无叶扩压器宽度对压气机多工况性能影响的数值研究
摘 要：通过对压气机试验测量值与Numeca软件模拟计算值进行了对比，发现模拟计算结果与试验结果相差较小，从而验证了模拟计算压气机性能数据的可行性。而后对四种带不同宽度无叶扩压器压气机进行了数值模拟对比，并就扩压器对压气机多工况性能影响进行了详细分析，并结合流场分析得出了扩压器宽度对压气机稳定工作范围的影响关系，为进一步优化压气机性能及增压器离心压气机无叶扩压器的设计提供参考。
关键词：Numeca；压气机；扩压器；多工况；数值模拟
引言
车用涡轮增压器离心压气机主要由叶轮、扩压器及压气机蜗壳三大件组成，扩压器作为压气机的关键部件之一，它可使自叶轮出口流入扩压器的流体动能降低，将动能转化为压力能，从而达到增压的效果。一般叶轮出口气流的动能占叶轮对气体所作功的20%～50%[1]，扩压器内部结构形状对于动能转化的影响较大，因此对扩压器内部气体流动及其对压气机性能影响的研究至关重要。莫子高等研究了无叶扩压器宽度对压气机性能的影响，结果表明，减小扩压器宽度可以使扩压器内部气流切向速度分布均匀，缩短了气流路程，减小了摩擦损失[1]。
汤华等对某有叶扩压器离心压气机无叶扩压段型线对压气机性能影响进行了数值研究，研究表明，合理调整无叶扩压段的收缩程度对减小扩压器叶片入口损失有显著影响[2]。马超等研究了无叶扩压器收缩角对压气机性能影响，研究表明采用较大的收缩角可以提高压气机性能，但过大的收缩角会牺牲压气机效率，在离心压气机扩压器设计中要综合考虑压比和效率性能[3]。文献[4]采用实验手段研究了离心压气机7种不同无叶扩压器设计，得出压壳收敛角提高了压气机级性能以及叶轮性能但恶化了扩压器的性能，过大的压壳收敛角会恶化压气机性能。文献[5-8]也对扩压器的设计及优化做了大量研究工作。
由于以往的研究基本只对设计转速下的性能进行了分析，车用发动机大部分时间运行在非设计工况，因此很有必要对增压器多工况性能进行分析研究，文章主要对不同扩压器宽度值对压气机的全工况性能进行了数值分析，探索出扩压器宽度对压气机全工况性能的影响。
1 研究对象
文章以某增压器压气机为研究对象，该压气机采用无叶扩压器结构，压气机叶轮采用前倾后弯结构，其子午面形状如图1所示，相关几何尺寸见表1。文章系统地研究了扩压器在2mm、2.6mm、3.21mm及3.85mm时对压气机的性能影响，如表2所示，尝试探索出扩压器宽度对压气机性能的非线性影响规律。
图1 压气机基本尺寸
2 数值模拟及试验验证
计算采用FINE/Turbo软件包，求解三维雷诺平均N-S方程组。FINE/Turbo 软件包EURANUS求解器数值计算应用格子中心有限体积法，空间采用添加人工粘性项的二阶中心差分格式；计算采用三层多重网格结合变时间步长及残差光顺方法进行收敛加速，叶轮进口为全湍流，使用Spalart-All-maras。
一方程湍流模型进行紊流封闭，取压气机叶轮单通道进行模拟，通道边界设置为周期性边界条件，结构网格的使用保证了整个网格的质量，对近壁处的网格进行加密，叶轮及蜗壳拓扑第一层网格高度均为0.001mm，叶轮间隙处设置13个网格节点，为使网格满足Spalart-Allmaras湍流模型计算要求，y+值控制在1～7之间。最终，蜗壳网格数目为1207069，如图2；叶轮网格数目为1276608，如图3。各压气机方案中叶轮及蜗壳的网格拓扑结构均保持一致，保证了分析结果的可信度。
图2 压气机网格模型 图3 叶轮网格模型
对压气机进口施加标况下绝对总压、绝对总温以及速度向量方向等边界条件，压气机出口施加质量流量边界条件。固体壁面取不渗透、无滑移、绝热的边界条件，使通过固体壁面的质量通量、动量通量及能量通量为零。判断计算是否收敛，通常以下述几个标准作为参考：全局残差下降三个量级以上；收敛准则最重要的一个参数是进出口质量流量，其相对误差应小于0.02%，且流量不再发生变化；对于定常计算，总体性能参数（效率，压比，扭矩等）都应当恒定，而不再随迭代步数增加而变化。
压气机性能曲线的测取是在压气机特性试验台上完成的，试验台架增压器转速测量采用非接触式磁电传感器加二次仪表显示，系统精度为0.2%；压力测量采用电容式压力传感器；温度测量采用铂热电阻，精度为0.2%；压气机进口流量采用双纽线流量计进行测量，试验台各种温度、压力及转速测量仪器仪表均在使用有效期内，由于对试验测试数据精度要求较高，对测试台架开展了测量系统分析（MSA），文中MSA分析对象是针对1台增压器设计转速下低、中、高三个流量点进行，相当于3个虚拟的对象，然后让3位操作者针对每个虚拟对象重复测量3次，测量系统评估指标如表3所示，通过数据分析发现本测量系统在压比测量精度方面高于效率测量值，压比和效率测量的%SV值均小于19%，可区分的类别数均大于5，测量系统可信度较高。
