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基于大流量范围的叶片扩压器和不同入口构造的一种离心式压缩机级
Y Kim 1, A Engeda1, R Aungier2 和 N Amineni2
1叶轮机械实验室、机械工程、密歇根州立大学东兰辛，密歇根，美国
2产品开发，埃利奥特公司，美国，宾夕法尼亚
摘要: 在大多数情况下，离心式压缩机的扩压器系统采用的是无叶片或叶片扩压器两大类。叶片扩压器一般可以根据通道的几何形状（直的或弯曲通道）或取决于稠度被细分为两种类型。对离心式压缩机级的三种不同的叶片扩压器，设计程序和实验数据进行比较。扩压器设计的主要目标是实现实质性的改善，与目前使用的阶段相比，对于稳定的操作流量范围以及从设计扬程到喘流。设计目标还包括实现有竞争力的效率水平，这需要一个显著效率提高。测试结果显示比预期大得多的稳定的工作范围。这一阶段的操作远远超出了预计的叶片扩压器失速极限。入口构造和进气结构会显著影响压缩机性能。三个扩压器对两种不同类型的入口结构测试，并对相对性能进行评估。
关键词：离心式压缩机，实验测试，叶片扩压器的设计，进气畸变
1简介
离心压缩机叶片扩压器有几十年的发展历史，主要是专有的和经验性的。已经有许多尝试制定叶片扩压器的理论设计的程序，但是他们在某个阶段都曾需要补充实验数据。目前离心式压缩机的需求强劲，为了有更宽的流量范围和良好的效率，迫使压缩机设计人员审查他们的设计实践。。众所周知，整体的离心式压缩机性能的潜在改善的一个卓有成效的来源在于适当的扩压器的设计，因为其它组件已经实现效率的一个较高的水平。
为了达到最好的压缩机性能方面的压力恢复和流量范围，扩压器必须有一个显着的马赫数的变化在无叶和半无叶的空间。一个典型的流量模型是流量以超音速马赫数离开叶顶，遵循一个自由涡流线扩散模式，从超音速流到亚音速流扩散，以亚音速马赫数进入喉部，并以亚音速在通道里扩散。
三个不同的叶片扩压器的设计和相同叶轮下游的的测试是为了研究扩压器对压缩机级性能的贡献。在三个不同的叶轮旋转速度下，每一个扩压器试验是结合了两个不同的入口构造。其中有两个叶片扩压器是常规的，弧面，装有叶片的扩压器，第三个是低稠度叶片扩压器。
最常见的部分限制离心式压缩机级的稳定工作范围比如在该研究中所用的是带叶片扩压器。对于级压力比高于约1.7，这是共同的经验，一个带叶片扩压器出现失速，喘振几乎不可避免地紧随其后。许多例子已经发表了[ 1，2 ]，以支持这一观点。基于一个新的级2.33设计压比，预计叶片扩压器出现失速会引起喘振。因此，叶片扩压器的失速限制严格控制是实现设计目标的关键。同样，对于这种类型的阻塞限制通常由带叶片扩散器控制，虽然它是通常可以设置该阻塞限制相当接近叶轮。然而，显著流量范围对节流的需要使实现一个合适的叶片扩压器失速限制阶段的过程复杂化。总的来说，增加叶片扩压器节流幅度的因素将减少其失速裕度，反之亦然。
2入口结构和扩压器类型的影响
进口流场畸变因为入口结构的不理想和所产生的入口流场结构或使用的叶片扩压器的类型对离心式压缩机的性能有很大的影响。
2.1进口结构的影响
离心式压缩机被越来越多地用于各种用途，随着用途越来越广空间的限制成为固有，这往往导致不理想的入口结构。因此，非均匀流场具有非常缓慢的混合过程径向和周向频繁地产生在叶轮入口。这是通常被称为“进气畸变”，这主要分为径向畸变和周向畸变。前者被进一步细分为对应于总压力缺陷的区域附近轮毂或盖板区域的叶尖畸变和轮毂畸变。这些实际上可能发生在以下情况：
