离心压气机理论-第二部分

1、借助图9，定性地给出了扩压器内部气团的运动轨迹，其中曲线o-t代表理想情况下气团在揳形扩压器内的流动，是气团在扩压器内可能出现的运行轨迹的上限，曲线o-q代表气团在气动叶形扩压器或弯曲叶形扩压器中的运行轨迹。曲线o-s代表气团在无叶扩压器内部流动轨迹。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 理想状态下，气团在无叶扩压器内的运行轨迹是对数螺旋线，这条运行轨迹是气团在扩压器内运行的下限。对于半径比为2，入口流动角为6时，气团从扩压器入口运动到扩压器出口，将近似旋转一周。由于在壁面存在着粘性阻力，会产生较高的摩擦损失，因此无叶压器的压强恢复能力明显要比有叶扩压器的压强恢复能力低一些

2、。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 通常情况下无叶扩压器压升系数低于有叶扩压器所能获得的压升系数。对于无叶扩压器，当2角较小情况下，即使在一个较短的扩压器内，气流也要经过一个较长的距离才能从扩压器的入口运动到扩压器的出口。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 由图10关于Elder和Foster1987的研究成果可以看出，对于一个半径比为2的扩压器，入口角度为5时，气流在离开扩压器前将在周向上旋转400左右，由此产生较高的摩擦损失，因此扩压器内获得的实际压升将远小于理想情况下能够获得的压升。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 图

3、图10 无叶扩压器内质点运动轨迹无叶扩压器内质点运动轨迹另一方面，无叶扩压器更适合于非设计工况，因为叶轮出口绝对气流角2可以在一个较宽的范围内变化，对于无叶扩压器不象有叶扩压器那样存在着进口攻角问题。只有当径向绝对速度Ma数大于1时才会在无叶扩压器内出现堵塞流动现象，而对于有叶扩压器由于存在喉部，明显比无叶扩压器更容易出现堵塞流动现象。Dean1976对无叶扩压器和有叶扩压器内部流动现象进行了研究，发现相对于有叶扩压器内部流动而言，无叶扩压器内更容易出现由扩压器向叶轮内部反向流动现象。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 如果采用收缩式扩压器，那么就会使径向速度沿半径方向上

4、减小更缓慢一些，而切向速度和原来一样减小，这样导致平均流动方向更倾向半径方向，因此会使气流在扩压器内流动距离缩短，流动距离缩短的好处就是使损失下降。也就是说，改变扩压器宽度会对壁面摩擦损失产生很大影响。收缩式扩压器的另外一个好处是使流动方向更倾向于径向方向，从而使压气机更不容易出现旋转失速现象。无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 Yingkang和Sjolanger(1987)在他们的文献中给出了5个不同叶片形状扩压器对压气机气动稳定性影响的研究结果，这5个无叶扩压器的两个壁面具有小扩张角形状和较大收敛角形状。研究结果：壁面收缩扩压器压升随流量变化斜率为负，这标志着扩压器具

5、有稳定的扩压特性。在中间流量下，具有5.5收敛角的扩压器(也是试验中具有最大收敛角的扩压器)具有最高的压强恢复系数。而在最大流量下，收敛形扩压器的压强恢复系数明显减小。他们还发现扩压器采用收敛形状时，可以改善扩压器出口流动的均匀性，并且收敛形扩压器还可以对扩压器内的反向流动起到抑制作用，从而延迟了扩压器内旋转失速现象的发生。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 Rodgers(1982b)对15种不同尺寸的无叶扩压器进行了试验研究。扩压器宽度在径向保持不变，且D2/D11.7，图11给出了根据Rodgers试验结果画出的压强恢复系数和入口径向速度与切向速度之比Cm2/C2之

6、间的关系曲线。无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 Cm2/C 2 图图11不同不同b/D2值下无叶扩压器相对平均入口旋度参数值下无叶扩压器相对平均入口旋度参数变化对静压力恢复的影响变化对静压力恢复的影响r5/r3=1.71横坐标代表质量流量1 对 于 扩 压 器 宽 度b/D20.045， 当入口流动角相同情况下，绝大多数扩压器具有几乎相同的压强恢复系数。 Cm2/C 2 图图11不同不同b/D2值下无叶扩压器相对平均入口旋度参数值下无叶扩压器相对平均入口旋度参数变化对静压力恢复的影响变化对静压力恢复的影响r5/r3=1.71横坐标代表质量流量无叶扩压器无叶扩压器- -无叶

