級負荷系數為0.42的小流量軸流壓氣機設計與試驗驗證

王立志，陽誠武，張香華，路縱橫（.中航工業沈陽黎明航空發動機（集團）有限責任公司，沈陽0043；.中國科學院工程熱物理研究所，北京0090）

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級負荷系數為0.42的小流量軸流壓氣機設計與試驗驗證

王立志1，陽誠武2，張香華1，路縱橫1
（1.中航工業沈陽黎明航空發動機（集團）有限責任公司，沈陽110043；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京100190）

摘要：由于受限于“尺寸效應”，負荷增大使中小航空發動機壓氣機性能降低的特征較為明顯，這對高負荷壓氣機設計提出了更大挑戰。為深入研究小流量、高負荷軸流壓氣機，提出了2級高負荷軸流壓氣機的設計原則和總體要求。針對平均級負荷系數為0.42的高負荷特點，采用強根部、大反力度、低展弦比、葉片端彎和懸臂靜子等氣動設計方法以提高壓氣機性能。用全3D數值模擬方法對設計結果進行了校核，分析了其性能和流場結構。為了對設計、計算結果進行驗證確認，對壓氣機進行了試驗測量，計算與試驗結果吻合良好。結果表明：高負荷軸流壓氣機設計點的壓比為2.73，絕熱效率為0.865，綜合裕度為15.3%，達到了設計指標要求。

關鍵詞：軸流壓氣機；高負荷；試驗；葉片端彎；懸臂靜子；氣動設計

引用格式：王立志，陽城武，張香華，等.級負荷系數為0.42的小流量軸流壓氣機實際與試驗驗證[J].航空發動機，2016,42（3）：54-60.WANG Lizhi,YANG Chengwu,ZHANG xianghua,et al.Design and measurements for a small flow rate axial compressor with stage work coefficient of 0.42[J].Aeroengine,2016,42(3)54-60.

0　引言

隨著飛機（尤其是戰斗機）技術的發展，對航空發動機提出了推重比和可靠性更高、耗油率和壽命期成本更低的要求[1]。提高推重比/功重比[2]能顯著提高航空發動機的整體性能，因此，無論是美國“綜合高性能渦輪發動機技術計劃”（IHPTET）[3]還是歐洲“新型航空發動機”計劃（NEW AC）[4]都將其作為重要目標。這就要求核心部件之一的風扇/壓氣機在更少的級數上實現更高壓比。要提高壓氣機的級壓比，通常采用提高壓氣機的切線速度或負荷的方法。提高切線速度受氣動性能和結構方面的限制，因此，提高級負荷成為提高風扇/壓氣機單級壓比的重要途徑。而高負荷風扇/壓氣機也是美國“極高效發動機計劃”（UEET）的重要發展方向[5]。

本文針對T700這一類中小型軍用航空發動機壓氣機的特點[6]設計了試驗用2級高負荷軸流壓氣機，主要論述了針對高負荷采取的設計方法和設計策略，3維CFD的計算校核和試驗測量及分析等。

1　總體要求與設計原則

1.1總體要求

經過文獻調研，結合目前服役的中小型航空發動機，利用壓氣機的特點與現有試驗設備條件，經過分析比較，提出了2級軸流壓氣機的設計指標，即設計流量為4.6 kg/s，設計壓比為2.7，設計轉速為25000 r/min?？紤]到測點與探針的布置，并參考同類型軸流壓氣機的設計參數，同時為方便測試與結構設計，確定采用等外徑的流程形式，機匣直徑選定為276 mm。壓氣機的具體設計參數見表1。

