离心压气机设计-第一部分.ppt

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离心压气机初步设计及分析离心压气机初步设计及分析怎么样才能设计出好的离心压气机？

它应该具备如下一些特点：

1叶片的数目应足够多，以保证滑移因子不应过大。

2设计的叶轮尽可能地选择后弯叶轮。

3叶轮出口处的叶片高度与半径的比值不要太小。

4如果是开式叶轮，那么叶尖间隙应该尽可能的小。

通常出口处的叶片高度都要比基于单纯为使气流减速而计算得到的值大一些，这样可以保证间隙与叶片高度的比值在合理的小范围内。

5叶轮的进口曲线设计能够保证在设计工况下气流在整个叶片前缘上以最小的攻角进入叶轮。

概论概论6叶轮的形状设计保证曲线处处光滑，曲率变化比较平坦，最重要的要保证轮缘型线曲率变化比较平坦。

7扩压器，无论是有叶的还是无叶的，都应该有合适的流通面积。

如果采用有叶扩压器，保证在设计点下扩压器入口处气流功角不会过大。

8在给定流量的前提条件下，要保证叶轮进口轮缘处的相对马赫数最小。

9叶轮进口轮缘处相对马赫数和叶轮出口平均相对速度比应小于1.6，超过这个数值，会引起叶轮内出现较大的分离区域。

概论概论叶轮进口几何尺寸的确定叶轮进口几何尺寸的确定-叶轮进口气动参数之间的关系叶轮进口气动参数之间的关系叶轮进口有轴向进气、正预旋和和负预旋三种两种情况，图1给出了这三种进口情况下的速度三角形。

（a）（b）（c）图图1叶轮进口速度三角形叶轮进口速度三角形（a）正预旋正预旋（b）零预旋零预旋（c）负预旋负预旋质量流量为根据叶轮入口速度三角形可以得出，其中，由气动参数之间的关系可得叶轮进口几何尺寸的确定叶轮进口几何尺寸的确定-叶轮进口气动参数之间的关系叶轮进口气动参数之间的关系叶轮进口切向速度一般为0，如果叶轮进口有导叶，则叶轮进口周向速度为可以推导出叶轮压比和进出口速度之间的关系为（8）从式（8）可以很清楚地发现正预旋和负预旋对滞止压比的影响。

叶轮进口几何尺寸的确定叶轮进口几何尺寸的确定-叶轮进口气动参数之间的关系叶轮进口气动参数之间的关系如果设计人员在设计前只知道离心压气机质量流量和压比，为了获得其它几何尺寸，必须还要假定一些必要的参数。

例如选择合适的马赫数和流动角等。

这就意味着设计离心压气机的过程可以走多条路线，因此主要尺寸的确定过程是一个优化设计过程。

设计离心压气机通常是把最大效率作为设计目标进行寻优设计，在设计中对一些损失进行定量的考虑。

叶轮进口几何尺寸的确定叶轮进口几何尺寸的确定-叶轮进口气动参数之间的关系叶轮进口气动参数之间的关系诱导轮诱导轮对诱导轮的设计过程，应已知下列参数（a）入口滞止压力和温度；经常使用标准大气条件。

（b）入口攻角的大小。

（c）入口预旋。

（d）工质的质量流量。

在设计过程中对诱导轮有几方面考虑：

其一，对一定的质量流量，在保证设计点的效率最高前提条件下，使入口轮缘处相对马赫数最小。

这样做的目的是使叶片攻角损失最小。

其二，为了使堵塞流量和喘振流量两者之差足够大，要求进口相对马赫数尽可能地小，因为堵塞和失速两个流量之差随着进口相对马赫数的增加显著减小。

其三，诱导轮设计中还要考虑结构和强度上的要求。

例如，对高通流离心压气机，叶轮进口前缘绝大多数采用沿径向延伸的直纹叶片。

诱导轮诱导轮设计叶轮进口主要考虑的三个几何参数是轮毂半径、轮缘半径以及轮缘处的叶片角度。

轮毂半径的选择为了使设计的叶轮在满足要求的质量流量前提条件下有尽可能小的截面面积，要求诱导轮进口轮毂半径尽可能足够小。

减小轮缘半径，即减小了轮缘处的马赫数，而这对于改善叶轮内部的流动状况是有益的。

然而，轮毂半径是受限制的，它应满足下列要求，即进口轮毂半径应能保证传递要求的扭矩，避免发生临界振动现象；同时，还应有足够的周向空间安置所要求的叶片数。

轮缘半径轮缘处相对马赫数最小诱导轮诱导轮诱导轮轮缘处叶片速度是最大的，相对速度也是最大的。

减小轮缘半径导致相对速度减小在质量流量一定情况下，工质的轴向速度增加流道面积相应减小导致相对速度增加由上面的分析可知，存在一个轮缘半径，当进口轮缘半径偏离这个值时，都会导致轮缘处相对马赫数上升。

