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。