dǎo)致的。

圖4 壓氣機(jī)特性曲線對(duì)比圖Fig.4 Contrast of simulated results with experimental data

2 計(jì)算結(jié)果分析

2.1 機(jī)匣噴氣對(duì)壓氣機(jī)性能的影響

對(duì)噴氣總溫為320 K，噴氣壓力分別0.2 MPa(噴氣1)、0.25 MPa(噴氣2)以及0.3 MPa(噴氣3)進(jìn)行計(jì)算，與不噴氣時(shí)的壓氣機(jī)特性線對(duì)比情況如圖5所示。計(jì)算中的高壓氣體，實(shí)際中由船舶上的高壓氣源供氣。

由于采用機(jī)匣噴氣使得一部分氣體流量在壓縮過(guò)程中間引入到壓氣機(jī)內(nèi)部，改變了壓氣機(jī)對(duì)氣體的做功過(guò)程，則計(jì)算此時(shí)的等熵效率需對(duì)原有公式進(jìn)行改進(jìn)：

(1)

其中

圖5 機(jī)匣噴氣對(duì)壓氣機(jī)性能的影響Fig.5 Influence of casing injection to the characteristic lines

圖5中，噴氣2和噴氣3對(duì)應(yīng)的流量值分別小于點(diǎn)1、點(diǎn)2時(shí)，壓比開(kāi)始降低，效率開(kāi)始迅速下降，雖然此時(shí)計(jì)算仍可收斂，但根據(jù)文獻(xiàn)[15]認(rèn)為總壓比降低，即可認(rèn)為壓氣機(jī)進(jìn)入失速狀態(tài)或喘振狀態(tài)，因此確定點(diǎn)1和點(diǎn)2為對(duì)應(yīng)噴氣工況的喘振點(diǎn)。圖5中，隨著噴氣壓力升高，喘振點(diǎn)向小流量區(qū)域移動(dòng)，阻塞點(diǎn)向大流量區(qū)域移動(dòng)，壓氣機(jī)流量范圍逐漸擴(kuò)大，總壓比也逐漸升高，并且可以增大在相同壓比下的壓氣機(jī)出口質(zhì)量流量。與不噴氣相比，噴氣3工況分別可以使喘振點(diǎn)流量減小12.3%、堵塞點(diǎn)流量增大5.93%，壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍增大53.2%。同時(shí)向壓氣機(jī)噴氣會(huì)使等熵效率有一定程度的降低，并且隨著噴氣壓力升高，壓氣機(jī)的等熵效率降低幅度增大，說(shuō)明噴氣會(huì)使實(shí)際壓縮過(guò)程遠(yuǎn)離等熵壓縮過(guò)程，噴氣3工況會(huì)使最高效率降低5.7%。

圖6 質(zhì)量流量的對(duì)比圖Fig.6 Contrast of mass flow with different injection case

為對(duì)比相同出口流量下，機(jī)匣噴氣對(duì)葉片載荷的影響，提出平均比載荷和噴氣引入的平均比動(dòng)量矩對(duì)其進(jìn)行描述，如圖7所示。平均比載荷、平均比動(dòng)量矩分別為在同一噴氣工況下壓氣機(jī)出口流量為1kg.s-1空氣時(shí)葉片載荷的平均值以及噴氣引入動(dòng)量矩的平均值。

圖7 噴氣對(duì)平均比載荷和平均比動(dòng)量矩影響Fig.7 Contrast of mean specific blade load with different injection case

綜合分析圖5～7，機(jī)匣噴氣可以增大相同壓比下的壓氣機(jī)出口流量，減小葉片載荷，因此可以增大增壓柴油機(jī)加載時(shí)的進(jìn)氣量，提高增壓器的響應(yīng)速度，改善增壓柴油機(jī)加速過(guò)程中碳煙排放量較大的問(wèn)題，同時(shí)可以擴(kuò)大壓氣機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行范圍。