7、扩压器特性无叶扩压器特性 几点结论：2在扩压器宽度较小的情况下，即b/D20.045时，会引起扩压器性能下降。 3 随着Cm2/C2的增加，压强恢复系数上升 随着Cm2/C2的增加，压强恢复系数上升当流动方向更倾向于切向情况下，扩压器的扩压能力下降。无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 为什么？这种现象可以简单地解释为：当Cm2/C2较小的情况下，气流在扩压器内的流动轨迹延长，因此使壁面摩擦损失增加，从而使扩压器的压强恢复能力下降。 一个扩压系统如果随流量增加，扩压能力增加，那么这个扩压系统本身就是不稳定的。从图11可以看出，无叶扩压器本身是不稳定的。无叶扩压器无叶扩压器-

8、-无叶扩压器特性无叶扩压器特性 随流量增加，压强恢复系数增加。压强恢复系数随流量变化曲线斜率为正。为什么离心压气机可以稳定工作？为什么离心压气机可以稳定工作？之所以离心压气机没有发生失速及喘振现象，主要是由于叶轮压升与流量特性斜率为负，从而保证压气机级压升与流量曲线斜率为负，使系统能稳定工作。无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 扩压器的长度选取：通过试验发现，扩压器内静压升是随着无叶扩压器出口直径增加而增加的，但这种趋势随出口直径增加越来越弱，于此同时，滞止压强是不断下降的。因此，扩压器出口直径D5和扩压器入口直径D3之比小于2，一般情况下，可以在扩压器外周上使用涡壳进一步

9、提升压强。 意味着扩压器长度达到一定长度后再增长是没有意义的。扩压器内静压升随进出口直径的变化扩压器入口速度分布是不均匀的，这种现象对压力系数的影响并不明显，但是出口直径与入口直径比应足够大，以便扩压器有足够的尺寸让气流扩压。无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 图12给出了无叶扩压器不同半径位置子午速度分布的试验结果，图中给出的速度是经过换算的子午速度，可以看出，在最高效率工况下，随着气流沿径向向外流动，速度不均匀分布得到了明显的改善。 无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 轮缘轮缘 轮毂轮毂 轮缘轮缘 轮毂轮毂 轮缘轮缘 轮毂轮毂 轮缘轮缘 轮毂轮毂 r

10、/r2 1.08 1.33 1.62 1.99图图12 最高效率点和临近喘振点测量不同半径比叶轮叶高方向径向速度分布最高效率点和临近喘振点测量不同半径比叶轮叶高方向径向速度分布虚线为临近喘振状态实线为最高效率点状态半径增大Bradshaw和Laskin(1947)对一系列不同转速的离心压气机扩压器进行了试验研究，他们发现：无叶扩压器无叶扩压器- -无叶扩压器特性无叶扩压器特性 扩压器的损失主要发生在扩压器的入口和出口，扩压器内部损失可以近似忽略。当扩压器出口直径减小时，扩压器出口损失增加，扩压器出口损失近似和扩压器出口直径的平方成反比。因此整个压气机效率会随着扩压器的直径减小而下降。扩压器出口

11、直径的变化对扩压器入口损失、扩压器内部损失和叶轮效率的影响很小。当叶轮载荷系数及叶轮叶尖速度变化时，扩压器的效率变化很小。无叶扩压器中的喘振和稳定性无叶扩压器中的喘振和稳定性 压气机稳定工作范围是一个非常主要的性能指标，无叶扩压器压气机能够在实际中得到广泛应用就是因为这种离心压气机比带有有叶扩压器离心压气机的稳定工作范围更加宽广。简森Jansen (1964b)给出了确定旋转失速发生的一种流动现象，即在扩压器壁面一侧出现反向流动时即为发生失速流动现象。他还提出了一个临界流动角的概念，即认为失速开始时对应的扩压器入口流动角为临界流动角，记2crit。当扩压器宽度和入口直径减小时， 2crit减小

