結(jié)構(gòu)參數(shù)對輪緣密封封嚴(yán)特性影響的數(shù)值研究

孔祥林， 陶加銀， 馮增國， 李 軍

（1.東方汽輪機(jī)有限公司，德陽618000；2.西安交通大學(xué) 葉輪機(jī)械研究所，西安710049）

燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)盤和靜止部件之間的結(jié)構(gòu)由于起到封嚴(yán)二者之間盤腔的作用而被稱為輪緣密封.燃?xì)廨啓C(jī)在運(yùn)行工況下，主流的高溫氣體（燃?xì)猓?huì)在壓差的作用下通過輪緣密封侵入盤腔內(nèi)部，入侵的高溫氣體與轉(zhuǎn)盤的摩擦和傳熱容易導(dǎo)致轉(zhuǎn)盤過熱，在高速旋轉(zhuǎn)的情況下極易造成機(jī)械失效，引起安全性問題.為了阻止主流燃?xì)獾娜肭郑枰獜谋P腔引入冷卻氣流來封嚴(yán)盤腔和冷卻輪盤.為了避免冷卻氣流需求過多導(dǎo)致工質(zhì)損失而引起燃?xì)廨啓C(jī)效率和經(jīng)濟(jì)性降低，需要合理設(shè)計(jì)輪緣密封結(jié)構(gòu)，力求減少燃?xì)馊肭郑岣叻鈬?yán)性能，改善盤腔的冷卻效果［1－2］.

研究人員在渦輪輪緣密封的燃?xì)馊肭趾头鈬?yán)效率方面進(jìn)行了大量實(shí)驗(yàn)測量和數(shù)值分析工作.Johnson等［3］闡明了影響渦輪輪緣密封燃?xì)馊肭值牧鲃?dòng)機(jī)理.Gentilhomme等［4］對單級(jí)透平和簡單軸向密封在不同吹掃冷氣時(shí)的流場進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和數(shù)值研究.Teramachi等［5］研究了密封齒結(jié)構(gòu)對封嚴(yán)性能的影響.Wang等［6］針對不同動(dòng)靜葉軸向間距和封嚴(yán)與動(dòng)靜葉的位置時(shí)的燃?xì)馊肭痔匦赃M(jìn)行了非定常數(shù)值研究.結(jié)果表明：密封處的速度場與動(dòng)靜間距和密封位置密切相關(guān)，動(dòng)靜葉布置越緊密，燃?xì)馊肭质莒o葉與動(dòng)葉干涉的影響就越大.Sangan［7］針對多種輪緣密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了大量的實(shí)驗(yàn)研究并總結(jié)了燃?xì)馊肭痔匦?周揚(yáng)等［8］分析了輪轂封嚴(yán)氣體對高壓渦輪氣動(dòng)性能的影響.劉高文等［9］研究了輪緣密封的盤腔內(nèi)預(yù)旋效率的影響因素.李少軍等［10－11］采用數(shù)值方法研究了密封對渦輪氣動(dòng)性能影響，為密封設(shè)計(jì)提供了參考.

筆者以文獻(xiàn)［7］中軸向輪緣密封結(jié)構(gòu)和主流葉柵流道為研究對象，采用Ansys－CFX軟件數(shù)值求解RANS方程和SST湍流模型，對其封嚴(yán)效率進(jìn)行了數(shù)值研究，并通過與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比來驗(yàn)證所采用數(shù)值方法的可靠性，進(jìn)而分析動(dòng)靜間距布置和密封間隙尺寸對軸向輪緣密封封嚴(yán)性能的影響以及燃?xì)馊肭謱ΡP腔流場的影響.

1 計(jì)算模型和數(shù)值方法

圖1 軸向輪緣密封結(jié)構(gòu)模型Fig.1 Axial rim seal geometry model

圖1是軸向輪緣密封的計(jì)算模型.表1給出了輪緣密封結(jié)構(gòu)的幾何參數(shù).圖2給出了軸向輪緣密封結(jié)構(gòu)的計(jì)算網(wǎng)格.葉片通道和盤腔采用多塊結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，保證大部分區(qū)域的y＋＜1，滿足SST湍流模型的要求.對盤腔與主流通道的交界面采用完全匹配連接.采用Ansys－CFX軟件數(shù)值求解RANS方程.靜葉和盤腔設(shè)為靜止域，動(dòng)葉為旋轉(zhuǎn)域，工質(zhì)采用理想空氣，主流進(jìn)口和冷氣進(jìn)口給定質(zhì)量流量，出口給定平均靜壓.表2給出了計(jì)算工況和邊界條件.計(jì)算過程中，當(dāng)連續(xù)方程、動(dòng)量方程、能量方程和湍流方程的均方根殘差小于10－6時(shí)，認(rèn)為計(jì)算收斂.