- 轮毂畸变: 进口中心位置轴对称的障碍物，如转速计传感器，轮毂盖等，或多级压缩机的回流通道轴对称边界层；
- 叶尖畸变: 进口导管的轴对称边界层或回流通道或轴对称的障碍，如孔板；
- 周向畸变：非轴对称的障碍，如支柱或弯曲管道。
在轴流式压缩机中，进气畸变对其性能特性的影响得到了广泛的研究，据报道，由于进气畸变和在同一时间的流量范围变得更窄，压缩机性能变差。对畸变指数与轴流压缩机性能的关系也已进行了各种各样的讨论，并提出了几种解决方案。但今天关于离心式压缩机进气畸变的数据很少。
它已被实验和数值模拟，90度的弯曲入口构造的压缩机级的空间限制导致的由双涡组成的二次流。二次流效应导致在叶轮入口流场畸变，压缩机效率和扬程的下降是不可避免的。图1显示了一个入口流结构与双涡的情况下，一个弯曲的入口作为参考。
2.2扩压器类型的影响
多年来，对离心式压缩机的高压比和效率的要求有所增加，不同类型的径向扩散已被开发。这些不同类型的径向扩压器可分为无叶扩压器、叶片扩压器和低稠度的叶片扩压器。
图1 弯曲入口处的二次流结构
无叶扩压器由两个可能平行、发散或收敛的径向壁组成。流场进入无叶扩压器有大量的涡流；涡流角通常在10度和30度之间。因此，低流速动量切向分量可能比两倍的径向分量更多。由于面积增加流的径向成分扩散（质量守恒），切向分量扩散与半径成反比（角动量守恒）。然而，然而，径向分量克服径向压力梯度为切向分量连续地扩散。当径向边界层的反向流动时，切向分量继续扩散是不可能的，因为这意味着在一个分量的压力增加，而不是其他。因此，在这种情况下，流动发生故障，这可能会导致扩压器失速并产生其它流动不稳定，例如喘振或失速。然而，由于高的叶片负载，在发生分离处无叶片扩压器进入叶轮的回流比叶片扩压器少。
无叶片扩散器广泛用于汽车涡轮增压器，工艺气体压缩机和在需要较宽的工作范围大的工业空气压缩机。它比带叶片扩散器制造成本更低和更耐腐蚀和结垢。然而，无叶扩压器需要一个大的直径比是因为其扩散比较低。无叶扩压器的流动遵循一个近似的对数螺旋线轨迹。流体在半径比为2和入口流角为6度的无叶片扩压器中，在离开扩压器之前完成一整转。由于壁面的粘性阻力导致高的摩擦损失，因此发现其压力恢复比叶片扩压器显著降低。一般地，无叶片扩压器与叶片扩压器相比，有较低的压力恢复（至多百分之20）和较低的效率（10％）。
叶片在叶片扩压器的作用是通过漩流缩短流体路径，从而允许使用较小的出口直径。叶片扩压器之前的无叶空间，以帮助减少在叶片的前缘处流动不稳定和马赫数以避免冲击波。在叶片前缘边界层的发展并产生明显的堵塞。为了减少这种堵塞，无叶空间应尽量减少直到不给任何不利的影响，如增加噪音水平或压力波动，由于叶轮与扩压器之间的相互作用。流体离开叶轮到叶片前缘遵循近似对数螺旋路径，并通过扩压器通道引导。半无叶的空间，在无叶空间端部的空间，叶片和喉部的吸入侧（如图所示在3.3节中，如图8所示），遵循无叶空间局限在喉部这可能会限制压缩机的最大流量。扩压器叶片数量与效率有直接关系。有大量叶片，发散角更小，效率上升，直到摩擦和堵塞抵消优势扩散。虽然叶片式扩散压通常显示出较高的压力恢复，
图2 CVND1扩压器的叶片形状
图3 CVND2扩压器的叶片形状
图4 LSVD扩压器的叶片形状
由于叶片失速流量范围被限制到低流速。在高流速，流量在喉部阻塞还可限制流量范围。
