壓氣機模化中葉頂間隙對氣動性能影響的數值研究

李玲玉,宮武旗,劉立軍,王儀田,王冬

(1.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安;2.西安陜鼓動力股份有限公司,710611,西安)

壓氣機內的氣流通過葉頂間隙由動葉片壓力側進入吸力側,在吸力側流道內形成泄漏射流及泄漏渦,會導致壓氣機的級性能惡化。研究表明,泄漏流是壓氣機發生堵塞和流動損失的重要原因之一,造成的流動損失約占總氣動損失的20%～40%[1-3]。

有關葉頂間隙對壓氣機性能影響的研究是壓氣機研究的熱點和難點之一,目前有大量文獻圍繞改變間隙、形狀進行研究[4]。楚武利等通過試驗研究了葉頂間隙對葉輪效率及壓升的影響,并測量了葉輪內部流場[5]。陸華偉等測試了葉頂間隙尺寸變化對葉柵氣動特性的影響規律,發現在馬赫數和沖角固定時,存在最佳間隙尺寸,使流動損失最小[6]。賀曉希等發現級性能下降程度與間隙增加量基本呈線性變化關系[7]。馬文生等發現軸流壓氣機效率隨著頂部間隙的增加呈現下降趨勢[8]。段靜瑤等研究壓氣機失速與間隙泄漏流之間的關系,分析了渦系結構,并闡述了失速機理[9]。Maesschalck等發現微小葉頂間隙的渦輪葉頂產生逆流現象,對深入理解泄漏流動原理有參考意義[10]。Inoue等采用試驗和數值計算相結合方法,發現較小葉頂間隙無法形成泄漏渦,隨著葉頂間隙增大,泄漏渦的周向運動勢能增加,泄漏強度增大[11]。

壓氣機研發過程中,為節約成本、縮短研發周期,通常采用相似模化技術開展研究[12-14]。由于壓氣機全尺寸機葉頂間隙通常已經很小,在縮尺模化時無法按比例縮小,這樣就不滿足幾何相似,導致由模型機到全尺寸機的性能換算產生偏差。

目前,關于葉頂間隙不滿足相似條件所造成的影響尚不清楚,因此開展這方面的研究工作十分必要。隨著計算流體動力學技術的迅速發展,全黏性三維流場計算已在壓氣機開發中被廣泛應用[15-16]。本文采用計算流體動力學方法,研究壓氣機縮尺模化中不同葉頂間隙下的性能及流場結構變化,重點關注葉頂間隙附近流場的差異性及其形成原因。本研究為理解軸流壓氣機模化中葉頂間隙造成的性能偏差提供依據,并揭示了模化時泄漏渦的影響規律。

1 物理模型

本文研究某燃機壓氣機前1.5級原型機及其縮小2.0、2.5和3.0倍的相似模型機。原型壓氣機的額定轉速為7 500 r/min,額定流量為126 kg/s,額定總壓比為1.36。壓氣機流道模型見圖1。

圖1 壓氣機流道模型簡圖Fig.1 Schematic diagram of compressor flow path

相似模化是壓氣機氣動設計的常用方法之一。相似理論指出要滿足流動相似性條件需保證幾何相似、運動相似和動力相似。實際運用時,若實物壓氣機與模型壓氣機所用工質相同,滿足幾何相似,進氣條件相似,及馬赫數相等,即符合相似性條件。此時,原型機與模型機之間有下面參數關系。

流量系數

φ=φM

(1)

轉速

(2)

能量頭系數

ψ=ψM

(3)

壓比

εM=ε

(4)

多變效率

ηM=η

(5)

功率

(6)

式中:mL為縮尺比例;T1為進口總溫;p1為進口總壓;下標M表示模型機。經過相似模化后,各壓氣機模型參數及進口條件參數見表1。

表1 原型機和模型機參數

2 數值方法

使用ANSYS CFX軟件進行數值計算,該軟件求解器基于有限體積法對三維雷諾時均N-S方程進行雙精度求解。選用標準k-ε湍流模型,和Scalable壁面函數法。

壓氣機工質選用理想氣體,進口采用軸向進氣,給定總溫和總壓,出口設置為流量出口。設定葉輪轉速為額定轉速,靜葉和導葉靜止不動。輪轂、葉片、機殼等形成的流道內壁設置為絕熱無滑移邊界條件。為了提高計算效率,采用單流道模型進行模擬,導葉、動葉和靜葉等周向邊界采用周期性邊界條件。