2.2 機(jī)匣噴氣對(duì)入口流量和定熵效率的影響

圖8～10分別為出口靜壓為0.19MPa，不同噴氣工況下壓力場(chǎng)、流場(chǎng)和熵分布圖。圖8中，隨著噴氣壓力的升高，平均比載荷逐漸降低，與原機(jī)相比，噴氣3工況可以使葉片平均比載荷降低7.93N·m·s·kg-1，降低28.4%，此時(shí)噴氣引入的比動(dòng)量矩為11.3m2·s-1，噴入動(dòng)量矩的利用率為70.4%。不噴氣時(shí)，壓力分布如圖8(a)所示，在旋轉(zhuǎn)葉片對(duì)氣流的作用下，沿著從葉尖(即葉片前緣)到葉片尾緣的方向出現(xiàn)如圖所示的逆壓梯度，尤其在分流葉片通道中會(huì)形成高逆壓梯度區(qū)域。由于逆壓梯度的存在，會(huì)阻礙氣流在葉片通道內(nèi)的流動(dòng)，并且在主葉片葉尖及分流葉片葉尖處的壓力面與吸力面之間的靜壓壓差驅(qū)動(dòng)下，使得在兩個(gè)葉尖處都會(huì)出現(xiàn)葉尖泄漏流(如箭頭所示)。由于主葉片葉尖處的逆壓梯度值較小，在此處泄漏的氣流會(huì)在吸力面流入葉片通道中。但在分流葉片通道內(nèi)的高逆壓梯度的阻礙作用下，分流葉片葉尖泄漏流的流速會(huì)在葉片吸力面處迅速降低。這一部分葉尖泄漏流與葉片間隙泄漏渦相互疊加，造成低能流體在分流葉片葉尖處堆積，并在此處形成回流區(qū)域，如圖9(a)所示。

圖8 95%葉高處的壓力分布Fig.8 Pressure contours on section of 95% span

圖9 壓氣機(jī)子午面流場(chǎng)分布Fig.9 The flow structure on meridian plane

圖10 子午面熵分布圖Fig.10 Entropy contours on meridian plane

圖10為壓氣機(jī)入口流入空氣在子午面的熵分布圖。綜合圖9、10可以看出，回流區(qū)域與高熵值區(qū)域分布基本重合，采用機(jī)匣噴氣時(shí)的高熵值區(qū)域較大，說(shuō)明噴氣引起的大規(guī)?；亓鲿?huì)產(chǎn)生較高的能量損失，降低葉片的做功效率。圖10(b)中的低熵值區(qū)域?yàn)閲娙霘怏w對(duì)葉輪內(nèi)部氣體做功，使得由壓氣機(jī)入口流入的氣體熵值在此處降低。

因此得出機(jī)匣噴氣產(chǎn)生的大規(guī)?；亓魇且种茐簹鈾C(jī)入口進(jìn)氣量、降低壓氣機(jī)定熵效率的主要因素，并且隨著噴氣壓力的升高，回流區(qū)域越大，對(duì)定熵效率和入口流量的影響越明顯(如圖5、6所示)。

2.3 機(jī)匣噴氣對(duì)壓氣機(jī)喘振的影響

圖11～14為出口靜壓0.196 55MPa(不噴氣工況喘振邊界)下的計(jì)算結(jié)果，此計(jì)算點(diǎn)下噴氣1工況已發(fā)生喘振,不對(duì)其進(jìn)行分析。

圖11(a)中的回流區(qū)域?yàn)閴簹鈾C(jī)穩(wěn)定工作的臨界范圍，而采用噴氣后的回流區(qū)域明顯大于不噴氣時(shí)的臨界范圍，并且在噴氣3工況時(shí)壓氣機(jī)可以在更高的出口背壓下時(shí)穩(wěn)定工作。其原因?yàn)椴捎脟姎夂?，?huì)在葉輪出口處形成高速區(qū)(如圖中臨界速度區(qū)域)，高速區(qū)中的氣流對(duì)上游氣體起到引射的作用，使得從壓氣機(jī)入口流入的氣體順利流出葉輪。

