清华大学 航天航空学院, 航空发动机研究中心, 北京 100084
收稿日期：2022-07-13
基金项目：某重油直升机研发项目(20174810037)
作者简介：闫慧慧(1997-), 女, 硕士研究生
通讯作者：兰旭东, 副研究员, E-mail: lanxd@tsinghua.edu.cn
摘要：压气机作为航空发动机的核心器件, 对发动机的流量和功率影响显著。与轴流压气机相比, 离心压气机具有结构简单、制造方便以及单级压比高等特点, 十分适用于流量较小、总压比不高的小型涡轴发动机。该文基于Concepts NREC对离心压气机的叶轮和扩压器在规定工况下进行整体设计, 并对离心压气机进行三维数值模拟, 研究典型参数对离心压气机的影响, 对初步设计模型参数进行优化, 得到在设计工况下离心压气机的理想模型。研究表明: 适当降低进口轮毂比、适当减小叶轮叶根进口角、合理选择叶顶间隙数值和叶轮出口相对宽度对提升压气机的效率和压比有利, 优化后的离心压气机效率最高可达0.831, 对应压比为8.771, 工作裕度为18.44%, 效率比初步设计的离心压气机提高了4.79%, 压比提高了3.68%。
关键词：涡轴发动机离心压气机整体设计数值模拟模型优化
Research and optimization of the mechanism of centrifugal compressor
YAN Huihui, LI Haoyu, ZHOU Bohao, ZHANG Yuzhou, LAN Xudong
Aero Engine Research Center, School of Aerospace Engineering, Tsinghua University, Beijing 100084, China
Abstract: [Objective] As the core component of an aeroengine, a compressor significantly affects the flow and power of the engine. Compared with the axial compressor, the centrifugal compressor is characterized by structural simplicity, manufacturing convenience, and high single-stage pressure ratio. Therefore, the compressor is highly suitable for turboshaft engines with low flow rates and low total pressure ratios. However, the piston engine plays a more important role in the market. Accelerating the research on centrifugal compressors used in small turboshaft engines is essential. [Methods] The design methods currently used in this project include experimentation, theoretical analysis, and numerical simulation. The numerical simulation method can eliminate the requirements of experimentation, overcome measurement difficulties, and eliminate the costs associated with the experiment process. Therefore, it is a relatively accurate and efficient method for flow and transfer analysis. In this paper, according to the theory of numerical simulation, the impeller and diffuser of the centrifugal compressor are designed under specified working conditions. A three-dimensional numerical simulation of the centrifugal compressor is conducted. The influence of typical parameters on the centrifugal compressors is studied, and the parameters of the preliminary design model are optimized to obtain the ideal model of the centrifugal compressor under the design conditions. [Results] The results of this study were obtained according to the static pressure distribution cloud map and the total pressure distribution cloud map of the meridional channel surface at the highest efficiency of the centrifugal compressor and design speed conditions. The efficiency of the optimized centrifugal compressor was 0.831; the corresponding pressure ratios was 8.771, which was 3.68% higher than that of the preliminary design; and the working margin was 18.44%, which was 4.79% higher than that of the preliminary design centrifugal compressor. [Conclusions] Through the numerical simulation results of an Eckardt impeller and comparison of the simulation with reference experimentation results, the reliability of the numerical simulation of a centrifugal compressor by FINE/Turbo is proved. The results demonstrate that the kinetic energy of the gas at the impeller outlet of the centrifugal compressor is basically transformed into pressure energy and that the supercharging effect is relatively good. The entropy increase mainly occurs at the tip clearance, where the leakage flow is relatively critical. The static pressure distribution of the B2B (blade to blade) section is compared with that of the meridional flow channel. The meridional section is a contraction channel along the flow direction caused by the large turning angle of the hub. Owing to the effect of centrifugal force, a low-speed zone is developed in the flow channel to form a separation zone and result in energy loss. The separation area can be reduced through the reduction of the inlet flow angle to improve the overall performance of the compressor. The research shows that properly reducing the inlet hub ratio and the inlet angle of the impeller blade root and reasonably selecting the blade tip clearance value and the relative width of the impeller outlet are beneficial to improving the efficiency and pressure ratio of the compressor.
