孫永瑞，王銀燕，楊傳雷，祖象歡，李旭

(哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

機匣噴氣改善壓氣機性能的機理研究

孫永瑞，王銀燕，楊傳雷，祖象歡，李旭

(哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

壓氣機機匣噴氣可以有效改善渦輪增壓柴油機的加載性能。為了研究機匣噴氣對壓氣機性能的影響，建立了帶有機匣噴氣結構的壓氣機模型，并對其進行數(shù)值分析。計算結果表明:機匣噴氣會向壓氣機引入高能氣體，降低壓氣機的葉片載荷、減小壓縮功，并且同時可以增大壓氣機出口的氣體流量，因此可以改善渦輪增壓柴油機的加載性能；采用機匣噴氣會導致在轉子葉片上部(沿葉高方向)區(qū)域中形成回流，是降低壓氣機入口流量和降低壓氣機定熵效率的主要原因；機匣噴氣噴出的高速氣流通過引射作用抑制轉子葉片上部的回流區(qū)域向葉片中下部擴大，同時增大擴壓器入口的氣流角，減少氣流與葉片的碰撞，延遲喘振發(fā)生。在噴氣壓力為0.3 MPa時，采用機匣噴氣可使壓氣機的喘振邊界和堵塞邊界分別擴展12.3%、5.93%，葉片平均比載荷降低28.4%，壓氣機出口流量增大了47.4%(壓比為1.986)。

離心壓氣機；數(shù)值計算；機匣噴氣；葉片載荷

商用船舶在海洋上航行時基本保持在穩(wěn)定工況，大多數(shù)的加載過程發(fā)生在錨地、港口和內(nèi)陸航道等區(qū)域，同時這些區(qū)域大部分為碳煙排放控制區(qū)域。而據(jù)統(tǒng)計，船舶每年在碳煙排放控制區(qū)域的航行時間低于總航行時間的10%，在此區(qū)域內(nèi)發(fā)出的功率低于全年發(fā)出功率的2%[1]。因此商用船舶柴油機需要一種造價低、結構簡單、控制方便的機構，可以有效降低加載過程中的碳煙排放?？勺冊鰤浩鳌㈦妱虞o助等裝置可以有效解決這一問題，但是船舶柴油機變工況運行時間短，采用這些方法并不經(jīng)濟。壓縮空氣輔助具有系統(tǒng)結構簡單、造價低和控制簡單等優(yōu)點，可以與任意的增壓系統(tǒng)聯(lián)合工作，同時由于船舶柴油機配備有高壓氣源，更適于采用這種方法。壓縮空氣輔助按照噴入空氣的不同位置分為：排氣管噴氣、進氣管噴氣以及壓氣機噴氣。研究表明采用排氣管噴氣和進氣管噴氣的方法可以明顯改善加速過程中的碳煙排放[2-4]。但排氣管噴氣會使排氣溫度不均勻并且提高氣缸排氣背壓，而進氣管噴氣會提高壓氣機出口的氣體壓力使得壓氣機易于喘振，采用壓氣機噴氣可以克服以上缺點。

J.D.Ledger對Holset 3Ld型增壓器進行壓氣機機匣噴氣試驗，噴氣角度為沿周向噴氣，試驗結果證明了噴氣可以有效降低葉片載荷，但同時噴氣使得喘振點向大流量方向移動[5]。O.S.Gilkes等[6-7]建立壓氣機噴氣的一維仿真模型，并對發(fā)動機瞬態(tài)過程進行仿真計算，得到機匣噴氣可以降低在加速過程中的有害物質(zhì)排放。Nikolaos等[1，8]在一臺5缸柴油機上進行了機匣噴氣的試驗研究，試驗表明在柴油機加速或加載過程中采用噴氣可以明顯降低碳煙排放，在排氣系統(tǒng)優(yōu)化后的柴油機上采用機匣噴氣最多可降低接近80%煙度值，此時的噴氣量約為90 g/s(進氣量范圍約為200～ 900 g/s)。上述研究關于噴氣對壓氣機內(nèi)部流動的影響并未介紹，而現(xiàn)有關于壓氣機噴氣研究主要為微噴氣(噴氣量小于壓氣機流量的3%)擴大壓氣機穩(wěn)定運行區(qū)域方面[10-12],由于微噴氣的噴氣量遠小于Nikolaos研究的機匣噴氣量，因此微噴氣的研究結論不適用于解釋此類問題。本文采用ANSYS CFX軟件對壓氣機機匣噴氣進行數(shù)值計算，分析機匣噴氣影響壓氣機性能的機理。