图4为设计转速下扩压器宽度为3.21mm时压气机数值模拟结果与试验结果对比。模拟计算的最高效率点出现在相对流量0.75附近。由图可见，压气机压比模拟结果与试验结果吻合良好，最高增压比相差不超过0.5，变化小于2.5%，而最高效率模拟值与试验相差为1%，且模拟值像是试验测试值往右偏移了一小段距离。由此可以认为模拟计算结果具有较高的可信度，可用于不同压气机结构的模拟性能对比。
3 结果分析
如图5、图6所示，当扩压气器宽度由2mm增加至2.6mm时，各转速下压比值均呈增长趋势，峰值效率分别增长6.05%，4.99%，3.08%；继续增加扩压器宽度至3.21mm，在中、低转速其压比值与2.6mm相差不大，而在高速下，其压比开始下降，且随着流量的增大，下降幅度越大，而峰值效率较2.6mm宽度时在、低、中速分别增长1.46%，0.23%，在高速下降1.1%；当扩压器宽度为3.85mm时，各转速下的压比较3.21mm时均出现下降，转速越高，下降幅度越大，各转速峰值效率较3.21mm宽度时分别降低4.65%，5.81%及7.48%。
图5 压气机多工况压比模拟值对比
图6 压气机多工况效率模拟值对比
可见，随着扩压器宽度的增加，压比出现了先增长后降低的趋势，而效率随着扩压器宽度的增加有向低速性能倾斜的趋势，如扩压器宽度为3.21mm时，低速性能最好，但随着扩压器宽度继续增加压气机性能出现恶化，综上所述，对于一个固定的叶轮出口叶高值，总存在一个合适的扩压器宽度，其压气机综合性能最佳。
4 流场分析
图7所示为不同方案设计转速小流量点下周向平均绝对速度流线分布，扩压器宽度为2mm及2.6mm时，扩压器内还直观地发现回流，而当扩压器宽度增加至3.21mm时，扩压器内靠近轮缘一侧开始出现回流，回流区域约占通道宽度的1/3，随着扩压器宽度继续增大，扩压器内回流占据了整个通道的大部分区域，极大地影响了压气机的稳定性。
图8为设计工况小流量工况下扩压器入口（叶轮出口）截面及扩压器出口截面展向方向周向平均绝对速度径向分量分布，绝对速度径向分量Vr小于零意味着扩压器内存在回流，可以看出，在靠近轮缘区域，各种方案下均存在一定程度的回流，扩压器宽度较小时，对叶轮出口参数影响很小，以扩压器宽度为3.85mm时回流最强，这与上图7绝对速度流线图相对应。由于通道内每个截面流量一定，轮缘侧速度降低导致3.85mm扩压器轮毂一侧加速。如图9所示，从出口位置截面可以看出，各方案下径向速度相差较大，扩压器宽度越小，扩压能力越低，大部分流体动能没有转化成压力能，由于流体切向速度分量只与径向位置有关，因此小扩压器压气机在小流量工况时，径向速度分量较小，绝对速度更倾向于径向方向，使压气机工作更为稳定。图10为靠近扩压器出口某一位置处绝对气流角分布，可见随着扩压器宽度的增加，绝对速度更倾向于切向方向，在气流动能不足以克服在扩压器中形成的压力梯度时，流体不能流出扩压器，从而在流量还相对较大时就发生失速，甚至喘振。
（a）2.0mm （b）2.6mm
（c）3.21mm （d）3.85mm
图7 不同宽度扩压气机绝对速度流线分布
图8 扩压器入口展向绝对速度径向分量变化
5 结束语
（1）采用较宽的的扩压器，可以将叶轮出口的气流动能充分地转化为压力能，能有效提高压气机压比，但扩压器宽度增长到一定程度后，高速压比开始降低，继续增加扩压器宽度，扩压器中流体分流损失增大，导致压气机各转速压比均出现下降。
（2）采用较宽的的扩压器后，低速效率得到一定程度的提升，压气机效率岛向低速倾斜，但过大的扩压器宽度会导致压气机性能恶化，甚至低于小扩压器宽度的性能，此外，随着扩压器宽度的增加，在小流量时，压气机稳定性下降，喘振流量增大。
参考文献
[1]莫子高，史建军，关旭，等.无叶扩压器宽度对压缩机性能影响的实验验证[J].流体机械，2004，32（1）：1-3.
[2]高丽敏，刘波，王欢.无叶扩压器对离心压缩机流场及性能影响的数值研究[J].中国机械工程，2008，19（17）：2098-2102.
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[8]Adachi， Y.； Otsuki， A.； Bantle， K.； and Miyake， Y.， "Performance Improvement of a Vaneless Diffuser of Centrifugal Compressor"（1992）. International Refrigeration and Air Conditioning Conference. Paper 145.
作者简介：杨晓琴（1983-），女，湖南衡阳人，中北大学机械与动力工程学，硕士研究生，主要研究方向：动力机械性能与增压技术。