圖11 壓氣機(jī)子午面馬赫數(shù)分布Fig.11 Velocity contours on meridian plane

為分析噴入氣體對(duì)葉片通道內(nèi)主流區(qū)域的影響，對(duì)子午面中心線上的壓力變化進(jìn)行分析，如圖12所示。其中，子午面中心線如圖中標(biāo)注，橫坐標(biāo)值為0代表壓氣機(jī)入口，1代表葉輪出口，2代表擴(kuò)壓器出口。雖然噴氣對(duì)噴管處上游的葉頂處流動(dòng)影響較大，但對(duì)葉片通道中間位置影響較小，因而在從壓氣機(jī)入口到噴氣點(diǎn)之前的曲線基本重合。在噴氣點(diǎn)之后，噴氣2和噴氣3對(duì)應(yīng)的總壓值高于不噴氣對(duì)應(yīng)曲線，而靜壓值低于不噴氣對(duì)應(yīng)的曲線，說(shuō)明對(duì)于主流區(qū)域，噴入氣體的壓力能主要轉(zhuǎn)變?yōu)閯?dòng)能，噴入的高速氣體通過(guò)引射的作用在葉輪出口形成低壓區(qū)，使葉輪中的氣流順利流出,進(jìn)而抑制回流區(qū)域繼續(xù)向葉片中下部擴(kuò)大，避免大規(guī)?；亓魇谷~輪內(nèi)部嚴(yán)重阻塞而發(fā)生喘振。圖12中，噴氣壓力越高，氣體的引射作用越強(qiáng)，對(duì)延遲喘振發(fā)生的作用越大。

圖12 子午面中心線上的壓力分布Fig.12 Pressure distribution on the center line of the meridian

文獻(xiàn)[13-14]研究表明擴(kuò)壓器葉片前緣處的流動(dòng)阻塞是導(dǎo)致壓氣機(jī)喘振的主要原因，圖13、14為對(duì)擴(kuò)壓器流動(dòng)分析。圖13為擴(kuò)壓器中氣流角分布圖，其中氣流角小于0°時(shí)為此處發(fā)生回流。采用機(jī)匣噴氣，噴管中的氣體沿著擴(kuò)壓器葉片安裝角噴出，對(duì)混合后氣流角起到修正作用，使氣流以接近葉片安裝角流入擴(kuò)壓器，對(duì)于近喘振點(diǎn)工況，則機(jī)匣噴氣可以增大擴(kuò)壓器入口處的氣流角。但由于擴(kuò)壓器葉片前緣對(duì)氣流的阻擋作用，在葉片前緣處會(huì)出現(xiàn)回流區(qū)。噴管?chē)姵龅母咚贇饬髁鬟^(guò)回流區(qū)附近時(shí)，氣體的粘性作用會(huì)加劇回流，使擴(kuò)壓器葉片前緣氣流角降低。

圖13 95%葉高擴(kuò)壓器入口氣流角沿周向分布Fig.13 Flow angle along the circumference direction at the entrance of diffuser

圖14(a)中，擴(kuò)壓器葉片通道中主流氣體以小于葉片的安裝角度流入擴(kuò)壓器，氣流與擴(kuò)壓器葉片前緣發(fā)生碰撞，使氣體在此處滯止，形成阻塞區(qū)域，使葉輪內(nèi)部氣體因葉輪出口產(chǎn)生嚴(yán)重堵塞而導(dǎo)致壓氣機(jī)喘振。圖14(b)、(c)中，采用機(jī)匣噴氣可以增大擴(kuò)壓器通道中主流氣體的流動(dòng)角，避免氣流與葉片發(fā)生碰撞，增大擴(kuò)壓器的流通能力，延遲喘振發(fā)生。從圖12～14可以看出，噴氣壓力越高則在噴氣點(diǎn)后流動(dòng)區(qū)域的靜壓值越低，擴(kuò)壓器的入口流動(dòng)角越大，流速越高，因此對(duì)擴(kuò)壓器流通能力的提高越大，擴(kuò)展壓氣機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行區(qū)域的作用越明顯。

圖14 95%葉高處氣體速度分布Fig.14 Velocity contours on section of 95% span

4 結(jié)論

1)在所述工況下以擴(kuò)壓器葉片安裝角度進(jìn)行機(jī)匣噴氣機(jī)匣噴氣，在噴氣壓力為0.3MPa時(shí)可以分別使喘振點(diǎn)流量降低12.3%、堵塞點(diǎn)流量增大5.93%，壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍增大53.2%，降低壓氣機(jī)葉片平均比載荷28.4%，在總壓比為1.986時(shí)壓氣機(jī)出口流量增大了47.4%，但會(huì)使壓氣機(jī)定熵效率有一定下降。機(jī)匣噴氣可以增加增壓柴油機(jī)加載時(shí)的進(jìn)氣量，降低壓氣機(jī)葉片載荷，進(jìn)而改善柴油機(jī)加載性能，并且可以擴(kuò)大壓氣機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行范圍。

