离心压缩机的双层叶片收敛型扩压器

摘要

本发明公开了离心压缩机的双层叶片收敛型扩压器。改进叶片扩压器使其较好匹配叶轮出口的高旋三元气流是亟需解决的问题。本发明中上层叶片的顶面为抛物面；上层叶片压力面和上层叶片吸力面均开设有第一弧形翼槽；下层叶片前缘与下层叶片尾缘等高，且等于上层叶片前缘的高度；下层叶片压力面和下层叶片吸力面均开设有第二弧形翼槽；上层叶片的入口安装角比下层叶片的入口安装角大；子午面流道中，轮盖的型线由一段抛物线两端连接两段直线段组成。本发明的上下两层叶片能够改善扩压器入口气流角沿叶高分布不均匀的问题，利用增大上层叶片的入口安装角使上下两层叶片交错分布，将整个扩压器高度上的气流冲角控制在一定范围内。

说明书

技术领域

本发明涉及离心式空气压缩机，特别涉及一种离心压缩机的双层叶片收敛型扩压器。

背景技术

离心压缩机由于结构简单，单级压比高，工艺性能好而被广泛应用于工业各领域。特别是在冶金、石油化工、动力工业以及机械、建筑、采矿业中广泛应用，主要用来增加气体压力。对于小型、微型燃气轮机，离心压缩机是整个系统的重要组成部分，直接关系整台装置的性能。

在离心压缩机中，叶片扩压器是一个与叶轮几乎同等重要的静止元件。扩压器的作用主要是使从叶轮出来的具有较大动能的气流减速，使动能有效地转化为压力能。无论对于径向直叶片叶轮还是后弯或是强后弯叶轮，这部分动能都占叶轮总耗功很大的比例。叶片扩压器对于提高压缩机级效率和级压比，改变最佳工况点位置，扩大稳定工作范围起着十分重要的作用。尽管与无叶扩压器流程长，摩擦损失大等缺点相比，叶片扩压器具有扩压程度大，尺寸小的优点，但是由于叶片的存在，变工况时冲击损失较大，效率明显下降。无论是流量小于设计流量还是大于设计流量，流道中流动情况均会发生恶化，大大降低叶片扩压器的效率，甚至使叶片扩压器丧失其扩压的作用。而叶片扩压器进口形状和与之匹配的叶轮在很大程度上决定了叶片扩压器进口流场，进口流场的分布又直接影响到叶片扩压器内流动性能。许多实验研究发现，不同的叶片扩压器进口流动条件能很大程度地改变压缩机的级性能曲线。因此，对扩压器的研究是一项十分有价值的工作。

扩压器的优化设计实质就是以最小的损失或最短的结构长度，达到足够的扩压效果。同时，扩压器的设计为离心压气机设计的主要难点之一。在扩压器的进口部分需要与叶轮出口匹配，而在叶轮出口处的气流存在很强烈的射流尾迹，从叶轮出口到扩压器入口这段区域的气流速度高，不稳定性强，使扩压器的入口气流角沿叶高方向分布大小不一，尤其在靠近轮盖的位置，气流冲角较大，形成较大的二次流，流道中极易发生严重的气流分离，当气流分离达到一定程度，极易使压缩机进入失速喘振状态，从而严重影响发动机的工作稳定性，甚至损坏整个压缩机。因此，如何改进叶片扩压器使其能够较好的匹配叶轮出口的高旋三元气流，增大叶片扩压器的工作范围是亟需解决的技术问题。

发明内容

本发明的目的是针对现离心压缩机叶轮出口复杂的三元流动而导致的扩压器入口气流的不均匀性，提供一种离心压缩机的双层叶片收敛型扩压器，将原有扩压器的单层叶片改成上下两层叶片分布，上下两层叶片交错分布，入口安装角互不相同，很好地适应了扩压器入口处的不均匀气流，减小了靠近轮盖处的二次流强度，而收敛型的扩压器子午面流道也可以抑制扩压器内的回流强度，增大了扩压器的流通面积，从而提升了扩压器的气动性能。

