双面叶轮离心压气机内部流动特性研究

佟鼎， 徐思友， 杨策， 刘莹， 张俊跃， 张继忠

(1. 中国北方发动机研究所柴油机增压技术重点实验室， 天津 300400； 2. 北京理工大学机械与车辆学院， 北京 100081)

双面叶轮离心压气机内部流动特性研究

佟鼎1， 徐思友1， 杨策2， 刘莹1， 张俊跃1， 张继忠1

(1. 中国北方发动机研究所柴油机增压技术重点实验室， 天津 300400； 2. 北京理工大学机械与车辆学院， 北京 100081)

针对双面叶轮离心压气机的叶轮内部流动特性进行了研究，通过台架试验对单、双面离心压气机进行了对比分析，验证了CFD仿真模型的正确性。并在此基础上详细探讨了双面叶轮出口处流动的掺混特性以及机匣处理对双面离心压气机内部流动结构的影响。结果表明：双面离心压气机较单面压气机流量范围有了较大的提升，双面叶轮压气机扩压器内流动呈现极大的不对称性，从而导致了叶轮出口处的掺混效应。机匣处理装置可以使双面离心压气机处在良好的并行工作状态，对改善压气机性能有很重要的作用。

压气机； 双面叶轮； 流动特性； 机匣处理； 台架试验

双面叶轮离心压气机的叶轮是由传统单面叶轮背靠背连接组成，具有流量范围宽、体积小、瞬态性能好的特点,该结构类似于水轮机中的双吸泵结构[1-3]，而且该叶轮在航空发动机上也曾得到短暂的应用。目前，双面离心压气机叶轮已经应用到了车用小型涡轮增压器上[4-5]，与单面叶轮相比，在流通能力相同的条件下双面叶轮的直径减小了将近30%，能够使涡轮工作在最佳速比附近，实现压气机和涡轮的良好匹配，因此，双面叶轮离心压气机在涡轮增压领域具有广泛的应用前景。

双面叶轮压气机的设计与常规增压器压气机设计相比有非常大的差别，主要体现在双面叶轮采用背靠背布置方式，两个叶轮要共享扩压器与蜗壳流通通道，并且具有独立的进口。与单面离心压气机相比，双面离心压气机内部流动更为复杂，包括扩压器内部流动的掺混，压气机进口流动的畸变性等。目前，对于传统单面离心压气机内部流动已经开展了众多的研究[6-14]，而针对双面叶轮压气机内部流动结构的研究较少。马娟娟等人[15]采用数值模拟方法研究了双面叶轮两侧叶片周向位置及两侧叶片进口总压差对叶轮性能及叶轮出口气流流动特性的影响。研究结果表明：双面叶轮两侧叶片相对周向位置对叶轮级性能影响较小，但对扩压器对称面处气流速度分布影响较大。杨策[16]采用数值方法对非均衡进口条件下双面离心叶轮的流动特性进行研究， 探讨了进口条件存在差异的情况下对扩压器损失分布的影响。本研究在试验的基础上，针对双面叶轮压气机内部流动问题开展了相应的研究。

1 双面叶轮离心压气机特性试验研究

为了获得双面压气机总体特性变化以及与单面叶轮相比流量范围的提升程度，首先针对同一叶型的单、双面叶轮进行了试验对比分析。

图1示出了单、双面离心压气机叶轮示意。叶轮直径为70 mm，单面由10支全长叶片组成，双面叶轮为单面完全镜像结构。

图1 单、双面离心压气机叶轮示意

图2与图3分别示出了增压器试验布置示意及增压器试验台架。试验系统由 4 个子系统组成，分别是空气管路系统、燃油系统、润滑系统和控制系统。其中空气管路系统引导空气在试验台中运行，主要完成压气机出口气源调控、燃烧室进口气源调控、涡轮进口温度调控等功能。燃油系统为燃烧室提供燃油，并对燃烧室出口温度进行精确调节。润滑系统为试验件的轴承体提供满足压力要求的润滑油，保证其正常工作。控制系统通过控制试验装置中的各个调节阀来控制试验运行，并采集各个传感器的数据。试验时，空气管路系统控制压缩空气进入燃烧室，与燃油系统提供的燃油混合燃烧，产生高温高压气体，推动涡轮做功，涡轮带动压气机旋转，压缩机压缩空气。为双面离心压气机布置2个进口管路，在进口处分别布置压力、温度、流量传感器。试验结果见图4。

