带无叶扩压器的离心压缩机失速现象的实验和数值研究

发布时间：2020-08-24 14:13

【摘要】： 失速和喘振是离心压缩机中常见的非定常流动现象,它限制机器的稳定工作范围,影响运行的可靠性,在机组的设计和调试中是实现各级匹配的重要障碍,并在过渡态和非设计工况运行中导致灾难性的事故。研究和掌握其非定常流动特性,对提高离心压缩机的设计效率、扩大其稳定运行工作范围、提高运行的安全和可靠性意义重大。实验测量和数值模拟是研究叶轮机械内部流场的两种基本方法,随着科学技术的发展,各类先进的测量技术的不断出现,如热线风速仪和粒子图像测速仪,为实验研究提供了新的测量工具;同时计算机性能的飞速提高和计算流体力学技术的日趋完善,基于求解三维粘性Navier-Stokes方程的数值模拟方法为叶轮机械内部流场的研究提供了强大的手段。本文正是通过实验测量和数值模拟相结合的方法来研究小流量下离心压缩机内部的非定常流动现象。本文主要研究内容和研究成果如下: 1.根据国家通风机空气动力学性能测试标准,搭建了性能测试试验台,设计加工实验部件,对实验用低速离心压缩机进行性能测试,得到了空气动力学性能曲线,确定离心压缩机失速测量的工况点。 2.使用高频动态压力传感器成功测量了实验用低速离心压缩机在小流量下详细的内部流动参数,对其旋转失速现象进行了分析。研究结果认为当失速发生时,存在一个周向扰动的失速团,相对叶轮旋转角速度为0.52。 3.使用PIV系统成功测量了实验用低速离心压缩机在小流量下详细的内部流场。在近后盖板侧4个不同时刻下的相对速度矢量图和径向速度等值线图完整地描述了叶片旋转失速的发展变化过程。锁相平均后的试验结果表明,在叶片吸力面侧,所有的小流量下均出现了流动分离,形成了完整的分离涡。在国内外首次采用PIV系统测量得到在无叶扩压器子午面上的整场流动,测量结果发现位于扩压器进口后盖板附近和扩压器出口前盖板附近各出现了一个流动分离区,扩压器内的流动呈现显著类“S”型。 4.基于分布式网络并行计算硬件平台,使用商业CFD计算软件CFX结合出口气腔模型,通过求解三维雷诺平均的Navier-Stokes方程组,对实验低速离心压缩机小流量下的失速流动现象进行了数值模拟。尽管实验和数值计算得到的静压波动的幅值存在一定的差异,但是经离散傅立叶变换得到的失速频率非常吻合。分离涡的结构定性的与实验测量瞬时流场非常接近,验证了数值计算的可靠性。 5.基于以上数值计算方法,对美国Honeywell公司涡轮增压器用高速离心压缩机小流量下的失速现象进行了详细的数值模拟。在数值模拟中采用全流道(不加蜗壳)和全场(加蜗壳)两种计算网格。对计算结果分析发现,离心压缩机的蜗壳对压缩机失速流动的影响是非常显著的,蜗壳在压缩机失速中扮演了谐振管的作用,衰减了无叶扩压器产生的流动不稳定并在蜗壳中形成了驻波的结构。在高速离心压缩机测量的失速区域,全场数值计算得到的失速频率远低于全流道数值计算得到的失速频率。使用全场数值计算得到了明显的压力和质量流量的振荡,该振荡具有大约4倍于蜗壳周向特征长度的波长,且振荡的幅值随压缩机质量流量的减小而增加。 6.在全流道和全场数值计算中都发现,叶轮流道内的流动分离明显地影响了无叶空间及无叶扩压器内的流动。全流道数值计算显示在失速周期中随着质量流量的减小,无叶扩压器内出现了明显的低速区,只在靠近无叶扩压器前盖板进口处出现了径向逆流区。但是全场数值计算显示在失速周期中随着质量流量的减小,不仅在扩压器前盖板进口附近流场出现径向逆流区,而且在扩压器后盖板出口附近流场也出现了径向逆流区。扩压器前盖板进口处的径向逆流区可归因于压缩机叶轮流道内部二次流的影响,而扩压器后盖板出口处的径向逆流区可归因于蜗壳内的影响。 7.在失速周期中,在所有的时刻下蜗壳流道的截面上,流动均形成了一个的旋涡,旋涡中心流动损失较大,总压较小。在蜗壳出口直管段由于涡流速度明显减小和旋涡自身的不稳定,在小流量下容易发生破裂,导致蜗壳出口的截面中心区域通流速度均出现逆流,此逆流为压缩机失速特征的表现。在失速条件下截面中心的涡心成对地破裂成反向旋转的更小的旋涡。蜗壳出口部分的失速可能是维持蜗壳内部驻波结构的能量源。 8.当质量流量在0.7kg/s的频谱分析和质量流量为1.1kg/s时的比较,除了失速频率外,还出现了叶轮旋转频率(736.4Hz)和蜗壳失速频率和叶轮旋转频率的叠加频率(826.2Hz)。似乎此时在决定级失速时叶轮开始扮演了重要的角色,级被迫使对该频率做出响应。两个较低频率加和频率的出现也是非线性系统的典型行为。这两个特征意味着远离其稳定运行工况点时必须采用非线性分析。
【学位授予单位】：上海交通大学
【学位级别】：博士
【学位授予年份】：2007
【分类号】：TH452
【图文】：