本发明包括轮盖、上层叶片、隔板、下层叶片和轮盘；十二片下层叶片沿圆周均布，且底部均固定在轮盘上，顶部均与隔板底面固定；所述隔板的厚度为1～2mm；十二片上层叶片沿圆周均布，且底部均固定在隔板顶面上，顶部均与轮盖固定；上层叶片和下层叶片均采用翼形结构。

所述上层叶片的顶面为抛物面，上层叶片前缘的高度比上层叶片后缘的高度大12～15mm。上层叶片压力面和上层叶片吸力面均开设有第一弧形翼槽；所述第一弧形翼槽的中心线高度为上层叶片后缘高度值的1/2；第一弧形翼槽靠近上层叶片前缘的端面与上层叶片前缘之间所夹弧长为上层叶片弦长的1/8～1/7，第一弧形翼槽靠近上层叶片后缘的端面与上层叶片后缘之间所夹弧长为上层叶片弦长的1/7～1/6；第一弧形翼槽为等截面槽，且截面呈半圆形。

所述下层叶片前缘与下层叶片尾缘等高，且等于上层叶片前缘的高度；下层叶片压力面和下层叶片吸力面均开设有第二弧形翼槽；所述第二弧形翼槽的中心线高度为下层叶片高度值的1/2；第二弧形翼槽靠近下层叶片前缘的端面与下层叶片前缘之间所夹弧长为下层叶片弦长的1/8～1/7，第二弧形翼槽靠近下层叶片尾缘的端面与下层叶片尾缘之间所夹弧长为下层叶片弦长的1/7～1/6；第二弧形翼槽为等截面槽，且截面呈半圆形。

所述下层叶片和上层叶片压力面的前缘线在同一纵截面上的截点位于以轮盘中心为圆心的同一圆周上；上层叶片的入口安装角比下层叶片的入口安装角大6～8°。

由轮盖与轮盘形成的扩压器子午面流道中，轮盖的型线由一段抛物线两端连接两段直线段组成，入口处的直线段长12～16mm，出口处的直线段长8～10mm，抛物线的形状与上层叶片的顶面形状匹配。扩压器子午面流道的出口宽度比入口宽度小12～15mm。

通过上、下层叶片入口安装角改进、扩压器子午面流道宽度设计、第一弧形翼槽和第二弧形翼槽设计来优化内部边界层分离和减少二次流，从而提升扩压器效率。

本发明的有益效果：

本发明的上下两层叶片能够改善扩压器入口气流角沿叶高分布不均匀的问题，利用增大上层叶片的入口安装角使上下两层叶片交错分布，以适应叶轮出口气流的分布特征，将整个扩压器高度上的气流冲角控制在一定范围内，使更多气流能够沿着气流表面流动，抑制叶片表面气流分离的发生，防止喘振的发生。而本发明收敛型的扩压器流道结构比平行的扩压器流道气流的周向均匀性好，流道内的回流强度减小；扩压器两侧的弧形翼槽更是可以控制扩压器表面的边界层发展，最大限度地抑制压力面与吸力面表面的边界层分离。因此在工况发生变化时，边界层不易分离，扩压器效率得以提高。

附图说明

图1为本发明的整体结构立体图；

图2为本发明中上层叶片的结构立体图；

图3为本发明中下层叶片的结构立体图；

图4为本发明中上、下层叶片的安装位置示意图；

图5为本发明的子午面流道结构示意图。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本发明作进一步说明。

如图1所示，离心压缩机的双层叶片收敛型扩压器，包括轮盖1、上层叶片2、隔板3、下层叶片4和轮盘5；十二片下层叶片4沿圆周均布，且底部均固定在轮盘5上，顶部均与隔板3底面固定；为了不影响气流的连续性，隔板3的厚度仅为2mm；十二片上层叶片2沿圆周均布，且底部均固定在隔板3顶面上，顶部均与轮盖1固定；上层叶片2和下层叶片4均采用翼形结构。