1.2設計原則

表1 2級軸流壓氣機設計參數

受大量條件約束，為提高壓氣機性能，本文壓氣機設計制定了以下原則：

（1）為了滿足喘振裕度的要求，采用高壓比設計、降壓比使用的辦法。本壓氣機的設計壓比高于設計指標1%。

（2）在達到壓氣機出口馬赫數要求的情況下，壓氣機進口軸向氣流馬赫數盡可能低，以便逐步下降到出口要求值。

（3）為減少激波損失和葉型損失并利于級間匹配，設計時使氣流馬赫數盡可能低。因此，壓氣機具有低馬赫數、大負荷的特點。

（4）根據各級的氣流馬赫數及其在壓氣機中所處的位置分配加功量，即相應的增壓比。

（5）為降低壓氣機局部負荷，壓氣機進口的輪轂比要足夠大。

2　氣動設計

根據設計要求，初步估算壓氣機的平均級負荷系數達到了0.42。由于負荷較高，為了滿足設計要求，需采取一些有效設計方法以提高壓氣機性能。

2.1基本參數選取

2.1.1負荷分配

由于是跨聲速壓氣機，第2級的進口溫度高，葉片作功困難，從前到后采用降負荷的加功量分配方式，確定第1、2級的負荷系數分別為0.45和0.39。

為了滿足設計要求，考慮到子午流道為等外徑型式，必然會導致轉、靜子葉尖區域流動損失增加，所以設計中采用“強根部”的徑向變壓比設計，如圖1所示。所謂“強根部”，即增加轉子葉片近輪轂區域的作功，減小葉尖區域的作功。減小葉尖近端壁部位壓比，可以減少葉尖激波損失和間隙流動損失，提高壓氣機效率。

圖1 轉子出口總壓比沿徑向分布

圖2 負荷和進口攻角對壓氣機級損失的影響[8]

2.1.2反力度選取

反力度代表動葉中與整個級間用于壓力勢能轉換的能量的比例。反力度大，說明氣流在動葉中減速擴壓較大，會導致動葉葉柵效率降低；反力度小，會導致靜子的負荷提高，使靜子葉柵效率降低。反力度在0.5左右為最佳效率設計[7]。

Dickens等[8]對高負荷軸流壓氣機的研究結果，如圖2所示，U為葉片平均半徑處的速度，但本文使用葉尖速度。由于高負荷壓氣機容易在靜子角區發生分離與失速，而轉子對分離與失速的容忍程度相對較高，因此，隨著負荷的提高，應適當增大反力度。由于本文設計的軸流壓氣機的負荷水平較高，因此，確定前面級的平均反力度為0.65，后面級的反力度為0.60。

2.1.3展弦比選擇

葉片展弦比對壓氣機性能和穩定工作范圍有重要影響。壓氣機平均展弦比與絕熱效率的關系曲線如圖3所示。雖然圖中的具體數值與現代高性能壓氣機有差別，但趨勢仍較一致。從圖中可見，展弦比小于一定值后，由于徑向摻混嚴重，導致展弦比越小壓氣機效率越低；當展弦比大于一定值后，效率隨著展弦比的增大而降低，這主要是由于葉片變窄，氣流在單位長度上的轉折角增大，氣流分離嚴重，損失增加。此外，壓氣機的喘振裕度隨著展弦比的增大而減小。對于常規壓氣機，最佳平均展弦比為1.4～1.8。隨著壓氣機負荷的提高，壓氣機對失速裕度的要求也提高，展弦比正在朝越來越小的方向發展，即所謂低展弦比設計[10]。本文設計充分考慮這一點，第1、2級轉子葉片的平均展弦比分別選取為1.2和1.1。經過通流設計后得到的子午流道如圖4所示。

圖3 多級壓氣機平均展弦比與效率的關系

圖4 2級軸流壓氣機子午流道

2.2葉片造型

2.2.1基元葉型

由于轉子前馬赫數較高（第1級為1.0，第2級為0.8），設計中采用在高進口馬赫數下具有較好性能的多圓弧葉型（MCA）。通過調整葉型最大厚度位置、最大彎度位置和前后段彎度，多圓弧葉型可靈活地改變表面載荷分布，適應不同的來流馬赫數，并在葉片進、出口處產生所需的速度三角形[10]。

由于轉子葉尖進口相對馬赫數都接近1，采用了后彎的“J”字葉型，可減少進口段吸力面的彎度，可改善進口激波形狀，降低激波強度，減少損失，如圖5所示。轉子葉根采用接近雙圓弧的多圓弧葉型，有利于綜合控制進口區氣流加速和出口區氣流分離，如圖6所示。為了提高效率，轉子的前緣和尾緣均采用橢圓形結構。

2.2.2葉片端彎造型

由于壓氣機負荷較高，常規靜子葉片極易發生角區分離/失速，為了提高靜子葉片性能，需要進行優化設計。針對壓氣機靜子葉片，常用的優化造型方法有葉片端彎和掠型設計等。其中，葉片端彎（Dihedral）可有效抑制端壁附近的角區分離/失速，已在多型發動機上應用，收益也很顯著[11-12]。本文首先選擇端彎葉片結構對第2級靜子葉片進行優化設計。

圖5 轉子葉尖基元葉型

圖6 轉子葉根基元葉型

第2級靜子葉片3維造型的周向積疊線沿葉高方向的分布如圖7所示。圖中的Case1表示在近輪轂區積疊線近似直線的情況，Case3表示的積疊線形狀，采用文獻[11]對葉片端彎角的定義，其彎角約為+8°。

