高 峰，朱德潤，潘曉燕

1 前言

壓縮機(jī)是整個(gè)蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)備，相對于其他型式的壓縮機(jī)來說，離心式制冷壓縮機(jī)具有體積小、轉(zhuǎn)速高、適用范圍廣的優(yōu)點(diǎn)，在冷量需求較大的制冷行業(yè)中應(yīng)用廣泛［1,2］。但應(yīng)用于50 kW 以下制冷量級別的情況，國內(nèi)研究較少［3］。為滿足航空等特殊領(lǐng)域制冷循環(huán)系統(tǒng)對大功率電子設(shè)備進(jìn)行冷卻的需要，發(fā)展制冷量在50 kW量級范圍內(nèi)的蒸發(fā)制冷循環(huán)系統(tǒng)有重要意義［4］。

傳統(tǒng)葉輪機(jī)械基于試驗(yàn)進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)周期長、成本高。CFD技術(shù)的出現(xiàn)為葉輪機(jī)械提供了一種新型的設(shè)計(jì)方法，利用計(jì)算機(jī)流體計(jì)算軟件不僅可以準(zhǔn)確預(yù)測流體機(jī)械的整體性能，而且還可以容易地從產(chǎn)品中發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)問題，減少設(shè)計(jì)中未發(fā)現(xiàn)的負(fù)面影響，降低對試驗(yàn)研究的依賴性，從而縮短設(shè)計(jì)周期，降低成本［5］。

本文利用搭建的小流量離心式制冷壓縮機(jī)性能測試試驗(yàn)臺，對所設(shè)計(jì)的小型離心機(jī)進(jìn)行性能測試，同時(shí)利用FLUENT軟件對所設(shè)計(jì)的小流量離心式壓縮機(jī)內(nèi)部流道進(jìn)行數(shù)值模擬，模擬采用真實(shí)氣體模型，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，驗(yàn)證模擬的準(zhǔn)確性，最后進(jìn)行壓縮機(jī)內(nèi)部流動分析，找出流動損失原因，為流道改進(jìn)優(yōu)化提供指導(dǎo)，使其在較高效率下獲得合適的壓比，滿足系統(tǒng)需求。

2 研究現(xiàn)狀

離心壓縮機(jī)內(nèi)部流動復(fù)雜，國外對其研究時(shí)間較早，而國內(nèi)對小型化離心機(jī)的研究還處于起步階段。Fulin Gui等進(jìn)行了高速小流量離心壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)和試驗(yàn)研究，他設(shè)計(jì)了一個(gè)葉輪直徑僅為 63 mm 的小流量高轉(zhuǎn)速離心壓縮機(jī) ,其效率可達(dá) 84%,這個(gè)數(shù)值較從20世紀(jì)50年代起一直未有太大提高的60%左右的效率有了相當(dāng)大的進(jìn)步［6］；在DC-8型航空飛機(jī)上用R12為制冷劑的離心制冷機(jī)，它在蒸發(fā)溫度為5 ℃、冷凝溫度為60 ℃的情況下，制冷量為50 kW，主軸轉(zhuǎn)速89500 r/min，葉輪直徑只有49.8 mm，另一臺用R114，轉(zhuǎn)速75000 r/min的制冷壓縮機(jī)，制冷量為35 kW［1］。這也表明:設(shè)計(jì)一個(gè)用于機(jī)載小型蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)用的小流量高轉(zhuǎn)速離心壓縮機(jī)是可以實(shí)現(xiàn)的。

近幾年，由于計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，將CFD技術(shù)應(yīng)用于壓縮機(jī)產(chǎn)品研發(fā)成為研究重點(diǎn)，針對小流量離心式壓縮機(jī)內(nèi)部流場分析領(lǐng)域，絕大部分模擬選擇 NUMECA軟件進(jìn)行分析計(jì)算，同時(shí)NUMECA軟件中需手動擬合真實(shí)氣體模型參數(shù)進(jìn)行制冷壓縮機(jī)內(nèi)部流動模擬，這就造成模擬結(jié)果在一定程度上的偏差。利用FLUENT軟件調(diào)用真實(shí)氣體模型進(jìn)行壓縮機(jī)流動仿真的研究較少。本研究利用FLUENT軟件進(jìn)行制冷壓縮機(jī)內(nèi)部流動模擬，采用真實(shí)氣體模型，調(diào)用NIST模型讀取制冷劑物性參數(shù)，在一定程度上提升模擬的質(zhì)量，為小流量離心式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)制造提供技術(shù)支持。