Key words: turboshaft enginecentrifugal compressoroverall designnumerical simulationmodel optimization
随着中国通用航空的不断发展, 各省陆续推进低空开放试点, 小型无人机逐渐兴起。小功率航空发动机(小于500 kW)作为无人机的动力核心, 成为高校和企业研发的重点。涡轴发动机具有体积小、质量轻, 轴系短、高空性能好及功率范围广等特点[1], 逐渐在无人机上得到应用。由于成本问题, 在小功率航空发动机领域, 活塞发动机在应用上依旧处于领先地位[2]。因此研发出成本低、性能好的小型涡轴发动机成为重要的研究方向。压气机作为小型涡轴发动机的核心部件之一, 对涡轴发动机的功率和流量的影响极大。
离心压气机具有结构简单、制造方便以及单级压比高等特点, 十分适用于小流量、压比不高的工况[3]。自离心压气机出现以来, 设计人员就通过各种方法对离心压气机的叶轮和扩压器进行改进, 以期降低其内部流动损失, 提升单级压比和效率。Acosta等[4]用实验方法对4个二维叶轮和1个设计良好的商用三维叶轮内部流动进行研究, 得出与二维叶轮相比, 三维叶轮更符合势流的结论。由文[5]可知影响扩压器性能的关键因素是扩压器的喉部边界层堵塞；与圆弧形扩压器相比, 管式扩压器在与离心叶轮匹配时可在扩压器喉部产生更佳的流动的条件。贾希诚等[6]验证了小间隙叶栅可获得比无间隙叶栅更高的效率。初雷哲等[7]发现叶片前缘为椭圆形时能有效提高通流能力, 但会降低压气机的工作裕度。
基于此前工作, 本文采用离心压气机作为400 kW级涡轴发动机的压气机, 通过改变进口轮毂比等典型参数, 研究离心压气机性能的影响机理并对其进行优化，设计可投入实际使用的符合400 kW级涡轴发动机要求的高效率压气机。
1 离心压气机数值模拟及初步设计本文针对离心压气机的主要结构，即叶轮与扩压器进行设计。离心压气机的设计指标为：在转速为5×104 r/min、空气质量流量为2.50 kg/s的条件下, 压气机总压比大于8, 总效率大于0.800, 工作裕度大于15%。采用计算流体力学(computational fluid dynamics, CFD)方法对自行设计的离心压气机内部流场进行研究。
1.1 数值模拟理论基础工程中采用的设计方法有实验方法、理论方法与数值模拟方法。数值模拟方法可省去实验对设备的要求, 克服实验过程中测量困难和成本高的问题, 是能较为准确、高效地对流动和传热进行分析的方法。
1) CFD方法简介。
CFD方法的基本思想是利用数值方法对描述物理场的控制方程进行离散, 通过解代数方程组求解物理现象, CFD方法在叶轮机械领域应用广泛, 通过求解Euler方程或Navier-Stokes方程, 捕捉离心压气机内部流场中的激波、分离流、射流-尾迹等现象, 图 1为CFD方法的计算流程。
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| 图 1 CFD方法计算流程 |
| 图选项 |
2) 控制方程及离散方法。
湍流数值模拟主要有3种方法：直接数值模拟(direct numerical simulation, DNS)、大涡模拟(large eddy simulation, LES)和Reynolds平均Navier-Stokes(Reynolds-averaged Navier-Stokes, RANS)。其中DNS方法对最大网格尺寸和最小时间步长有要求, 需要很大的内存空间和非常快的计算速度, 目前无法应用到实际工程模拟计算中, 只能计算一些低Re的流动；LES方法对计算机内存与速度的要求低于DNS方法, 但要求仍较高；RANS方法的本质是对时均化的控制方程进行求解, 既可避免计算量大、计算速度慢的弊端, 模拟结果又有很好的流场细节, 是应用最为广泛的数值模拟方法。通过对传统质量守恒方程、动量守恒方程及能量守恒方程进行Re平均可得RANS方程,其中，质量守恒方程表示为
| $\frac{\partial \rho}{\partial t}+\frac{\partial\left(\rho \bar{V}_{i}\right)}{\partial x_{i}}=0, i=1, 2, 3 .$ | (1) |
动量守恒方程表示为