圖7 周向積疊線沿葉高方向分布

圖8 不同周向積疊情況下靜子參數沿徑向分布

設計點這3種周向積疊引起的葉片總壓損失和無量綱流量沿徑向的分布如圖8所示。總壓損失系數-ωt的定義見式（1）。從圖中可見，在近輪轂區積疊線近似直葉片時，靜子50%葉高以下區域的損失很大，隨著正彎角增大，該區域的損失明顯減小，而50%葉高以上區域的損失卻有所增大。從流量分布看，隨著正彎角增大，靜子的30%葉高以下區域的流量明顯增大，而在30%葉高以上的區域，流量明顯減小。這說明隨著葉片正彎角的增大，靜子在近輪轂區域的流通能力增強，而在50%葉高以上區域的流通能力卻是減弱的?？梢詮娜~片尾緣截面的馬赫數分布找出參數沿徑向改變的原因，如圖9所示。

式中：ωt為總壓損失系數；ptinlet為轉子進口相對總壓；pt為計算點相對總壓。

圖9 不同周向積疊情況下靜子出口截面馬赫數和等值線分布

從圖中可見，當近輪轂的周向積疊近似直線時，靜子葉片尾緣的吸力面與輪轂相交的角區存在大范圍的角區分離，在周向和徑向的分布范圍都很大；而隨著積疊線在葉片根部的正彎角增大，靜子葉片尾緣近輪轂處的分離區縮小，當彎角為Case3情況時，在近輪轂處盡管依然存在低速區，但角區分離消失，流動也更加均勻合理；而在中間葉高和近機匣區域的低速區卻在擴大，特別是近機匣區域的低速區的擴大更為明顯，即將開始分離，這說明根部正彎角的增大降低了葉片近輪轂部位的負荷，而提高了中間葉高及以上部位的負荷。

綜合權衡近輪轂和近機匣處的流動情況，本文最終采用了介于Case 2和Case 3之間的周向積疊方式。根據第2級靜子葉片的優化結果，對第1級靜子葉片進行了同樣的葉片端彎優化設計，取得了較好效果。但考慮到與下游轉子的徑向匹配，葉片的端彎角較小，導致在輪轂端壁區域仍存在角區分離，減小了壓氣機的喘振裕度，因此，參考先進中小型航空發動機用軸流壓氣機的特點，第1級靜子葉片擬采用懸臂結構以抑制角區分離。

2.3懸臂靜子結構

Gbadebo[13]和Yang Chengwu等[14]研究發現，懸臂靜子結構能夠通過間隙泄漏流動的激勵作用移除吸力面與輪轂形成的角區低速流體團，可有效抑制角區分離/失速。鑒于壓氣機第1級帶輪轂靜子角區分離嚴重，試圖采用懸臂結構來抑制角區分離，因此，對第1級靜子在不同葉根間隙下的特性進行了計算研究。

不同葉根間隙下壓氣機第1級的效率特性如圖10所示。用葉根處的弦長對圖中的間隙值進行了無量綱化。從圖中可見，壓氣機的效率隨著葉根間隙值的增大而降低，說明間隙的引入增加了間隙泄漏流動，引起了更大損失。同時也可見，與0間隙相比，葉根間隙的引入擴大了壓氣機的穩定工作范圍，流量裕度增大了2%。而在不同的間隙值下，壓氣機的裕度變化卻不明顯。那么，是什么樣的流體力學機制導致了這種現象呢？

圖10 不同靜子葉根間隙下壓氣機的效率特性

不同間隙值下靜子葉片的總壓損失沿徑向的分布如圖11所示。從圖中可見，隨著間隙值增大，靜子約15%葉高以下區域的總壓損失增加，且高損失區在徑向上向葉尖方向擴展；而在約15%～35%葉高區域，靜子的損失卻是減少的。15%葉高以下區域的損失增加，可以歸結為泄漏流流量的增大（如圖12所示）。同時，從圖12中可見，泄漏流流量受葉片載荷的影響很小，所以不同間隙下的效率特性在小流量區域幾乎平行。對于裕度的變化，可以從近失速點的極限流線分布中找到答案。

圖11 總壓損失隨間隙值的變化

圖12 泄漏流流量隨間隙值的變化

間隙泄漏流將分離點推向葉片尾緣方向（如圖13所示），有效地抑制了吸力面/輪轂的角區分離。從圖13中可見，間隙泄漏流流量的增加對流線沿弦向的分布影響很小，所以不同間隙下壓氣機級的失速裕度幾乎保持不變，但將分離點推向葉尖方向，這是由15% ～35%葉高區域損失減少導致的。而葉根間隙增大到一定程度后，間隙泄漏流動與葉片前緣產生的馬蹄渦相互作用，在葉片弦向前部產生了明顯的分離流動。