表1 輪緣密封結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)Tab.1 Geometry parameters of the rim seal

圖2 軸向輪緣密封結(jié)構(gòu)網(wǎng)格示意圖Fig.2 Grid of the axial rim seal

表2 計(jì)算工況和邊界條件Tab.2 Calculation cases and boundary conditions

表2中軸向雷諾數(shù)定義式為

旋轉(zhuǎn)雷諾數(shù)定義式為

無量綱冷氣質(zhì)量流量為

式中：ρ為密度；W 為主流軸向速度；Ω為轉(zhuǎn)速；μ為動(dòng)力黏度；qm，o為冷氣質(zhì)量流量；w表示軸向；φ表示周向.

實(shí)驗(yàn)中采用濃度法確定輪緣密封的封嚴(yán)效率

式中：ρs、ρa(bǔ)和ρo分別為測量參考點(diǎn)、主流進(jìn)口以及封嚴(yán)冷氣進(jìn)口的示蹤氣體質(zhì)量濃度，在數(shù)值計(jì)算中采用附加變量法的湍流輸運(yùn)方程方法來模擬示蹤氣體的質(zhì)量濃度測量.

筆者采用質(zhì)量封嚴(yán)效率來分析輪緣密封特性.根據(jù) “孔板模型”［7］，在輪緣密封間隙處的出流和入流質(zhì)量流量可以利用速度積分方程求得：

根據(jù)質(zhì)量守恒得

式中：qm，e、qm，i分別為密封間隙處出流和入流的質(zhì)量流量；qm，o為封嚴(yán)冷氣質(zhì)量流量.

Cw，i、Cw，e分別為無量綱入流和出流質(zhì)量流量系數(shù)，從而可以定義質(zhì)量封嚴(yán)效率εm為

當(dāng)輪緣密封間隙出流質(zhì)量流量和封嚴(yán)冷氣質(zhì)量流量相等時(shí)，可以認(rèn)為qm，i＝0，燃?xì)鉀]有入侵盤腔系統(tǒng)，即封嚴(yán)效率為1.當(dāng)系統(tǒng)沒有通入封嚴(yán)冷氣時(shí)，通過密封間隙的入流氣和出流氣相等，此時(shí)封嚴(yán)效率為0.在數(shù)值計(jì)算中可以采用εm＝0.99時(shí)的封嚴(yán)冷氣質(zhì)量流量作為最小封嚴(yán)冷氣質(zhì)量流量.

2 數(shù)值方法可靠性驗(yàn)證

為了驗(yàn)證網(wǎng)格無關(guān)性，針對軸向密封在Cw，o＝1 000、旋轉(zhuǎn)雷諾數(shù)Reφ＝5.32×105時(shí)，采用8×105、12×105、22×105和36×1054套網(wǎng)格數(shù)目計(jì)算軸向密封的封嚴(yán)效率，結(jié)果見表3.從表3可以看出，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)目達(dá)到12×105時(shí)計(jì)算結(jié)果可以滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求.因此，本文輪緣密封所采用的網(wǎng)格數(shù)目取12×105～14×105.

為了表征外環(huán)誘導(dǎo)入侵的誘因－周向壓力分布，定義無量綱壓力系數(shù)

式中：pa為當(dāng)?shù)仂o壓為周向壓力平均值.

表3 封嚴(yán)效率與網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)Tab.3 Sealing efficiency vs.number of grid nodes

圖3為靜葉尾緣下游2.5mm端壁處（A點(diǎn)）無量綱壓力系數(shù)Cp隨周向角度變化關(guān)系的實(shí)驗(yàn)值［7］與數(shù)據(jù)計(jì)算結(jié)果的對比.其中，橫坐標(biāo)為無量綱周向角度θ＊＝（θ－θ0）／（θ1－θ0）.由于靜葉的存在，主流流道的壓力不再均勻，呈現(xiàn)周期性近似正弦分布規(guī)律.由圖3可知，數(shù)值計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值吻合良好，證明數(shù)值方法可以比較準(zhǔn)確地模擬主流的流動(dòng)特性.

