叶片扩压器离心压缩机级流场的数值模拟

叶片扩压器离心压缩机级流场的数值模拟

1扩压器的设计根据实验研究，离心电机叶片出口气体的动能占叶片对气体的贡献的20%50%。能否将这部分动能高效率地转化为压力能,取决于扩压器、回流器等固定部件,因此扩压器的设计与压缩机的级效率和压升有着密切联系,对扩压器的研究是一项十分有价值的工作。本文采用数值模拟方法分析了3种不同叶片高度直板型扩压器下压缩机级的三维粘性流场,以及相应的外特性性能,得出盖侧半高模型对级性能效果最好,为压缩机的优化设计提供了重要数值参考。2计算模型计算离心压缩机模型级由闭式叶轮、叶片扩压器、弯道及回流器组成,如图1所示。3网格结构及网格划分计算网格的生成采用商业软件Numeca中的AutoGrid模块完成,该程序采用准自动化的块化技术和模板技术,可以快速地生成高质量的网格。按照结构特点,在叶轮和回流器流道内部均采用H型网格,在叶轮出口和扩压器入口之间的过渡段,由于径向距离比较短,且其中一部分要作为旋转叶轮的出口段,另一部分需作为静止扩压器的入口段,因此为了保证网格的正交和光滑,该过渡段的网格采用O型拓扑结构,并使用动静交接面混合平面模型连接两侧的旋转部分和静子部分计算网格。其余静子部分均采用H型网格,相邻两部件网格在交界面处通过区间边界信息进行耦合。近壁区由于流动边界层的存在,流动参数变化剧烈,在该区域的网格布置是否合适对计算结果有重要的影响。因此本文在该区域的网格生成中,采用由流道中间向壁面逐渐加密的不等间距节点布置,且壁面第一层网格厚度计算式为:y=6(Vref/ν)−78(Lref/2)18y+y=6(Vref/ν)-78(Lref/2)18y+式中Vref——参考速度,取叶轮出口平均速度,m/sν——流体粘性系数,m2/sLref——参考长度,取叶轮外径,my+——调整参数,根据网格质量在1～5之间调整计算叶轮及叶片扩压器流道在流动方向、翼展方向、周向方向节点数分别取为165×37×41;弯道及回流器部分在流动方向、翼展方向、周向方向节点数分别取为157×37×45,单通道整级网格总数约为76万。4采用全多重网格技术生成网格,根据信息的及时迭代,计算深采用计算流体力学中的SIMPLEC算法求解压缩机流道内的三维湍流雷诺平均N-S方程,中心节点有限体积方法离散方程,选用二阶精度的中心差分格式,湍流模型采用Spalart-Allmaras一方程模型,该模型在旋转流场计算中具有较好的收敛性和稳定性。工作介质为空气,边界条件为:进口给定温度Tin=293K,进口总压pin=98100Pa;出口给定质量流量Qm,;壁面绝热,叶轮转速n=11680r/min;机器马赫数为0.8。为加快计算迭代的收敛速度,采用全多重网格技术生成网格。整级网格在i、j、k方向各有0、1、2三层,0层为最细网格,2层为最粗网格。计算中先在较细的网格上进行迭代,以把短波误差分量衰减掉,然后再在较粗网格上进行迭代计算,以把次短波误差分量衰减掉。如此逐步使网格变得越来越粗,以把各种波长的误差分量消去。到最后一层粗网格时,节点数已很少,可以采用直接解法。然后再由粗网格依次返回到各级细网格上进行计算,如此反复数次,最后在最细的网格上获得所需的解。计算中收敛标准为进、出口流量相对误差小于10-3,方程残差小于10-5。5叶高及流场参数分布首先对现有的盖侧半高叶片扩压器下的压缩机模型级进行了试验测量,得到模型级的外特性曲线,测量数据是在满足ASMEPTC10-1997标准要求的试验装置上得到的。同时采用数值方法,对相同模型级进行性能计算,两者的结果比较如图3所示。从图中可看到,计算和试验曲线吻合很好,最大误差发生于大流量工况,误差值<3%,说明本文计算是可靠的,能够准确反映实际流动特征。采用与上述相同的计算方法对具有3种不同叶高即全高、盖侧半高、盘侧半高直板型扩压器的压缩机级性能进行数值模拟,目的在于比较同一类型叶片不同叶高扩压器对离心压缩机级性能的影响程度。