如图2所示，上层叶片的顶面为抛物面，上层叶片前缘2-1的高度比上层叶片后缘2-5的高度大12mm。上层叶片压力面2-2和上层叶片吸力面2-3均开设有第一弧形翼槽2-4；第一弧形翼槽2-4的中心线高度为上层叶片后缘2-5高度值的1/2；第一弧形翼槽2-4靠近上层叶片前缘2-1的端面与上层叶片前缘2-1之间所夹弧长为上层叶片弦长的1/8，第一弧形翼槽2-4靠近上层叶片后缘2-5的端面与上层叶片后缘2-5之间所夹弧长为上层叶片弦长的1/6；第一弧形翼槽2-4为等截面槽，且截面呈半圆形。

如图3所示，下层叶片前缘4-1与下层叶片尾缘4-5等高，且等于上层叶片前缘2-1的高度；下层叶片压力面4-2和下层叶片吸力面4-3均开设有第二弧形翼槽4-4；第二弧形翼槽4-4的中心线高度为下层叶片4高度值的1/2；第二弧形翼槽4-4靠近下层叶片前缘4-1的端面与下层叶片前缘4-1之间所夹弧长为下层叶片弦长的1/8，第二弧形翼槽4-4靠近下层叶片尾缘4-5的端面与下层叶片尾缘4-5之间所夹弧长为下层叶片弦长的1/6；第二弧形翼槽4-4为等截面槽，且截面呈半圆形。

如图4所示，下层叶片4和上层叶片2压力面的前缘线在同一纵截面上的截点位于以轮盘5中心为圆心的同一圆周上；上层叶片2的入口安装角α比下层叶片4的入口安装角β大6°；入口安装角即压力面的前缘线在纵截面上的截点处切线与以轮盘5中心为圆心且过该纵截面上截点的圆周在该纵截面上截点处切线之间的夹角。

如图5所示，由轮盖1与轮盘5形成的扩压器子午面流道中，轮盖的型线由一段抛物线两端连接两段直线段组成，入口处的直线段长16mm，出口处的直线段长8mm，抛物线的形状与上层叶片的顶面形状匹配。因此，由轮盖1与轮盘5形成的扩压器子午面流道呈收敛型结构，扩压器子午面流道的出口宽度b₄比入口宽度b₃小12mm。

通过上、下层叶片入口安装角改进、扩压器子午面流道宽度设计、第一弧形翼槽和第二弧形翼槽设计来优化内部边界层分离和减少二次流，从而提升扩压器效率，具体如下：

对于扩压器线型，常用的有板型叶片与机翼型叶片，由于翼型叶片流动损失小，变工况性能好的特点，本发明选择的是翼型叶片进行优化。

1、上、下层叶片入口安装角改进：

当扩压器在非设计工况下工作时，由于叶片入口冲角，通常会产生边界层分离，至于分离区的位置、大小与叶片的形状和入口冲角有关。

对于叶片扩压器入口冲角i的定义：

i＝α_3A-α₃(1)

无论i为正或为负时，偏离0越大，在叶片表面均会发生边界层分离。所以为了尽量减小扩压器内流动分离，应该将入口冲角i控制在一定的范围内。对于一般的叶片扩压器，设计完成后入口安装角α_3A是个固定值，然而扩压器的入口气流角α₃沿着叶高方向的分布是不均匀的，通常在靠近轮盖位置的入口气流角要大于靠近轮盘位置的入口气流角，这必然引起靠近轮盖位置出现较大的入口冲角，形成边界层分离。本发明设计一种双层的扩压器叶片，并且使上下层叶片的入口安装角互不相同。设下层叶片的入口安装角为α_3A1，上层叶片的入口安装角为α_3A2，则设计时a＝α_3A2-α_3A1根据具体扩压器入口气流角的分布在8～10°范围内取值。

