船用燃氣輪機壓氣機自適應機匣處理設計

孫海鷗， 馬婧媛， 王忠義， 萬雷， 王立松， 曲鋒

(哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

在高性能燃氣渦輪發動機的發展過程中，壓氣機是關鍵部件之一。壓氣機在提供高壓比的同時也限制了發動機的穩定工作范圍。在給定的轉速下，隨著流量的不斷降低，最終將在壓氣機內發生穩定流態破壞，從而發生喘振或旋轉失速。對于單軸壓氣機，壓氣機與渦輪機負載共軸，壓氣機作為發動機的一個部件和渦輪一起工作時，它的工作范圍要受到渦輪的限制。此時，壓氣機的工作狀態只能沿著一條稱為“共同工作線”變化。當共同工作線和不穩定邊界相交時，壓氣機進入不穩定工作狀態。對于多級軸流壓氣機，當工作轉速小于設計轉速時，進氣攻角增大，附面層分離導致失速，進而出現“前喘后渦”的現象。近代高性能發動機中，共同工作線一般都非常靠近不穩定邊界，而且有幾處和不穩定邊界相交甚至深入不穩定區。因此，需要針對這些軸流式壓氣機實施擴大穩定區的措施，不只是設計轉速，同時要保證壓氣機在低轉速運行時也具有較好的穩定性。

目前在現代大中型水面艦艇上使用的主要動力裝置是全工況燃氣輪機，典型的是美國GE公司的LM2500型燃氣輪機，其在較高轉速時具有良好的經濟性，并且在轉速較低時依然具有良好的經濟性和穩定性，以便使艦船具有優秀的高速追擊性能和良好的低速巡航性能。所以，對現代艦船燃機的壓氣機而言，其在追求更高的設計工況效率和穩定裕度的同時，對低工況穩定性也有一定要求，以便在較低工況時依然能穩定工作，從而為全工況艦船燃氣輪機，穩定運行提供保障。相比于航空用壓氣機，船用壓氣機普遍存在低負荷經濟性差，低轉速工況下運行易發生失速喘振的缺點。

近幾十年，各國學者針對這些軸流壓氣機進行擴穩研究，一方面使得共同工作線不和不穩定邊界相交，另一方面能夠改善前后各級的工作狀態。較為普遍的擴穩措施有中間放氣法、可轉進口導葉和靜葉、多轉子法等。其中中間放氣法雖然能夠解除前喘后渦狀態，但是損失一部分機械能，并且放氣截面上氣流重組引起局部氣流分離和對葉片的激蕩。可轉導葉或靜葉能改變動葉的進口氣流角，減小攻角，但主要改善中徑葉高，對葉頂處影響較小。多轉子法能夠使壓氣機在寬廣的范圍內工作而仍保持較高的效率，但結構比較復雜。

自20世紀60年代開始，機匣處理擴穩法開始被提出和采用。相比于其他擴穩措施，機匣處理方式有結構簡單，經濟性好，并且具有抗畸變能力較高的優點，成為比較熱門的研究方向。機匣處理研究發展到目前，從結構較為簡單的軸向縫式和周向槽式逐漸發展到自適應式和組合機匣式[1]，試驗證明，與實壁機匣相比，采用機匣處理后，壓氣機的不穩定邊界都不同程度地向左上方移動，從而使穩定裕度提高。結構簡單、效果明顯的機匣處理技術已經在一些發動機中得到了實際有效的應用。每種機匣處理方式對壓氣機的性能影響不同，軸向縫式對壓氣機具有較好的擴穩效果，但同時對效率損失也較大[2-3]；周向槽式對效率損失小，但擴穩效率不高[4-7]。因此，部分學者認為，提高壓氣機的穩定性是以損失效率為代價的。直到Hathaway[8]提出一種新的處理機匣形式——自適應機匣(self-recirculating casing treatment)，該機匣結合噴氣與引氣的方式來延遲壓氣機的失速，根據壓氣機的工況自我調整噴氣或吹氣量。其擴穩機理張皓光等[9-11]進一步研究發現，自適應式機匣處理在合理的參數設計下，能在實現擴穩的同時少量降低壓氣機的效率。

現有關于自適應機匣處理的研究中，機匣處理模型主要由一個抽吸口、一個噴射口和一個橋體組成。關于多個自適應機匣開口的研究，目前還缺少研究。另外，船用燃氣輪機壓氣機要求在各個轉速下，都具有較好的運行穩定性。但目前大多數關于機匣處理擴穩研究主要是針對在設計轉速下，因此，本文針對這2個問題進行探索研究。

本文以實驗室現有一臺2.5級壓氣機為實驗模型，通過對壓氣機內部流場的分析，根據現有自適應機匣處理研究總結的設計經驗，初步設計一種具有2個抽吸口的自適應機匣處理。對比機匣處理前后壓氣機穩定裕度和峰值效率變化，并通過分析內部流場變化，探索自適應機匣處理的擴穩方式。

