扩压器是由离心压缩机产生，依靠动能转换静压能的装置。离心压缩机叶轮出口的气流绝对速度C2一般为200-300m/s。高能头的叶轮的气流速度可达到500m/s以上。这部分动能占叶轮给气体的总能头的相当大的比例。例如，径向直叶片型叶轮占50%，水泵型火压缩机型叶轮也占25%-40%.所以，这部分动能必须有效地转换为静压能，这就是扩压器的任务。扩压器同时还起着收集及引出气体的作用

车用增压发动机转速的提高和工况变化范围的拓宽对涡轮增压器压气机的性能提出越来越高的要求，需要压气机提高压比的同时，在较宽的流量范围内有较高的绝热效率。为了满足车用增压器较宽的流量范围需求，压气机多采用无叶扩压器，所带来的问题是由于无叶扩压器较大的周向气流角，气流离开叶轮后在抵达蜗壳进口之前形成较大的沿程损失。叶片式扩压器可以有效控制气流的流动方向以减少流动沿程损失，从而提高压气机的工作效率。但在非设计工况时，由于叶轮和扩压器之间的流动匹配处于大攻角状态，扩压器叶片内部尤其是吸力面一侧存在流动分离，造成压气机内流动不稳定，导致压气机的流量范围大幅减小，无法满足车用发动机的工作需求。同时，出于结构因素的考虑，车用增压器压气机进口多采用无预旋结构，导致增压器压气机在部分工况无法满足发动机进气量的范围要求，压气机喘振时有发生。随着燃油经济性、动力性及排放等要求的不断提高，保证压气机具有宽流量范围的同时提高工作效率是需要重点解决的问题。

压气机进口预旋调节通过改变压气机叶轮进口速度三角形以提高工况适应性达到延缓喘振、拓宽流量的作用，叶片扩压器的调节则可保持叶轮出口气流在不同工况下具有良好的流动特性并提高流动效率。通过进口预旋和扩压器调节共同作用，以及合理的调节控制，从流动控制机理角度而言可以达到扩稳及提高效率的目的。基于此，本文以车用增压器JP88无叶扩压压气机为原型，进行了预旋导叶和可调扩压器的设计，并对压气机采用导叶预旋、叶片式扩压器及二者共同调节时压气机内部流动和压气机特性进行数值分析，以预测压气机采用进口可调和扩压器调节共同控制时流量范围效率的变化特点，为全可调压气机研究提供理论依据。

研究对象原型为JP88型无叶扩压离心压气 机，设 计 转 速 70000r/min，设 计 质 量 流 量0．3kg/s。在原型基础上，基于CFD分析和优化，进行了进口导叶及叶片扩压器的设计。为了保持原有压气机的总体结构，叶片扩压器的高度与原无叶扩压器高度相同。

数值方法与计算网格

本文采用FINE/TURBO进行压气机的三维流动计 算 分 析。控 制 方 程 为 三 维 Reynolds时 均Navier－Stokes方程湍流模型选择Spalart－Almaras模型。计算采用中心差分格式离散控制方程，用四阶Runge－Kutta法进行时间推进求解并结合当地时间步长、隐式残差光顺技术和多重网格技术以加速收敛。计算网格采用块结构化网格。对比计算中，原无预旋、无 叶扩压器 的 压 气 机 计 算 网 格 总 数 为890526，引入叶片导叶和叶片扩压器的压气机计算网格总数为1115060，其中叶轮网格完全相同。计算网格的壁面y值约为8，满足低雷诺数Spalart－Almaras湍流模型对于黏性网格的要求。对半径为90mm的离心压气机进行了数值分析和优化，其中的数值分析所得到的压气机性能与试验结果吻合非常好，验证了数值方法的正确性。本文采用同样的方法和相似的计算网格，可以认为结果具有较高的可信度。

边界条件与收敛判据

压气机进口参数皆相同，对应的进口总压为101325Pa，总温为293K，气流方向为轴向进气，固壁采用绝热无滑移边界条件。指定转速下，压气机工况特性线通过逐渐提高压气机出口背压的方法获得。

根据推进求解过程中计算所得的压气机进出口流量、总体性能（包括效率和总压比）的变化特性判定计算收敛性。计算所得的压气机进出口流量相对误差小于0．5%，且对应的压气机总性能（进口流量、出口流量、效率及压比）在足够长的推进时间内不发生变化或出现小幅周期振荡均认为收敛；当出口背压轻微变化导致计算监控的性能指标及进出口流量波动幅度随时间增大时。

导叶无预旋及预旋调节

采用进口导叶的计算包括导叶无预旋情况和导叶－8°预旋情况，分别用于分析导叶的加入对于压气机性能的影响和对比进口预旋对于压气机喘振裕度的影响。从导叶无预旋与原型压气机的计算结果对比可以看出：由于导叶的采用引入了叶型和尾迹损失，使得压气机的效率较原型整体小幅下降，但最高效率点位置未发生变化；此外，采用无预旋导叶后，压气机的流量范围与原型压气机相同。压气机达到数值喘振边界，以此工况为导叶预旋控制起始点，对导叶进行 －8°预旋调节。从结果对比可以看出，压气机进口导叶的预旋控制可有效地拓展压气机的喘振裕度。在导叶预旋角度保持不变 （－8°）的情况下，压气机的流量范围较原型压气机增加了 16．7% ，同时压比仍然处于较高的水平。尽管进一步调节导叶预旋角可以获得更宽喘振裕度，但考虑到更大的负预旋角会导致压气机总压比显著降低，无法满足发动机匹配要求，因而不作为有效的调节进行对比分析。导叶预旋扩大了压气机的流量范围，但对于压气机效率特性存在负面影响，采用叶片式扩压器可改善压气机效率。