圖3 靜葉尾緣下游端壁處無量綱壓力系數(shù)沿周向的分布Fig.3 Distribution of non－dimensional pressure coefficient along circumferential direction downstream vane trailing edge

圖4給出了數(shù)值求解所得封嚴(yán)無量綱效率與實(shí)驗(yàn)值的對比.由圖4可知，隨著封嚴(yán)冷氣質(zhì)量流量的增加，主流入侵減少，封嚴(yán)無量綱效率升高，數(shù)值計(jì)算結(jié)果和實(shí)驗(yàn)值吻合良好，驗(yàn)證了所用數(shù)值方法的可靠性.

圖4 封嚴(yán)無量綱效率數(shù)值計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值的對比Fig.4 Comparison of sealing non－dimensional efficiency between numerical results and experimental data

3 結(jié)果分析與討論

3.1 動(dòng)靜間距的影響

圖5給出了3種動(dòng)靜間距下的封嚴(yán)效率隨冷氣質(zhì)量流量的變化情況，文中固定盤腔與靜葉的距離，改變的是盤腔與動(dòng)葉的距離，LRS＝12mm為原始結(jié)構(gòu)，在原始結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上分別增大和減小25%.隨著動(dòng)靜間距的增大，在相同的冷氣質(zhì)量流量下，封嚴(yán)效率升高，主流入侵減少，而相應(yīng)的完全封嚴(yán)所需要的最小無量綱封嚴(yán)冷氣質(zhì)量流量也急劇減小，但從輪緣密封性能來看，適當(dāng)增大動(dòng)靜間距可以明顯減少對封嚴(yán)冷氣的需求.

圖5 動(dòng)靜間距變化對封嚴(yán)性能的影響Fig.5 Effects of rotor－stator space on the sealing efficiency

圖6對比3種不同動(dòng)靜間距密封結(jié)構(gòu)在Cw，o＝855時(shí)，即低冷氣質(zhì)量流量下靜葉尾緣下游端壁處的無量綱壓力系數(shù)沿周向的分布.由圖6可知，隨著動(dòng)靜間距的增大，靜葉出口的氣流進(jìn)一步膨脹和混合，周向的壓差降低，壓力峰值也略微向壓力面偏移，這有利于減弱主流入侵盤腔.圖7為Cw，o＝4 150時(shí)密封間隙中部10%葉高處的無量綱壓力系數(shù)沿周向分布的對比.由圖7可以看出，動(dòng)靜間距的變化對密封間隙頂部壓力場的影響要顯著得多，動(dòng)葉偏離盤腔會(huì)急劇降低輪緣密封頂部的壓力，而盤腔外部主流和盤腔的壓差正是驅(qū)使主流入侵的動(dòng)力，動(dòng)靜間距增大導(dǎo)致壓差動(dòng)力顯著減小，相應(yīng)的主流入侵也會(huì)減少，這表明動(dòng)葉前緣壓力場對主流入侵的顯著影響.

圖6 靜葉下游端壁處周向無量綱壓力系數(shù)的分布Fig.6 Distribution of non－dimensional pressure coefficient along circumferential direction downstream vane trailing edge

圖7 密封間隙頂部10%葉高處周向無量綱壓力系數(shù)的分布Fig.7 Distribution of non－dimensional pressure coefficient along circumferential direction on top of seal gap at 10%span

圖8 3種動(dòng)靜間距下盤腔與主流交接面處徑向速度的分布Fig.8 Radial velocity distribution at interface for three rotor－stator spaces

為了更好地分析動(dòng)靜間距變化對主流入侵的影響，圖8對比了3種動(dòng)靜間距在Cw，o＝8 240時(shí)盤腔與主流交接面處的徑向速度分布，上部淺色區(qū)域?yàn)槌隽鲄^(qū)，下部深色區(qū)域?yàn)槿肭謪^(qū).可以看到相對原始結(jié)構(gòu)（LRS＝12mm），動(dòng)靜間距增大25%后基本上沒有主流入侵，但是動(dòng)靜間距減小25%后主流入侵強(qiáng)度和區(qū)域明顯增加.

圖9給出了原始結(jié)構(gòu)在Cw，o＝855時(shí)不同周向位置的流場結(jié)構(gòu).θ＊＝0時(shí)冷氣既靠近動(dòng)盤入侵又靠近靜盤出流，在密封間隙由于流動(dòng)的交錯(cuò)形成間隙渦；θ＊＝0.36為出流區(qū)，從動(dòng)盤抽吸上來的冷氣穿過密封間隙進(jìn)入主流；θ＊＝0.62仍然是出流和入侵交界處，但是在靠近靜盤附近為主流入侵盤腔，靠近動(dòng)盤附近則為冷氣出流，沒有形成間隙渦；θ＊＝0.80為入侵區(qū)，主流由于有軸向速度沖擊到動(dòng)盤，穿過密封間隙侵入盤腔，然后匯入靜盤邊界層進(jìn)一步入侵到盤腔深處.