图2 增压器试验布置示意

图3 增压器试验台架

图4 单双面叶轮的特性试验结果

通过试验结果可以看出，与单面叶轮相比，在压比相同程度时双面叶轮流量范围得到了较大的提升。

2 数值仿真模型及模型验证

为了进一步研究双面离心压气机的内部流动状态，通过数值仿真的方式对内部流场进行具体的分析。

2.1 仿真模型的建立

仿真模型主要参考实际双面叶轮压气机几何结构，采用Numeca软件建模。叶轮主体部分网格中，叶轮流道及回流结构的网格在AutoGrid5中生成，而进气管路、蜗壳、后方叶轮进气流道的网格通过IGG生成,网格区域划分见图5。压气机级总计算网格达到1 497万。各部分网格的交界面在IGG中使用FNMB连接。

图5 网格划分区域

计算采用Sparlart-Allmaras湍流模型，采用二阶中心格式空间差分方法，四阶Runge-Kutta时间项处理方法迭代求解，采用多重网格技术加速收敛。

进口边界条件：轴向进气，温度298 K，压力100 kPa。

出口边界条件：质量流量、初始压力。

固壁边界条件：绝热，无滑移。

2.2 模型验证

图6示出了压气机级转速为65 000 r/min与85 000 r/min时计算结果与试验结果的对比。图中数据显示，压比仿真结果与试验结果吻合较好，而效率仿真值与试验值存在一定差异。造成计算性能与试验性能存在差别的可能原因如下：一是存在几何差别，进口管路及蜗壳出口管路在计算模型中进行了一定的简化；二是存在热状态差别，计算中不考虑传热的影响，与试验中实时传热有所不同。但从总体结果上看，仿真模型基本体现了双面离心压气机的性能，可以认为模型是正确的。

图6 计算性能与试验性能对比

3 计算结果及讨论

为了分析双面叶轮离心压气机内部流动，选定85 000 r/min工况进行详细讨论。

3.1 双面叶轮工作模式

图7示出了压气机前、后方叶轮流量比与压比变化曲线。前、后方叶轮流量比定义为流经前方叶轮的气体流量与流经后方叶轮的气体流量的比值。

图7 前、后方叶轮流量比与压比特性

从图7中可以看到，从大流量至最高压比流量工况点(E)，前、后方叶轮流量比基本保持在1.25左右，表明前、后方叶轮同时处于正常的并行工作状态(A-E)；而随着流量减小，压气机压比到达最高值后开始下降，前、后叶轮流量比急剧增大，压比仅从1.8降到1.79，流量比从1.3增加到2.2，表明在该流量工况时，前方叶轮的流量远大于后方叶轮的流量，前方叶轮成为主要工作叶轮，即存在前方叶轮单独工作模式(E-F)。

3.2 双面叶轮扩压器内掺混流动特性

流量比特性表明，对于共享扩压器的两侧进气压气机而言，流经前、后叶轮的气体流量在不同工况下存在很大区别，会造成叶轮出口流动不均匀。双面叶轮扩压器流动特征与传统扩压器存在区别，尤其对于处在最高压比左侧的小流量工况，前、后方叶轮流量差值悬殊。

图8a至图8e分别示出了压气机叶轮出口下游扩压器段径向速度、切向速度、轴向速度、总压、总温的子午平均分布，图中由左至右5个工况分别对应图7所示的A，B，C，D，E工况。从这些子午分布云图中可见，对所有工况，由于前方叶轮流量均大于后方叶轮流量，除切向速度外，其余量分布在扩压器两侧均呈现不均匀性，随着流量减小，不均匀性进一步加剧。

图8 扩压器内部各参数分布云图

图8a中的径向速度分布显示，在所有工况中，前方叶轮的径向速度均大于后方叶轮的径向速度，这主要是由于前方叶轮的流量大于后方叶轮的流量；随着流量减小，后方叶轮扩压器段低速流体区域增大，并造成回流区。在近最高压比工况点D，后方叶轮扩压器壁面已出现明显的回流区，而随着流量进一步减小至E工况点，该回流区已充满整个后方叶轮扩压器面，并发展到后方叶轮出口上游叶轮流道内。

图8b中的切向速度分布显示，从A工况至D工况，前、后叶轮出口下游的流动基本对称，而E工况后方叶轮出口的切向速度则要比前方叶轮出口的切向速度大得多，表明后方叶轮较前方叶轮输入更多的欧拉功。

图8c中的轴向速度分布显示，在扩压器后半段轴向速度接近于0，表明后半段内气流的掺混并不激烈。

由图8d中的总温子午平均分布图可见，在各个流量工况下，后方叶轮的温度都要比前方叶轮的温度高，尤其在E工况下这个趋势更加明显。

图8e中的总压分布显示，前方叶轮侧的总压明显要高于后方叶轮侧的总压。

3.3 双面离心压气机机匣处理内流动特性

机匣处理能够改变离心压气机叶片叶顶处的流动状态分布，从而有效拓宽离心压气机的稳定工作范围。在双面离心压气机上采用机匣处理的扩稳方式，但是由于前后叶轮的布置局限，机匣处理的结构存在差异，体现不同的流动特性。

