微型离心压气机流场数值仿真与分析

微型离心压气机流场数值仿真与分析作者：谭春生霍英东张超陈烁灿简必聪刘睿智来源：《科技创新导报》2017年第02期摘要：为了更好地研究微型涡喷发动机，本文通过使用BladeGen、TurboGrid、CFX等商用软件对该66 mm微型离心式压气机构型进行三维建模，划分六面体结构网格，并进行数值仿真计算，得到了压气机在20 000rpm至140000rpm的流量特性曲线。

发现该型压气机在60 000 rpm至100 000 rpm之间有较宽的稳定工作区域，此结果与原发动机性能参数相吻合。

同时，选取了100000rpm这一转速下压气机在近喘工况、最佳工况、堵塞工况3种情况，对这三种情况下压气机内部的流场进行了分析，为今后压气机的改进提供了数据支持。

关键词：微型涡喷发动机离心式压气机数值仿真中图分类号：TH452 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2017）01（b）-0022-04Abstract：In this paper， by using BladeGen， Turbogrid and CFX commercial software for 3D modeling divided hexahedron grid and numerical simulation to the configuration 66mm micro centrifugal compressor. Finally get the compressor flow characteristic curve of 20 000 rpm to 140 000 rpm. It found that the efficiency of 94.7%. type compressor has a stable working area is the width is between 60 000 rpm and 100 000 rpm， the results coincide with the original engine performance parameters. At the same time， this paper selects the optimum condition of 100 000 rpm the speed of the compressor at near stall condition， the blocking condition three cases， on the flow field inside the compressor of the three cases were analyzed， to provide a reference for improvement the future of the compressor.Key Words：Micro Turbojet Engine； Centrifugal Compressor； Numerical Simulation压气机是涡轮喷气式发动机的重要部件。

作为微型涡喷发动机的核心，压气机的性能决定了发动机的整体性能。

该课题以一款微型涡轮喷气式发动机所使用的直径为66 mm的微型离心压气机为研究对象，分析其各工况流动特性与性能。

西安交通大学的赵会晶等人运用CFD方法模拟了离心压气机叶轮前缘倾掠对压气机性能的影响[1]，韩国仁荷大学与三星泰科能源设备研发中心通过进化算法对离心式压气机叶轮进行多目标优化[2]，由此可见对于离心式压气机的研究一直是热门话题。

该文主要采用数值模拟的方法对某一构型微型离心压气机进行流场分析以及性能测试。

数值模拟的方法可以在短时间内获得较为精准的流场以及实验结果，可以模拟各种复杂的流动。

通过改变初始条件与边界条件获得不同工况下该构型离心式压气机的流量特性曲线，同时获得不同转速、不同流量下叶轮流道内气体流动情况、叶片表面的压力与速度矢量分布和不同叶高的压力分布与速度矢量分布。

1 压气机三维构型建模根据扩压器尺寸以及机匣尺寸确定子午面几何形状，确定子午面尺寸参数后使用CFX-BladeGen组件进行叶轮建模。

经过与创新创业项目的压气机实物进行比对与实验，确定了叶片构型。

叶片数量：5组叶片，每组包含一片主叶片与一片小叶片；叶片角度：主叶片进气角49°，出气角12°；小叶片进气角69°，出气角5°。

通过测量各截面叶厚及叶片安装角可绘制出叶轮模型。

确定各项参数后即可生成叶轮的三维模型并确定最终构型，最终叶轮构型如图1所示。

2 压气机流场数值计算此次课题的CAD模型已经使用ANSYS BladeGen建立完成，选择使用ANSYS TurbiGrid 进行网格划分，使用ANSYS CFX进行求解并使用ANSYS CFD-Post进行后处理分析。

2.1 导入模型将之前在BladeGen组件中生成的叶片模型导入CFX中的TurboGrid组件，准备进行网格划分。

2.2 网格划分将模型导入TurboGrid后，软件会根据BladeGen的模型信息自动划分出计算域，包括进气口、出气口、主页片、小叶片、机匣面、轮毂面以及两个切面共8个部分，如图2。

导入模型后输入叶尖间隙为固定距离0.2 mm。

为获得较好的网格质量，在Topology set中Placement选择Traditional with Control Point，通过控制点控制网格形状。

在Mesh Data菜单中，Node Count选项选择Fine（250 000），使生成的网格包含大约250 000个节点，提高网格密度。

生成网格后通过添加与移动控制点来获得一个较好的拓扑学模型，如图3，从而得到质量更好的网格。

最终生成的网格如图4，共包含251 137个节点与232 320个网格单元，全部为六面体网格。

2.3 初始条件设定（1）初始计算域。

基本设置：Material设置为“Air Idea Gas”；Reference Pressure设置为“1 atm”；Domain Motion中Option设置为“Rotating”；Angular Velocity设置为计算所需求转速。

