氣冷高壓渦輪模擬試驗研究

陳 強，郝晟淳，丁 健，馬永峰，才彥雙

（中國航發沈陽發動機研究所，沈陽110015）

0 引言

隨著航空發動機渦輪前溫度的不斷提高，對渦輪葉片冷卻提出了更高要求，冷卻葉片的結構越來越復雜，高壓渦輪導向葉片和工作葉片的表面氣膜孔也相應增加。大量的冷氣射流與主流氣體摻混，勢必對渦輪氣動性能產生影響[1]。自20世紀以來，國外學者針對冷氣射流摻混對渦輪流場和氣動性能的影響開展了大量研究[2-5]。目前國內在氣冷渦輪氣動設計驗證方面已經開展過一些平面葉柵或環形葉柵試驗，而氣冷渦輪部件性能試驗并不多見，冷氣摻混在渦輪級性能變化中的實際表現也不十分明確[6-8]。對于新設計的氣冷渦輪，有必要通過試驗驗證的方法進行量化評估。同時，目前不同的研究機構對氣冷渦輪的效率定義不明確，也不統一。對同一渦輪，采用不同的效率定義方法計算出的效率差別很大，給量化評估帶來極大困難。

本文以某氣冷高壓渦輪為研究對象，采用冷氣射流動量比相似的模化方法，進行氣冷渦輪性能評估試驗，并在氣冷渦輪上開展冷氣流量因素、氣膜孔位置因素的影響研究。此外，還分析了3種氣冷渦輪試驗數據處理方法的特點。

1 試驗總體思路

1.1 試驗模擬方法

在地面試驗中試驗渦輪一般選擇與原型渦輪尺寸一致，因此滿足幾何相似。在氣動相似方面許多有關渦輪的文獻[1，9-10]中都給出渦輪性能試驗的相似準則，即在雷諾數相同或雷諾數自模化（Re≥1.8×105）時，保證換算轉速和總壓膨脹比相同，就能保證渦輪流動相似。該相似準則所考慮的是無冷氣渦輪試驗的氣動相似問題，文獻[11]認為在無冷氣渦輪模擬試驗準則基礎上，增加主流與冷氣的流量比Kw、溫度比Kt與原型渦輪一致，可滿足氣冷渦輪模擬試驗氣動相似。而受試驗設備能力的限制，在中溫中壓模擬試驗中原型渦輪溫度比Kt遠高于試驗渦輪的。雖然文獻[11]提及溫度比所產生的影響較小，但該影響目前仍有待試驗驗證。

在冷卻氣對主流摻混產生的氣動效應方面，Holdeman等[12]研究認為動量比J是對氣動性能產生影響的主要參數，也是流場結構的決定因素。Osnaghi等[13]研究也表明，產生流動損失的關鍵因素是動量比。保持流量比Kw和溫度比Kt相似即可保證主流與冷氣的動量比相似[14]。由于試驗狀態溫度比與原型渦輪的相差較大，僅流量比相似，動量比會產生嚴重偏離，冷氣的吹離覆蓋等特性都會有很大差異。因此本氣冷高壓渦輪模擬試驗選擇的相似參數為Re、換算轉速、膨脹比、冷氣與主流動量比J

式中：Dr為密度比；Vj為冷氣速度；Um為主流速度。

由于發動機狀態渦輪設計主流溫度、冷氣溫度為定值，試驗器的主流溫度和冷氣溫度基本固定。近似認為總溫比與靜溫比相同，重新匹配冷氣流量比即可保證試驗狀態動量比與發動機狀態相同。

1.2 試驗研究方案

1.2.1 冷氣摻混影響的量化評估

冷氣摻混對高壓渦輪性能的影響一直是渦輪氣動設計領域的難題。氣冷渦輪的性能不僅取決于渦輪主流道的氣動完善程度，還取決于冷卻系統的設計水平。通過試驗對比無冷氣渦輪和有冷氣渦輪性能是量化評估冷氣引入對渦輪性能帶來影響的有效手段。但是，由于氣冷葉片表面的氣膜孔容易導致氣流的串流，而使二次流損失增加，在氣冷渦輪試驗中簡單將冷氣停供而得到的渦輪性能并不能代表該渦輪主流道的氣動性能結果。因此本試驗采用同一氣動方案的高壓渦輪無冷氣級性能試驗和有冷氣級性能試驗的方式對冷氣摻混影響進行量化評估。試驗中無冷氣渦輪的結構、測試布局與有冷氣渦輪的完全一致，只是將氣冷葉片換為相同葉型的實心葉片。