3 CFD模擬計(jì)算

3.1 幾何模型

本文所設(shè)計(jì)小型離心式制冷壓縮機(jī)制冷量為50 kW，設(shè)計(jì)蒸發(fā)溫度5 ℃，冷凝溫度50 ℃，制冷劑選用R134a。采用雙級壓縮，一二級葉輪采用泵式葉輪，直徑均小于100 mm，轉(zhuǎn)速34000 r/min,擴(kuò)壓器葉片形式為直壁通道式，基本結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1 模型幾何參數(shù)

壓縮機(jī)內(nèi)部兩級結(jié)構(gòu)復(fù)雜，通過調(diào)取真實(shí)氣體模型進(jìn)行整機(jī)仿真收斂困難，本文采用單級模擬的方法進(jìn)行系統(tǒng)仿真，首先進(jìn)行一級葉輪擴(kuò)壓器內(nèi)部流動過程模擬，然后進(jìn)行第二級葉輪擴(kuò)壓器流道流動模擬。根據(jù)兩級模擬結(jié)果整理計(jì)算整機(jī)運(yùn)行效率，與試驗(yàn)結(jié)果對比，論證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，為設(shè)計(jì)優(yōu)化提供依據(jù)。

本文選擇三維軟件SolidWorks進(jìn)行壓縮機(jī)外形的建模，根據(jù)所設(shè)計(jì)壓縮機(jī)尺寸數(shù)據(jù)，繪制1:1單級葉輪擴(kuò)壓器幾何外形，如圖1所示。

圖1 單級幾何外形

3.2 網(wǎng)格劃分

本研究使用GAMBIT軟件劃分網(wǎng)格，對整個(gè)模型采用結(jié)構(gòu)化和非結(jié)構(gòu)化混合型網(wǎng)格進(jìn)行劃分。由于葉輪和擴(kuò)壓器葉片整體彎曲度比較大，厚度相對于整機(jī)尺寸較小，而且葉片出口附近流動比較復(fù)雜，故對葉輪出口及擴(kuò)壓器入口部分面網(wǎng)格進(jìn)行局部加密。擴(kuò)壓器出口端和葉輪整體采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，擴(kuò)壓器入口采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，總體網(wǎng)格數(shù)為32萬，通過網(wǎng)格質(zhì)量檢測，質(zhì)量較高，可滿足要求，網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格模型

3.3 邊界條件及求解器設(shè)置

進(jìn)口邊界條件設(shè)置為質(zhì)量流量入口邊界，流量0.39 kg/s，出口邊界設(shè)置為壓力出口，數(shù)值為750000 Pa，葉輪墻體設(shè)置為旋轉(zhuǎn)墻面，轉(zhuǎn)速設(shè)置為34000 r/min，其余壁面均為靜止墻面，所有墻面不考慮傳熱。

介質(zhì)選擇制冷劑R134a，調(diào)用真實(shí)氣體Realgas-model模型，并加載NIST物性參數(shù)，選擇R134a作為計(jì)算介質(zhì)。

選擇all-zone參數(shù)作為初始化參數(shù)，由于采用了真實(shí)氣體模型，計(jì)算較為緩慢且不易收斂，可適當(dāng)調(diào)低計(jì)算松弛因子進(jìn)行計(jì)算。調(diào)用監(jiān)視器監(jiān)視各數(shù)值殘差及出口流量和壓強(qiáng)，當(dāng)殘差不能滿足低于1×10-2時(shí)，讀取出口流量和壓力值，穩(wěn)定不變則可認(rèn)為結(jié)果收斂，如圖3所示。

圖3 檢測面的壓力和流量收斂曲線

圖4 試驗(yàn)臺示意

通過搭建的試驗(yàn)臺對所設(shè)計(jì)的,小型離心壓縮機(jī)進(jìn)行了性能測試。樣機(jī)的制冷工質(zhì)為R134a，制冷量為50 kW，額定電壓為直流270 V，額定功率為20 kW，質(zhì)量為30 kg（含直流無刷電機(jī)控制器），圖5為通過數(shù)值模擬和試驗(yàn)分別獲得的整機(jī)性能曲線。