假设入口无预旋，进口速度三角形是直角三角形，则有诱导轮诱导轮（9）叶尖处周向速度将减小C1sU1sW1s定义无量纲质量流量诱导轮诱导轮式中r1h/r1s。

把上式代入式（9），则式（9）可以改写为式中，Ma1s为叶轮进口轮缘处相对马赫数，MauU2/a01。

（10）图2给出了式（10）中的各参数之间的关系。

可以看出，当Mau2/（12）数值一定情况下，存在一个最小相对马赫数。

从图2还可以看出进口轮缘处相对流动角在55到65之间有轮缘处最小相对马赫数。

图图2马赫数对相对流动角的影响马赫数对相对流动角的影响诱导轮诱导轮纵坐标横坐标图中变量坐标对于一个给定的相对马赫数情况下，如何使单位迎风面积上质量流量最大在质量流量一定情况下，要想获得最小轮缘处相对马赫数，诱导轮诱导轮仍然从式（10）出发，它还可以写成相对马赫数和相对流动角的表达式（11）对式（11）中的1s求导，令其导数等于零，即可获得在任意给定的相对马赫数情况下，产生最大流量的相对流动角的计算公式为（12）诱导轮诱导轮图3给出了由式（12）画出的曲线，横坐标为进口轮缘处相对流动角。

根据式（12），设计者可以选择相对流动角1s，使入口相对马赫数最小。

图图3进口轮缘相对马赫数和进口轮缘相对马赫数和相对流动角的关系相对流动角的关系可以看出，如果1s偏离最小相对马赫数对应流动角5时，马赫数增加1%。

由此可见在设计中应尽可能准确地选择1s的数值。

根据下图还可以看出，1s在60左右变化时所引起的相对马赫数的变化量很小，也就是说设计中1s选择60是比较合理的。

诱导轮诱导轮在求得相对流动角和相对马赫数后，如果还已知进口轮毂半径，即可使用连续方程计算诱导轮入口截面面积，具体公式如下连续方程用相对马赫数和相对流动角表示为根据上式，如果m、1s、Ma1s、r1h都是已知的，即可由上式获得轮缘半径。

诱导轮诱导轮叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算理想情况下，叶轮出口流动角应该和叶片角相等，实际流动导致在叶轮出口流动角偏离叶片角。

在平均流线计算和通流计算中正确地预测落后角是非常关键的，因为这直接关系到叶轮做功量大小和叶轮出口压比。

对于后弯叶轮出口切向速度分量为规定叶片角的方向和叶轮的旋转方向相同时为正，相反时为负。

对于理想情况下，如果叶轮出口流动完全由叶轮叶片引导，则对于径向叶轮出口切向速度分量为U2C2W2U2C2W2没有滑移情况下叶轮出口速度三角形，左图：

径向叶轮，右图：

后弯叶轮叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算滑移现象的存在减小了切向速度分量的大小，因此减小了叶轮的压比，并且还使叶轮的耗功量减小。

为了获得设计压比，就要求增大叶轮直径，提高叶轮的旋转速度。

这又导致叶轮承受的应力增加，同时也使摩擦损失增加，降低了压气机的效率。

叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算根据滑移因子的定义根据图1速度三角形可以写出下式U2C2W2CCm或用滑移因子表示为叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算对于径向叶轮，式可以简化为根据质量流量可以获得出口子午速度为，其中对于进口没有预旋的径向式叶轮，式（8）可以改写为（8）叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算MauU2/a01。