（2）湍流模型的选择。

对于离心式压气机的计算，比较适合的有模型与SST模型。

比较两种模型的优势，该课题选择使用模型作为计算的湍流模型。

（3）热传导模型：在此次计算中将压缩过程理想化为绝热过程，因此热传导模型选择Total Energy。

（4）确定边界条件。

在该次计算中，边界条件如下所示。

Inlet：固定总温298 K，总压1atm，进气方向与转轴平行；Outlet：平均静压，该文通过改变出口平均静压值以模拟不同工况；Wall：机匣，轮毂；叶片均设置为无滑移、不导热壁面；Interface：设置叶间隙平面为接合平面；Rotational Periodicity：为减少计算量，取叶片的1/5计算，其两侧壁面设置为旋转周期边界。

2.4 求解设置完成初始设置后，在模型的出口面上添加一个监测点，以便在计算时观察收敛情况。

在求解设置时需要确定计算收敛残差与迭代步数。

此次计算中将收敛残差设置为10-5，迭代步数为最大500步，无论哪个条件先到达即认为结果收敛。

前处理完成后生成相应的def文件，在求解器中进行计算。

2.5 求解器计算在求解过程中，监视器会显示计算残差的折线图，同时可以监控在上文中加入的检测点的总压数值，以辅助判断计算是否收敛，若总压趋于平稳可判断计算收敛。

3 数值计算结果与分析在该章中对叶片的计算结果进行分析，绘制出该构型叶片的流量特性图，并对叶片在3个不同工作状态下的流场进行分析。

3.1 压气机流量特性表征压气机性能最主要的描述是压气机的流量特性图[3]。

压气机的增压比随着压气机流量的减小而增大，但当流量减小至某一值时，压气机效率急剧下降。

在流量特性曲线中，将所有转速下的喘振边界连起来即可得到整台压气机的喘振边界。

喘振边界将流量特性曲线分为了两个区域，左侧为不稳定工作区，右侧为稳定工作区，当压气机工作状态落入不稳定工作区时，压气机进入喘振状态，此时增压比下降，压气机效率下降，在压气机工作中要极力避免[4]。

该文中使用CFD方法计算出压气机的流量特性，可以节省大量时间与经费，在压气机初期设计时有较好的应用，可以快速地对压气机效率进行评估。

在该文中计算了7个转速条件下（20 000～140 000 rpm）通过改变出口静压改变压气机工况，通过观察压气机是否出现分离涡以及是否出现堵塞以分辨压气机是否在稳定工作状态，以此绘制出压气机的流量特性曲线，如图5与图6。

由图5和图6中可以得出以下几点。

（1）在20 000～40 000 rpm的转速区间内，压气机的增压比较低，同时稳定工作区也很小，在压气机流量变化较大时，压气机效率下降明显。

（2）在60 000-100 000 rpm的转速区间内，压气机增压比较高，稳定工作区也比较大，压气机效率随流量变化较缓慢。

（3）在120 000-140 000 rpm的转速区间内，压气机增压比很高，但由于此时叶片吸力面气流已超音速，在叶片吸力面产生斜激波，同时由于叶片攻角为负，在叶盆部分出现气流分离，这两种现象堵塞叶片流道，使叶片几乎无法稳定工作。

表现为即使出口平均静压持续降低，压气机流量也不上升，此时压气机出现堵塞，增压比与效率均直线下降。

由此可以判断出压气机在各个转速下的稳定工作区。

此结果与原发动机慢车转速30 000 rpm，最大转速110 000 rpm的性能参数相吻合，当飞机在巡航状态时，压气机正好处于60 000～100 000 rpm这一稳定工作转速之间。

3.2 不同流量下压气机内部流场与性能取100 000 rpm这一特定转速分析在不同流量条件下压气机的流场变化以及性能变化。

从图7可看出，压气机的增压比在进入喘振状态以前随着流量的下降几乎直线上升，但是从效率曲线可以看出，压气机的效率存在一个最大值，在该点左边时，压气机向喘振边界靠近，效率降低；在该点右边时，压力面开始出现气流分离堵塞通道，导致压气机效率下降。

当流量超过某一值时压气机通道堵塞严重，此时改变出口静压压气机流量变化不明显，但效率与增压比却直线下降。

（1）最佳工况点压气机内部的流场。

100 000 rpm下效率最高的工况代表在此转速下，该工况点时压气机工作最稳定，流场最通畅，此时压气机的各项损失最小，是压气机的最佳工作状态。

（2）喘振边界点压气机内部的流场。

当流量减小到喘振边界时，叶片吸力面开始出现气流分离，气流分离产生的分离涡堵塞气流通道使压气机效率下降，此时若继续降低流量，压气机将进入喘振状态，吸力面出现大面积气流分离，流道被堵塞，增压比与效率均急剧下降，压气机进入不稳定工作状态。