| $\begin{gathered}\frac{\partial \rho \bar{V}_{i}}{\partial t}+\frac{\partial\left(\rho \bar{V}_{i} \bar{V}_{j}\right)}{\partial x_{j}}=-\frac{\partial \bar{p}}{\partial x_{i}}+\frac{\partial}{\partial x_{j}}\left(\rho v \frac{\partial \bar{V}_{i}}{\partial x_{j}}\right)+ \\\frac{\partial}{\partial x_{j}}\left(-\rho \bar{V}_{i}^{\prime} \bar{V}_{j}^{\prime}\right), i=1, 2, 3, j=1, 2, 3 .\end{gathered}$ | (2) |
能量守恒方程表示为
| $\frac{\partial(\rho \bar{E})}{\partial t}+\frac{\partial\left(\rho \bar{E}_{i}\right)}{\partial x_{i}}=\frac{\partial}{\partial x_{i}}\left(\lambda \frac{\partial \bar{T}}{\partial x_{i}}\right)+S_{E}, i=1, 2, 3$ | (3) |
1.2 数值模拟方法验证NUMACA是用于叶轮机械流场仿真的专业软件, 集网格生成、数值求解与后处理于一体。本文采用该软件对离心压气机进行数值模拟。
1) 数值模拟对象。
为验证模拟的准确性, 将文[8]中的实验结果与采用NUMACA对Eckardt叶轮进行模拟所得结果进行对比。图 2为Eckardt叶轮子午流道示意图，其中z为叶轮轴向长度。表 1为Eckardt叶轮基本设计参数。表 2为Eckardt叶轮几何参数。
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| 图 2 Eckardt叶轮子午流道示意图 |
| 图选项 |
表 1 Eckardt叶轮基本设计参数
| 设计参数 | 数值 |
| 进口总压p2*/kPa | 101.325 |
| 进口总温T2*/K | 288.15 |
| 设计转速n/(r·min-1) | 1.4×104 |
| 设计流量m·/(kg·s-1) | 5.31 |
| 效率η | 0.880 |
| 压比πc* | 2.094 |
表选项
表 2 Eckardt叶轮几何参数
| 几何参数 | 数值 |
| 进口轮毂直径D1h/mm | 90 |
| 进口轮缘直径D1t/mm | 280 |
| 叶轮出口直径D2/mm | 400 |
| 无叶扩压器出口直径D3/mm | 680 |
| 叶轮出口宽度b2/mm | 26 |
| z/mm | 104 |
| 轮毂处前缘叶片角/(°) | -32.12 |
| 叶顶处前缘叶片角/(°) | -62.85 |
| 叶轮进口相对Ma | 0.7 |
| 叶片数L/片 | 20 |
表选项
2) 模拟结果对比。
表 3为在设计转速为1.4×104 r/min, 大流量M1、设计流量M2、小流量M3这3个工况点的总体性能对比, 数值模拟得到的压比和效率与实验结果相比最大偏差为2.59%。
表 3 总体性能对比
| 工况点 | 质量流量/(kg·s-1) | 总体性能 | 实验结果 | 数值模拟结果 | 偏差/% |
| M1 | 6.09 | πc* | 2.061 | 2.093 | 1.53 |
| η | 0.868 | 0.889 | 2.36 | ||
| M2 | 5.31 | πc* | 2.094 | 2.111 | 0.81 |
| η | 0.880 | 0.895 | 1.67 | ||
| M3 | 4.53 | πc* | 2.086 | 2.113 | 1.27 |
| η | 0.865 | 0.888 | 2.59 |
表选项
由图 3可知，将文[8]中实验所得的特性曲线与数值模拟所得的特性曲线进行对比, 流量相同时, 数值模拟得到的压比较实验结果高, 压比随流量变化的趋势一致, 结果的偏差在可接受的范围内, 表明采用本文方法可较好地计算离心叶轮性能。
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| 图 3 Eckardt叶轮数值模拟结果与实验结果对比 |
| 图选项 |
1.3 离心压气机的初步设计1) 离心压气机的叶轮设计。
