冀春俊 孫 淼 孫 琦 徐 浩 卜慶團(tuán)

（1.大連理工大學(xué)能源與動力學(xué)院;2.信爾勝機械（江蘇）有限公司）

離心壓縮機擴壓器進(jìn)口流動研究

冀春俊1孫 淼1孫 琦1徐 浩1卜慶團(tuán)2

（1.大連理工大學(xué)能源與動力學(xué)院;2.信爾勝機械（江蘇）有限公司）

以某制冷用離心壓縮機模型級為研究對象，利用數(shù)值模擬的方法，對其擴壓器進(jìn)口真實模型進(jìn)行了詳細(xì)分析，考察其形狀對間隙泄漏量與主流道流動的影響。建立了主流道與密封腔的真實模型，分析發(fā)現(xiàn)密封腔的存在對流動造成了很大影響，且擴壓器進(jìn)口形狀對內(nèi)部流動有一定擾動作用。在此基礎(chǔ)上，進(jìn)行了擴壓器進(jìn)口的改進(jìn)設(shè)計。通過分析改進(jìn)前后結(jié)果發(fā)現(xiàn)，減小擴壓器進(jìn)口面積能有效減小密封腔對主流道流動的影響，提高模型級效率與壓比，但同時也會造成密封泄漏量的增加。

離心壓縮機；擴壓器進(jìn)口；數(shù)值模擬；優(yōu)化設(shè)計

0 引言

在進(jìn)行各項優(yōu)化計算時，通常會對葉輪出口與擴壓器進(jìn)口交界面形狀進(jìn)行簡化，并忽略隔板間隙部分對流動造成的影響。但事實上，隔板間隙與不同的擴壓器進(jìn)口形狀對級性能有著重要的作用[6]，忽略其影響會使數(shù)值模擬結(jié)果與實驗結(jié)果有很大的差別。尤其是對于小流量，高壓比的離心壓縮機模型級，在密封間隙保持不變的情況下，改變擴壓器進(jìn)口形式，可以有效改進(jìn)流動情況。本文以一流量系數(shù)為φ1=0.052，直徑為450mm的壓縮機模型級為研究對象，對帶真實密封間隙的模型級進(jìn)行分析，提出改進(jìn)方案，對擴壓器進(jìn)口段形狀進(jìn)行了調(diào)整與修改，分析了改進(jìn)前后進(jìn)口段對主流道流動以及密封間隙泄漏的影響。結(jié)果顯示：改進(jìn)后，整級的效率與壓比均高于原始模型級方案，為以后的設(shè)計工作提供了一定的參考。

圖1 Case1擴壓器進(jìn)口處形狀Fig.1 Inlet shape of the diffuser of Case 1

1 研究對象與數(shù)值模擬方法

1.1 研究對象

本文的研究對象為某制冷用離心壓縮機模型級，由閉式葉輪、葉片擴壓器和回流器組成，各部分葉片數(shù)分別為18，27和17。質(zhì)量流量為5.42kg/s,采用工質(zhì)為二氧化碳?xì)怏w，其物性參數(shù)為：Cp=83J(kg·K)，γ=1.293 6。

1.2 幾何結(jié)構(gòu)與網(wǎng)格

首先，利用Creo軟件對帶真實密封間隙與擴壓器進(jìn)口段的模型級進(jìn)行建模，生成Numeca軟件能夠使用的IGES模型文件。之后使用Numeca中的Autogrid模塊對單通道模型級進(jìn)行網(wǎng)格劃分。在計算時，分別使用了380萬、400萬、420萬網(wǎng)格進(jìn)行了網(wǎng)格無關(guān)性驗證，結(jié)果顯示網(wǎng)格數(shù)的多少對計算幾乎沒有影響，最終選擇的網(wǎng)格數(shù)約為380萬，網(wǎng)格質(zhì)量符合軟件要求。真實模型子午流道與生成的三維網(wǎng)格如圖2與圖3。間隙部分與主流道連接選用CON連接，這種邊界條件為流道內(nèi)部連接所使用的邊界條件，在計算中能夠保證間隙部分內(nèi)氣體的流動與主流道內(nèi)的流動準(zhǔn)確匹配。