圖5 整機(jī)效率性能曲線

由圖5可見，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果較為一致，平均相對偏差為4.01%，對比計(jì)算值和試驗(yàn)值表明，本文采用的數(shù)值模型和獲得的模擬結(jié)果是可靠的，能夠比較準(zhǔn)確地預(yù)測小型離壓縮機(jī)的內(nèi)部流動和性能。所設(shè)計(jì)小流量壓縮機(jī)整機(jī)效率不高于50%，研發(fā)的模型級性能還有較大優(yōu)化空間。

5 級內(nèi)部流動分析

4 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比

進(jìn)行壓縮機(jī)試驗(yàn)的目的是測量其運(yùn)行效率、進(jìn)出口壓比等重要性能參數(shù)，本研究所搭建試驗(yàn)臺如圖4所示，整個(gè)蒸發(fā)制冷循環(huán)中省略了蒸發(fā)器，制冷劑在循環(huán)中一直處于氣態(tài)。制冷劑通過安裝在壓縮機(jī)出口處的膨脹閥進(jìn)行節(jié)流，然后通過冷凝器冷凝到所需溫度，在壓縮機(jī)進(jìn)口通過閥門可進(jìn)行流量的調(diào)節(jié)，保證壓縮機(jī)進(jìn)口參數(shù)［7］。

5.1 葉輪內(nèi)流動分析

通過研究二次流產(chǎn)生機(jī)理發(fā)現(xiàn)，葉輪流道中存在比較大的逆壓梯度時(shí)，更容易引發(fā)二次流。葉輪出口處二次流的產(chǎn)生是由于出口氣流速度和壓力分布不均勻造成的［8］。通常情況下葉輪出口總壓由輪盤到輪蓋逐漸減小，如果壓力梯度過大，就會在出口處發(fā)生氣體回流。

圖6為流量為0.38 kg/s工況下葉輪壓力面與吸力面的靜壓分布圖，分析發(fā)現(xiàn)：在該質(zhì)量流量工況下葉輪葉片壓力梯度分布較均勻，低壓區(qū)位于葉輪進(jìn)口吸力面－輪蓋角區(qū)，如果低壓區(qū)過大容易導(dǎo)致壓力面與吸力面產(chǎn)生較大壓力梯度，影響氣流在進(jìn)口處的流動狀態(tài)，產(chǎn)生一定流動損失從而降低葉輪效率。

圖6 葉輪壓力面/吸力面壓力分布

由圖6可見，在本工況下葉輪出口處跨盤蓋有一定的壓力梯度，葉輪流動性能一般，很有可能在葉輪頂部產(chǎn)生二次流。同時(shí)二次流對低能流體的輸運(yùn)是造成葉輪出口出現(xiàn)“射流-尾跡”結(jié)構(gòu)的主要原因［9］，造成流動損失。

圖7為葉輪出口處壓力分布，圖8為葉輪輪盤壓力分布，從圖中可以看出各個(gè)葉輪出口處壓力分布并不均勻，各個(gè)葉輪與擴(kuò)壓器進(jìn)口所對的角度不同，由此可預(yù)見隨著葉輪轉(zhuǎn)動，葉輪出口及擴(kuò)壓器進(jìn)口處壓力處于有規(guī)律不斷變化的過程，所以在設(shè)計(jì)葉輪和擴(kuò)壓器葉片個(gè)數(shù)時(shí)應(yīng)采取奇偶配比的方法，減少氣流于擴(kuò)壓器喉部的有規(guī)律沖擊，提高運(yùn)行效率。

圖7 葉輪出口壓力分布

圖8 葉輪輪盤壓力分布

圖9 為葉輪內(nèi)部速度矢量分布，在模擬流量工況下，壓力面速度向吸力面方向速度増加，在吸力面－輪盤轉(zhuǎn)角處出現(xiàn)了低速區(qū)，當(dāng)遠(yuǎn)離壓力面－輪盤轉(zhuǎn)角處時(shí)，速度逐漸變大，整個(gè)流道內(nèi)速度分布相對均勻，沒有出現(xiàn)大的速度分離。

