高溫離心式制冷壓縮機擴壓器的改進及cfd優(yōu)化分析

高溫離心式制冷壓縮機擴壓器的改進及cfd優(yōu)化分析

1離心式制冷壓縮機據(jù)統(tǒng)計，超過90%的離心式冷水機組處于一定的負荷條件下，而冷水機組的部分負荷性能直接影響到整個機組的運營和能耗。同時,國家標準GB/T18430.1—2007《蒸氣壓縮循環(huán)冷水(熱泵)機組第1部分:工業(yè)或商業(yè)用及類似用途的冷水(熱泵)機組》中給出了綜合部分負荷性能系數(shù)IPLV的規(guī)定和要求。因此,對于離心式制冷壓縮機的設計來說,不但要保證較高的滿負荷效率,而且要求部分負荷時有較好的性能指標,同時要保證較寬的運行工況范圍。在離心式壓縮機中,采用的擴壓器形式直接影響壓縮機的性能曲線,無葉擴壓器對工況變化的適應性好,壓力恢復系數(shù)小,效率較低;而葉片擴壓器擴壓能力強,效率可比無葉擴壓器高(設計工況下),但工況適應性差,穩(wěn)定工作范圍較小。研究表明,低稠度的葉片擴壓器不但可以改善壓縮機的全工況性能,而且能保證壓縮機有較寬的運行工況范圍。本文主要介紹一種應用于高溫工況的離心式制冷壓縮機的擴壓器的改進情況,采用低稠度的葉片擴壓器替代原始無葉擴壓器,并利用CFD進行優(yōu)化分析,以期提高壓縮機的全工況性能。2蝸殼部分參數(shù)原壓縮機為1臺4000kW的高溫離心式壓縮機,壓縮機為半封閉式單級壓縮的結構形式,包括進口可轉導葉IGV、葉輪、擴壓器、蝸殼4個部分,參數(shù)見表1。原壓縮機的結構參數(shù)如下:葉輪為三元后彎閉式結構,葉輪葉片為長、短葉片各10片,b2/D2=0.058,擴壓器為無葉擴壓器,D4/D2=1.71,D3/D2=1.15,b4=b3=0.9b2(其中b2為葉輪出口寬度;b3為擴壓器進口寬度;b4為擴壓器出口寬度;D2為葉輪出口直徑;D3為擴壓器進口直徑;D4為擴壓器出口直徑)。壓縮機模型如圖1所示。3理論分析3.1擴壓器的結構特點在離心式壓縮機中,擴壓器的功能主要是使從葉輪中出來的具有較大速度的氣流減速,使動壓有效地轉化為靜壓,對后彎式葉輪來說,減少的動能占葉輪耗功的25%～40%左右。因此,擴壓器性能好壞對壓縮機性能有較大的影響。無葉擴壓器有一個由兩個壁面構成的環(huán)形通道,結構簡單,造價低,性能曲線變化平緩,穩(wěn)定工況范圍較寬,且在馬赫數(shù)Ma較大時,效率降低不明顯。其缺點是因氣流方向角α2基本不變,流動路程較長,摩擦損失大;且在設計工況下其效率低于葉片擴壓器,特別是在α2較小時更為明顯。葉片擴壓器是在上述無葉擴壓器的環(huán)形空間內裝上一系列葉片制成的擴壓器,具有擴壓能力強、尺寸小的優(yōu)點。其流道短,流動損失小,因而效率較高。在設計工況下其效率可比無葉擴壓器高3%～5%,特別是在α2較小時,葉片擴壓器效率更高。葉片擴壓器的缺點是:由于葉片的存在,變工況時沖擊損失較大,效率下降明顯,特別是在沖角(沖角i=α2A-α2,其中α2A為進口安裝角)較大時,流道中易產生嚴重的分離,會導致喘振的發(fā)生。葉片擴壓器相比無葉擴壓器具有較高的效率,但變工況適應性差,如何利用葉片擴壓器既提高效率又保證有較寬的運行范圍是需要討論解決的問題。3.2兩種壓縮機的性能對比為進一步對比無葉擴壓器與葉片擴壓器的性能,采用美國某公司的離心式壓縮機設計軟件分別對原高溫離心式壓縮機模型(見圖1)以及采用低稠度葉片擴壓器的離心式壓縮機模型(見圖2)進行分析對比。壓縮機吸氣狀態(tài)參數(shù)、葉輪、蝸殼結構參數(shù)采用原結構的對應參數(shù),分析時取相同的損失模型,僅改變擴壓器結構形式,采用低稠度葉片擴壓器替代無葉擴壓器。分別對兩種壓縮機的效率及壓縮比進行分析,壓縮機效率對比如圖3所示,壓縮比對比如圖4所示。