压气机的一维设计采用Concepts NREC开发的设计套件, 包括用于对离心压气机设计点和非设计点进行性能预测的COMPAL, 以及用于对叶片几何和三维通道进行设计, 进行快速流场分析与通流计算的AxCent。
根据文[9], 可计算得到叶轮主要设计参数并在COMPAL中输入, 如表 4所示。
表 4 叶轮主要设计参数
| 设计参数 | 设计要求 |
| p2*/kPa | 101.325 |
| T2*/K | 288.15 |
| n/(r·min-1) | 5×104 |
| m·/(kg·s-1) | 2.50 |
| πc* | 8 |
| 进口轮毂比f2 | 0.50 |
| 叶顶间隙δ/mm | 0.500 |
| 叶轮出口后弯角β2b/(°) | 33 |
表选项
根据不同转速下的效率和压比性能曲线, 选择离心压气机效率与压比值均略高于设计要求的点。通过计算还可得叶轮几何参数，如表 5所示。
表 5 一维初步设计中叶轮几何参数
| 设计参数 | 设计值 |
| D1h/mm | 73.466 |
| D1t/mm | 146.932 |
| D2/mm | 241.196 |
| b2/mm | 8.218 |
| z/mm | 72.770 |
表选项
将从COMPAL得到的设计文件导入AxCent并加入分流叶片, 得到离心压气机的子午流道及几何参数示意图, 如图 4所示，其中
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| 图 4 离心压气机子午流道及几何参数示意图 |
| 图选项 |
2) 离心压气机扩压器设计。
(1) 无叶扩压器设计。无叶扩压段的设计需要考虑出口相对直径
(2) 叶片扩压器设计。本文选择楔形扩压器作为径向叶片扩压器。扩压器的设计参数见表 6。
表 6 扩压器设计参数
| 设计参数 | 设计值 |
| D3/mm | 274.420 |
| B3/mm | 8.218 |
| D4/mm | 356.746 |
| B4/mm | 8.218 |
| 入口安装角α3b/(°) | 12 |
| 出口安装角α4b/(°) | 24 |
| 叶片数L/片 | 16 |
表选项
3) 离心压气机三维构型。
在完成叶轮和扩压器的初步设计后, 可得离心压气机的三维构型及网格划分, 如图 5所示。扩压器的网格数为699 732, 离心压气机的单通道总网格数为1 864 652, 最小正交性角度为20.647°, 最大延展比为3.182, 最大长宽比为623.690。
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| 图 5 离心压气机三维构型及网格划分 |
| 图选项 |
1.4 离心压气机网格无关性验证在FINE/Turbo中进行边界条件的设置, 工质采用真实气体, 设置进口总压为101.325 kPa, 进口总温为288.15 K, 壁面条件为绝热、无滑移, 在旋转坐标系下给定转速为5×104 r/min, 计算收敛的标准为全局残差量级达10-6。首先选取网格数目为808 688、1 164 920、1 406 008的3种不同粗细的网格模型进行网格无关性验证, 计算结果如表 7所示。
表 7 离心压气机网格无关性验证
| 网格数目 | 质量流量/(kg·s-1) | πc* | η |
| 808 688 | 2.54 | 9.402 | 0.836 |
| 1 164 920 | 2.54 | 9.428 | 0.836 |
| 1 406 008 | 2.54 | 9.426 | 0.836 |
表选项
不同粗细的网格模型所得的压比和效率误差在0.28%以内, 说明计算结果基本一致。
1.5 离心压气机数值模拟与流场分析通过对离心压气机内部流场进行分析, 可研究影响效率的因素, 从而提出性能优化方向。图 6所示为设计转速下离心压气机效率最高时的子午流道面静压、绝对总压和质量熵的分布。结合图 6a和6b可知, 在压气机叶轮出口绝对总压最大, 进入扩压器后, 绝对总压下降, 但静压上升, 说明压气机叶轮出口处气体的动能已基本转变成压力能, 增压效果较好。由图 6c可知，熵增主要发生在叶顶间隙部分, 说明此处的泄漏流动较严重。
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| 图 6 离心压气机子午流道面参数 |
| 图选项 |