1.2.2 渦輪特性變化規律獲取

針對不同的冷卻需要，不同的發動機葉片所需的冷氣量并不相同，而不同冷氣量下渦輪的性能表現有很大差別。在低冷氣流量條件下，排入的冷卻空氣量達到1%燃氣流量時，將導致渦輪效率降低1%[15]。在模擬試驗中若能獲取渦輪一定流量比Kw范圍內的渦輪特性變化規律，將對冷氣匹配設計有極大參考價值。因此試驗將測取相同換算轉速、總壓膨脹比下不同冷氣量狀態的渦輪特性參數。

1.2.3 氣膜孔位置因素影響獲取

對比國內各型高壓渦輪，本渦輪氣膜孔排數比第3、4代發動機增加1倍以上，而且在葉背型線上增加了大量氣膜孔。氣膜出流引起的氣動損失隨氣膜噴射孔在葉型上的位置不同變化很大，氣體可用能差別也極大[16]。因此，需在級性能試驗件上開展氣膜孔位置因素對冷氣摻混的影響研究，現方案是對高壓渦輪導向葉片內部冷氣腔進行分區，并對各區域冷氣實施單獨控制。在試驗中保持渦輪進、出口等參數不變，分別在各腔通以等量的冷卻氣，測取不同導葉冷氣腔供氣狀態下渦輪性能差異。

1.3 數據處理方法

1.3.1 國內數據處理方法

綜合分析國內已開展的氣冷渦輪試驗驗證研究，關于氣冷渦輪效率定義方法主要有初始效率和有效效率。

單級渦輪氣體流路如圖1所示。圖中0表示渦輪入口截面，41表示渦輪導葉出口截面，2表示渦輪出口截面，A、B分別表示渦輪導葉、動葉的冷卻氣體，a、c表示渦輪緣板的冷卻氣體，b表示渦輪盤輪緣的封嚴氣體。

圖1 單級氣冷渦輪氣體流路

初始效率常見于試驗標準，主要面向工程應用，把氣冷渦輪簡化為只有1股氣流的無冷卻渦輪。不同的機構簡化又有所不同：有的簡化為導向器出口氣流為主氣的無冷卻渦輪，即采用ηT41；有的簡化為導向器喉部氣流為主氣的無冷卻渦輪，即采用ηT4a。

式中：NT為軸功；R為氣體常數為膨脹比；k為比熱比為主流流量與轉子葉片前冷氣流量之和；為主流流量與導向葉片喉部前冷氣流量之和；為轉子進口總溫為導向器喉部總溫。轉子進口總溫、喉部總溫均利用加權公式計算獲得。

式中：Cp4i為混合后比定壓熱容為混合后溫度；W0為主流流量；Cp0為主流比定壓熱容；為主流溫度；Wci為各路冷氣流量；Cpci為冷氣比定壓熱容；為冷氣溫度。

有效效率ηTH定義為把渦輪作為1個由熱能轉變為軸功率的“黑匣子”，輸入“黑匣子”的是主流的能量和多股冷氣的能量。所有這些能量流都有從各自的總壓等熵膨脹到渦輪出口壓力的作功能力。有效效率焓熵如圖2所示。

圖2 有效效率焓熵

1.3.2 國外數據處理方法

國外經過半個多世紀的研究，關于氣冷渦輪效率的定義問題也有多種說法。其中廣泛被設計人員使用也最為經典的氣冷渦輪定義由Hartsel[17]給出，即所謂的“哈特塞爾效率”，其計算方法與國內的有效效率算法基本一致。

哈特塞爾效率并不考慮主流與冷氣摻混的影響，對此，Young及Horlock等[18]又假定主流與冷氣先經過摻混后再進入渦輪作功，并給出3種不同假設摻混過程的效率定義方法，而且認為質量-壓力加權的“Weighted-Pressure”方法（簡稱WP方法）較為準確。計算公式為

WP方法假設冷氣與主流先在各自的壓強下進行熱交換再經過等溫可逆過程摻混，摻混后的溫度、壓力由式（7）、（8）確定，并以此計算摻混后的總焓

2 試驗裝置及試驗件

2.1 試驗裝置

試驗采用的動力渦輪試驗器是1個寬流量、大膨脹比范圍，并具備多路冷氣可調及葉尖間隙主動控制等能力的綜合試驗器，由主氣、冷氣、加溫、燃油、滑油、水等系統及水力測功器、扭矩測量儀等主要設備組成。試驗器參數見表1。

2.2 試驗件

試驗采用單級、單轉子高壓渦輪級性能試驗件，其尺寸為發動機原型渦輪冷態尺寸，主要由前承力機匣組件、進氣機匣組件、進口測量段、高壓渦輪導向器、高壓渦輪轉子組件、出口測量段、排氣機匣組件、封嚴篦齒、冷氣集氣腔等零部件組成。