圖9 葉輪速度矢量

圖10 所示為葉輪進(jìn)出口處的馬赫數(shù)分布云圖，模擬工況下相對馬赫數(shù)沿著壓力面－輪蓋角到吸力面—輪盤角方向逐漸變小，變化梯度較大。葉輪出口截面吸力面-輪盤側(cè)相對馬赫數(shù)較大，形成較大的氣流高速區(qū)，而在壓力面－輪蓋角相對速度比較小，在葉輪出口的葉頂間隙處容易產(chǎn)生二次流。

圖10 葉輪進(jìn)出口馬赫數(shù)

5.2 擴(kuò)壓器內(nèi)流動分析

圖11 為流量為0.38 kg/s工況下擴(kuò)壓器壓力面與吸為面的靜壓云圖，分析發(fā)現(xiàn)：在該質(zhì)量流量工況下擴(kuò)壓器葉片壓力梯度分布不均勻，擴(kuò)壓器進(jìn)口段壓力梯度較大，此處內(nèi)部流動不理想，低壓區(qū)存在于擴(kuò)壓器進(jìn)口壓力面，較大的壓力梯度分布會造成流動的不穩(wěn)定，流動損失會顯著增加，嚴(yán)重影響運(yùn)行效率。

圖11 擴(kuò)壓器壓力面/吸力面壓力分布

圖12為擴(kuò)壓器盤部壓力分布，擴(kuò)壓器進(jìn)出口壓力分布不穩(wěn)定，當(dāng)氣流進(jìn)入擴(kuò)壓器內(nèi)部以后，其流動特性隨徑向進(jìn)口寬度的增加流動不穩(wěn)定性逐漸消失。圖13為擴(kuò)壓器進(jìn)口壓力分布云圖，由于葉輪出口氣體沿柵距流動不均勻的影響，各個(gè)擴(kuò)壓器葉片壓力分布也顯示出較大差異。一般葉輪出口與有葉擴(kuò)壓器進(jìn)口存在一定的間距，相當(dāng)于葉輪與有葉擴(kuò)壓器之間存在一段無葉擴(kuò)壓器，這樣可以降低在葉輪出口處復(fù)雜三元流動在周向及葉高方向的流動不均勻性［8］。同時(shí)這個(gè)間距數(shù)值的確定也是設(shè)計(jì)過程中十分重要的一個(gè)環(huán)節(jié)，從圖13可見在間距處壓力分布不穩(wěn)定，還有較大優(yōu)化空間。

圖12 擴(kuò)壓器壓力分布

圖13 擴(kuò)壓器進(jìn)氣口壓力分布

圖14 為擴(kuò)壓器內(nèi)部速度矢量分布，在模擬流量工況下，進(jìn)口段喉部工質(zhì)流動速度向擴(kuò)壓器方向速度降低，從圖中可明顯看出喉部速度為最大值。圖15為擴(kuò)壓器出口馬赫數(shù)分布云圖，擴(kuò)壓器出口處速度分布也并不均勻，靠近吸力面-盤側(cè)馬赫數(shù)向著壓力面-蓋側(cè)逐漸減小。通過對比流速矢量圖，分析造成流速分布不均勻現(xiàn)象的原因是氣體流動不均勻。

圖14 擴(kuò)壓器內(nèi)部速度矢量分布

圖15 擴(kuò)壓器出口馬赫數(shù)分布

6 結(jié)語

本文通過搭建幾何模型進(jìn)行小流量離心壓縮機(jī)的CFD仿真模擬，調(diào)用真實(shí)氣體模型選擇R134a進(jìn)行模擬仿真，并將結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，表明通過FLUENT軟件調(diào)用NIST進(jìn)行真實(shí)氣體模型進(jìn)行小流量離心式壓縮機(jī)內(nèi)部流動仿真是可行的，同時(shí)發(fā)現(xiàn)氣流在整機(jī)中的流動并不理想，根據(jù)仿真結(jié)果給出以下優(yōu)化方向，作為接下來研究工作主要內(nèi)容：

（1）葉輪出口壓力面圓弧角度可做出適當(dāng)調(diào)整。

（2）擴(kuò)壓器葉片類型設(shè)計(jì)成圓弧連接，進(jìn)行模擬，比較圓弧連接與直壁通道式連接對小流量級壓縮機(jī)流動影響。

（3）適當(dāng)調(diào)整擴(kuò)壓器進(jìn)口寬度。

［1］ 葉振邦,常鴻壽.離心式制冷壓縮機(jī)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1980.

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