图4为3种情况下压缩机级的多变效率和进出口总压比分布曲线。级多变效率定义为:ηpol=k−1k[lg(P2/P1)lg(T2/T1)]ηpol=k-1k[lg(Ρ2/Ρ1)lg(Τ2/Τ1)]级总压比定义:ε=P2P1ε=Ρ2Ρ1式中k——绝热指数P1——进口总压,PaP2——出口总压,PaT1——进口总温,KT2——出口总温,K从图4可看出,在设计工况点附近即流量为7.5kg/s和8kg/s两个工况点处,3种叶高下压缩机整级的多变效率和进出口总压比基本相同,盖侧半高的多变效率和总压略微高于另外两种。在小流量工况区,盖侧半高和盘侧半高的结果基本一致,全高的性能则明显下降。在大流量工况区,全高性能最差,盘侧半高次之,盖侧半高在效率和总压比两方面均最好。全高的工况区明显小于两种半高扩压器。综合分析,在设计工况下,扩压器叶片高度对压缩机级的性能几乎没有影响,这说明扩压器的叶型符合设计要求,气流与扩压器叶型能够保持很好的一致性,叶片对气流的导流作用不会引起明显的气流损失。当偏离设计工况时,随着叶轮出口气流偏角发生改变,进入扩压器的气流角不再与叶片安装角一致,此时全高扩压器叶片对气流形成明显的阻碍作用,使流动损失增大,级性能变差。而盖侧半高和盘侧半高叶片则因留有一半的自由空间而使流动情况得以调整,特别是盖侧半高,它使气流的损失最小。为进一步明确叶片高度对气流的影响,本文分析了相应的流场参数的分布特点。图5为大流量工况下,3种叶高扩压器在流道盘侧的速度矢量图。全高和盘侧半高叶片扩压器在工作面有大范围的回流区,非工作面速度分布则较均匀;盖侧半高叶片在工作面与非工作面的流动均较好,流动均匀且无分离。3种叶高扩压器在大流量工况的盖侧,均具有较均匀的速度分布,与图5(c)相似,不同之处仅是盘侧半高扩压器的气流角略小于而速度值略大于全高。图6为与图5对应的静压力等值线分布,从图可看到,盖侧半高压力分布规律性较好,其余两种叶高压力分布趋势近似,都是由于工作面的流动分离导致了叶片两侧出现不一致的压力梯度方向,仔细观察可发现,盘侧半高压力沿流道呈递增发展,而全高沿流道则是先降后升的变化过程,这可能也是导致虽然全高和盘侧半高具有相同的速度分布但全高性能较盘侧半高差的原因。图7、8分别为小流量工况下在扩压器盖侧的速度矢量和压力等值线分布。在盘侧,三种叶高具有相似的都较均匀的流动分布和变化趋势,与图7c相似,因此不再列出。在小流量下,两种半高叶片具有较好的流动,而全高叶片的大部分流动集中在工作面附近区域,导致这里的速度很大,而其余区域速度值很小,速度分布极不均匀,叶片进口的气流冲击使气流严重偏离叶片安装角,必然引起明显的流动损失。图8的压力分布说明了这一点,两种半高叶片在此流段具有较高的压升,而全高叶片在进口冲击的影响下进口压力值就较低,沿流道的压升幅度也小于半高叶片。上述分析结果说明,当压缩机运行工况发生变化时,在扩压器流道内,气流的流动角沿叶高有明显的改变,如果采用安装角不变的全高叶片扩压器,必然不能很好地适应气流流动的需要,从而引起较大的流动损失。采用半高叶片扩压器,则可以在对气流导流同时,使气流在无叶片区自动调整流动方向,避免流动分离现象的出现,有效降低流动损失,其中盖侧半高比盘侧半高的效果更好。6半高叶片扩压器通过对全高、盘侧半高、盖侧半高直板型叶片扩压器压缩机在0.8马赫下级内复杂流动的数值模拟,对级性能和扩压器流道的速度与压力分布进行了较为详细的数值分析。分析得出:全高叶片扩压器在非设计工况下,偏离设计工况越远,叶片安装角与气流角符合度越差,流动损失急剧增加。采用半高叶片扩压器可以明显改善扩压器内在非设计工况下的流动情况,避免出现流动分离,扩大工况范围。盖侧半高较盘侧半高叶片扩压器效果更好,说明气流在扩压器盖侧的流动情况对压缩机的级性能影响更大。工作介质为空气,叶轮叶片数17枚,为三维