1 計算模型的建立與驗證

1.1 物理模型及計算網(wǎng)格

本文研究對象為離心壓氣機，結構如圖1所示。

注：1-1為壓氣機入口處，2-2為噴管處截面，3-3為蝸殼出口處圖1 離心壓氣機機匣噴氣結構示意圖Fig.1 Structure diagram of centrifugal compressor with casing injection

葉輪由8個主葉片和8個分流葉片組成，擴壓器中裝有18個葉片。葉輪的進口葉頂直徑為146 mm，葉根直徑為50 mm，葉輪出口直徑為210 mm，出口葉高為10.7 mm，葉頂間隙為0.5 mm。文獻[5]的試驗雖然驗證了噴氣可以改善瞬態(tài)性能，但是以增大喘振點流量為代價。而有研究證明，氣流在擴壓器葉片處發(fā)生碰撞而導致流通堵塞是發(fā)生喘振的主要原因[13-14]。為避免噴入氣體與擴壓器葉片前緣發(fā)生碰撞，噴管的安裝角度與擴壓器葉片安裝角度相同，16根噴管均勻布置在直徑為196 mm的機匣處，噴管與旋轉平面夾角為40°。

本文對離心壓氣機的葉輪和擴壓器部分進行周期簡化，全部采用高質(zhì)量的結構化網(wǎng)格對壓氣機內(nèi)部流場進行模擬，計算網(wǎng)格如圖2所示。為使計算較為精確，在噴管與機匣之間的網(wǎng)格采用完全匹配連接，并對壓氣機的進氣道和蝸殼出口處的網(wǎng)格進行了延長處理，延長距離分別為壓氣機入口、出口直徑的1倍和1.5倍。

圖2 計算網(wǎng)格Fig.2 Calculation grids

為排除網(wǎng)格總數(shù)對數(shù)值計算結果的影響，本文對葉輪葉片出口沿葉高方向總壓分布進行網(wǎng)格無關性驗證。如圖3所示，當網(wǎng)格總數(shù)為1.76×106時，其總壓分布曲線與網(wǎng)格總數(shù)為2.52×106的總壓分布曲線差值小于0.5%。在確保計算精確及盡量節(jié)省計算時間的前提下本文選用網(wǎng)格數(shù)為1.76×106。各處網(wǎng)格數(shù)為：葉輪轉子域為6.6×105，擴壓器為3.5×105，蝸殼為5.7×105，噴管為1.8×105。

圖3 網(wǎng)格無關性驗證對比Fig.3 Grid sensitivity analysis

1.2 模型驗證

本文采用Ansys CFX 13.0求解定常可壓縮雷諾時均N-S方程組，湍流模型為k-ω模型，離散格式為“高精度”格式，忽略壁面?zhèn)鳠嵊绊?，計算收斂標準設置為殘差小于10-5數(shù)量級。由于柴油機加載過程一般發(fā)生在中低負荷，增壓器轉速亦為中低轉速，選擇增壓器轉速為500r/s(n/nref=0.625)作為研究工況。進、出口邊界條件均在絕對坐標系下給定；進口給定總溫為298 K，總壓為101 325 Pa；壁面給定絕熱無滑移邊界條件；出口條件設置為靜壓邊界。噴管入口的邊界條件在噴氣時設置為總壓邊界，不噴氣時設置為壁面邊界。

圖4為壓氣機特性曲線對比圖，曲線1為原壓氣機特性線的計算值，曲線2為添加機匣噴氣結構不噴氣時壓氣機特性曲線的計算值。圖4中，曲線1與試驗值相比，壓氣機喘振點流量的預測有一定的誤差，計算得到的壓比、效率略低，導致這一誤差的原因有很多，如對壓氣機進行周期性簡化，以及進出口邊界條件和壁面條件的設置不能完全與實際情況一致等，但是整個特性曲線與試驗值相近，說明數(shù)值模擬的可行性。曲線2與曲線1相比，壓氣機特性線的流量范圍基本重合，但是曲線2的壓比和效率較曲線1都有小幅的降低(降幅小于3%)，這是由于添加噴氣結構改變了壓氣機內(nèi)部通道結構導致的。