12、。目前来看，扩压器能够工作在负的径向速度情况下，因此这种以径向速度为负来界定失速是否发生的方法就显得很不准确。Senoo和Kinoshita (1977)通过对一些扩压器的研究发现临界流动角在81和69之间，且2crit随b/D2减小而增加，这一结论和Jansen的结论正好相反。阿布德哈米德(Abdelhamid，1982)对无叶扩压器内不稳定流动现象进行了大量的研究，他提出的扩压器内不稳定流动和Jansen及Senoo发现的现象并不相同。他定义发生失速情况下对应的流量系数为临界流量系数。 无叶扩压器中的喘振和稳定性无叶扩压器中的喘振和稳定性 Abdelhamid 发现临界流动角受扩压器进出口

13、直径比影响很大，当D5/D31.4时临界流动角为84，当D5/D32.0时临界流动角为79。Frigne和Van Den Braembussche (1983)同样对无叶扩压器流动稳定性进行了研究，发现扩压器宽度变化时，临界流动角在7685之间变化。 无叶扩压器中的喘振和稳定性无叶扩压器中的喘振和稳定性 总体来说，对无叶扩压器内流动不稳定性的本质的认识还很不完全。压强恢复系数Cp随流量变化的特性表明，无叶扩压器本身就不能工作在稳定状态下。这就表明，不能孤立地采用试验和理论方法对无叶扩压器流动稳定性问题进行研究。并不是在扩压器两个壁面中的一个壁面出现反向流动就意味着出现旋转失速现象。对中等比转速

14、或较大比转速下的离心压气机(b/D2较大情况)，2通常选择不大于tan1371.56，这个角度可以作为一般无叶扩压器设计的上限。 无叶扩压器中的喘振和稳定性无叶扩压器中的喘振和稳定性 有叶扩压器有叶扩压器 有叶扩压器可以使离心压气机在较小尺寸范围内获得较高的压强恢复系数，因此当采用无叶扩压器在限定尺寸范围内达不到压力要求情况下，就要使用有叶扩压器。 有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 在离心压气机叶轮中压强和密度增加都比较明显，在设计带有有叶扩压器的离心压气机时，所面临的问题和轴流压气机所面临的问题是相同的，一是如何准确确定堵塞因子的问题，二是怎样保证叶轮和扩压

15、器之间的合理匹配问题。衡量扩压器和叶轮之间的匹配的一个指标：扩压器进口攻角流量变化对扩压器叶片进口攻角大小是有影响的。有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 低速情况下流量变化对攻角的影响。在压气机工作在低速情况下，气体的可压缩性特性并不突出当质量流量从设计流量开始减小，扩压器进口径向速度减小，切向速度增加进入扩压器的平均气流方向和径向间的夹角增大，进入扩压器叶片气流的正攻角增加。如果在扩压器叶片进口气流和叶片间有很大的攻角，那么扩压器内压强损失将迅速增大，从而导致失速现象发生。当质量流量大于设计流量情况下，扩压器进口径向速度增加进入扩压器的平均气流方向和径向间的夹

16、角减小，从而使进入扩压器叶片气流产生负攻角半径方向小质量流量大质量流量当叶轮旋转速度较高，进口绝对马赫数较大情况下，扩压器叶片能够承受的正攻角范围远小于低速下能够承受的正攻角范围。对于高压比压气机，进入扩压器叶片马赫数很高，通常接近1的水平，只要出现一个较小的正攻角，就会在扩压器叶片吸力面上出现较强的斜激波。 有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 高速情况下流量变化对攻角的影响。攻角是由叶轮出口气流切向速度和径向速度决定的如果在转速增加情况下，叶轮进口攻角保持不变由于叶轮出口气流密度随叶轮旋转速度增加而增大，这时径向速度分量的增加一定会小于切向速度分量的增加其结果

17、是进入扩压器的绝对流动角2tan1(C2/Cm2)随叶轮旋转速度的增加而增加有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 径向速度分量的增加一定会小于切向速度分量的增加2为和径向间的夹角。半径方向高转速情况下攻角的变化扩压器叶片宽度：下面给出的试验结果是两个扩压器的试验结果，扩压器叶片高度为8mm的小扩压器和10.7mm的大扩压器，叶轮直径大约为125mm，图17给出了试验结果，两个扩压器叶片形状相同，扩压器叶片前缘和径向间的夹角为71.5。 有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 图图17 扩压器宽度变化对压气机性能影响扩压器宽度变化对压气机

