叶片后弯角对车用离心压气机性能的影响

方案进行研究.

3控制方程的建立

建立控制方程的通用形式以便于

对各守恒方程进行分析，并且可以利用同一程序对

各守恒方程进行求解.若用φ表示通用变量，则各控制方程均可以表述成

（ρφ）t+div（ρVφ）=div（Γgradφ）+S

（1）

式中：ρ为密度；t为时间；Γ为广义扩散系数；S为广义源项；V为速度矢量.

式（1）中各项按顺序分别为瞬态项、对流项、扩散项和源项.

将式（1）展开，可以得到

（ρφ）t+（ρuφ）x+（ρvφ）y=

xΓφx+

yΓφy+zΓφz+S

（2）

式中：u、v、w分别为速度矢量V在x、y、z方向上的分量；φ可以代表u、v、w等求解变量.

对于特定的方程，φ、Γ和S具有特定的形式.表2给出了三个符号与各守恒方程的对应关系，

其中：μ为动力黏度；Si表示微元体上x、y、z三个方向所受体积力；xi表示x、y、z三个方向；

ST为流体内热源及由于黏性作用流体机械能转换为热能的部分，简称黏性耗散项；

P为流体微元体上所受压力；k为传热系数；c为比热容；T为温度.

表2通用控制方程中符号的具体形式

Tab.2Specific symbols in the general governing equation

符 号连续方程动量方程能量方程

φ1uiT

Γ0μkc

S0-Pxi+SiST

将各守恒方程通用化，即将所有控制方程经过适当的数学处理后使方程中的因变量、时变

项、对流项和扩散项写成标准形式，然后将式（1）

等号右边的其余各项合并处理定义为源项，从而

化简为通用微分方程.这样，只需要考虑通用微分方程式（1）的数值解，编写求解该式的源程序，就可以求解不同类型的流体流动及传热问题.

4叶片后弯角对离心压气机性能的影响

在转速为130 000 r·min-1和边界条件相同时，进、出口边界分别选定为总压0.1 MPa和出口静压为0.17 MPa.在给定条件下，三种叶片后弯角叶轮模型的计算结果如表3所示.从表中可以看出，在边界条件相同时，三种叶片后弯角模型的总压比基本相同.相比于原叶轮，叶片后弯角减小至22°时，质量流量提高4.25%，效率降低1.36%；叶片后弯角增加至28°时，质量流量降低3.38%，效率提高0.95%.由此可以得出，当叶轮出口静压不变时，增大叶片后弯角度能够提高压气机的工作效率，但会降低压气机工作时的质量流量.

出，当叶片后弯角增大时，两条曲线均向小流量方向偏移，但近喘振点边界得到了拓展，使得压气机流量范围更宽.从图7（a）可以看出，叶轮出口后弯角减小后最高效率小于原叶轮，而叶轮后弯角增大后最高效率与原叶轮的相差不大.小流量区域的效率高于原叶轮，说明叶片后弯能够改善小流量区域的流动状况；流量大于

0.11 kg·s-1时，效率随叶轮后弯角增大而减小.这是由于叶片后弯角增大时，出口处相对于径向的气流角也会增大，使得叶轮的流通特性降低，所以在大流量时，后弯角小的叶轮的效率反而会高些.从图7（b）可看出，相同流量时，叶片后弯角最大的叶轮压比最小.这是由于随着后弯角增大，葉片对气体的做功能力降低；压比相同时，叶片后弯角最大的叶轮流量最小，这从侧面说明叶轮的流通能力随着叶片后弯角增大而降低.

图8为三种不同后弯角叶片，在进口总压为0.10 MPa、出口静压为0.17 MPa时叶轮出口截面速度分布.从图中可以看出，随着叶片后弯角减小，叶轮出口截面上的高速流体区域增大，由此在扩压器中产生的掺混损失也增大.这是后弯角减小时压气机整体效率不高的一个原因.

5结论

本文在原参数化叶轮模型基础上，并在验证

数值模拟可靠性的前提下，建立了两个叶片后弯

角不同的新叶轮，采用数值模拟方法分析了叶轮叶片后弯角对压气机性能的影响.在出口静压及叶轮其他几何尺寸不变的前提下得出以下结论：

（1） 当叶片后弯角增大时，流量效率和流量压比曲线均向小流量方向偏移，但近喘振点边界得到了拓展，使得压气机的流量范围更宽.

（2） 叶片后弯可改善小流量区域的流动状况，但在大流量时，后弯角小的叶轮效率反而高些.

（3） 随着叶片后弯角减小，叶轮出口截面上的高速流体区域增大，由此在扩压器中产生的掺混损失也增大.

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