离心压气机理论-第二部分.ppt

借助图9 定性地给出了扩压器内部气团的运动轨迹 其中曲线o t代表理想情况下气团在揳形扩压器内的流动 是气团在扩压器内可能出现的运行轨迹的上限 曲线o q代表气团在气动叶形扩压器或弯曲叶形扩压器中的运行轨迹 曲线o s代表气团在无叶扩压器内部流动轨迹 无叶扩压器 无叶扩压器特性 理想状态下 气团在无叶扩压器内的运行轨迹是对数螺旋线 这条运行轨迹是气团在扩压器内运行的下限 对于半径比为2 入口流动角为6 时 气团从扩压器入口运动到扩压器出口 将近似旋转一周 由于在壁面存在着粘性阻力 会产生较高的摩擦损失 因此无叶压器的压强恢复能力明显要比有叶扩压器的压强恢复能力低一些 无叶扩压器 无叶扩压器特性 通常情况下无叶扩压器压升系数低于有叶扩压器所能获得的压升系数 对于无叶扩压器 当 2角较小情况下 即使在一个较短的扩压器内 气流也要经过一个较长的距离才能从扩压器的入口运动到扩压器的出口 无叶扩压器 无叶扩压器特性 由图10关于Elder和Foster 1987 的研究成果可以看出 对于一个半径比为2的扩压器 入口角度为5 时 气流在离开扩压器前将在周向上旋转400 左右 由此产生较高的摩擦损失 因此扩压器内获得的实际压升将远小于理想情况下能够获得的压升 无叶扩压器 无叶扩压器特性 图10无叶扩压器内质点运动轨迹 另一方面 无叶扩压器更适合于非设计工况 因为叶轮出口绝对气流角 2可以在一个较宽的范围内变化 对于无叶扩压器不象有叶扩压器那样存在着进口攻角问题 只有当径向绝对速度Ma数大于1时才会在无叶扩压器内出现堵塞流动现象 而对于有叶扩压器由于存在喉部 明显比无叶扩压器更容易出现堵塞流动现象 Dean 1976 对无叶扩压器和有叶扩压器内部流动现象进行了研究 发现相对于有叶扩压器内部流动而言 无叶扩压器内更容易出现由扩压器向叶轮内部反向流动现象 无叶扩压器 无叶扩压器特性 如果采用收缩式扩压器 那么就会使径向速度沿半径方向上减小更缓慢一些 而切向速度和原来一样减小 这样导致平均流动方向更倾向半径方向 因此会使气流在扩压器内流动距离缩短 流动距离缩短的好处就是使损失下降 也就是说 改变扩压器宽度会对壁面摩擦损失产生很大影响 收缩式扩压器的另外一个好处是使流动方向更倾向于径向方向 从而使压气机更不容易出现旋转失速现象 无叶扩压器 无叶扩压器特性 Yingkang和Sjolanger 1987 在他们的文献中给出了5个不同叶片形状扩压器对压气机气动稳定性影响的研究结果 这5个无叶扩压器的两个壁面具有小扩张角形状和较大收敛角形状 研究结果 壁面收缩扩压器压升随流量变化斜率为负 这标志着扩压器具有稳定的扩压特性 在中间流量下 具有5 5 收敛角的扩压器 也是试验中具有最大收敛角的扩压器 具有最高的压强恢复系数 而在最大流量下 收敛形扩压器的压强恢复系数明显减小 他们还发现扩压器采用收敛形状时 可以改善扩压器出口流动的均匀性 并且收敛形扩压器还可以对扩压器内的反向流动起到抑制作用 从而延迟了扩压器内旋转失速现象的发生 无叶扩压器 无叶扩压器特性 Rodgers 1982b 对15种不同尺寸的无叶扩压器进行了试验研究 扩压器宽度在径向保持不变 且D2 D1 1 7 图11给出了根据Rodgers试验结果画出的压强恢复系数和入口径向速度与切向速度之比Cm2 C 2之间的关系曲线 无叶扩压器 无叶扩压器特性 Cm2 C 2图11不同b D2值下无叶扩压器相对平均入口旋度参数变化对静压力恢复的影响r5 r3 1 71 横坐标代表质量流量 1对于扩压器宽度b D2 0 045 当入口流动角相同情况下 绝大多数扩压器具有几乎相同的压强恢复系数 Cm2 C 2图11不同b D2值下无叶扩压器相对平均入口旋度参数变化对静压力恢复的影响r5 r3 1 71 横坐标代表质量流量 无叶扩压器 无叶扩压器特性 几点结论 2在扩压器宽度较小的情况下 即b D2 0 045时 会引起扩压器性能下降 3随着Cm2 C 2的增加 压强恢复系数上升 随着Cm2 C 2的增加 压强恢复系数上升 当流动方向更倾向于切向情况下 扩压器的扩压能力下降 