表1 試驗器主要參數

圖3 導向葉片分腔結構

圖4 導向葉片供氣結構

由于要在級性能試驗件上開展氣膜孔位置因素影響研究，試驗件導向葉片的各冷卻腔單獨供氣，互不影響。導向葉片供氣結構如圖3、4所示。每個集氣腔通過機匣上的通氣孔與導向葉片的各冷卻腔連通；供氣管路、集氣腔與葉片冷卻腔一一對應，各腔之間用隔板分隔，防止集氣腔之間冷氣互相泄漏，以確保導葉各腔的供氣路徑相互獨立。每個供氣管路上都設置有冷氣調節及測量設備。

渦輪設計狀態冷氣流量與進口流量之比約為9%，由于試驗溫度較低，換算后的冷氣流量將占進口流量的11.5%，導向器各腔冷氣流量范圍為0.4～1.2 kg/s。針對大流量的冷氣需求，在試驗件設計時需詳細考慮并計算冷氣流通過程中各截面的有效流通面積，防止出現冷氣量供應不足的問題。

2.3 測試布置

為了準確測取渦輪部件的氣動特性，采用ET5000HS扭矩測量儀測量試驗件輸出扭矩和轉速，精度分別為±0.2%FS、±0.04%FS，其余試驗測試系統相關參數見表2。

表2 試驗測試系統參數

高壓渦輪試驗件測量參數分布如圖5所示。在渦輪進口截面（0-0、0’-0’截面）布置渦輪進口總壓、總溫和內外壁靜壓測量；在導向器出口截面（1-1截面）布置內外壁靜壓測量；在渦輪出口截面（2-2、2’-2’截面）布置渦輪出口總壓、總溫、氣流角和內外壁靜壓測量；在主進氣管道布置流量孔板測量主進氣流量；在空氣系統各腔布置壓力、溫度測量，并對導葉各腔冷卻氣、動葉冷卻氣進行流量測量布置。

圖5 試驗件測試布局

3 試驗結果分析

3.1 效率評估方式分析

渦輪變冷氣量試驗的結果如圖6所示。從圖中可見，不同計算方法得到的渦輪效率差異較大，在Kw=9.8%時，效率相差近0.05。同時隨著冷氣流量增加渦輪效率呈現不同的變化規律。

圖6 不同計算方式下效率的計算結果

（1）以ηT4a評價渦輪性能，隨著冷氣量增加渦輪的氣動特性明顯變好。其主要原因是在這種簡化處理中僅考慮了導葉喉部截面前流入主流道冷氣的可用能，而從喉部后流入的冷氣仍然能夠作功，總冷氣量越大計算中被忽略的能量就越大。

（2）以ηT41評價渦輪性能，隨著冷氣量增加渦輪的氣動特性變化不大。其原因是以41截面參數簡化的無冷氣渦輪，雖然導葉冷氣都算進來了，當冷氣溫度和主流溫度相近時，41截面溫度隨冷氣量增加變化并不明顯。

（3）以ηTH評價渦輪性能，隨冷氣流量增加渦輪效率逐漸降低。其原因是等量冷氣壓力勢能明顯高于主流的，但由于入射摻混問題，其能量利用要低于主流的，所以冷氣量越大計入的膨脹功就越高，而實際作功能力反而越低，計算出的效率就越低。

（4）以ηWP-mix評價渦輪性能，隨冷氣量增加渦輪效率也逐漸降低，降低幅度相比ηTH計算進一步增大。這是因為這種計算方法對冷氣和主流的摻混方式進行了假設，在計算摻混后氣體總焓時，低溫比試驗摻混后溫度降低很小；冷氣流量與供氣壓力成正比，流量越大摻混后的壓力經過加權后就越高，從而計算的總焓越大，效率越低；在低溫比大冷氣量時其效率甚至低于全計算的有效效率。

綜上所述，有效效率ηTH計及了所有氣流，不存在對每股冷氣的作功能力的假設和簡化，所得到的曲線比較符合氣冷渦輪的理論特性。同時該方法在國內外渦輪設計和試驗中均有使用，也最為經典，適合用于評價渦輪氣動性能。

3.2 冷氣摻混對渦輪級性能影響的量化評估

在相同轉速下無冷氣渦輪試驗與有冷氣渦輪試驗結果對比如圖7所示。圖中有冷氣渦輪效率計算為ηTH。從圖中可見，在相同換算轉速時無冷氣渦輪和有冷氣渦輪效率隨膨脹比變化規律一致，通入冷氣渦輪效率降低，通入9.4%流量（發動機設計流量比）冷氣時渦輪效率降低0.04。