網格生成采用ANSYS TURBOGRID模塊。用分塊結構化網格對葉柵通道進行離散,整體采用H/J/C/L型結構化網格,葉片近壁面附近采用O型網格環繞控制,葉頂間隙附近網格加密處理。檢查網格質量發現網格的最小正交角、最大縱橫比和膨脹比均滿足CFX求解器的要求。圖2展示了葉柵通道網格。

圖2 葉柵通道網格Fig.2 Cascade channel grid

為保證模擬結果的準確性,減小網格因素對數值模擬結果的影響,對每一個壓氣機模型都進行了網格無關性驗證。當網格數量增加到一定程度時,性能計算結果基本不再變化,此時為合適的網格數量。本文通過觀察壓氣機多變效率隨網格數量變化來進行無關性驗證,以0.4 mm葉頂間隙為例,如圖3所示,當原型機的網格數量超過223萬時,計算結果與網格數量幾乎無關,故原型機選取223萬數量的網格進行計算。同理,模化比例為2.0、2.5和3.0倍的模型機,選取220萬以上數量的網格進行計算是合適的。

圖3 壓氣機多變效率隨網格數量的變化Fig.3 Variation of the compressor polytropic efficiency with the number of grids

為了驗證模擬計算的準確性,選取有公開實驗數據的NASA Stage35壓氣級進行網格和數值方法驗證。從圖4中可以明顯看出使用目前的計算方法和網格得到模擬的等熵效率和總壓比結果與實驗吻合,且實驗測試點誤差均不超過3%,表明本文使用的計算方法可行,可以用于進一步研究。

圖4 總壓比及等熵效率的數值計算與實驗結果對比Fig4 Comparison between numerical calculation and experimental results of total pressure ratio and isentropic efficiency

3 結果分析

3.1 模化過程中葉頂間隙對壓氣機性能影響

流量系數φ、多變效率η和壓比ε的定義分別為

(7)

η=yp/(h2-h1)=yp/Δh

(8)

ε=p2/p1

(9)

其中多變比壓縮功

(10)

多變指數

(11)

式中:Δh為焓差;V1為滯止進口狀態下的進口容積流量;D為第一級葉輪外徑;u為葉頂速度;Z為氣體壓縮性系數;p為絕對壓力;v為比容;T為氣體溫度;下標1表示導葉進口;下標2表示靜葉出口。

(a)h=0.4 mm

(b)h=0.8 mm

(b)h=0.8 mm

(c)h=1.2 mm

(d)h=1.6 mm圖6 不同縮尺比例下壓氣機壓比隨流量系數的變化Fig6 Variation of compressor pressure ratio with flow coefficient at different shrinkage ratios

圖5和圖6表示不同縮尺比例下壓氣機多變效率和壓比隨流量系數變化曲線。首先,同一葉頂間隙下,多變效率和壓比隨縮尺比例增加而下降,縮尺比例越大,壓氣機的性能下降越大,模化相似性被破壞越嚴重。原型機在流量系數為0.357附近多變效率達到峰值。在峰值效率工況下,當葉頂間隙為0.4 mm時,縮尺比例由1.0增大到3.0,性能變化較小,多變效率下降1.4%,壓比下降0.88%。當葉頂間隙為1.6 mm時,縮尺比例由1.0增大到3.0,性能變化較大,多變效率下降3.38%,壓比下降3.17%。

其次,縮尺模化導致壓氣機穩定工況范圍變化。縮尺比例增加,近堵塞工況點向小流量工況移動;葉頂間隙為1.2和1.6 mm時,縮尺比例為3.0的模型機在小流量時壓比下降,表示壓氣機可能已經失速。

另外,葉頂間隙越大,縮尺模化時穩定工況范圍的多變效率曲線下降越多,葉頂間隙為1.6 mm時,壓氣機多變效率下降最多。

3.2 葉頂間隙對壓氣機流動特性的影響

3.2.1 縮尺模化過程中葉頂泄漏流對S1流面激波的影響 壓氣機葉頂間隙相對泄漏流量(葉頂泄漏的流量與流道內總流量的比值)隨葉片弦長的變化趨勢如圖7所示,明顯看出,縮尺比例越大,葉頂間隙相對泄漏流量也越大。

圖7 峰值效率點葉頂間隙相對泄漏量隨葉片弦長變化趨勢Fig.7 Trend of relative tip clearance leakage at peak efficiency point along with blade chord length