圖13 不同間隙值吸力面與輪轂表面極限流線分布

兼顧失速裕度、效率、轉子變形和結構安全的因素，本文的第1級靜子間隙設計為0.75%葉根弦長，即0.15 mm。

3　全3維CFD校核

3.1數值計算方法

為了進一步了解壓氣機的性能特性、內部流動結構及級間的匹配特性，用商用NUMECA數值模擬程序對所設計的2級高負荷軸流壓氣機進行了3維數值計算。

數值計算采用NUMECA FINE軟件包的Euranus求解器，使用Jameson的有限體積差分格式，并結合Spalart-Allmaras湍流模型求解相對坐標系下的3維雷諾平均Navier-Stokes方程。進口給定總溫和總壓，進口速度方向設定為軸向，出口給定平均背壓。所有的計算均從堵塞點開始，通過反復增大背壓向近失速點逼近，數值失速前的最后1個收斂解對應著近失速工況。

3.2計算結果及分析

計算得到的90%、95%和100%設計轉速的壓氣機特性以及氣動設計點如圖14所示。考慮到加工誤差以及葉片與端壁角區倒圓的問題，流量采用1%的余度設計。從圖中可見，在設計流量下，壓氣機的壓比為2.725，效率為0.865，達到了設計要求。

從各等轉速特性曲線可見，壓氣機的效率特性比較平坦，具有較寬的高效工作范圍，而峰值效率出現在90%設計轉速，絕熱效率約為0.88，符合航空發動機用壓氣機的設計特點。壓氣機的左邊界（喘振邊界）具有比較一致的直線關系。

圖14 數值計算的壓氣機特性

圖15 壓氣機S1流面馬赫數和等值線分布

高負荷壓氣機設計點2%、50%和98%葉高截面的馬赫數分布如圖15所示。從圖中可見，在2%葉高截面，轉子在近輪轂區域的流動較為合理，攻角選擇比較合適，沒有明顯的大范圍低速區。第1級靜子葉片尾緣處流動狀態也較好，只是在流道中間靠近尾緣處存在小范圍的低速渦旋區，應該是由圖13中所見的間隙泄漏渦造成的流動堵塞。而在第2級靜子葉片吸力面尾緣存在小范圍低速區，但還沒有產生分離，這是圖9中Case3情況下能看到的存在于角區的低速流體團。在50%葉高截面，壓氣機各排葉片在葉中截面的流動相對都較好，只是在第1級轉子吸力面尾緣存在小范圍回流區，但由于負荷過高（負荷系數為0.46），該回流區難以用調整葉型參數的方法消除。相比較而言，壓氣機在葉尖區域的流動比較合理，只在第1級轉子近壓力面存在低速區，這是典型的激波后流體減速擴壓以及激波與間隙泄漏渦相互作用產生的低速流體團。

壓氣機總壓比和第1級壓氣機的壓比沿葉高方向的分布如圖16所示。從圖中可見，第1級壓氣機的壓比沿葉高方向的分配基本符合設計要求，即呈現“上低下高”的趨勢；第2級壓氣機的壓比沿葉高方向基本呈反C形分布，即兩邊低中間高。

綜上所述，高負荷軸流壓氣機的作功能力和效率達到了設計要求，特性曲線符合航空發動機壓氣機的特點，內部流場合理，基本實現了設計意圖。

圖16 壓氣機總壓比和第1級壓比沿葉高方向分布

4　試驗測量

為了對設計與數值計算結果進行試驗驗證，對該2級高負荷軸流壓氣機的測試及測點進行了周密安排和詳細設計。具體測點位置的安排如圖17所示，各測點所布探針類型及數量見表2。

圖17 壓氣機測點布置

表2 壓氣機各測點測試要求

計算與實試驗得到的等轉速特性如圖18所示。由試驗結果與計算結果的對比可見，試驗獲得的壓氣機的流量整體比計算值偏大，而且每條等轉速線對應的堵塞流量的固定偏大值約為0.1 kg/s，相當于設計點流量的2.7%，在測量誤差范圍之內。