18、性能影响 宽扩压器窄扩压器扩压器叶片宽度：从图17可以看出两台压气机的特性有很大差别：有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 图图17 扩压器宽度变化对压气机性能影响扩压器宽度变化对压气机性能影响 在低转速情况下，大扩压器的最大质量流量明显大于小扩压器最大质量流量。在低旋转速度下两个压气机的失速压比基本相同。扩压器叶片宽度： 有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 图图17 扩压器宽度变化对压气机性能影响扩压器宽度变化对压气机性能影响 在高旋转速度下，两个压气机堵塞流量差别不大，但发生喘振压比差别很大。压比的差别可能是因为叶轮出口密度增大

19、，从而使径向速度分量减小，因此宽扩压器入口攻角过大，从而产生更大的损失。 从上述试验结果可以看出扩压器流通面积的大小对匹配叶轮和扩压器工作范围的重要性。在转速较低区域，要想使压气机稳定工作范围宽一些是比较容易匹配的。在高转速区，失速和堵塞流动范围变窄，叶轮和有叶扩压器之间的匹配就变得非常困难。 有叶扩压器有叶扩压器- -叶轮和扩压器之间匹配叶轮和扩压器之间匹配 图图17 扩压器宽度变化对压气机性能影响扩压器宽度变化对压气机性能影响 对于有叶扩压器，最关心的还是压强恢复系数。图18给出了一个二维扩压器进口堵塞对最大压强恢复系数的影响，可以看出压强恢复系数随展弦比和阻塞因子变化趋势。有叶扩压器有叶

20、扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升图图18 扩压器最大压强恢复系数扩压器最大压强恢复系数 从图18可以看出，当阻塞因子增加时，扩压器的压强恢复系数下降。有叶扩压器有叶扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升图19是Kenny(1984)对气动叶型扩压器和管式扩压器性能研究的结果。评价扩压器性能参数为实际静压恢复系数和在速度均匀分布状态下流经相同槽道下所获得的理想静压恢复系数的比值，可称为扩压器的有效性。 图图19 气动叶型扩压器和管式扩压器性能气动叶型扩压器和管式扩压器性能 从图19可以看出有叶扩压器有叶扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升图图19 气动叶型扩压器和管式扩

21、压器性能气动叶型扩压器和管式扩压器性能 在阻塞因子较小情况下扩压器 有 效 性 为80%左右当堵塞因子达到0.20时，扩压器有效性下降到55%。除了在图上可以发现堵塞因子对压升具有很大影响外，还可以看出堵塞因子对扩压器有效性影响的不确定性，因为试验点分布在一个较宽的范围内。图19b比较了管式扩压器和气动叶型扩压器有效性关系曲线，可以看出，在喉部阻塞因子相同情况下，管式扩压器静压升系数高于气动叶型扩压器的静压升系数。 有叶扩压器有叶扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升图图19 气动叶型扩压器和管式扩压器性能气动叶型扩压器和管式扩压器性能 管式扩压器静压升系数高于气动叶型扩压器的静压升系数

22、图图20 喉部阻塞因子计算曲线喉部阻塞因子计算曲线 喉部阻塞因子对扩压器槽道内压升的计算是非常重要的。如果能确定喉部阻塞因子大小，那么将为确定扩压器内压升及扩压器喉部尺寸提供很好的依据。喉部阻塞因子计算经常采用的Kenny(1972)得到的曲线，为喉部阻塞因子与扩压器前缘到喉部之间的静压恢复系数之间关系曲线，如图20有叶扩压器有叶扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升如果在叶轮出口到扩压器喉部区域压升过大，那么在喉部会产生较大阻塞，如果在喉部产生过大堵塞，那么在喉部下游只能产生很小压升，Dean(1974)对四台不同型号扩压器内压升分配进行了研究，表1给出了研究结果。 表表1 扩压器内静

23、压恢复系数扩压器内静压恢复系数压气机名称压气机名称静压恢复系数静压恢复系数进口区域所占百分比进口区域所占百分比槽道区所占百分比槽道区所占百分比BoeingRF-2，10:1Cp=0.6945%55%Creare 6:1Cp=0.5323%77%Creare 4.5:1Cp=0.731%99%Creare 5.5:1Cp=0.6734%66%有叶扩压器有叶扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升4种结果的差距很大喉部前压升和喉部后压升是如何分配的？根据表1可以看出，是槽道区域能够更为有效获得压升还是入口区域能够更加有效地获得压升，并没有明确的结论。Rodgers(1982a)通过广泛的试验研