1 模型

1.1 模型和網格

本文以實驗室現有一臺2.5級壓氣機作為實驗模型(圖1)。表1為該壓氣機各個葉片的參數，壓氣機設計轉速為16 331 r/min，兩級轉子的葉頂間隙都為0.45 mm。通過UG建模，ICEM生成網格，葉片流道采用H型網格劃分，葉片近壁面采用O型網格加密(如圖2)，計算使用CFX, 湍流模型采用k-ω模型，第1層網格高度滿足y+小于2的要求。采用CFX-Post進行后處理來分析流場參數。

圖1 2.5級壓氣機模型Fig.1 The model of 2.5 stage compressor

表1 壓氣機各部分葉片數Table 1 The number of blades in each part of compressor

圖2 結構化網格劃分Fig.2 The structure mesh of blade

1.2 邊界條件

本文采用ANSYA中CFX的CFX-Pre中設置壓氣機計算域的邊界條件，邊界條件與實驗條件盡可能保持一致，進口條件給定總溫、總壓，分別取296 K、101.66 kPa，出口給靜壓，并逐漸增大出口靜壓，由此得到計算壓氣機性能特性線，靜壓提升到一定程度時，計算會發散，將發散的前一個點記作近失速點，周向葉片間設置為周期性邊界，輪轂、機匣和葉片壁面為絕熱無滑移壁面，動/靜葉片交界面采用Stage (frozen rotor)，同時下游速度的約束選取Constant Total Pressure，湍流模型采用k-ω模型，計算工質為理想氣體。

1.3 網格無關性驗證

首先進行網格無關性驗證，本文通過對網格節點數的修改，得到3套不同網格數量的網格，分別是757萬、905萬、1 054萬，如表2所示。分別對比在設計轉速下，效率峰值工況點和近失速工況點下，3套網格計算出來的壓氣機壓比和效率，如圖3所示。在不同的背壓下，網格數達到905萬和1 054萬時，壓氣機的效率和壓比都基本不隨網格數量發生變化，因此，網格數達到905萬時就滿足了網格無關性的條件，為了節省計算資源和時間，選擇第2套網格來對壓氣機進行數值模擬。

表2 網格數量Table 2 Mesh number

圖3 網格無關性驗證計算結果Fig.3 The calculation results of grid independence

2 實驗結果

2.1 實驗測量系統

在實驗的測量部分，包括對壓氣機的各種物理參數的測量，主要是流量、總溫、總壓、靜壓、轉速與扭矩等。

2.1.1 總溫總壓及靜壓測量

在總溫總壓以及靜壓的測量上，采用測量裝置對不同截面進行了多點測量，如圖4。在壓氣機中，共測量了5個截面的物理參數，分別為進口導葉前的0-0截面、第一級動葉前導葉后1-1截面、第二級動葉前與第一級靜葉后2-2截面、壓氣機的出口處截面3-3和圖中未標出的排氣引射蝸殼4-4截面，其中0-0與3-3、4-4截面測量物理參數相同，為總溫、總壓和靜壓，1-1和2-2截面測量物理參數相同，為靜壓，具體測量位置如圖5。

圖4 壓氣機實驗參數測量截面Fig.4 The parameter measurement position of compressor

圖5 實驗測量點在周向位置上分布Fig.5 Measure parameter points in circumferential direction

上述的總壓測量中，所采用的是梳狀探針進行測量。探針共有5個探頭，并為上密下疏的分布方式，用來測量不同截面高度的總壓，測量精度為1%，總壓精度為0.10%。在對靜壓的測量中，如圖6所示。所采用的方式是直接在開孔處進行測量，靜壓測量精度為0.10%。

2.1.2 流量測量

在2.5級壓氣機的實驗質量流量測量中，采用的測量儀器是雙扭線流量計進行的流量測量，如圖6所示。所采用的雙扭線流量計的量程0.7～24.5 kg/s，精度0.20%。

2.2 實驗值與數值模擬結果對比

由于失速和喘振對壓氣機實驗具有危險性，會導致壓氣機損傷并帶來安全隱患。在做憋喘實驗時，一旦出現喘振的跡象，便立即打開快開閥放氣，使壓氣機迅速退喘，導致喘振的實驗數據沒有充足的時間記錄，導致近失速小流量工況的實驗曲線缺失。由于本文側重研究近失速工況，在接近流量最小邊界時，數值模擬提高背壓的分辨率為200 Pa，這一點也是實驗不可能達到的。對于大流量范圍實驗值的缺少，是由于壓氣機實驗臺出口有排氣渦殼和較長的排氣通道的存在，使得壓氣機的出口背壓不能調節到如數值模擬設置的那樣低，導致了實驗值趨于阻塞工況端曲線的缺失。從整體看(圖7)，數值模擬結果基本符合實驗數據點的變化趨勢，因此認為數值模擬結果可靠。