如果给定l和的数值，根据上式可以得出p02/p01与Mau之间的关系曲线。

把上式的计算结果画成曲线如图4。

图中l1曲线表示l1和1情况下所能获得的压比。

l0.90.85曲线表示叶轮效率l0.9和滑移因子0.85情况下所能获得的压比曲线，当l大于0.9和大于0.85时的曲线在上面两条曲线之间。

图图4零预旋时压比和零预旋时压比和Mau之间的关系之间的关系叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算旋转速度越高，压比越高叶轮设计依靠的一个重要参数就是滑移因子。

一些设计机构为设计离心压气机叶轮发展了他们自己的滑移因子。

由于叶轮出口流动现象非常复杂，因此很难获得滑移因子的准确计算结果。

对于同一个叶轮，在不同流量情况下的滑移因子是不同的，其主要原因是在不同流量情况下，叶轮通道内的分离流动现象也不相同。

即使在最高效率点，并且在叶片数目相同情况下，不同叶片叶型的设计可以产生不同程度的分离现象，这样导致滑移因子发生变化。

叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算斯托德拉（Stodola）计算滑移因子公式威斯尼（Wiesner，1967）对存在的滑移因子关系式进行了广泛的研究，他检验了斯托德拉（Stodola，1927）、巴斯曼（Busemann，1928）和斯坦尼兹（Stanitz，1952）提出的计算滑移因子的方法。

威斯尼Wiesner对巴斯曼Busemann的计算结果进行归纳得出下列公式（18）叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算2B（叶片后弯角）和ZB（叶片数目）对滑移因子有什么影响？

2B和ZB越大滑移因子也就越大。

Wiesner根据Busemann数据得出的滑移因子的计算公式适用叶轮出口半径和入口半径的比值不超过下式计算的数据图6是在后弯角和叶片数目变化情况下根据Wiesner公式计算的滑移因子变化曲线。

图图6后后弯弯角角和和叶叶片片数数变变化化时时由由Wiesner公公式式计计算算的滑移因子变化曲线的滑移因子变化曲线叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算2B和ZB越大滑移因子也就越大Stanitz（1952）在理论分析的基础上给出了一个滑移因子的计算公式。

Stanitz认为滑移因子只是叶片数目和出口叶片角的函数，Stanitz滑移因子的计算公式是在对6个径向叶片叶轮进行数值计算的基础上得到的，其具体的计算公式是当2b在45和+45之间时可以使用上式计算滑移因子。

叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算由上面的各个公式可以看出，影响滑移因子的参数主要是后弯角和叶片数目。

在很多年里，研究人员在轴流和径流压气机上使用完全不同的落后角计算公式和滑移因子模型。

对于轴流压气机，最广泛使用的落后角计算公式是Carter公式。

对于离心压气机，Wiesner滑移因子计算公式得到了广泛的应用。

在轴流压气机和径流压气机两者的落后角的计算方法没有相互联系，两种方法也不相同。

当我们设计混流压气机时，设计人员所面临的问题是使用Carter公式还是使用Wiesner公式计算落后角。

叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-滑移因子的计算滑移因子的计算叶轮设计中除了选定后弯角外，还应考虑的两个重要参数是绝对马赫数的大小和方向。

出口速度过高将使扩压器内的压力梯度变大，由此可能会产生过大的摩擦损失。

如果是有叶扩压器，还可能会在扩压器叶片前缘产生激波，从而产生激波损失。

叶轮出口绝对速度和径向之间的夹角，也即绝对气流角的数值同样不能取得过大，如果取得过大，意味着扩压器入口角度过大，对于有叶扩压器，这样会使扩压器前缘的设计变得非常困难，还会使气流在扩压器内流程加长，导致摩擦损失增加。

此外，还会引起失速和倒流现象，从而引起喘振。

叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-出口参数计算出口参数计算叶轮设计中经常面临的一个问题是如何选定出口叶片高度b2，出口绝对气流角2的大小可以帮助确定b2值的大小。

2直接确定出口速度三角形，当2变化时将导致b2值发生变化。

经验显示当b2较小情况下，2值取大一些可能更加合理。

Japikse（1984）认为出口绝对气流角和比转速之间近似存在下面的经验关系式，即叶轮出口几何尺寸的确定叶轮出口几何尺寸的确定-出口参数计算出口参数计算2Cm2C2Dean（1960）的研究结果表明最优的出口绝对气流角在63到68之间，同样，Rodgers和Sapiro（