无叶扩压器 无叶扩压器特性 为什么 这种现象可以简单地解释为 当Cm2 C 2较小的情况下 气流在扩压器内的流动轨迹延长 因此使壁面摩擦损失增加 从而使扩压器的压强恢复能力下降 一个扩压系统如果随流量增加 扩压能力增加 那么这个扩压系统本身就是不稳定的 从图11可以看出 无叶扩压器本身是不稳定的 无叶扩压器 无叶扩压器特性 随流量增加 压强恢复系数增加 压强恢复系数随流量变化曲线斜率为正 为什么离心压气机可以稳定工作 为什么离心压气机可以稳定工作 之所以离心压气机没有发生失速及喘振现象 主要是由于叶轮压升与流量特性斜率为负 从而保证压气机级压升与流量曲线斜率为负 使系统能稳定工作 无叶扩压器 无叶扩压器特性 扩压器的长度选取 通过试验发现 扩压器内静压升是随着无叶扩压器出口直径增加而增加的 但这种趋势随出口直径增加越来越弱 于此同时 滞止压强是不断下降的 因此 扩压器出口直径D5和扩压器入口直径D3之比小于2 一般情况下 可以在扩压器外周上使用涡壳进一步提升压强 意味着扩压器长度达到一定长度后再增长是没有意义的 扩压器内静压升随进出口直径的变化 扩压器入口速度分布是不均匀的 这种现象对压力系数的影响并不明显 但是出口直径与入口直径比应足够大 以便扩压器有足够的尺寸让气流扩压 无叶扩压器 无叶扩压器特性 图12给出了无叶扩压器不同半径位置子午速度分布的试验结果 图中给出的速度是经过换算的子午速度 可以看出 在最高效率工况下 随着气流沿径向向外流动 速度不均匀分布得到了明显的改善 无叶扩压器 无叶扩压器特性 轮缘轮毂轮缘轮毂轮缘轮毂轮缘轮毂r r2 1 081 331 621 99图12最高效率点和临近喘振点测量不同半径比叶轮叶高方向径向速度分布 虚线为临近喘振状态 实线为最高效率点状态 半径增大 Bradshaw和Laskin 1947 对一系列不同转速的离心压气机扩压器进行了试验研究 他们发现 无叶扩压器 无叶扩压器特性 扩压器的损失主要发生在扩压器的入口和出口 扩压器内部损失可以近似忽略 当扩压器出口直径减小时 扩压器出口损失增加 扩压器出口损失近似和扩压器出口直径的平方成反比 因此整个压气机效率会随着扩压器的直径减小而下降 扩压器出口直径的变化对扩压器入口损失 扩压器内部损失和叶轮效率的影响很小 当叶轮载荷系数及叶轮叶尖速度变化时 扩压器的效率变化很小 无叶扩压器中的喘振和稳定性 压气机稳定工作范围是一个非常主要的性能指标 无叶扩压器压气机能够在实际中得到广泛应用就是因为这种离心压气机比带有有叶扩压器离心压气机的稳定工作范围更加宽广 简森Jansen 1964b 给出了确定旋转失速发生的一种流动现象 即在扩压器壁面一侧出现反向流动时即为发生失速流动现象 他还提出了一个临界流动角的概念 即认为失速开始时对应的扩压器入口流动角为临界流动角 记 2crit 当扩压器宽度和入口直径减小时 2crit减小 目前来看 扩压器能够工作在负的径向速度情况下 因此这种以径向速度为负来界定失速是否发生的方法就显得很不准确 Senoo和Kinoshita 1977 通过对一些扩压器的研究发现临界流动角在81 和69 之间 且 2crit随b D2减小而增加 这一结论和Jansen的结论正好相反 阿布德哈米德 Abdelhamid 1982 对无叶扩压器内不稳定流动现象进行了大量的研究 他提出的扩压器内不稳定流动和Jansen及Senoo发现的现象并不相同 他定义发生失速情况下对应的流量系数为临界流量系数 无叶扩压器中的喘振和稳定性 Abdelhamid发现临界流动角受扩压器进出口直径比影响很大 当D5 D3 1 4时临界流动角为84 当D5 D3 2 0时临界流动角为79 Frigne和VanDenBraembussche 1983 同样对无叶扩压器流动稳定性进行了研究 发现扩压器宽度变化时 临界流动角在76 85 之间变化 无叶扩压器中的喘振和稳定性 总体来说 对无叶扩压器内流动不稳定性的本质的认识还很不完全 压强恢复系数Cp随流量变化的特性表明 无叶扩压器本身就不能工作在稳定状态下 这就表明 不能孤立地采用试验和理论方法对无叶扩压器流动稳定性问题进行研究 