圖10對比了3種動(dòng)靜間距下盤腔出流區(qū)和入侵區(qū)的流場結(jié)構(gòu)，云圖是徑向速度分布.在Cw，o＝855時(shí)動(dòng)靜間距變化對封嚴(yán)效率的影響較小，與圖5中低冷氣質(zhì)量流量范圍的規(guī)律一致.盤腔與主流交接面上主流入侵區(qū)的范圍隨著動(dòng)靜間距的增大略有減小，但是盤腔中的流動(dòng)結(jié)構(gòu)變化不大.在出流區(qū)，動(dòng)盤輸運(yùn)的冷氣穿過密封間隙射流進(jìn)入主流并與主流來流匯合進(jìn)入下游；在入侵區(qū)，靠近端壁附近的主流來流穿過密封間隙進(jìn)入盤腔后順著靜盤內(nèi)流.

圖9 原始結(jié)構(gòu)盤腔不同周向位置的流場結(jié)構(gòu)Fig.9 Flow field at different circumferential locations for original rim seal

圖10 3種動(dòng)靜間距下盤腔流場結(jié)構(gòu)Fig.10 Flow field in rim cavity for three rotor－stator spaces

3.2 密封間隙的影響

圖11對比了3種密封間隙下封嚴(yán)效率隨冷氣質(zhì)量流量的變化情況.其中，原始的密封間隙為Sc，ax＝2mm，間隙比為Gc＝0.010 5，二者分別減小和增大50%，轉(zhuǎn)速均為n＝3 000r／min，比較相應(yīng)的封嚴(yán)效率.圖12給出了不同密封間隙下主流周向無量綱壓力系數(shù)分布的比較.密封間隙的變化對主流壓力分布的影響很小，但是隨著密封間隙減小，在相同的冷氣質(zhì)量流量下主流入侵減少，封嚴(yán)效率升高.

圖11 密封間隙變化對封嚴(yán)性能的影響Fig.11 Effects of seal gap on the sealing efficiency

圖13對比了3種密封間隙下在Cw，o＝855時(shí)周向入侵截面的流動(dòng)結(jié)構(gòu).由于主流結(jié)構(gòu)沒有太大變化，盤腔與主流交接面上的徑向速度分布類似，密封間隙越大，沖擊動(dòng)盤的入侵主流流速越小，但是入侵面積的增加導(dǎo)致相應(yīng)的主流入侵增加.圖14對比了3種密封間隙下在Cw，o＝855時(shí)周向出流截面的流動(dòng)結(jié)構(gòu)，分布區(qū)域依然類似，只是范圍因密封間隙增大而增大.

圖12 不同密封間隙時(shí)主流周向壓力系數(shù)的分布Fig.12 Circumferential distribution of pressure coefficient for different seal gaps

4 結(jié) 論

圖13 3種密封間隙下的入侵流場Fig.13 Ingress structure for three seal gaps

圖14 3種密封間隙下的出流流場Fig.14 Egress structure for three seal gaps

利用Ansys－CFX軟件研究了一級(jí)模型透平的軸向輪緣密封外部誘導(dǎo)燃?xì)馊肭痔匦?數(shù)值求解所得封嚴(yán)效率與實(shí)驗(yàn)值吻合良好，驗(yàn)證了數(shù)值方法的可靠性.分析了動(dòng)靜間距和密封間隙對輪緣密封燃?xì)馊肭趾头鈬?yán)性能的影響.主流周向壓力的不對稱分布會(huì)導(dǎo)致周向不同位置分別呈現(xiàn)出流區(qū)和入侵區(qū)，在出流區(qū)和入侵區(qū)的過渡區(qū)域密封間隙容易形成間隙渦.隨著動(dòng)靜間距的增大，輪緣密封外部的主流周向壓差會(huì)減小，入侵盤腔的主流減少，封嚴(yán)效率升高，完全封嚴(yán)需要的冷氣質(zhì)量流量也會(huì)顯著降低.密封間隙大小的變化對主流的影響很小，但是隨著密封間隙減小，主流入侵減少，封嚴(yán)效率也會(huì)升高.

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