将图 7中B2B(blade to blade)截面的静压分布云图与图 6中子午流道面的静压分布云图相互对照可知，静压分布较为均匀。在叶片入口处沿叶高方向, 从叶根到叶尖圆周速度逐渐增大, 相对Ma也逐渐增大, 气流进入叶轮通道后, 在叶片前缘形成明显的激波, 在靠近吸力面一侧形成了局部的低速区。由于轮毂转弯角度较大, 子午截面沿流向为收缩通道, 在离心力的作用下, 低速区沿流道发展形成一个分离区, 从而造成了这一区域的能量损失。
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| 图 7 B2B截面静压与相对Ma分布 |
| 图选项 |
这种分离现象是不可避免的, 可通过改变入口气流角来减小分离区域, 改善压气机的总体性能。由50%和90%叶高的相对Ma分布可知, 在叶片吸力面尾缘存在一个低速区, 即空间射流尾迹结构。叶片扩压器进口处存在激波, 有利于静压的升高, 经过激波后气体减速, 由于楔形扩压器具有直叶型的特点, 在扩压器尾缘造成了流动分离。
2 典型参数对离心压气机的性能影响影响离心压气机性能的参数有很多, 与一些典型参数如进口轮毂比、叶轮叶片数目、叶轮叶尖叶根进口角、叶轮叶片后弯角、叶轮叶片前缘形状、叶轮出口相对宽度、叶顶间隙、分流叶片周向位置、分流叶片长度、无叶扩压段直径以及叶片扩压器入口安装角等密切相关[6]。经过初步分析可知, 进口轮毂比、叶轮叶根进口角、叶顶间隙以及叶轮出口相对宽度对离心压气机的性能影响最大。
2.1 进口轮毂比进口轮毂比
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| 图 8 进口轮毂比变化对等熵效率与压比的影响 |
| 图选项 |
图 9和10分别为进口轮毂比分别为0.48和0.52时50%叶高处静压与相对Ma分布。由图可知, 进口轮毂比为0.52时进口处相对Ma高于进口轮毂比为0.48时进口处的相对Ma。进口轮毂比与入口处相对速度呈正相关, 叶轮进口的流动损失与相对速度成正比。大轮毂比和小轮毂比的相对Ma分布相似, 但大轮毂比流道内气流速度较高, 动能不能很好地转变为压力能, 因此其扩压能力也不比小轮毂比的好。
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| 图 9 50%叶高处静压与相对Ma分布(f2=0.48) |
| 图选项 |
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| 图 10 50%叶高处静压与相对Ma分布(f 2=0.52) |
| 图选项 |
综上所述, 适当降低进口轮毂比对提升压气机的效率和压比有利。
2.2 叶轮叶根进口角叶根处气流速度为亚音速, 在流动过程中不受二次流的影响, 主要原因是低能流体堆积在叶根处形成低速区[11]。对叶根进口叶片角度进行调整, 可尽量降低分离区造成的流动损失。
叶根进口角初始设计为-44.86°，故本文研究叶根进口角分别为-40.00°、-44.86°以及-50.00°时离心压气机的性能变化，结果如图 11所示。随着叶轮叶根进口角的减小, 压气机的等熵效率和压比曲线右移, 等熵效率随叶根进口角绝对值的减小略有提升, 压比随叶根进口角绝对值的减小略有下降。叶根进口角为-40.00°时，等熵效率最高为0.797, 对应压比为8.395, 工作裕度为26.19%, 等熵效率比初始设计叶根进口角为-44.86°时提高了0.50%。
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| 图 11 不同叶根进口角的压气机等熵效率和压比曲线 |
| 图选项 |
结合图 12和13可知, 较小叶根进口角进口相对Ma较大, 叶根尾缘分离区域较小。
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| 图 12 10%叶高处静压与相对Ma分布(叶根进口角为-50.00°) |
| 图选项 |
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| 图 13 10%叶高处静压与相对Ma分布(叶根进口角为-40.00°) |
| 图选项 |
综上所述, 适当减小叶轮叶根进口角对提升压气机的效率和压比有利。