2)采用機(jī)匣噴氣會(huì)在壓氣機(jī)葉片上部區(qū)域產(chǎn)生大規(guī)?；亓?，減小了壓氣機(jī)內(nèi)部的有效流通面積，增大了流入氣體在回流區(qū)域的熵值，導(dǎo)致進(jìn)口流入空氣量減少，壓氣機(jī)定熵效率降低。

3)采用機(jī)匣噴氣可以通過(guò)噴氣的引射作用抑制轉(zhuǎn)子中葉片上部的回流區(qū)域向葉片中下部擴(kuò)大，避免了葉輪內(nèi)發(fā)生嚴(yán)重堵塞，并且噴氣增大擴(kuò)壓器入口的氣體流動(dòng)角，減小氣流與擴(kuò)壓器葉片的碰撞，增大擴(kuò)壓器的流通能力，進(jìn)而擴(kuò)展喘振邊界。

4)通過(guò)計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)噴氣壓力越高，葉片載荷越小，壓氣機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行范圍越大，但同時(shí)也會(huì)增大壓氣機(jī)中的摻混損失，導(dǎo)致壓氣機(jī)定熵效率下降，因此在選擇噴氣壓力應(yīng)綜合考慮上述原因。

[1]PAPALAMBROU G, ALEXANDRAKIS N, KYRTATOS N P, et al. Smokeless transient loading of medium/high speed engines using a controlled turbocharging system[C]//CIMAC Congress 2007. Paper No. 22. Vienna: CIMAC, 2007.

[2]韓永強(qiáng), 劉忠長(zhǎng), 王忠恕, 等. HPAS控制策略對(duì)柴油機(jī)瞬態(tài)煙度影響[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào), 2006, 24(6): 513-517. HAN Yongqinag, LIU Zhongchang, WANG Zhongshu, et al. HPAS control strategies and their effects on diesel engine under transient operations[J]. Transactions of CSICE, 2006, 24(6): 513-517.

[3]CIESLAR D, COLLINGS N, DICKINSON P, et al. A novel system for reducing turbo-lag by injection of compressed gas into the exhaust manifold[R]. SAE Technical Paper 2013-01-1310, 2013, doi: 10.4271/2013-01-1310.

[4]PAPALAMBROU G, KYRTATOS N P. Control development for smoke reduction through inlet manifold air injection during transient loading of marine diesel engines[C]//ASME 2009 Internal Combustion Engine Division Fall Technical Conference. Lucerne, Switzerland: ASME, 2009: 317-325.

[5]LEDGER J D, BENSON R S, FURUKAWA H. Improvement in transient performance of a turbocharged diesel engine by air injection into the compressor[R]. SAE Technical Paper 730665, 1973.

[6]GILKES O S, MISHRA R, FIELDHOUSE J, et al. Simulation of the transient performance of a turbocharged diesel engine featuring a two point air injection transient assist system[R]. SAE Technical Paper 2008-01-1192, 2008.

[7]DARLINGTON A, CIESLAR D, COLLINGS N, et al. Assessing boost-assist options for turbocharged engines using 1-D engine simulation and model predictive control[C]. SAE Technical Paper 2012-01-1735, 2012.

[8]VLASKOS I, CODAN E, ALEXANDRAKIS N, et al. Design and performance of a controlled turbocharging system on marine diesel engines[C]//ASME 2006 Internal Combustion Engine Division Fall Technical Conference. Sacramento, California, USA: ASME, 2006: 369-379.

[9]李亮, 胡駿, 王志強(qiáng), 等. 微噴氣對(duì)壓氣機(jī)穩(wěn)定性影響的實(shí)驗(yàn)[J]. 航空動(dòng)力學(xué)報(bào), 2014, 29(1): 161-168. LI Liang, HU Jun, WANG Zhiqiang, et al. Experiment of effect of micro injection on compressor stability[J]. Journal of aerospace power, 2014, 29(1): 161-168.