圖2 真實模型子午流道Fig.2 Meridian passage of real model

圖3 真實模型三維網(wǎng)格Fig.3 3D mesh of real model

1.3 數(shù)值計算方法

本文采用Numeca軟件包中Fine/Turbo模塊對真實模型的三維定常流場進(jìn)行數(shù)值模擬分析?？刂品匠虨槔字Z時均Navier-Stokes方程，湍流模型選取Spalart-Allmaras模型，所使用的空間離散方法為中心差分格式離散控制方程，采用四階Rung-Kutta進(jìn)行時間推進(jìn)迭代求解，同時采用多重網(wǎng)格、隱式殘差光順技術(shù)加速計算收斂。

選用的邊界條件為，進(jìn)口給定總溫總壓：pin=98000Pa,Tin=303K；

出口給定質(zhì)量流量:m=5.42kg/s；

轉(zhuǎn)速：14006r/min。

2 模擬結(jié)果分析

2.1 原始模型數(shù)值模擬結(jié)果分析

通過數(shù)值模擬計算該模型（后簡稱case1）效率為74.32%，壓比為2.259，相較于之前的簡化模型，效率與壓比均有大幅降低。Case1子午面平均速度分布如圖4所示，主流道兩側(cè)由于間隙的存在均出現(xiàn)了旋渦，其中靠近蓋盤側(cè)的旋渦為順時針方向流動，靠近輪盤側(cè)為逆時針流動。兩側(cè)旋渦的存在均對主流道內(nèi)流體的流動產(chǎn)生了影響，同時兩側(cè)間隙中有氣體向主流道方向溢出，對主流道中的氣流造成沖擊損失。且輪盤側(cè)間隙面積較大，使葉輪出口的流動面積突然增大，帶來了擴張損失。

隨機選取在本院門診100例患者,并通過隨機分組的方式將這些患者分為實驗組和觀察組,每組患者50例。男性48例,女性52例,年齡21—69歲(>45歲39人,<45歲61人),經(jīng)比較均無統(tǒng)計學(xué)意義。對照組采用一般護(hù)理,實驗組采用主動護(hù)理方式,在病人結(jié)束門診治療后,對兩組患者的醫(yī)患糾紛發(fā)生率進(jìn)行比較。

圖4 Case1子午面平均速度分布Fig.4 Average relative velocity distribution on meridian surface of Case1

間隙泄漏是造成計算模擬結(jié)果與實驗結(jié)果差距的原因之一，為了考察不同擴壓器進(jìn)口形式對間隙泄漏量的影響。利用后處理軟件計算了兩側(cè)密封間隙出口處的平均速度與平均密度，由建立的模型求得輪盤側(cè)與蓋盤側(cè)密封出口處面積，由此可以得出蓋盤側(cè)泄漏量為0.106 7kg/s，輪盤側(cè)泄漏量為0.069 32kg/s。

根據(jù)以上分析結(jié)果提出了兩個改進(jìn)方案。

2.2 改進(jìn)方案及數(shù)值模擬結(jié)果分析

2.2.1 改進(jìn)方案

文獻(xiàn)[7]指出，無葉擴壓器采用收斂型通道能縮短氣流路程，減小摩擦損失，有效改善流動情況。因此提出第一個改進(jìn)方案（后簡稱case2）如圖5所示，將主流道擴壓器進(jìn)口部分左右兩側(cè)向內(nèi)收縮1mm，同時減小右側(cè)間隙角度從而減小進(jìn)口處通流面積，兩側(cè)使用相同的形狀，即將蓋盤側(cè)的間隙也改為梯形，減小蓋盤側(cè)流出氣體對主流道流動的沖擊。而第二個改進(jìn)方案（后簡稱case3）如圖6，輪盤側(cè)與蓋盤側(cè)擴壓器進(jìn)口都采取原真實模型蓋盤側(cè)的形狀，希望通過減小通流面積達(dá)到更好的流動效果。