喘振,失速,裕度,压缩机

配的主要障碍，并经常在过渡态或非设计工况中导致灾难性的事，叶片所承受的长时间振动应力将导致压缩机转子叶片寿命的降片和机匣都经受很大的瞬时力的作用，会导致更大的破坏[5]。因的安全稳定运行，旋转失速和喘振这两种流动失稳现象都是应是让压缩系统在远离失速(喘振)点的状态下工作，也就是不得不的失速(喘振)裕度，如图 1.1 所示。这使得压缩系统不能在高压作，因此他们的存在是阻碍叶轮机械提高效率和运行稳定的重

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道则保持较大流量的方式，使压缩机适应过小的流量，而不是试图把配到所有的叶片通道。Emmons[8]对失速传播机理的解释则是：失速个或某几个叶片通道发生堵塞(失速先兆或失速团)，导致顺转子运动进口攻角减小，通道通流能力提高，退出堵塞状态；而逆转子运动方口攻角增大，通道通流能力下降，直至其流场也发生堵塞。依靠这种失速团在叶片通道间以接力的方式，在周向沿着与转子叶片运动方向图 1.2 简单示意了这一传播机理。

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机中的轴流压缩机一旦工作失稳, 要求能立即从失速条件下恢复过来系统中较弱的旋转失速有时并不会产生很大的影响,而且节流阀门移以方便地从旋转失速中恢复过来。如果压缩机进入喘振状态,由于气流使机器处于极度危险中,因此喘振不论对航空发动机还是民用工业,不是离心压缩机都是严格禁止的。 1955 年，Emmons[8]等人就开展了失速机理的研究,提出了失速形成沿叶栅传播的机理，提出失速团以与转速相反的方向绕着周向方将这种小失速团称为“小尺度扰动”。失稳的一般机理由 Moore-Greitz稳为连同压缩机、进排气管道、压力容器容积和节流阀在内的压缩系976 年，Greitzer[36-39]在 Bullock 和 Wilcox 的基于压缩机特性和节流阀基础上,创造性地开辟了这一领域的研究工作,建立了一组描述压缩振的动态偏微分方程组,提出了临界 B 参数是判断系统是否产生失。Greitzer 将一个真实的轴流或离心压缩系统简化为 Helmholtz 谐振。图中，压缩机看作一个激盘，流体惯性用管道长度 Lc通流面积 Ac来积用 Vp表示。

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