圖4 壓氣機特性曲線對比圖Fig.4 Contrast of simulated results with experimental data

2 計算結果分析

2.1 機匣噴氣對壓氣機性能的影響

對噴氣總溫為320 K，噴氣壓力分別0.2 MPa(噴氣1)、0.25 MPa(噴氣2)以及0.3 MPa(噴氣3)進行計算，與不噴氣時的壓氣機特性線對比情況如圖5所示。計算中的高壓氣體，實際中由船舶上的高壓氣源供氣。

由于采用機匣噴氣使得一部分氣體流量在壓縮過程中間引入到壓氣機內(nèi)部，改變了壓氣機對氣體的做功過程，則計算此時的等熵效率需對原有公式進行改進：

(1)

其中

圖5 機匣噴氣對壓氣機性能的影響Fig.5 Influence of casing injection to the characteristic lines

圖5中，噴氣2和噴氣3對應的流量值分別小于點1、點2時，壓比開始降低，效率開始迅速下降，雖然此時計算仍可收斂，但根據(jù)文獻[15]認為總壓比降低，即可認為壓氣機進入失速狀態(tài)或喘振狀態(tài)，因此確定點1和點2為對應噴氣工況的喘振點。圖5中，隨著噴氣壓力升高，喘振點向小流量區(qū)域移動，阻塞點向大流量區(qū)域移動，壓氣機流量范圍逐漸擴大，總壓比也逐漸升高，并且可以增大在相同壓比下的壓氣機出口質(zhì)量流量。與不噴氣相比，噴氣3工況分別可以使喘振點流量減小12.3%、堵塞點流量增大5.93%，壓氣機穩(wěn)定工作范圍增大53.2%。同時向壓氣機噴氣會使等熵效率有一定程度的降低，并且隨著噴氣壓力升高，壓氣機的等熵效率降低幅度增大，說明噴氣會使實際壓縮過程遠離等熵壓縮過程，噴氣3工況會使最高效率降低5.7%。

圖6 質(zhì)量流量的對比圖Fig.6 Contrast of mass flow with different injection case

為對比相同出口流量下，機匣噴氣對葉片載荷的影響，提出平均比載荷和噴氣引入的平均比動量矩對其進行描述，如圖7所示。平均比載荷、平均比動量矩分別為在同一噴氣工況下壓氣機出口流量為1kg.s-1空氣時葉片載荷的平均值以及噴氣引入動量矩的平均值。

圖7 噴氣對平均比載荷和平均比動量矩影響Fig.7 Contrast of mean specific blade load with different injection case

綜合分析圖5～7，機匣噴氣可以增大相同壓比下的壓氣機出口流量，減小葉片載荷，因此可以增大增壓柴油機加載時的進氣量，提高增壓器的響應速度，改善增壓柴油機加速過程中碳煙排放量較大的問題，同時可以擴大壓氣機的穩(wěn)定運行范圍。

2.2 機匣噴氣對入口流量和定熵效率的影響

圖8～10分別為出口靜壓為0.19MPa，不同噴氣工況下壓力場、流場和熵分布圖。圖8中，隨著噴氣壓力的升高，平均比載荷逐漸降低，與原機相比，噴氣3工況可以使葉片平均比載荷降低7.93N·m·s·kg-1，降低28.4%，此時噴氣引入的比動量矩為11.3m2·s-1，噴入動量矩的利用率為70.4%。不噴氣時，壓力分布如圖8(a)所示，在旋轉葉片對氣流的作用下，沿著從葉尖(即葉片前緣)到葉片尾緣的方向出現(xiàn)如圖所示的逆壓梯度，尤其在分流葉片通道中會形成高逆壓梯度區(qū)域。由于逆壓梯度的存在，會阻礙氣流在葉片通道內(nèi)的流動，并且在主葉片葉尖及分流葉片葉尖處的壓力面與吸力面之間的靜壓壓差驅(qū)動下，使得在兩個葉尖處都會出現(xiàn)葉尖泄漏流(如箭頭所示)。由于主葉片葉尖處的逆壓梯度值較小，在此處泄漏的氣流會在吸力面流入葉片通道中。但在分流葉片通道內(nèi)的高逆壓梯度的阻礙作用下，分流葉片葉尖泄漏流的流速會在葉片吸力面處迅速降低。這一部分葉尖泄漏流與葉片間隙泄漏渦相互疊加，造成低能流體在分流葉片葉尖處堆積，并在此處形成回流區(qū)域，如圖9(a)所示。