由圖5和圖6可知,葉頂間隙不同時,經過縮尺模化的壓氣機性能變化規律大致相同。顯然葉頂間隙越大,葉頂泄漏造成的模化性能差異越明顯。為了研究方便,后文選取葉頂間隙為1.6 mm的壓氣機為代表,研究性能變化原因。

在不同動葉高度下,葉頂間隙泄漏對性能的影響程度不同,定義總壓系數ε′來比較不同縮尺比例壓氣機的葉輪增壓能力差異,如下所示

ε′=p4/p3

(12)

式中:p3為動葉進口總壓;p4為動葉出口總壓。

圖8展示了葉輪下游的總壓系數隨葉片高度的變化趨勢,縱坐標0代表輪轂處,1.0代表機殼處。可以看出,在原型機和各模型機葉片頂部附近,葉頂間隙和端壁效應導致葉輪總壓系數隨葉片高度的增加而降低。當縮尺比例增加時,總壓系數逐漸降低,越靠近機殼處總壓系數下降越多,說明葉頂間隙對流動相似性的影響主要集中在葉頂附近位置。

圖8 葉輪下游總壓系數隨動葉高度變化Fig.8 Total pressure coefficient at the downstream of impeller varies with the height of rotor blade

跨聲速壓氣機葉輪流道內存在激波。為研究縮尺模化時葉頂間隙對流動相似性的影響,選取葉頂間隙為1.6 mm、原型機和縮尺模化比例3.0的模型機0.97葉高處S1流面為代表,觀察相對馬赫數分布特征,見圖9和圖10。從圖9b和圖10b可看出峰值效率工況點時,縮尺比例增加,一方面,葉頂泄漏流對激波的削弱作用加劇,導致激波無法由上一葉片前緣發展到下一葉片吸力面;另一方面,泄漏渦引起的低速區范圍增加,流動堵塞程度增加是導致模化后性能下降的主要原因。

(b)峰值效率點

(c)近堵塞點

當壓氣機流量增加到近堵塞工況點時,由于動葉出口背壓降低,激波向后移動,更加靠近葉片前緣,如圖9c和圖10c所示。縮尺比例增加,泄漏流對激波的影響及泄漏渦對流體流動的影響規律與峰值效率工況點類似。不同的是,模化后的壓氣機由于葉頂間隙相對泄漏流量較大,流道堵塞更嚴重,導致其更早進入堵塞工況,這是在縮尺模化過程中,近堵塞工況點向小流量工況移動的原因。

(a)近失速點

(b)峰值效率點

(c)近堵塞點

當壓氣機流量減小到近失速工況點時,由于動葉出口背壓升高,激波向前推移。泄漏渦引起的流動堵塞進一步加強,見圖9a和圖10a。縮尺比例增加到3.0時,流道幾乎全部堵塞,導致壓氣機葉頂已進入失速狀態,故出現圖6d中小流量工況下縮尺比例3.0的壓氣機壓比下降的現象。

3.2.2 縮尺模化過程中泄漏渦在S3流面的分布特征 圖11展示了在0.25、0.5、0.75倍動葉弦長L位置的S3流面靜熵分布,靜熵值越大代表該區域的渦強度越大。從中可以看出,泄漏渦沿葉片吸力面向相鄰葉片壓力面方向發展,且在徑向的影響范圍不斷增加。縮尺比例增加,泄漏渦在徑向的影響范圍和強度都增加。現有的3個截面中,0.5L處泄漏渦強度較大,0.75L處泄漏渦影響范圍較大,原型機的影響范圍達6.58%,縮尺比例為3.0的模型機的影響范圍則為10.63%。

4 總 結

(1)在相同的葉頂間隙下,縮尺模化比例增加壓氣機多變效率和壓比下降,壓氣機的近堵塞工況點向小流量工況移動。葉頂間隙越大,壓氣機縮尺模化導致的性能偏差越大,換算的原型機峰值多變效率下降范圍為1.4%～3.38%,壓比下降范圍為0.88%～3.17%。

(2)葉頂間隙對流場相似性影響主要集中在葉片頂部流道區域,使得該區域不滿足相似條件。

(3)在相同的葉頂間隙尺寸下,縮尺模化比例增加葉頂間隙相對泄漏流量增加,一方面造成葉頂泄漏流對激波的削弱加劇,激波無法由上一葉片前部發展到下一葉片吸力面。另一方面泄漏渦在徑向的影響范圍和強度都增加,其中0.5L處的泄漏渦強度較大,0.75L處的泄漏渦影響范圍較大。泄漏渦影響增強而造成的流動堵塞,是導致縮尺模化后性能下降的主要原因。