低稠度叶片扩压器的主要特征是不存在几何喉部限制的叶片扩压器离心压缩机的流量范围。图2和3显示具有一个典型的常规带叶片扩散器的喉部结构和较长叶片长度（较高的可靠性）。而图4显示了一个叶片长度较短、效果显著、没有喉部的低稠度扩压器。低稠度叶片扩压器具有高效率，与传统的叶片扩压器相比，流量范围水平接近于无叶片扩压器。
3测试扩压器
实验测试装备的设置和测试程序大多类似于前面参照呈现那些。采用两种类型的进口系统：直口的清洁流体和90度弯入口的畸变进气。每个入口系统，三个不同的扩压器中依次安装在压缩机试验台，每个扩压器在三个不同的叶轮旋转速度下进行测试。三扩压器的详细规格总结于表1中。
CVN D 2扩压器与CVN d 1的扩压器在叶片前缘半径和叶片厚度分布对于提高结构的完整性的目而言的几何上是不同的。CVND2扩压器具有较小的叶片前缘半径和叶片厚度分布的叶型。CVND1和CVND2扩压器都是弧形叶片角为21.2度在前缘和35.68度在后缘在相对于切线方向。LSVD扩压器具有稠度0.613并被设计为比用于本研究的一个更小的压缩机级。所述LSVD扩压的实验测试的目的是要建立其性能的贡献较大的压缩机级，预期可能导致功率效率具有较宽的稳定的工作范围。三个扩散器的实际叶片的形状示于图2至4。
3.1传统的叶片扩压器的设计方法
对于所测试的常规带叶片扩压器的设计步骤在参考文献[5]叶片扩压器设计的几何形状在图5中示出。在扩压器进口前缘半径通过公式倍计算
(1)
等式（1）提供了额外的无叶片的空间来扩散高马赫数流体从进入扩散器入口前的叶轮。出口半径是根据叶片通道长度LB，等效发散角2theta;c，叶片载荷L,和面积比AR，恒定叶片高度(b3=b4). 等效发散角的参数，考虑了流量扩散损失和模拟经典二维扩散模拟：
图5 传统的叶片扩压器设计的几何形状
（2）
（3）
（4）
（5）
由于叶片高度固定，它遵循
(6)
其中W为有效通道宽度由下式给出
(7)
等式（7）到等式（3）和（5）得
（8）
平均叶片到叶片速度差已经从势流理论计算之后对叶片载荷进行了计算，相关的角动量的变化：
（9）
在设计中从叶片扩压器入口和出口流体的角度近似匹配相应的叶片角度，如下
（10）
最后，叶片载荷为
（11）
由于叶片扩压器具有扩散限制以避免失速同时需要实现其最大静压恢复，则限制条件被设置按从广泛的测试数据的参考文献[5]：
（12）
（13）
如等式（11）表明，基于不可压缩流分析叶片载荷是平均叶片到叶片的压力差与入口到出口压力差的近似的比率。叶片扩压器的性能用静压恢复系数（PRC）计算作为一种转换方法在入口和出口通道之间将动能转换为静态压力：
(14)
3.2低稠度叶片扩压器的设计方法
低稠度叶片扩压器的设计步骤在参考资料[6]中进行了详细的描述这里只给出简要概述。LSVD直叶片的几何形状和设计参数如图6所示。设计方法是基于最大稠度，这意味着可能最高稠度而不形成几何喉部。在B3和B4的差导致了叶片转动角theta;，其由下式给出：
（15）
在径向叶栅，beta;3被称为安装角。余弦定律应用于得到eta;表达式：
（16）
（17）
（18）
图6最大稠度的LSVD设计的几何形状
在入口半径，r3和叶片数目，Z是已知的。
公式（19）给出的角度zeta;，所需要计算的喉部长度，
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