24、究发现无叶扩压器段的最大压强恢复系数在0.5至0.6之间，从叶轮出口到扩压器叶片尾缘最大压强恢复系数在0.7至0.8之间，几乎四分之三的压强恢复系数是在扩压器喉部前获得的。Rodgers还发现喉部阻塞因子对压强恢复系数有很大影响。有叶扩压器有叶扩压器- -扩压器槽道内压升扩压器槽道内压升叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器前缘与叶轮半径比扩压器前缘与叶轮半径比设计有叶扩压器应确定的一个重要参数是扩压器叶片前缘半径和叶轮半径比值，它影响着叶轮出口射流尾迹的掺混过程。Eckardt(1976)对高速离心压气机进行试验研究后发现叶轮内部离心流动产生的哥氏力在轮缘面上对周向流动的扰

25、动一直达到r/r21.2位置。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器前缘与叶轮半径比扩压器前缘与叶轮半径比叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-叶片形状叶片形状叶片叶片几何参数的影响几何参数的影响- -扩压器叶片数目扩压器叶片数目Jiang和Yang(1982)的研究同样表明哥氏力的影响可以达到这个位置上，这样就导致了速度分布在这个范围内存在畸变，他们研究了扩压器叶片前缘半径位于四个不同位置时周向静压的分布，结果发现在1.05r/r21.1范围内周向上的压强波动高达20%。为了使气流在无叶扩压器区域内掺混得更加均匀，他们认为r/r2半径比应在1.15至1.2范围

26、内，半径比在这个范围内时的损失较小，当r/r2比值由1.1上升到1.2时，效率提高了4%。图21是叶轮出口不同半径位置上的压强分布情况。 0123456780-1-2-3-4-5-6-7 r3/r2=1.05 r3/r2=1.10 r3/r2=1.15 r3/r2=1.20静压( m m汞 柱 )周向位置图图21 不同径向位置周向压力分布不同径向位置周向压力分布 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器前缘与叶轮半径比扩压器前缘与叶轮半径比叶片前缘半径和叶轮半径比值如果取值不当，比如比值过小，会导致压气机噪声过大，或产生振动，这个比值不应小于1.05。在某些情况下，要求压气机具

27、有最小的外径尺寸，因此要求扩压器叶片前缘半径和叶轮半径比值尽可能地小。而在另外一些情况下，当离开叶轮气流速度过高，为了使进入扩压器叶片气流速度降低，要求扩压器叶片前缘和叶轮半径比值取得大一些，有时这个比值达1.25。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器前缘与叶轮半径比扩压器前缘与叶轮半径比为了减小扩压器入口因气流速度过高(比如超声速)可能产生的额外损失，可以使扩压器叶片前缘薄一些，形状尖一些，这种形状的扩压器叶片可以最有效地转换气流动能。叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器前缘与叶轮半径比扩压器前缘与叶轮半径比图22是Rodgers(1982a)对四种

28、不同半径比下压气机进行试验获得的结果，最好性能的半径比为1.125。当半径比取最小值1.035时，压气机性能明显恶化，但这一结果是否具有普遍性还很难说。 图图22 扩压器叶片前缘半径和叶轮半径比扩压器叶片前缘半径和叶轮半径比 对压气机性能产生的影响对压气机性能产生的影响 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器前缘与叶轮半径比扩压器前缘与叶轮半径比叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-叶片形状叶片形状什么样的叶型是最合适的扩压器叶型？这一问题仍然是一个很难回答的问题。其原因是因为压气机性能会对扩压器产生非常明显的影响，同时叶轮出口速度分布也会对扩压器性能产生很大影响

29、。因此有时扩压器叶片叶型成为影响压气机性能相对次要因素。但是，在某些特殊情况下，对扩压器叶片形状是有要求的。比如当叶片进口马赫数较高情况下，要求扩压器喉部之前叶片要薄一些，叶形要尖一些，这样会有效降低高马赫数可能带来的流动损失。在马赫数超过1情况下，使用管式扩压器能够获得更加满意的压气机性能。管式扩压器的采用可以抑制无叶扩压器区域和半无叶扩压器区域内的二次流动现象。在设计叶片扩压器时通常对叶片形状进行充分的考虑，但目前并没有充分的证据说明扩压器叶片形状能够对流动产生明显的影响。研究发现，扩压器叶片在很小展弦比下，且入口采用扭曲形状，并没有带来性能明显的改善。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器

