无叶扩压器广泛用于制冷压缩机、过程压缩机和涡轮增压器压气机中，只要设计合理，就可以使无叶扩压器具有较高的静压恢复能力。在结构上无叶扩压器所具有的一个突出特点是没有喉部面积存在，因此在扩压器内不可能出现堵塞流动现象，这也是采用无叶扩压器的离心压气机工作范围宽广的主要原因。与有叶扩压器相比，由于无叶扩压器不存在叶片和叶轮之间相互干涉而产生的振动现象，因此也就不存在由于两者之间相互振动而引起的疲劳失效问题。

无叶扩压器具有结构简单、工作范围宽广、容易制造而被广泛采用。无叶扩压器有两种基本结构形式：一种是平行壁式结构；一种是先经过收缩段后再流进平行段的结构。后一种结构由于气流先流过收缩段，有助于气体的稳定流动。扩压器入口气流流动是非常复杂的，从叶轮每一个叶片槽道流出的气流为射流一尾迹的非定常流动。

在离心式叶轮机械中，浪涌可由许多原因引起，旋转失速现象一般也是浪涌的先导。正如前几节所叙述的那些不稳定流动现象，它们是局部的不稳定流动，!但渐渐能发展到总体的不稳定流动——浪涌。浪涌可由旋转失速引起，但在性质-七，两者又木是一回事。它除了局部性与总体性的这种差别外，浪涌只能发生在可压缩流动中。正如从第一节的分析可知，它的流动振荡频率通常与进口或出口容积相关联的海姆霍兹谐振有关。在离心泵中，并不发生浪涌。但不管怎么样，在小流量时总可以观察到流动的严重变坏。泵中流动的破坏，可以是由某种形式的旋转失速引起。

离心式叶轮机械的旋转失速可分为三种：

(1)与叶轮相关的旋转失速。这种旋转失速类似于发生在轴流式转子大正攻角时所发生的不稳定流动现象。

(2)在叶片扩压器中的旋转失速，它也发生在大攻角中。

(3)径向无叶扩压器中的旋转失速。

旋转失速现象，可以这样来描述。无叶扩压器中的低速区域集中在称之为失速单元的若干区域内，其总周长可均匀地划分成若干区。这些区域分别具有大的或小的局部速度。这些失速基元以流动速度向量方向绕轴旋转，其旋转速度是若干变量的函数，但是明显地慢于切向流动速度。仔细地研究所测得的速度，对一个固定观察者来讲，可以发现，速度由定常部分和一个近似于正弦变化的部分所组成。当失速基元通过观察者时，形成最小速度。 2100433B

通风机中所应用的无叶扩压器有静止无叶扩压器(简称静止扩压器)和回转无叶扩压器(简称回转扩压器)。

静止扩压器安装在叶轮外面，同定于机壳上，环状流道互相平行。由叶轮出来的高速气流，经过静止的截面逐渐扩大的扩压器，将部分动能转变为静压能，从而提高通风机的静压及静压效率。

对某些通风机，在涡壳上加静止扩压器，用以把部分动压转变为静压，但效果不是很好。为达到与静止扩压器相同的目的，有时在离心通风机中，采用了回转无叶扩压器。此无叶扩压器在国内国外的一些通风机中，都得到了应用。由于这种扩压器随叶轮一起回转，通常称为回转扩压器。

Stanitz(1952)通过对一个进口流动角为76°半径比为1.8的无叶扩压器内部气流流动进行理论研究发现，气流在扩压器进口和出口之间的运动轨迹是一条360°的弧线，因此扩压器流道越长，所产生的摩擦损失也就越大。一般情况下，一个无叶扩压器的总压恢复系数是0.5。对于可压缩流动，也即理想气体，如空气，当压力增加，密度也增加，因此沿扩压器半径方向上的流动角也是增加的，而摩擦力的存在使流动角有减小的趋势，因此气流运动轨迹还是接近于对数螺旋线。当然，流动角在实际中不可能达到90°，因为在这种情况下将不可能有气流流出扩压器。对于有些非理想气体，如氟利昂，流动角沿扩压器流动方向则是减小的。与有叶扩压器相比，工质在无叶扩压器中由于是作对数螺旋线运动，因此无叶扩压器中工质运行轨迹的长度要大于有叶扩压器中工质运动轨迹的长度，这也是无叶扩压器中流动损失大于有叶扩压器中流动损失的原因。

Herbert(1978)在Stanitz(1952)工作的基础上又考虑了扩压器壁面边界层增长因素。他假设在叶轮出口处的边界层厚度为零，其厚度在流动方向上逐渐增厚。通过研究发现，扩压器内边界层速度分布可以用管内湍流的1/7次方关系进行计算。如果无叶扩压器流道充分长，端壁上的边界层将可能相互会合，这种情况下将不存在中心流动区，速度分布可以采用管内湍流的1/7次方分布计算，很明显壁面边界层厚度是通道宽度的一半。Schumann

(1986)使用他所建立的一个理论模型计算了径向无叶扩压器内三维非轴对称湍流流动，并把计算结果和采用三维黏性程序的计算结果进行了比较，发现两者吻合的很好，这也进一步说明采用简单数学模型研究无叶扩压器性能也是一种可行方法。

突扩扩压器在环形扩压器进口有一个前置扩压器，在其出口突然扩张并产生一对大旋涡，用来缩短扩压器长度，突扩扩压器对进口流场变化不敏感。

中文名称

突扩扩压器

英文名称

dump diffuser

定　　义

在环形扩压器进口有一个前置扩压器，在其出口突然扩张并产生一对大旋涡，用来缩短扩压器长度，突扩扩压器对进口流场变化不敏感。

应用学科

航空科技（一级学科），推进技术与航空动力装置（二级学科）

扩压器研究对象

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0．3k_g/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。

扩压器数值模型

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 Re_ynolds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S_palart－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。

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。