2.3 叶顶间隙叶顶间隙是为避免压气机叶片与机匣碰撞而设计的, 但在叶片两侧压力差的作用下, 部分流体会翻过叶片顶部在叶顶间隙形成泄漏流动[12], 这种流动对离心压气机内部流动结构、流动损失、做功能力、能量输运以及稳定工况范围等都会造成一定影响[13]。
图 14为0.300、0.500和0.700 mm的3种叶顶间隙在设计工况下的特性曲线图。由图可知，随叶顶间隙从0.700 mm减小到0.300 mm, 离心压气机的等熵效率和压比逐渐升高；叶顶间隙为0.300 mm时, 等熵效率最高为0.802。效率比初始设计提升了1.13%, 对应压比提高了5.71%, 工作裕度由26.30%提高至30.56%。这是因为叶顶间隙越大, 泄漏流动增强, 泄漏损失导致压气机效率降低, 泄漏流动常以涡的形式存在, 容易产生堵塞, 从而影响压气机的升压能力, 降低其稳定工作范围。
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| 图 14 离心压气机的等熵效率与压比变化曲线 |
| 图选项 |
图 15和16为子午面质量熵分布与90%叶高处相对Ma分布。随着叶顶间隙的增大, 子午截面叶顶区域的质量熵越来越高, 表明叶顶气流的混乱程度加剧，原因是叶顶间隙越大, 叶顶泄漏涡强度越大, 使二次流强度进一步加大, 表现为熵增, 流动损失增大, 压气机性能降低。90%叶高处的相对Ma分布显示, 叶顶间隙越大, 叶片前缘高Ma的区域越大, 叶顶低速区也越大；激波附面层引起的分离与叶尖泄漏流动形成的低速区导致分离流动愈发剧烈。所以叶顶间隙不能太大, 但叶顶间隙过小会导致气体与机匣的摩擦损失较大。
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| 图 15 子午面质量熵分布与90%叶高处相对Ma分布(叶顶间隙为0.300 mm) |
| 图选项 |
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| 图 16 子午面质量熵分布与90%叶高处相对Ma分布(叶顶间隙为0.700 mm) |
| 图选项 |
综上所述, 叶顶间隙数值需要合理选择, 在本文设计工况下, 叶顶间隙取0.300 mm较为合理。
2.4 叶轮出口相对宽度叶轮出口相对宽度叶轮出口相对宽度
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| 图 17 叶轮出口相对宽度变化对离心压气机性能的影响 |
| 图选项 |
由图 17可知，随着出口相对宽度减小, 等熵效率逐渐升高, 等熵效率最高点对应的质量流量减小。叶轮出口相对宽度一般随着离心压气机的流量需求而变化, 叶轮出口相对宽度变大, 叶轮出口相对速度w2减小, 叶轮扩压度增加, 对扩压有利, 但会降低压气机效率。
图 18和19分别为出口相对宽度为0.058和0.078时离心压气机内部的静压与90%叶高处相对Ma分布云图。由图 19可知由于叶轮出口相对宽度增加, 叶轮气动负荷增大, 且叶轮进口相对速度与出口相对速度之比
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| 图 18 50%叶高处静压与相对Ma(出口相对宽度为0.058) |
| 图选项 |
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| 图 19 50%叶高处静压与相对Ma(出口相对宽度为0.078) |
| 图选项 |
综上所述, 叶轮出口相对宽度应选取一个合适的值, 否则会影响压气机的效率、压比以及流量范围。根据本文设计工况, 叶轮出口相对宽度可取为0.058。
3 设计参数优化通过对影响离心压气机性能的重要设计参数的研究, 可在原有的初步设计基础上进行优化, 将叶轮进口轮毂比调整为0.48, 叶轮叶根进口角改为-40°, 叶顶间隙减小至0.300 mm, 叶轮出口相对宽度降低为0.058, 其余参数不变, 如表 8所示。
表 8 离心压气机优化后主要设计参数
| 设计参数 | 设计值 |
| f2 | 0.48 |
| D1h/mm | 69.776 |
| D1t/mm | 145.366 |
| D2/mm | 241.196 |
| b2/mm | 7.007 |
| z/mm | 72.770 |
| δ/mm | 0.300 |
| β2b/(°) | 33 |
| D3/mm | 274.420 |
| B3/mm | 7.007 |
| D4/mm | 356.746 |