從圖3,4可以看出,采用低稠度葉片擴壓器的壓縮機的絕熱效率和壓縮比都有明顯的提高,在設計工況下絕熱效率可提高4.6%左右,壓縮比可提高3.8%,而且穩(wěn)定運行范圍并不比采用無葉擴壓器時小,一定程度上說明采用低稠度的葉片擴壓器是可行的。4火炬氣總運行參數(shù)設計決定葉片擴壓器形狀及性能的幾何參數(shù)有:擴壓器進、出口寬度b3,b4,擴壓器進、出口直徑D3,D4,葉片進、出口安裝角α3A,α4A,葉柵稠度l/t(葉片數(shù)Z)和葉片型線,這些參數(shù)設計的合理性直接影響壓縮機的性能。4.1葉片線的確定為減少流動損失,提高變工況性能,采用NACA65(04)06機翼型葉片。4.2擴壓器噪聲為改善擴壓器的進氣狀況,降低氣流脈動噪聲,通常要求葉片擴壓器進口的Ma<0.7～0.85,根據(jù)計算分析確定D3=1.25D2,D4=1.35D3。4.3葉片安裝角研究表明,不同的葉片擴壓器進口安裝角對壓縮機有較大的影響,進口較大的正沖角及負沖角均會在擴壓器表面產生大尺度的分離渦團,在給定的流量工況下,存在一個最佳的進口安裝角,使得離心式壓縮機的性能最佳。葉片進口安裝角減小時,性能曲線左移,在較大流量區(qū)域,效率和壓縮比相對設計安裝角時有所下降,而在較小流量區(qū)域,效率和壓縮比相對設計安裝角時卻有所提高。相反,當增大進口安裝角時,性能曲線僅略向右偏移,相應的效率和壓縮比都有所減小,但減小幅度并不明顯?？梢娺M口安裝角對壓縮機的性能曲線影響較大,為此分別取不同的進口安裝角對壓縮機的性能進行研究,圖5是葉片不同進口沖角下的壓縮機性能曲線對比?？紤]到離心式制冷壓縮機要求有較寬的穩(wěn)定運行工況范圍,故在設計工況下取較小的負沖角(i=-5°)。4.4第二,當s1/第二在葉片擴壓器設計中,葉片進口寬度(以b2/b3表示)與葉輪的b2/D2值有關。當b2/D2>0.04時,最佳值是b2/b3=0.8;當b2/D2≤0.04時,通常取b2=b3;在b2/D2較小時,可取b2>b3。為增大穩(wěn)定運行工況范圍,擴壓器進出口寬度應取:b3=b4=0.8b2。4.5動態(tài)cfd模型葉柵稠度主要用來確定葉片擴壓器的葉片數(shù)。葉片數(shù)與稠度的關系用式(1)表示:Z3=lt2πsinαmlnD4D3(1)Ζ3=lt2πsinαmlnD4D3(1)式中Z3為葉片擴壓器的葉片數(shù);l/t為葉柵稠度,l/t≤1.5的葉片擴壓器稱為低稠度葉片擴壓器;αm=α4A+α3A2αm=α4A+α3A2。研究表明,對于每個葉片擴壓器,存在最佳的l/t。l/t過大會增加葉道進口處的阻塞,加大損失;l/t過小,擴壓能力降低,在出口產生回流損失。為此對現(xiàn)有壓縮機采用不同的l/t進行CFD分析,內部流場如圖6～8所示。通過CFD模擬分析發(fā)現(xiàn),當l/t取較大值時,葉片擴壓器進口處馬赫數(shù)Ma較大,易產生較大損失;當l/t取較小值時,在葉片擴壓器出口處會產生較大的分離損失。通過對比分析,認為l/t取0.97較為合適。5壓縮機性能測試試驗方法:采用與原離心式壓縮機相同的試驗方法,即將壓縮機進口IGV全開,保證壓縮機吸氣壓力470kPa和吸氣溫度14.5℃不變,通過調整冷卻水進水溫度及不斷調整壓縮機排氣壓力,測試壓縮機的性能。通過檢測壓縮機吸、排氣口溫度、壓力參數(shù)計算壓縮機的壓縮比及絕熱效率;通過檢測機組的制冷量計算壓縮機的體積流量。測試結果見圖9和圖10。測試數(shù)據(jù)顯示,采用低稠度葉片擴壓器后壓縮機效率及壓縮比都有較大幅度的提高,在設計工況下壓縮機的絕熱效率約提高2%～3%,壓縮比提高3%～4%,在小流量區(qū)域,壓縮機的絕熱效率提高更為明顯,最大增幅在6%以上,并且穩(wěn)定運行工況范圍并不比