試驗同時在安裝氣冷葉片的渦輪試驗件上錄取了導葉冷氣全部停供狀態下的渦輪性能，在相同轉速下氣冷葉片渦輪試驗件效率與實心葉片渦輪試驗件效率相差較大，如圖8所示。從圖中可見，二者平均相差約0.025。這也證明要準確評估冷氣對渦輪性能帶來的影響，有必要構建結構相同的實心葉片無冷氣渦輪來進行對比。

圖7 冷氣摻混對效率影響量化評估

圖8 實心葉片渦輪與空心葉片渦輪效率對比

3.3 冷氣量影響的試驗結果分析

圖9 變冷氣量條件下渦輪效率的變化

試驗錄取了渦輪在設計換算轉速、不同膨脹比和不同冷氣流量下的性能。結合無冷氣渦輪的試驗數據得到渦輪效率隨冷氣流量比的變化曲線如圖9所示。從圖中可見，渦輪性能隨冷氣流量的增加逐漸惡化，渦輪在無冷氣狀態和有冷氣狀態下性能發生了明顯改變。其主要表現是：在低冷氣流量條件下渦輪效率降幅較大，即從無冷氣到通入3.2%冷氣，渦輪效率降低近0.021；而后加大冷氣量效率降低幅度減小，冷氣量從3.2%到9.4%，效率降低約0.018；后段即7.6%冷氣量以后效率降低幅度又呈現增大趨勢。從無冷氣狀態到冷氣引入狀態的效率降低幅度是決定該氣冷渦輪性能惡化的主要階段，在性能設計中需要重點考慮。

在進行設計點變冷氣量試驗時，刻意保持渦輪進口溫度、壓力、膨脹比、物理轉速等參數不變，得到渦輪的物理流量和輸出功曲線，如圖10所示。從圖中可見，隨冷氣流量比增大，渦輪轉子進口流量基本維持不變，冷氣的增加量與主流的減小量相當。等量的冷氣在溫度與主流相差不大的情況下（試驗溫比1.3），其壓力勢能遠高于主流的，而轉子的輸出功反而逐漸減小，減小量約為2.5%。這直接反映了冷氣與主流在入射和摻混過程中會有很大損失，隨冷氣量增加渦輪作功能力降低，性能隨之惡化。而在評價氣冷渦輪特性時以ηT4a和ηT41計算渦輪效率，其隨冷氣量增加反而是提高的，也證明了有效效率ηTH比較適合用來評估氣冷渦輪的性能變化。

圖10 渦輪流量和輸出功率變化

3.4 氣膜孔位置影響的試驗結果分析

為了解導葉不同位置供氣對冷氣摻混的影響，試驗中保持渦輪進口壓力、溫度、膨脹比、物理轉速不變，分別對導葉1～4腔通入等量冷氣，錄取渦輪輸出功率等參數。冷氣量分別為1.41%和1.55%下渦輪效率變化曲線如圖11所示。從圖中可見，從1～4腔分別通等量冷氣，渦輪效率逐漸降低，4腔單獨供氣效率較1腔單獨供氣效率低約0.003～0.004。說明從前緣至尾緣，冷氣越靠后進入主流道氣體能量利用率越低，渦輪效率越低。該結果雖然與一些吹風試驗結果一致，但在級性能試驗件上只是宏觀表現，其中還不乏有其他供氣腔不通冷氣主氣串流帶來的影響。要詳細了解氣膜孔位置因素對性能的影響還需要進一步策劃和論證。

圖11 不同位置通冷氣渦輪效率變化

4 結論

（1）在氣冷渦輪性能試驗中，效率計算方法的不同給渦輪性能評估帶來很大影響，甚至比試驗方法和控制精度帶來的影響更大。結合試驗結果分析，有效效率比較適合用來評估氣冷渦輪性能變化。

（2）通過構建2個結構和測試布局相同，但葉片分別為實心葉片和氣冷葉片的渦輪來進行對比試驗，可以準確量化評估冷氣摻混對高壓渦輪性能的影響。

（3）經過冷氣量的動量比相似轉化，試驗錄取了多狀態下變冷氣量渦輪性能參數，試驗結果表明，渦輪性能隨冷氣流量的增加逐漸惡化，作功能力逐漸下降，效率降低幅度呈先小后大趨勢。

（4）首次在級性能試驗件上嘗試開展導葉不同位置供氣對冷氣摻混的影響試驗，結果表明，從前緣至尾緣，冷氣越靠后進入主流道，氣體能量利用率越低，渦輪效率越低。