圖8 95%葉高處的壓力分布Fig.8 Pressure contours on section of 95% span

圖9 壓氣機子午面流場分布Fig.9 The flow structure on meridian plane

圖10 子午面熵分布圖Fig.10 Entropy contours on meridian plane

圖10為壓氣機入口流入空氣在子午面的熵分布圖。綜合圖9、10可以看出，回流區(qū)域與高熵值區(qū)域分布基本重合，采用機匣噴氣時的高熵值區(qū)域較大，說明噴氣引起的大規(guī)模回流會產(chǎn)生較高的能量損失，降低葉片的做功效率。圖10(b)中的低熵值區(qū)域為噴入氣體對葉輪內(nèi)部氣體做功，使得由壓氣機入口流入的氣體熵值在此處降低。

因此得出機匣噴氣產(chǎn)生的大規(guī)模回流是抑制壓氣機入口進氣量、降低壓氣機定熵效率的主要因素，并且隨著噴氣壓力的升高，回流區(qū)域越大，對定熵效率和入口流量的影響越明顯(如圖5、6所示)。

2.3 機匣噴氣對壓氣機喘振的影響

圖11～14為出口靜壓0.196 55MPa(不噴氣工況喘振邊界)下的計算結果，此計算點下噴氣1工況已發(fā)生喘振,不對其進行分析。

圖11(a)中的回流區(qū)域為壓氣機穩(wěn)定工作的臨界范圍，而采用噴氣后的回流區(qū)域明顯大于不噴氣時的臨界范圍，并且在噴氣3工況時壓氣機可以在更高的出口背壓下時穩(wěn)定工作。其原因為采用噴氣后，會在葉輪出口處形成高速區(qū)(如圖中臨界速度區(qū)域)，高速區(qū)中的氣流對上游氣體起到引射的作用，使得從壓氣機入口流入的氣體順利流出葉輪。

圖11 壓氣機子午面馬赫數(shù)分布Fig.11 Velocity contours on meridian plane

為分析噴入氣體對葉片通道內(nèi)主流區(qū)域的影響，對子午面中心線上的壓力變化進行分析，如圖12所示。其中，子午面中心線如圖中標注，橫坐標值為0代表壓氣機入口，1代表葉輪出口，2代表擴壓器出口。雖然噴氣對噴管處上游的葉頂處流動影響較大，但對葉片通道中間位置影響較小，因而在從壓氣機入口到噴氣點之前的曲線基本重合。在噴氣點之后，噴氣2和噴氣3對應的總壓值高于不噴氣對應曲線，而靜壓值低于不噴氣對應的曲線，說明對于主流區(qū)域，噴入氣體的壓力能主要轉變?yōu)閯幽?，噴入的高速氣體通過引射的作用在葉輪出口形成低壓區(qū)，使葉輪中的氣流順利流出,進而抑制回流區(qū)域繼續(xù)向葉片中下部擴大，避免大規(guī)?；亓魇谷~輪內(nèi)部嚴重阻塞而發(fā)生喘振。圖12中，噴氣壓力越高，氣體的引射作用越強，對延遲喘振發(fā)生的作用越大。

圖12 子午面中心線上的壓力分布Fig.12 Pressure distribution on the center line of the meridian

文獻[13-14]研究表明擴壓器葉片前緣處的流動阻塞是導致壓氣機喘振的主要原因，圖13、14為對擴壓器流動分析。圖13為擴壓器中氣流角分布圖，其中氣流角小于0°時為此處發(fā)生回流。采用機匣噴氣，噴管中的氣體沿著擴壓器葉片安裝角噴出，對混合后氣流角起到修正作用，使氣流以接近葉片安裝角流入擴壓器，對于近喘振點工況，則機匣噴氣可以增大擴壓器入口處的氣流角。但由于擴壓器葉片前緣對氣流的阻擋作用，在葉片前緣處會出現(xiàn)回流區(qū)。噴管噴出的高速氣流流過回流區(qū)附近時，氣體的粘性作用會加劇回流，使擴壓器葉片前緣氣流角降低。

圖13 95%葉高擴壓器入口氣流角沿周向分布Fig.13 Flow angle along the circumference direction at the entrance of diffuser