30、几何参数的影响-叶片形状叶片形状柏莫特等(Bammert，1983)研究了扩压器叶片形状对离心压气机性能的影响，试验使用的扩压器叶形有气动叶形、楔形叶形、扭曲的气动叶形。通过对压气机部件性能的分析发现扩压器叶片形状对叶轮性能的影响较小但是对扩压器下游部件，比如蜗壳，集气室的性能有较大影响。扩压器叶片形状没有对叶轮内部流动产生较大影响，可能是由于扩压器喉部出现超声速流动状态，从而阻碍了扩压器内部流动信息向上游的传递。而当扩压器喉部没有超声速流动现象时，扩压器叶片形状对叶轮内部流场的影响更大一些。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-叶片形状叶片形状在低速工况下，和气动叶形及楔形叶形

31、的性能曲线相比，具有扭曲扩压器叶片的压气机性能曲线向较大的流量方向上移动。在较低流量范围内，扭曲叶形扩压器效率最高，带有扭曲叶形扩压器叶片的离心压气机效率比带有气动叶形扩压器的离心压气机效率高了4%，比带楔形扩压器离心压气机高了3%。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-叶片形状叶片形状在压气机稳定工作范围内，带有扭曲叶形扩压器离心压气机的稳定工作范围比带有另外两种扩压器叶片离心压气机稳定工作范围大2倍以上，从图23可以看出采用扭曲扩压器叶片的优点。图图23 扩压器压强恢复系数的影响图扩压器压强恢复系数的影响图 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-叶片形状叶片形状叶

32、片叶片几何参数的影响几何参数的影响- -扩压器叶片数目扩压器叶片数目扩压器叶片数目对扩压器性能有明显影响。 图25给出的是Japikes(1980)对这一问题的研究结果，可以看出叶片数目对压气机性能有很大影响，带有17个扩压器叶片的离心压气机稳定工作范围比带有34个扩压器叶片的离心压气机稳定工作范围更大一些。 图图25 扩压器叶片数目对压气机性能产生的影响扩压器叶片数目对压气机性能产生的影响 在1970年代，一些研究人员研究发现减小扩压器叶片数目对性能是不利的，如Baghdadi和McDonald(1975)的试验结果可以发现减少扩压器叶片数目会导致从堵塞到喘振的稳定工作范围减小。但Came和

33、Herbert(1980)的研究发现，带有13个扩压器叶片压气机稳定工作范围明显大于带有29个扩压器叶片的压气机工作范围。他们同样发现13片的稳定工作范围大于37片压气机稳定工作范围，效率也比37片的效率低2%，很明显对这一问题的研究还很不全面和充分。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器叶片数目扩压器叶片数目通过对已有的研究结果比较后发现，扩压器叶片数目选择多少，和扩压器叶片类型有很大关系。Dean(1974)对他所研究的扩压器叶片数目可在8至60片之间选取。研究发现叶片数目在一定范围内变化不会对压气机的流量范围产生明显影响。叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影

34、响-扩压器叶片数目扩压器叶片数目Rodgers(1986)关于一个低压压气机的研究也获得同样的结论，即扩压器叶片数目取13和21片，两种情况下扩压器喉部面积保持相同，两台压气机的压头系数和效率基本没有较大差别，如图26。某些情况下减少叶片数目有利于射流尾迹在无叶扩压器间隙内更加有效地掺混，一定程度上能够降低低动量流体的聚集所产生的堵塞效应。图图26 扩压器叶片数目变化产生的影响扩压器叶片数目变化产生的影响 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器叶片数目扩压器叶片数目低稠度扩压器叶片没有明显的喉部存在，低稠度扩压器叶片数目的变化对压气机性能会产生一定的影响；如图27，当叶片数目

35、由Z6增加到Z12片时，压气机最高效率点的效率增加了，但是稳定工作范围变小。叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器叶片数目扩压器叶片数目图图27 叶片数目对效率的影响叶片数目对效率的影响(r3/r2 1.106) 低稠度扩压器：在选取扩压器叶片数目时，应注意到扩压器叶片和叶轮之间存在着气动上的相互影响和相互作用，显然，叶片数目多的扩压器，气流摩擦损失增加。另外在选取叶片数目时应注意勿使扩压器叶片数目Z2为叶轮叶片数目Z1的整数倍。这是因为在叶轮两叶片间的流道中，气流是不均匀的，如果扩压器叶片数目多于叶轮叶片数目，那么就有可能在叶片扩压器的某一流道中流入的是高速气流，而在相邻的

