无叶扩压器因其加工简单、制造成本低、变工况适应性强等特点被广泛应用于各类离心压缩机中。近年来对无叶扩压器内气动研究虽有很多成果，但研究的重点往往侧重于单级离心压缩机内无叶扩压器，而对多级离心压缩机的无叶扩压器研究甚少。多级离心压缩机中无叶扩压器的特点是径向尺寸大，它不仅起到减速扩压作用，而且也充当级间弯道与回流叶片的导流器。其气动性能不仅受上游动叶的制约，且受下游静止部件如弯道等的影响。
无叶扩压器的气动性能直接影响下游部件的入口气动参数，进而影响其后续级的气动性能。
众多研究表明，多级离心式压缩机的效率不仅与动叶轮的效率有关，且与其余静止部件特别是无叶扩压器、弯道、导流叶片等效率密切相关。本文运用新近发展的CFD数值计算方法，采用高速并行计算技术，对某二级离心式压缩机整级进行了数值模拟，着重研究级间无叶扩压器内气动性能及其对整个机组性能的影响，旨在揭示其内部流动特点，为提高多级离心压缩机整机效率提供一些有益的参考。
2物理模型某二级离心压缩机的子午通道如所示。
其主要由下列部件组成：**级导叶（ 12个叶片，1- 1截面与1- 2截面之间的部分）、**级动叶（11个主叶片带11个分流叶片，图1中1- 3截面与1- 4截面之间的部分）、级间无叶扩压器、弯道、回流器（14个回流叶片， 2- 1截面与2- 2截面之间的部分）、第二级动叶（11个主叶片并带11个分流叶片， 2- 3截面与2- 4截面之间的部分）、级后无叶扩压器（2- 4截面与2- 5截面之间的部分）。
该机组的设计流量为10kg/ s，设计转数为12583r/ min，工质为氧气。设计压比为3. 1.
3数值计算方法流场用软件Fine/Turbo计算得到。采用有限体积中心格式，时间推进解法（包含二阶和四阶人工粘性项，四阶Runge Kutta（1/ 4、1/ 3、1/ 2、1）显式时间推进）。湍流模型选用Spalart Allmaras模型。
叶轮采用H型网格，前缘和尾缘作为钝体处理。主流道块的网格沿跨叶面、叶高和流向的分布为41 & 65 & 153，整个计算域网格总数近300万，采用高性能并行机计算。在叶片近壁面，叶栅端壁、头尾缘等流动复杂区域，对网格进行了局部加密以提高这些区域内解的分辨率，达到了网格法向无量纲尺寸y + = 2.
对于亚音速的进口边界，进口给定总温、总压以及来流方向；出口给定背压，并调整背压，以满足一定的流量。叶片表面与内、外端壁采用无滑移边界条件。在动静结合面上采用混合平面的条件，并在叶栅前后延伸段的交接面采用周期性边界条件。
4计算结果与分析4. 1整机性能与级性能定义等熵效率is与总压比t：is =（ P t out / P t in）k- 1 k - 1（ T t out / T t in）- 1 & 100% t = P t out / P t in式中P t总压T t总温in， out下标，进口、出口可看出，机组中2个带分流叶片的动叶本身效率并不低，但整机的总体性能却不高，等熵效率在数值上比单个动叶下降了十几个百分点。这表明除动叶以外的机组静止部件对整机性能的影响很大。
静止部件内的流动损失大小可以用总压损失来表示。所示为各个静止部件的总压损失的百分比图。为各静止部件总压损失的百分数：= （P t /P t） & 100%式中P t静止部件进、出口总压降表明，总压损失主要集中在通道与通道，即2个动叶之后的无叶扩压器内，其损失占静止部件总损失的80%以上。同时级间弯道（ ）、回流器（ ）内也占有部分损失。高温高压的多级压缩机内，引起损失的因素很多，机理甚为复杂。尽管图2显示出机组内主要损失所在部位，但不能揭示其损失机理。以下就机组级间与级后的大尺寸无叶扩压器内部流场结构进行重点分析，旨在探求其流动损失的原因。
静止部件总压损失分配示意4. 2无叶扩压器内气动分析4. 2. 1径向速度V r分布特点所研究的二级离心压缩机带有2个无叶扩压器，一个位于级间，连接着动叶与弯道；另一个位于级后，连接着动叶与蜗壳。
所示分别为2个无叶扩压器内沿不同截面上径向速度V r沿叶高方向分布。
第部分径向速度V r沿叶高S分布示意第%部分径向速度V r沿叶高S分布示意从动叶中出来的气流，其径向速度沿扩压器宽度方向是不均匀的，从轮盘一侧向轮盖逐渐降低，这是由于离心叶轮内部流体从轴向转为径向流动的过程中，在惯性力与对流的双重作用下，气流流向叶轮盘侧，使得叶轮出口速度场形成盘侧高于盖侧的特点。这种动叶出口不均匀的速度分布，直接引起无叶扩压器内流动的不均匀性。但随着气流沿扩压器减速增压，流体微团间不断地发生动量、能量掺混，使这种径向流动的不均匀性有所减弱，图3， 4均清楚地表明了这一点。