圖5 Case2擴壓器進(jìn)口處形狀Fig.5 Diffuser inlet shape of Case2

圖6 Case3擴壓器進(jìn)口處形狀Fig.6 Diffuser inlet shape of Case3

2.2.2 模擬結(jié)果分析

三種方案的效率與壓比如下表1所示，case3在三個方案中獲得了最高的效率與壓比，相比原始模型效率提高了0.62%，壓比提高了0.013；case2的效率相比case1降低了1.53%，壓比降低了0.047。

表1 模型級各方案計算結(jié)果Tab.1 The calculation results of each programme of model stage

Case2中，兩側(cè)采用相同的向內(nèi)收縮的擴壓器進(jìn)口型式，在Case1的基礎(chǔ)上，蓋盤側(cè)間隙面積增大，輪盤側(cè)間隙面積減小，總體上看，擴壓器進(jìn)口處的間隙面積是增加的，擴張損失隨之增大，因此在一定程度上造成了效率與壓比的下降。其流場速度分布如圖7所示，Case1中輪蓋側(cè)僅有的一個旋渦在此方案中分化成兩個小旋渦，且在之后的隔板間隙中產(chǎn)生更復(fù)雜的旋渦流動。輪盤側(cè)存在的一個大旋渦，由于間隙面積受到壓縮，旋渦減小，同樣分裂為兩個旋渦，且旋渦對下游影響面積增大，密封間隙內(nèi)部流動更加復(fù)雜。

在Case3中，擴壓器進(jìn)口面積進(jìn)一步減小，旋渦被壓縮得更加嚴(yán)重，無法得到充分的發(fā)展，從而對主流區(qū)流動造成的影響也越小，而且比較速度分布發(fā)現(xiàn)，Case3中輪盤側(cè)擴壓器進(jìn)口處的旋渦對間隙內(nèi)部流動的影響明顯小于Case2。因此，該方案得到了各方案中最高的效率。

在三個方案中，Case1中密封泄漏量最大，Case2次之，Case3造成的迷宮密封泄漏量最小。在輪蓋側(cè)，氣流由葉輪出口處流入密封，從葉輪進(jìn)口密封間隙與主流道的交界處流出，在三個方案中由此造成的泄漏量差距不大。在輪盤側(cè)，氣流由密封間隙與回流器的交界處流入，在葉輪出口處溢出。三種方案與主流道交界的面積逐漸減小，對旋渦的產(chǎn)生造成了影響，因而影響到了氣體的泄漏，在這三個方案中，泄漏量隨著面積逐漸減小。

圖7 Case2子午面速度分布Fig.7 Average relative velocity distribution on meridian surface of Case2

圖8 Case3子午面速度分布Fig.8 Average relative velocity distribution on meridian surface of Case3

圖9為三種不同方案中，葉輪出口與擴壓器進(jìn)口處相對氣流角的分布情況。

Case1中，輪盤側(cè)間隙出口處，有一明顯的氣流角增大區(qū)，可以看出擴壓器進(jìn)口處間隙對主流道中氣流流動有一定影響。而Case2中，兩側(cè)間隙及無葉擴壓器段的氣流角分布仍不均勻，間隙中流出氣體對主流道氣流的沖擊仍然存在。且氣流角分布不均的情況，在接近有葉擴壓器的部分時，還沒有得到改善，在蓋盤側(cè)還存在氣流角偏小的區(qū)域，這會進(jìn)一步影響到流入有葉擴壓器部分的氣流，降低整級的效率。Case3兩側(cè)間隙面積最小，向主流道泄漏的氣體也最小，在圖中顯示，其氣流角分布最為均勻，對主流道影響面積最小，僅在輪盤側(cè)間隙處有一極小的氣流角增大區(qū)，認(rèn)為該方案設(shè)計最為合理。