[10]吳艷輝, 稂仿玉, 吳俊峰, 等. 葉尖噴氣影響壓氣機(jī)近失速流場(chǎng)特征的數(shù)值研究[J]. 推進(jìn)技術(shù), 2014, 35(2): 195-201. WU Yanhui, LANG Fangyu, WU Junfeng, et al. Numerical investigation of impact of tip injection on dynamic flow characteristics in an axial-flow compressor rotor[J]. Journal of propulsion technology, 2014, 35(2): 195-201.

[11]HIRANO T, UCHIDA T, TSUJITA H. Control of surge in centrifugal compressor by using a nozzle injection system: universality in optimal position of injection nozzle[J]. International journal of rotating machinery, 2012, 2012: 259293.

[12]張皓光, 王云鵬, 吳俊, 等. 進(jìn)口畸變下新型處理機(jī)匣改善壓氣機(jī)性能的機(jī)理研究[J]. 推進(jìn)技術(shù), 2014, 35(8): 1040-1047. ZHNAG Haoguang, WANG Yunpeng, WU Jun, et al. Investigation on mechanism of perfomance improvement for compressor with new type of casing treatment[J]. Journal of propulsion technology, 2014, 35(8): 1040-1047.

[13]HALAWA T, ALQARADAWI M, GADALA M S, et al. Numerical investigation of rotating stall in centrifugal compressor with vaned and vaneless diffuser[J]. Journal of thermal science, 2015, 24(4): 323-333.

[14]EVERITT J N, SPAKOVSZKY Z S. An Investigation of stall inception in centrifugal compressor vaned diffuser1[J]. Journal of turbomachinery, 2012, 135(1): 011025.

[15]龔義朝, 杜禮明, 王澄宇, 等. 進(jìn)氣回流機(jī)匣處理離心壓氣機(jī)的擴(kuò)穩(wěn)機(jī)理[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào), 2014, 32(1): 91-95. GONG Yizhao, DU Liming, WANG Chengyu, et al. Numerical analysis of stall improving mechanism of a centrifugal compressor with inlet recirculation casing treatment[J]. Transactions of CSICE, 2014, 32(1): 91-95.

Numerical analysis the mechanism of performance improvement of compressor with casing injection

SUN Yongrui，WANG Yinyan，YANG Chuanlei，ZU Xianghuan，LI Xu

(College of Power and Energy Engineering, Harbin Engineering University, Harbin 150001, China )

Casing injection on the compressor was an effective method to improve the loading performance of Turbocharged diesel engine. In order to study the compressor performance with casing injection, a compressor with casing injection was investigated numerically. The results show casing injection improves the loading performance of engine by reducing the blade load of compressor, decreasing compressor compression power and increasing the mass flow rate at the outlet of compressor. With casing injection, a large-scale backflow eddy forms at the top of rotor blade, and that results in both the mass flow at the inlet of compressor and entropy efficiency dropping. The high speed injecting air inhibits backflow eddy from enlarging to the bottom of rotor blade，increased the flow angle at the entrance of diffuser, and so delays the occurrence of rotation stall. When the injection pressure is 0.3 MPa, casing injection could extend surge point to low flow rate by 12.3%, extend choke point to large flow rate by 5.93%, reduce the mean specific blade load by 28.4%, increase mass flow at the outlet by 47.4% (the total pressure ratio is 1.986).

centrifugal compressor；numerical simulation； casing injection； blade load

2016-01-15.

日期：2016-11-16.

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(2012BAF01B01)．

孫永瑞(1988)， 男，博士研究生； 王銀燕(1961)， 女，教授，博士生導(dǎo)師．

王銀燕，E-mail：wyyzxm@sina.com.

10.11990/jheu.201601090

http://www.cnki.net/kcms/detail/23.1390.u.20161116.1613.004.html

TK421+.5

A

1006-7043(2017)02-0215-07

孫永瑞，王銀燕，楊傳雷，等. 機(jī)匣噴氣改善壓氣機(jī)性能的機(jī)理研究[J]. 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)報(bào)， 2017, 38(2): 215-221. SUN Yongrui，WANG Yinyan，YANG Chuanlei， et al. Numerical analysis the mechanism of performance improvement of compressor with casing injection[J]. Journal of Harbin Engineering University, 2017, 38(2): 215-221.