| B4/mm | 7.007 |
| α3b/(°) | 12 |
| α4b/(°) | 24 |
| 叶片数L/片 | 16 |
| 叶轮叶根进口角/(°) | -40 |
| f4 | 0.058 |
表选项
参照文[15], 将用表 8参数设计的离心压气机三维模型进行网格划分和数值模拟, 得到优化后离心压气机的性能曲线与初步设计离心压气机的性能曲线对比。
如图 20所示, 优化后的离心压气机效率最高可达0.831, 对应压比为8.771, 工作裕度为18.44%, 比初步设计的离心压气机效率提高了4.79%, 压比提高了3.68%。
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| 图 20 初步设计与优化设计所得离心压气机性能对比 |
| 图选项 |
将图 21和图 7的初始设计离心压气机各叶高B2B截面流场情况进行对比, 可知其静压分布与相对Ma分布相似, 激波与分离流动出现的位置也大致相同, 但激波强度在10%、50%、90%叶高处都明显减弱, 50%与90%叶高处的分离流动区域明显较小, 且90%叶高处分流叶片前缘的低速区消失, 大面积低速区出现的位置后移。这一方面是由于轮毂比的减小与叶根入口气流角的改变使叶片进口处的速度减小, 相对Ma减小；另一方面是由于叶顶间隙的减小抑制了叶顶的泄漏流动, 降低了二次流强度, 于是激波附面层与泄漏涡导致的分离流减小。10%、50%、90%叶高的叶片扩压器入口处相对Ma明显减小, 虽然在扩压器尾缘仍有流动分离, 但叶背处的分离程度明显降低。
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| 图 21 优化后B2B截面静压与相对Ma分布 |
| 图选项 |
图 22为离心压气机子午流道静压、绝对总压和质量熵的分布情况, 将其与初步设计得到的子午流道面参数图 6进行对比。可知静压、绝对总压与质量熵的分布基本一致, 即叶轮出口处总压达峰值, 进入扩压器后绝对总压下降、静压上升, 熵增主要发生在叶顶间隙与无叶扩压段；但优化设计后的离心压气机熵增明显变小, 说明在叶顶间隙与无叶扩压段气流的混乱程度降低, 叶顶泄漏流动强度减弱, 气流在无叶扩压段掺混得较为均匀[16]。
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| 图 22 优化后离心压气机子午流道面参数 |
| 图选项 |
通过对离心压气机优化设计后所得流场细节的分析验证了第2章所得结论, 离心压气机的各项性能参数均超出设计目标。
4 结论本文基于Concepts NREC开发的设计套件对离心压气机叶轮和扩压器部分进行初步设计, 通过改变典型参数, 探究离心压气机性能影响机理, 经过初步分析, 可得以下结论：
1) 通过对Eckardt叶轮进行数值模拟, 并将模拟结果与文[8]中的实验结果进行对比, 证明利用FINE/Turbo对离心压气机进行数值模拟具有一定的可靠性。
2) 通过研究设计转速下离心压气机效率最高时的子午流道面静压分布云图和绝对总压分布云图, 得出离心压气机叶轮出口处气体的动能已基本转变成压力能, 增压效果较好；由质量熵分布云图可知熵增主要发生在叶顶间隙部分, 此处的泄漏流动较严重。
3) 将B2B截面的静压分布云图与子午流道面的静压分布云图相互对照, 得出由于轮毂转弯角度较大, 子午截面沿流向为收缩通道, 在离心力的作用下, 低速区沿流道发展形成一个分离区, 从而造成能量损失。可通过改变入口气流角以减小分离区域, 改善压气机的总体性能。
4) 进口轮毂比、叶轮叶根进口角度、叶顶间隙以及叶轮出口相对宽度对离心压气机的性能影响最大。适当降低进口轮毂比、适当减小叶轮叶根进口角、合理选择叶顶间隙数值和叶轮出口相对宽度对提升压气机的效率和压比有利。
5) 根据研究结果, 调整典型参数的值, 对初步设计模型进行优化, 得到较优解。与初步设计结果相比, 优化后的离心压气机效率最高可达0.831, 对应压比为8.771, 工作裕度18.44%, 效率比初步设计的离心压气机提高了4.79%, 压比提高了3.68%。
离心压气机的内部流动十分复杂, 本文就影响离心压气机的典型参数进行了数值研究, 基于本文还可进一步讨论一些次要因素，如叶轮片椭圆前缘长短轴之比、叶轮叶片厚度分布等对离心压气机性能的影响。
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