并不是在扩压器两个壁面中的一个壁面出现反向流动就意味着出现旋转失速现象 对中等比转速或较大比转速下的离心压气机 b D2较大情况 2通常选择不大于tan 13 71 56 这个角度可以作为一般无叶扩压器设计的上限 无叶扩压器中的喘振和稳定性 有叶扩压器 有叶扩压器可以使离心压气机在较小尺寸范围内获得较高的压强恢复系数 因此当采用无叶扩压器在限定尺寸范围内达不到压力要求情况下 就要使用有叶扩压器 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 在离心压气机叶轮中压强和密度增加都比较明显 在设计带有有叶扩压器的离心压气机时 所面临的问题和轴流压气机所面临的问题是相同的 一是如何准确确定堵塞因子的问题 二是怎样保证叶轮和扩压器之间的合理匹配问题 衡量扩压器和叶轮之间的匹配的一个指标 扩压器进口攻角流量变化对扩压器叶片进口攻角大小是有影响的 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 低速情况下流量变化对攻角的影响 在压气机工作在低速情况下 气体的可压缩性特性并不突出 当质量流量从设计流量开始减小 扩压器进口径向速度减小 切向速度增加 进入扩压器的平均气流方向和径向间的夹角增大 进入扩压器叶片气流的正攻角增加 如果在扩压器叶片进口气流和叶片间有很大的攻角 那么扩压器内压强损失将迅速增大 从而导致失速现象发生 当质量流量大于设计流量情况下 扩压器进口径向速度增加 进入扩压器的平均气流方向和径向间的夹角减小 从而使进入扩压器叶片气流产生负攻角 半径方向 小质量流量 大质量流量 当叶轮旋转速度较高 进口绝对马赫数较大情况下 扩压器叶片能够承受的正攻角范围远小于低速下能够承受的正攻角范围 对于高压比压气机 进入扩压器叶片马赫数很高 通常接近1的水平 只要出现一个较小的正攻角 就会在扩压器叶片吸力面上出现较强的斜激波 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 高速情况下流量变化对攻角的影响 攻角是由叶轮出口气流切向速度和径向速度决定的 如果在转速增加情况下 叶轮进口攻角保持不变 由于叶轮出口气流密度随叶轮旋转速度增加而增大 这时径向速度分量的增加一定会小于切向速度分量的增加 其结果是进入扩压器的绝对流动角 2 tan 1 C 2 Cm2 随叶轮旋转速度的增加而增加 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 径向速度分量的增加一定会小于切向速度分量的增加 2为和径向间的夹角 半径方向 高转速情况下攻角的变化 扩压器叶片宽度 下面给出的试验结果是两个扩压器的试验结果 扩压器叶片高度为8mm的小扩压器和10 7mm的大扩压器 叶轮直径大约为125mm 图17给出了试验结果 两个扩压器叶片形状相同 扩压器叶片前缘和径向间的夹角为71 5 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 图17扩压器宽度变化对压气机性能影响 宽扩压器 窄扩压器 扩压器叶片宽度 从图17可以看出两台压气机的特性有很大差别 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 图17扩压器宽度变化对压气机性能影响 在低转速情况下 大扩压器的最大质量流量明显大于小扩压器最大质量流量 在低旋转速度下两个压气机的失速压比基本相同 扩压器叶片宽度 有叶扩压器 叶轮和扩压器之间匹配 图17扩压器宽度变化对压气机性能影响 在高旋转速度下 两个压气机堵塞流量差别不大 但发生喘振压比差别很大 压比的差别可能是因为叶轮出口密度增大 从而使径向速度分量减小 因此宽扩压器入口攻角过大 从而产生更大的损失 从上述试验结果可以看出扩压器流通面积的大小对匹配叶轮和扩压器工作范围的重要性 在转速较低区域 要想使压气机稳定工作范围宽一些是比较容易匹配的 在高转速区 失速和堵塞流动范围变窄 叶轮和有叶扩压器之间的匹配就变得非常困难 有叶扩压器。