圖18 計算與試驗得到的壓氣機等轉速特性

從試驗特性看，壓氣機設計點的效率為0.862，壓比為2.73，而綜合裕度達到了15.3%，壓比和綜合裕度都達到了設計要求，效率有所偏低。但由于在95% 和100%設計轉速下，電機的驅動功率無法滿足壓氣機的需求，因而采取了節流措施，其節流比分別為0.92和0.89，雖然用W assell[15]在常規負荷壓氣機上總結得到的低雷諾數修正公式進行了修正，但與計算值相比，測試效率仍然偏低，而未節流的85%和90%折合轉速的效率特性的試驗值和計算值吻合良好，說明計算結果真實可信，試驗獲得的壓氣機效率偏低是由于節流以及高負荷下采用常規負荷雷諾數修正公式進行修正造成的（這種推測還需在未節流狀態下進行試驗驗證），可以認為計算效率是壓氣機的真實效率。因此，壓氣機設計點的真實效率為0.865。采用文獻[15]提供的經驗公式對高負荷或者超高負荷壓氣機進行低雷諾數修正可能會導致效率偏低。

從非設計轉速效率特性看，壓氣機在低速時測量得到的效率明顯較計算值偏大，隨著轉速升高，偏差變小，到80%轉速后，試驗值與計算值吻合良好，這是由溫升效率法計算效率導致，主要原因是低速時壓氣機的出口溫度較低，導致測量的溫度偏差相對值較大，所以誤差較大。測量和計算結果都表明壓氣機在90%轉速時達到了最高效率，其值約為0.879。從非設計轉速壓比特性看，計算值與試驗值吻合良好。從喘振邊界看，不考慮流量偏移因素的影響，計算值和試驗值吻合良好，計算得到的95%設計轉速的流量裕度出現明顯偏大的情況，這是由數值誤差和對收斂的判斷造成的。

由以上分析可知，設計點壓氣機的真實效率為0.865，壓比為2.73，而綜合裕度為15.3%，達到了設計要求。與試驗結果對比可知，本文所使用的數值計算方法預測壓氣機的性能是非常精確的。

5　結論

本文采用采用強根部、大反力度、低展弦比、葉片端彎和懸臂靜子等氣動設計技術，完成了級負荷系數為0.42的小流量高負荷軸流壓氣機設計和試驗驗證，達到了設計指標壓比2.73、效率0.865、綜合裕度15.3%的要求，并得到以下結論：

（1）在高負荷壓氣機設計中，由于靜子角區分離/失速問題更為突出，采用大反力度的設計方法可有效減小靜子的角區分離/失速。采用強根部的功沿徑向的分配方式，可有效減小間隙泄漏流動的影響。

（2）葉片端彎對高負荷靜子角區分離/失速的控制有明顯效果，可有效減小葉根負荷過大造成的大分離區，提高壓氣機性能；而懸臂靜子可抑制高負荷靜子的角區分離/失速，但會使損失增大，效率降低。

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（編輯：趙明菁）

Design and Measurements for a Small Flow Rate Axial Compressor with Stage Work Coefficient of 0.42

WANG Li-zhi1,YANG Cheng-wu2,ZHANG xiang-hua1,LU Zong-heng1
（1.AVIC Shenyang Liming Aero-Engine Group Co.Ltd,Shenyang,110043,China;2.Institute of Engineering Thermophysics, Chinese Academy of Sciences,Beijing 100190,China）

Abstract:The performance of axial compressors for small aeroengine decreases much remarkable as the load increases,due to so called "size effect",which raises the challenges for highly loaded compressors design.In order to study small flow rate and highly loaded axial compressors,the design guidelines and requirements of a 2-stage axial compressor were proposed.The aerodynamic design methods suchasroot-enhanced,large reaction,low aspect ratio, dihedral and cantilevered stator were employed aiming at improving the performance of the compressor with load coefficient up to 0.42.Three dimensional computational fluid dynamics (CFD)method was employed to validate the design and analyze the internalflow patterns.Experimental tests were performed to affirm the design and computation,the data agree wellwith CFD computation.Resultsshow thatthecompressorhasachieved the design pressure ratio of 2.73,adiabatic efficiency of 0.865 andcomprehensivestallmargin of 15.3% ,which achieved the design targets.

Key words:axial compressor;highly loaded;experiment;dihedral;cantilevered stator;aerodynamic design

中圖分類號：V231.3

文獻標識碼：A

doi：10.13477/j.cnki.aeroengine.2016.03.011

收稿日期：2015-11-11基金項目：國家自然科學基金（51306176）資助

作者簡介：王立志（1983），男，工程師，主要從事航空發動機整機試車工作；E-mail：250987135@qq.com。