图9示出了各工况点(A-F)经机匣处理回流槽流出的气体量。定义气体由后槽流到前槽的方向为正方向，表明气体离开叶轮通道。从图中曲线可以看出，在堵塞工况点附近两侧叶轮均有一部分气体经回流槽进入叶轮流道。随着流量减小，流经回流槽进入叶轮流道的气体量逐渐减小。随着流量进一步减小，回流槽内气流方向发生改变，部分气体从叶轮流道经后槽离开流至前槽后重新流回到叶轮进口上游，且随着压气机流量减小回流气体量增大。当转入前方单侧叶轮工作模式后，由于前方叶轮工况向大流量方向移动，由回流槽流出的气体流量减小；后方叶轮回流槽气体流量增加，回流气体比例从35%增加到近60%。结果表明在前方单侧叶轮工作模式中，后方叶轮主要依靠很大的进气回流量来维持叶轮的稳定运行。

图9 前、后方叶轮机匣处理内流量特性

为了直观分析内部的流动结构，选取C与E工况点的子午流线分布来进一步讨论，子午流线结果见图10。

图10 C与E 工况点的子午流线分布

由图10中的子午流线可以看出，对于前后方叶轮，在大流量工况(工况C)下，气体经回流槽进入叶轮通道；在小流量工况(工况E)下，气体由回流后槽流出叶轮通道，再经前槽重新进入叶轮通道。通过对比分析带有进气回流叶轮两种工况的流线分布，可发现各工况流动基本相似，并未存在本质上的差别，而只存在后方叶轮内前缘分离区域及扩压器分离区域面积大小的区别。双面叶轮从并行工作模式到单侧叶轮工作模式的转换主要取决于后方叶轮的流动状态，是后方叶轮不稳定流动累积到一定程度的体现。可以认为，双面压气机工作模式的转换过程伴随着后方叶轮的失稳过程。流线分布显示，双面叶轮中后方叶轮的失稳过程与传统单面叶轮离心压气机的失稳过程相似。由于具有部分周向进气回流和弯曲管道进口的后方叶轮在级流量减小到一定程度后会进入惰转状态，因此可以推断，由于进气管道面积、方向的多变性，后方叶轮进口气流均匀性差，更容易发生分离流动。

4 结论

a) 与单面叶轮相比，双面叶轮在流量范围上得到了较大的提升；

b) 双面叶轮离心压气机两侧叶轮存在两种工作状态：从最大流量至最高压比工况点，流经前、后方叶轮的流量基本相同；在最高压比工况左侧的小流量点，随着流量减小，流经前方叶轮的气体流量远大于流经后方叶轮的流量，前方叶轮为主要工作叶轮；

c) 在大流量工况，扩压器内流动基本对称；在小流量工况，由于两侧叶轮流量差距较大，扩压器内流动呈现极大的不对称性；

d) 进气机匣处理结构能有效拓宽压气机的稳定工作范围，双面叶轮从并行工作模式到单侧叶轮工作模式的转换主要取决于后方叶轮的流动状态，是后方叶轮不稳定流动累积到一定程度的体现。后方叶轮进口气流均匀性差，更容易发生分离流动。

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[编辑： 姜晓博]

Internal Flow Characteristics of Centrifugal Compressor with Double Side Impeller

TONG Ding1, XU Siyou1, YANG Ce2, LIU Ying1, ZHANG Junyue1, ZHANG Jizhong1

(1. National Key Laboratory of Diesel Engine Turbocharging Technology, China North Engine Research Institute (Tianjin), Tianjin 300400, China;2. School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

The internal flow characteristics of centrifugal compressor with double side impeller were researched. Then the CFD simulation model was verified by the comparison between single and double side impeller on the test bench. Based on the model, the mixing flow characteristics at the outlet and the effect of casing treatment on internal flow for the double side centrifugal compressor were discussed in detail. The results show that the mass flow improves with the double side impeller instead of the single one. The internal flow in diffuser shows a large asymmetry, which leads to the blending effect at the outlet. The casing treatment device can help the double side compressor to run concurrently in a good state, which is important to improve the comperssor performance.

compressor； double side impeller； flow characteristic； casing treatment； bench test

2016-06-18；

2016-11-30

柴油机增压技术重点实验室基金项目(61422120101162212001)；2016年度柴油机增压技术重点实验室发展基金

佟鼎(1982—)，男，副研究员，博士，主要研究方向为柴油机增压技术；tongding1234@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.06.013

TK421.8

B

1001-2222(2016)06-0067-05