2、扩压器子午面流道宽度设计：

扩压器的效率定义：

$>\eta =\frac{C_p}{C_{pth}}=\frac{C_p}{1-{\left(\frac{c_4}{c_3}\right)}^2}=1-\frac{\zeta }{1-{\left(\frac{c_4}{c_3}\right)}^2}---\left(2\right)$>

$>C_p=1-{\left(\frac{c_4}{c_3}\right)}^2-\zeta ---\left(3\right)$>

式中，C_P为压力恢复系数，C_ph为理想压力恢复系数，c₃为扩压器出口速度，c₃为扩压器进口速度，ζ为总压损失系数。

由式(2)与(3)可以看出，要使扩压器获得较大的压力恢复系数C_P与较高的效率η，一种方法就是尽量减小总压损失系数ζ，

ζ＝ζ(b₃/D₃,b₄/b₃)(4)

公式(4)中，D₃为叶片入口直径(叶片压力面的前缘线在纵截面上的截点所在以轮盘5中心为圆心的圆周直径)，由公式(4)可以看出，当与ζ相关的b₃/D₃比值及其它参数保持不变时，当b₄/b₃在1.0左右变化时，一定存在一个值使得ζ最小，从而使扩压器的效率增加。当b₄/b₃＞1时，随b₄/b₃比值的增大，开始时由于流道加宽，总压损失系数还有所下降，但是b₄/b₃比值进一步增大时，对于流道扩张度增大所带来的各项损失增大，总压损失系数便开始上升，扩压器流道内的损失也增大很多。反之，当b₄/b₃＜1时，即采用收敛型扩压器，一方面使气流变得更加均匀，另一方面则增大了入口气流角α₃，这样减小了混合损失与二次流损失，从而提高了C_P，当α₃较大时，气流的减速作用也对C_P起到较大作用。因此，在收敛过程中，存在一个使C_P最大的b₄/b₃值，通过对不同扩压器的压缩机模型进行数值模拟并比较性能，最终选取b₄＝0.85b₃，传统的扩压器壁面，即由轮盘与轮盖面组成的扩压器流道子午面，通常是直壁型，本发明采用的将直壁型收敛改成抛物线收敛型壁面，抛物线型的壁面相对于直壁型能够使气流加速，使气流加快均匀化，从而进一步提高扩压器的效率，本实施例中优化后的b₃＝36.6mm，b₄＝31.11mm。

3、第一弧形翼槽和第二弧形翼槽设计：

为了进一步抑制表面的边界层分离，减小分离漩涡，在上、下层叶片的吸力面与压力面分别设置一道弧形翼槽，弧形翼槽的横截面为圆弧形，更加符合气流运动的特点，为了防止对进口气流形成冲击，使弧形翼槽安置在距离叶片前缘一定距离的位置。

从叶轮出口出来的高速气流具有强烈不均匀性，气流角沿叶高的分布是由叶根到叶顶逐渐变大，一般的扩压器在叶高方向上的入口安装角保持固定一个角度不变，因此很容易导致靠近轮盖的位置气流冲角过大，而导致气流在扩压器表面形成分离。本发明由上下两层叶片组成，其中下层叶片的入口安装角较小，上层叶片的入口安装角较大，很好地适应了轮出口气流的分布特征，将整个扩压器高度上的气流冲角控制在一定范围内，抑制叶片表面气流分离的发生，防止喘振的发生。同时收敛型的扩压器流道结构相比平行的扩压器流道结构改善了气流在流道内的周向分布，收敛型流道内比平直型流道回流强度减小很多。

本发明在叶片两侧的弧形翼槽更是可以控制扩压器表面的边界层的发展，最大限度地抑制压力面与吸力面表面的边界层分离。因此在工况发生变化时，边界层不易分离，扩压器效率得以提高。