叶片扩压与扩压器调节

扩压器无调节

所采用的叶片式扩压器设计点为叶轮转速为70000r/min时压气机的最高效率点。扩压器采用参数化设计方法完成，进口几何角根据原型压气机最高效率点工况叶轮出口平均气流角确定，出口几何角则根据原型压气机最高效率点工况无叶扩压器出口平均气流角确定。由此流动匹配原则，叶片扩压器的安装角为 53°（与径向夹角，下同 ），进口几何角和出口几何角分别为43°和55°。

可以看出，采用叶片式扩压器后，压气机在设计点工况附近效率较无叶扩压的原型机有明显改善，最高效率提高了约1．5%，总压比也有所提升。但在非设计点尤其是小流量工况处，叶片扩压的压气机效率和压比较无叶扩压原型机都大幅下降，效率降低12．5%，压比下降10%。最高效率点无叶、叶片扩压器进出口的绝对气流角沿叶高分布。在扩压器进口处，有叶和无叶扩压两种情况的气流角分布基本相同，从叶根到叶顶呈逐渐增加趋势，在50%叶高以上区域，由于受叶轮叶尖间隙流的影响，气流角呈先快速增加后快速减小趋势。在无叶扩压器出口，气流角基本延续进口处的分布趋势，但沿叶高方向上的变化梯度有所改善；在叶片扩压器出口，在叶片流道形状的约束下，气流角的分布并没有呈现进口处先增后减的趋势，而是沿叶高整体呈增加趋势，说明叶轮出口的不均匀气流受到了叶片的有效控制，同时叶片扩压器的采用使得扩压器出口的气流角整体减小，有助于减小下游气流的沿程损失。

最高效率点工况扩压器内子午平均流线对比。对于两种扩压器结构，叶轮出口叶尖处皆存在分离涡（间隙涡）：无叶扩压器中，分离涡向下游发展过程中得不到有效控制，一直延续至扩压器出口；而叶片扩压器中，叶轮出口叶尖处的分离涡尺度被放大，但在向下游发展过程中，得到有效抑制，在50%扩压器叶宽处分离涡基本消失，在扩压器出口获得了较低的总压损失。从图6给出的90%叶高截面叶片扩压器前部区域的速度矢量图可以看出，在扩压器进口叶尖处分离涡尺度增大的原因是在该处存在较大的负攻角。由于叶轮出口气流非常不均匀，因而叶片扩压器所采用的直叶片设计无法保证沿整个叶高上的气流角匹配效果，攻角不可避免。可以通过扭叶片设计方法来进行扩压器设计，以获得更好的气流角匹配效果。

为了保持不同流量工况下叶片扩压器与叶轮之间的流动匹配，以设计点（最高效率点工况）为基础，在不同的流量工况对叶片扩压器安装角进行调节，调节的角度根据无叶扩压时对应工况点叶轮出口处的绝对气流角确定 叶片旋转中心为扩压器中弧线中点从叶顶看 与叶轮转向相同为正 为不同工况下无叶扩压器进口的绝对气流角及对应扩压器调节的角度。

同时，为了获得压气机的扩稳效果，在小流量工况进行扩压器调节的同时进行进口导叶预旋控制。压气机性能与原型和叶片扩压器固定（导叶无预旋）压气机性能对比。进口导叶无预旋时，扩压器的调节可有效提高小流量工况时压气机效率，且在整个工作流量范围内，与原型相比压气机效率均有所提升，效率最高提高1．7%；对应的总压比在高效区有所提升，在小流量区则有所下降。在扩压器调节的同时配合进口导叶的预旋，可以获得压气机流量范围的拓展。进口有一定的负攻角，旋转 13°后，进口攻角得到明显改善，且扩压器进口轮缘处回流区也明显减小，说明通过改变扩压器的角度可明显减小压气机的回流损失。进口叶根处出现回流区是因为调节扩压器角度后不能同时兼顾叶根和叶顶的攻角，导致叶根攻角增大出现回流，通过扭叶片的设计可以使叶片扩压器进口角与全叶高气流角相匹配，进一步改善压气机的性能。

（1）采用无预旋导叶，压气机的流量范围与原机相同；导 叶 预 旋－8°后，压 气 机 流 量 范 围 拓 宽16．7%，同时压气机压比仍然处于较高的水平。

（2）与无叶扩压器相比，叶片扩压器能够有效控制叶轮内部的不均匀气流，使扩压器出口气流角整体减小约10°，有助于减小下游的沿程损失。

（3）在设计工况下，叶片扩压器可有效提高压气机的效率，效率提高约1．7%；在非设计工况下，通过调节扩压器角度减小扩压器进口攻角，可使压气机的压比在小流量区提高约7%，效率整体提高约1．2%。