圖9 三種方案擴壓器進(jìn)口氣流角分布Fig.9 Diffuser inlet flow angle of three cases

2.2.3 對其它部件的流動影響

圖10為三種不同方案中，沿葉輪葉片50%葉高處截面的速度分布情況以及局部放大圖。從速度分布圖中，可以明顯的看出，三種方案在葉片吸力面臨近葉輪出口處都有一處非常明顯的速度減小區(qū)域。在放大圖中，可以看出吸力面臨近尾緣部分在密封間隙的影響下，出現(xiàn)了一處速度旋渦，極大地影響了葉輪出口處氣流的流動，這也是造成真實模型模擬計算與簡化模型產(chǎn)生差距的主要原因。在三種方案中，Case2所產(chǎn)生的旋渦最大，接近葉片吸力面的1/3,Case1與Case3相差不大，因此在三種方案中，Case2的效率與壓比最低。

圖10 三種方案葉輪葉片沿葉高50%截面的速度分布Fig.10 Velocity distribution on 50%section along the impeller vane height of three cases

圖11為三種不同方案中，沿擴壓器葉片50%葉高處截面的速度分布情況。

通過上述分析發(fā)現(xiàn)，三種不同方案對擴壓器進(jìn)口處流動有著明顯影響，但該影響對后續(xù)擴壓器葉片處的流動影響較小。圖11顯示，流過葉片兩側(cè)的氣流分布都比較均勻，三種方案中的速度分布基本一致，認(rèn)為各方案對流動的影響主要集中于葉輪出口部分，對后續(xù)部件的流動的影響幾乎可以忽略。

圖11 三種方案擴壓器葉片沿葉高50%截面的速度分布Fig.11 Velocity distribution on 50%section along the diffuser vane height of three cases

3 結(jié)論

通過分析上述三種方案的流動情況與計算結(jié)果，得到以下結(jié)論：

1）通過以上對三個方案的對比分析，不同的擴壓器進(jìn)口形狀與流動有著密切關(guān)系，且增加密封間隙后的計算結(jié)果與原簡化計算結(jié)果有很大差距，可以認(rèn)為密封間隙的存在是造成簡化模型數(shù)值模擬結(jié)果與真實實驗結(jié)果產(chǎn)生差距的主要原因。

2）減小擴壓器進(jìn)口面積能夠抑制擴壓器進(jìn)口間隙處旋渦的發(fā)展，減少氣體的流出，減少其對主流道中后續(xù)流動的影響，有效提高整級的效率，改善流動情況，同時會減小迷宮密封出口的氣體泄漏。

3）密封間隙中的氣體會對葉輪出口部分以及葉片尾緣處產(chǎn)生很大的影響，在設(shè)計過程中，應(yīng)在對帶有真實密封間隙的模型進(jìn)行計算，并根據(jù)結(jié)果進(jìn)一步優(yōu)化葉輪及密封間隙的形狀，保證數(shù)值模擬結(jié)果與實驗的相似度。

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Analysis of the Inlet Flow in a Diffuser of a Centifugal Compressor

Chun-jun Ji1Miao Sun1Qi Sun1Hao Xu1Qing-tuan Bu2
（1.School of Energy and Power Engineering Dalian University of Technology 2.Xinersheng Machinery(Jiangsu)Co.,Ltd.）

The flow field in the inlet of the diffuser of a refrigeration centrifugal compressor model stage is numerically simulated.The effect of the diffuser inlet shape on the clearance leakage flow and the flow in the main channel is analyzed.It is found that the seal chamber has a great impact on the flow field,and that the shape of the diffuser inlet generates a certain disturbance in the internal flow field.The diffuser inlet is then redesigned such that the inlet area of the diffuser is reduced,which effectively mitigates the influence of the seal chamber on the main channel flow,and improves the efficiency and pressure ratio of the model stage,but also increase the leakage flow rate through the seal.

centrifugal compressor,diffuser inlet,numerical simulation,optimized design

TM301；TK05

1006-8155-(2017)05-0026-06

A

10.16492/j.fjjs.2017.05.0004

2017-04-08 遼寧 大連 116023