36、流道中流入的是低速气流，这样对扩压器来说，各个流道流入的是速度能量大小不相同的气流，使扩压器稳定工作范围缩小，导致喘振提前发生。叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-扩压器叶片数目扩压器叶片数目叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-槽道扩压器长宽比，扩张角槽道扩压器长宽比，扩张角图28给出了进口堵塞因子为0.05时槽道扩压器性能图。图中纵坐标是扩压器进出口面积比AR，横坐标是扩压器长宽比L/W，图中还给出了扩压器的当量扩张角2。可以看出，在图上存在一个高压力恢复系数区域，这个区域对应的扩压器当量扩张角为10左右，当扩压器长度足够长情况下，压强恢复系数最高可达0.65。

37、图图28 槽道扩压器性能图槽道扩压器性能图Reneau等(1967)认为扩压器最大压强恢复系数对应的扩张角范围为628，在这个范围内，压头损失最小。当面积比一定情况下，扩压器过短会导致扩压器失速，在这种情况下不能获得合适的压力恢复系数。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-槽道扩压器长宽比，扩张角槽道扩压器长宽比，扩张角图28可用于长宽比为1.5的短扩压器的设计，而绝大多数扩压器性能图只适用于长宽比大于10的扩压器设计。研究发现，入口堵塞因子对压强恢复系数有很大影响。例如，对于一个喉部长宽比为1，马赫数为0.8的槽道扩压器，当入口堵塞因子为0.02时，最高压强恢复系数可达0.82

38、，而当入口堵塞因子为0.08时，最高压强恢复系数下降到0.63。研究还发现入口堵塞因子增大时还会导致最佳当量扩张角的下降。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-槽道扩压器长宽比，扩张角槽道扩压器长宽比，扩张角图图28 槽道扩压器性能图槽道扩压器性能图在研究最佳长度比时，应注意到扩压器的扩张角对这个数值是有影响的。这是因为为了获得相同的扩压比，我们可以采用两种方法实现，一是采用较小的扩张角，而长度比较大。另一种是采用较大的扩张角，而长度比较小，这就存在着选用哪一种方案的问题。Clements和Artt(1988)对具有不同长度比的楔形扩压器涡轮增压器压气机进行了研究，他们发现长宽比

39、的最佳值是3.7。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-槽道扩压器长宽比，扩张角槽道扩压器长宽比，扩张角Clements和Art发现扩压器直径的减小不一定会导致级性能的下降。在这种情况下，在扩压器叶片槽道内没有实现的扩压过程可以在下游的无叶扩压器及蜗壳内得以实现。但是当叶片扩压器直径小到一定程度后，如果直径继续减小，将会使压气机性能下降，因为这时扩压器叶片出口气流速度过高，依靠扩压器叶片出口段和蜗壳则不能象扩压器叶片那样有效地把气流动能转化为压强，因此会导致级效率下降。叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-槽道扩压器长宽比，扩张角槽道扩压器长宽比，扩张角叶片扩压器几何

40、参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-有叶扩压器叶片通道宽度有叶扩压器叶片通道宽度减小有叶扩压器叶片通道宽度可以改善压气机的级效率。Stein和Rautenberg(1985)把扩压器的通道宽度减小10%，导致压气机压比和效率都有所增加。Stein研究了同一个叶轮，在使用不同扩压器时具有的压气机性能进行了对比，扩压器分窄扩压器(b3/r20.108)和宽扩压器(b3/r20.12)。研究结果表明，窄扩压器的压气机最高效率比宽扩压器压气机效率高2%。在临近喘振工况下，前者效率比后者效率高4%，在低转速下则没有这种差别。 当扩压器宽度变化时，会导致压气机特性线上的堵塞点发生移动。当扩压器高度减小时，