圖14(a)中，擴壓器葉片通道中主流氣體以小于葉片的安裝角度流入擴壓器，氣流與擴壓器葉片前緣發(fā)生碰撞，使氣體在此處滯止，形成阻塞區(qū)域，使葉輪內(nèi)部氣體因葉輪出口產(chǎn)生嚴重堵塞而導致壓氣機喘振。圖14(b)、(c)中，采用機匣噴氣可以增大擴壓器通道中主流氣體的流動角，避免氣流與葉片發(fā)生碰撞，增大擴壓器的流通能力，延遲喘振發(fā)生。從圖12～14可以看出，噴氣壓力越高則在噴氣點后流動區(qū)域的靜壓值越低，擴壓器的入口流動角越大，流速越高，因此對擴壓器流通能力的提高越大，擴展壓氣機穩(wěn)定運行區(qū)域的作用越明顯。

圖14 95%葉高處氣體速度分布Fig.14 Velocity contours on section of 95% span

4 結論

1)在所述工況下以擴壓器葉片安裝角度進行機匣噴氣機匣噴氣，在噴氣壓力為0.3MPa時可以分別使喘振點流量降低12.3%、堵塞點流量增大5.93%，壓氣機穩(wěn)定工作范圍增大53.2%，降低壓氣機葉片平均比載荷28.4%，在總壓比為1.986時壓氣機出口流量增大了47.4%，但會使壓氣機定熵效率有一定下降。機匣噴氣可以增加增壓柴油機加載時的進氣量，降低壓氣機葉片載荷，進而改善柴油機加載性能，并且可以擴大壓氣機的穩(wěn)定運行范圍。

2)采用機匣噴氣會在壓氣機葉片上部區(qū)域產(chǎn)生大規(guī)?；亓?，減小了壓氣機內(nèi)部的有效流通面積，增大了流入氣體在回流區(qū)域的熵值，導致進口流入空氣量減少，壓氣機定熵效率降低。

3)采用機匣噴氣可以通過噴氣的引射作用抑制轉子中葉片上部的回流區(qū)域向葉片中下部擴大，避免了葉輪內(nèi)發(fā)生嚴重堵塞，并且噴氣增大擴壓器入口的氣體流動角，減小氣流與擴壓器葉片的碰撞，增大擴壓器的流通能力，進而擴展喘振邊界。

4)通過計算結果發(fā)現(xiàn)噴氣壓力越高，葉片載荷越小，壓氣機穩(wěn)定運行范圍越大，但同時也會增大壓氣機中的摻混損失，導致壓氣機定熵效率下降，因此在選擇噴氣壓力應綜合考慮上述原因。

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Numerical analysis the mechanism of performance improvement of compressor with casing injection

SUN Yongrui，WANG Yinyan，YANG Chuanlei，ZU Xianghuan，LI Xu

(College of Power and Energy Engineering, Harbin Engineering University, Harbin 150001, China )

Casing injection on the compressor was an effective method to improve the loading performance of Turbocharged diesel engine. In order to study the compressor performance with casing injection, a compressor with casing injection was investigated numerically. The results show casing injection improves the loading performance of engine by reducing the blade load of compressor, decreasing compressor compression power and increasing the mass flow rate at the outlet of compressor. With casing injection, a large-scale backflow eddy forms at the top of rotor blade, and that results in both the mass flow at the inlet of compressor and entropy efficiency dropping. The high speed injecting air inhibits backflow eddy from enlarging to the bottom of rotor blade，increased the flow angle at the entrance of diffuser, and so delays the occurrence of rotation stall. When the injection pressure is 0.3 MPa, casing injection could extend surge point to low flow rate by 12.3%, extend choke point to large flow rate by 5.93%, reduce the mean specific blade load by 28.4%, increase mass flow at the outlet by 47.4% (the total pressure ratio is 1.986).

centrifugal compressor；numerical simulation； casing injection； blade load

2016-01-15.

日期：2016-11-16.

國家高技術研究發(fā)展計劃(2012BAF01B01)．

孫永瑞(1988)， 男，博士研究生； 王銀燕(1961)， 女，教授，博士生導師．

王銀燕，E-mail：wyyzxm@sina.com.

10.11990/jheu.201601090

http://www.cnki.net/kcms/detail/23.1390.u.20161116.1613.004.html

TK421+.5

A

1006-7043(2017)02-0215-07

孫永瑞，王銀燕，楊傳雷，等. 機匣噴氣改善壓氣機性能的機理研究[J]. 哈爾濱工程大學學報， 2017, 38(2): 215-221. SUN Yongrui，WANG Yinyan，YANG Chuanlei， et al. Numerical analysis the mechanism of performance improvement of compressor with casing injection[J]. Journal of Harbin Engineering University, 2017, 38(2): 215-221.