圖6 雙扭線流量計Fig.6 Double torsion line flowmeter

圖7 壓氣機特征線Fig.7 The characteristic line of the compressor

3 數值模擬結果分析

3.1 壓氣機在設計轉速下的失速原因

從圖8可知，在3個轉速下，隨著背壓升高，在葉頂前緣附近約葉片弦長前0.2區域，壓力面與吸力面之間的靜壓差增大，此處區域泄漏流增多(圖9)。在100%轉速下，在弦長約0.4處出現較大的靜壓差，此處容易形成泄漏流[12-13](圖9)。

圖8 一級動葉葉片表面靜壓Fig.8 The static pressure of first rotor

從圖9可知，在3個轉速下，隨著背壓升高，一級動葉葉頂處二次泄漏流增加，泄漏渦流與軸向角度增大，傳播到上游壓力面，與沿著葉片表面流出葉片尾緣的渦流會合，對主流攔截能力增大，流場惡化。50%轉速下，吸力面根部渦流向葉頂傳播，這部分在在葉高約70%以下離開一級動葉。

圖9 一級動葉葉頂泄漏渦流Fig.9 The vortex of R1

3.2 機匣處理

相比于其他幾種傳統機匣處理方式，自適應機匣處理能降低更少的效率下，同時具備擴穩效果。本文在現有關于自適應機匣處理研究的基礎上，增加一個抽吸口，設計一種三開口自適應機匣處理，每個一級動葉流道設置一個自適應機匣處理結構，而其他結構參數均采用已有研究中的結構參數范圍內的參數[10,12,14]。采用定常計算研究分析其對壓氣機內流場的影響。

3.2.1 結構參數

自適應機匣處理由2個抽吸口、一個噴射口和連接兩者的橋路3部分組成。圖10給處理結構示意圖。參考國內外針對自適應機匣處理的結構設計經驗[14-15]，本文在合適的范圍選取了以下設計參數，見表3。

圖10 自適應幾下處理的結構示意Fig.10 The structure model of the self-circulating casing treatment

表3 自適應機匣處理結構參數Table 3 The structure parameters of the self-circulating casing treatment

3.2.2 機匣處理對壓氣機性能影響

本文通過擴穩裕度增量和峰值效率點變化量來衡量機匣處理的擴穩效果和對峰值效率的影響。綜合擴穩裕度公式為：

(9)

式中：ΔSM是失速穩定裕度變化量；πs,0為未做機匣處理時壓氣機的近失速壓比；πs,c為做機匣處理后壓氣機的近失速壓比；Ws,0為未做機匣處理的近失速換算流量；Ws,c為做機匣處理的近失速換算流量。

從表4可知，在100%和75%轉速下，穩定裕度增量比較大，同時，峰值效率損失也較多。

表4 機匣處理在不同轉速下對壓氣機性能影響量Table 4 The influences of the two casing treatments on compressor performance at different speeds %

做機匣處理之后，選取與未做機匣處理的近失速點同一質量流量下的工況點的內部流場進行比較。從圖11可知，機匣處理后，3個轉速下，葉頂前緣泄漏渦流強度減弱，泄漏渦流速度降低，渦流對主流的攔截作用降低，后在與主流的相互影響中擴散。同時，二次泄漏渦流減少，100%和75%轉速較明顯，對應的擴穩效果也更好。由此可見，機匣處理對壓氣機的擴穩途徑，是抑制二次渦流的產生，從而達到延緩失速的目的[16]。

圖11 近葉頂處一級動葉泄漏渦流Fig.11 The first rotor leakage vortex near tip

圖12可知，3種轉速在機匣處理后，在0～0.6弦長處吸力面與壓力面的靜壓差減小，抑制了高速二次葉頂泄漏流的產生[17]，從而延緩了失速。

圖12 一級動葉0.99葉高處葉片表面靜壓Fig.12 The pressure of the first rotor surface on 0.99 height

從表5可以看到，隨著背壓升高，3個轉速下的開口質量流量占通道入口百分比都增加，在弦長40%處的抽吸口1作為抽氣的主要開口，對壓氣機擴穩起到主要作用。

表5 開口處質量流量占通道入口質量流量百分比Table 5 The percentage of the mass flow at the openings to the mass flow at the entrance of the passage %

4 結論

1)在葉片0.4弦長處增加一個抽吸口有利于抑制此處附近的二次泄漏流的產生。

2)自適應機匣處理，能夠改變葉頂前緣產生的泄漏渦流的發展方向，使其偏向軸向方向，減少對主流流動的攔截作用，從而有效延緩了失速。

3)自適應機匣處理改變了近葉頂處的葉片表面靜壓差分布，降低了0～0.6弦長范圍的壓力面和吸力面的靜壓差，葉頂泄漏流產生的驅動力降低。