41、堵塞点向小流量方向移动，而喘振点移动范围小一些，因此压气机的稳定工作范围减小。扩压器宽度减小通常还会导致轮缘和轮毂流动角的差距减小，这对于扩压器入口流动状况的改善是有好处的，这样可以改善叶轮和扩压器之间的匹配关系。依靠减小扩压器的通道宽度，可以把有叶扩压器压气机的喘振点推到更小的质量流量上。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-有叶扩压器叶片通道宽度有叶扩压器叶片通道宽度叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-前缘形状前缘形状为了改善离心压气机效率，Yoshinaga等(1984)研究了16套具有不同叶片中线的扩压器叶片在前缘形状不同情况下对扩压器性能产生的影响，以及对

42、离心压气机性能产生的影响。之所以研究扩压器叶片前缘取不同形状的问题，是因为扩压器入口气流参数分布很不均匀，沿叶高方向上存在着较大的畸变，因此有必要分析不同叶片前缘形状对这种畸变流场的适应能力，图29给出了所研究的两种形状的有叶扩压器。 图图29 扩压器前缘形状扩压器前缘形状试验发现，在叶片前缘去掉一个矩形时(图29(a)导致损失增加，效率下降。而在叶片前缘去掉一个三角形状的扩压器叶片获得的效率比原机提高了0.5%，在设计转速下两种扩压器的试验结果如图30给出。 叶片扩压器几何参数的影响叶片扩压器几何参数的影响-前缘形状前缘形状有叶扩压器工作稳定性问题有叶扩压器工作稳定性问题压气机压比是由叶轮、

43、有叶扩压器内的压升组成的。图31左图给出了有叶扩压器内压强恢复系数随流量变化关系。可以看出压升随流量变化曲线的斜率是负的，说明有叶扩压器具有稳定工作的属性。 从图31中右图可以看出，无叶扩压器区域和半无叶扩压器区域的压强恢复系数随流量变化曲线斜率为负值，说明这一区域内的流动具有很强的稳定性。槽道内压升系数和流量变化曲线斜率在很大区域内为负值，使扩压器内流动倾向于不稳定，而由Cp2-4和Cp4-5两条曲线叠加所得曲线的斜率依然保持为负值。从而保证整个扩压器能够稳定工作。 扩压器工作稳定性问题扩压器工作稳定性问题入口攻角入口攻角扩压器入口气流攻角对压气机稳定工作范围有很大影响。图32给出了流量范围

44、和马赫数与攻角之间的变化曲线。图中纵坐标m为堵塞流量与喘振流量之差， mc为堵塞流量。可以看出，当前缘攻角相同情况下，前缘马赫数越低，对应的流量范围越大。当马赫数保持不变情况下，流量范围随攻角变化而变化。 -8-7-6-5-4-3-2-101230.000.040.080.120.160.200.240.28 0.85 0.95 1.0 1.05 1.10m/mch(0)图图32 进口气流攻角对稳定工作范进口气流攻角对稳定工作范围的影响围的影响稳态压升和滞止压强损失稳态压升和滞止压强损失 Morishita(1982) 试验测量压强分布。图25给出了经过换算后得到的一个典型的扩压器内部静压分布

45、曲线，用扩压器内每一点压强除以扩压器入口气流动能U22。这个扩压器叶片数目为20片，扩压器叶片前缘半径和叶轮半径之比是1.04，入口气流角为70，有6正攻角。 图图35一个典型的扩压器内部换算静压等压线分布一个典型的扩压器内部换算静压等压线分布从图35可以看出，扩压器内绝大部分静压升是在半无叶扩压器区域内产生的。在扩压器的叶片槽道喉部附近等压线几乎垂直于来流，而在喉部上游的等压线几乎是沿着周向方向的。 扩压器叶片进口区域静压变化很大，使气流速度明显下降，扩压器叶片入口几何形状对这个减速过程影响不大。在入口区域存在着强烈的速度波动信号，其波动频率是叶片通过的频率，但是进入叶片槽道内很短一段距离后这种有规律的波动信号就变成随机信号。在这个区域还产生了很大损失。 稳态压升和滞止压强损失稳态压升和滞止压强损失 损失的分布情况：在这个区域会产生很大的损失，这一点可以从Morishita(1982)的研究结果中得到证实，Morishita的研究对象是一个级总效率为86%的离心压气机，叶轮效率高达96%，由此可以推断叶轮产生的损失使级的总损失下降4%，无叶扩压器区间内(1.024r/r21.04)流动损失使效率下降2%，扩压器入口区间 (1.04r/r21.175)产生的损失使效率下降了7%，扩压器喉部开始下游(1.175r/r21.633)的流动