但不同的是，级间无叶扩压器内流速的不均匀性显然要高于级后无叶扩压器。并且级间无叶扩压器中，靠近轮盖处明显出现回流。图3表明，这种回流区主要集中在截面1- 4- 1与截面1- 5上，即靠近弯道的区域。
为了更清楚地了解这个回流区的成因，图5给出了级间与级后无叶扩压器内子午流道的速度矢量。图5表明，级后扩压器中子午速度分布均匀，但在级间扩压器内，随着气流流向弯道，流动在盖侧边界层形成分离，产生较大尺度的回流区。
事实上无叶扩压器内存在较大逆压梯度，流动本身易于发生分离。但只要叶轮出口的气体速度足够大，流动分离即可避免，这就是级后扩压器内未见回流的原因。但级间扩压器由于其后连着弯道，气体在弯曲离心力与逆压梯度的双重作用下发生了大尺度分离，形成了较大范围的回流区。
（a）级间扩压器（b）级后扩压器
4. 2. 2周向速度V t分布特点级间与级后的无叶扩压器内沿叶高方向周向速度的分布如图6， 7所示。由图可见，周向速度的分布规律与径向速度不同。虽然周向速度的分布总体上仍是盘侧高于盖侧，但这种不均匀性程度远不如径向速度明显。随着扩压器半径的增加，周向速度V t的不均匀性逐步减弱，这表明由于流动粘性的作用，无叶扩压器内部流动经历了一个流体相互掺混、均匀化和能量相互传递、重新分布的过程。同时，由于壁面摩擦力的存在使气流所具有的动量矩沿半径方向不断减小，从而使周向速度沿半径方向不断减小。这两种气动特点在级间与级后的无叶扩压器内均存在。同时表明，弯道对流动的影响主要体现在径向速度，而对周向速度的影响较小。
第部分周向速度V t沿叶高S分布示意第%部分周向速度V t沿叶高S分布示意4. 2. 3气流角分布特点由于动叶出口径向速度沿叶高方向存在很大速度梯度，致使其流动角度的分布也突显强烈的不均匀性。图8， 9所示分别为级间与级后无叶扩压器内气流角沿叶高方向分布。图中显示，两个扩压器进口截面上流动角度的不均匀性非常明显。同时随着气体的减速扩压，气流角的不均匀性未能得到明显下降，并始终呈现出轮盖侧高于轮盘侧的趋势。但相对而言，级间无叶扩压器出口处流动角横向梯度要高于级后无叶扩压器内的气流角。这进一步证实了在级间扩压器内流动的不均匀性，不仅受动叶出口气流的非均匀性影响，而且还会受到其下游部件弯道的影响，从而加剧了流动的不均匀性。
本文中气流角为气流流速与径向的夹角。
入口的气流角越大，气流在无叶扩压器内流经的路程就越长，其机械能损耗就越大。所示为2个无叶扩压器内沿中心叶高S 1流面上的流线分布。由于进入扩压器的气流均有较大的气流角，导致气流以螺旋线形式作轨迹运动，延长了流动路程，增加了机械能损失。这就解释了图2中2个无叶扩压器内的进出口总压下降*强烈的原因。
1流面流线分布示意事实上，这种强烈的损失，就级后无叶扩压器而言，由于其内部没有明显的流动分离，损失完全来源于过长的流动路程所导致的摩擦损失；对于级间无叶扩压器，由于气流受弯道的扰动而导致流动分离，因而其流动损失是在边界层分离与粘性摩擦两种因素的共同作用下形成的，这就解释了级间无叶扩压器尽管径向尺寸比级后扩压器短，但两者损失几乎相同的原因。
4. 2. 4静压恢复系数C p分布特点无叶扩压器的一个主要功能就是减速扩压，因此静压恢复系数C p可以表征其性能。
C p = （p- p ref）/ （1 2ref u 2 ref）可看出级间与级后无叶扩压器内静压恢复的趋势基本一致：在扩压器的前半段静压恢复得比较快，而在后半段静压恢复系数趋于平稳。比较两者差别不难发现，级间无叶扩压器内进出口静压升要比级后无叶扩压器小，这从另一角度又验证了级间无叶扩压器内由于在流动分离与壁面摩擦这双重作用下，静压损失较大。
5结论（1）多级离心式压缩机中的静止部件对其整机性能的下降影响很大。具有大径向尺寸的无叶扩压器是一个*主要损失源，其总压损失占整个静止部件总压损失的80%左右。而其它静止部件如弯道与回流器内的损失要远小于扩压器内的损失。因此对于多级离心压缩机的静止部件，应充分重视级间与级末的无叶扩压器设计。
（2）无叶扩压器内流速分布是不均匀的，且主要表现在径向速度分量上，形成盘侧高于盖侧的流动。相比之下，流速的周向分量始终表现得比较均匀。同时气体在粘性作用下发生掺混，有助于减弱流速的不均匀性。
（3）级间无叶扩压器内由于受到其下游弯道的影响，流动不均匀性要较级后无叶扩压器大，并在盖侧发生了较大尺度分离。因此弯道与无叶扩压器之间存在一种优化匹配。
（4）无叶扩压器由于具有适应变工况能力强等特点常为设计者所采用。但在多级离心压缩机中，由于无叶扩压器具有较大的径向尺寸，其内部气流的摩擦损失的剧增会减弱这一优势。因此在设计多级离心压缩机时，对扩压器形式（（有叶）或（无叶））的选择应予综合考虑。
