九級軸流壓氣機氣動性能數值與試驗對比分析

王歡樂胡勝波王建李建華

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000）

1 背景

壓氣機的研發過程是計算流體力學（CFD）和實驗流體力學相互迭代和印證的過程。一方面，目前計算流體力學已經與理論和實驗流體力學成為平等的角色[1]，廣泛用于旋轉機械的氣動性能預測，這對降低研發風險和成本起到了很大作用。另一方面，由于預測手段的局限性和壓氣機內部逆壓流動的復雜性，需要通過試驗才能最終確定壓氣機性能。文獻[2]對西門子V84.3A燃機的15級軸流壓氣機的性能進行了CFD和試驗分析，無論是從流場的細節還是整體性能看，試驗和CFD預測的結果都比較吻合。文獻[3]對阿爾斯通GT24燃機22級、壓比35∶1的軸流壓氣機的性能預測表明CFD能夠正確預測多級軸流壓氣機的流量和效率特性。本文的研究對象為自主研發的50 MW重型燃氣輪機關鍵部件軸流壓氣機的后半段（后九級）。通過九級軸流壓氣機的試驗與數值對比分析，對該壓氣機的氣動性能進行了全轉速范圍的試驗驗證，并且建立起了一套能夠準確預測多級軸流壓氣機氣動性的CFD方法。

2 CFD計算模型及初步結果

2.1 壓氣機幾何結構

該九級軸流壓氣機分別由一排進口固定導葉、9級動葉和靜葉以及出口導葉組成。在第4級后設置有一個放氣口，用于調整前4級和后5級之間的匹配。試驗件主要結構如圖1所示。

圖1 壓氣機試驗件

本文研究的壓氣機級數較多，使用周期邊界條件對每一排葉片的單個氣流通道進行定常模擬。動葉使用J型拓撲結構，靜葉使用H/J/C/L拓撲，葉片周圍使用O型網格環繞，動葉葉頂間隙按照設計值給定，約為葉高的1.5%，典型級的網格如圖2所示。

圖2 典型的網格劃分

2.2 流體模型及邊界條件

該9級壓氣機模化試驗設計轉速8 970 r/min，設計壓比2.8，最大總溫升約150 K，由于壓氣機內部溫度變化不大，所以工作介質使用標準理想空氣，沒有考慮比熱以及黏度隨溫度的變化。

軸流壓氣機內部流動速度較大，缸體換熱面積有限，換熱量一般較小，壁面可按絕熱壁面處理。但是也有研究認為絕熱壁面處理會低估壓氣機的絕熱效率，后續可做進一步研究。

2.2.1 邊界條件

進口邊界條件為均勻總壓和總溫進口，放氣出口為流量。

壓氣機出口邊界條件有靜壓出口和流量出口兩種設置方式。具體的出口邊界條件應該根據壓氣機工作點的位置確定：當壓氣機工作在堵塞工況附近時使用靜壓出口邊界，這種邊界條件的給定方式對計算的初始值比較敏感[4]，因此在給定初值時需特別謹慎，如果初場不合適，壓氣機的工作點可能越過失速邊界，同時由于失速后到正常工作點的“滯后現象”，可能得不到正常工作點的流場解[5]；在靠近失速邊界時由于壓氣機的壓比特性曲線比較平坦，流量邊界條件更加穩定[6]。

2.2.2 湍流模型

湍流的模擬對葉片表面氣流分離的計算結果影響較大。目前較為常用的湍流模型為標準兩方程模型k-ε和基于k-ω模型的SST模型。k-ε模型在存在逆壓梯度條件下氣流分離的預測過晚，預測的喘振壓比比實際值高，結果過于樂觀；SST模型克服了k-ε的上述缺點，能夠準確預測氣流分離的出現，但是在氣流分離出現后會高估分離泡的增長，因此SST預測的結果是悲觀的；SST+RM（reattachment）模型解決了上述問題，能夠更加準確預測分離的增長和衰減[6]。

2.2.3 動靜葉交接面

葉輪機械流場定常模擬目前用的最為廣泛的動靜交界面處理方式是混合平面法，已經成功進行了一些高性能葉輪機械的設計。該方法在交界面處對控制方程的各個通量進行周向平均，產生一次性的混合損失，等同于假設氣流在進入下游葉片排時速度分布已經混合均勻而產生的損失，該模型適用于流場的周向變化相對于葉片排節距不大的情況。

2.3 CFD初步結果

由于葉片表面和端壁的流場參數變化梯度較大， SST湍流模型屬于低雷諾數湍流模型，壁面附近的網格越密，對邊界層的求解也就越準確，但過密的網格意味著計算量大大增加，不便于工程應用。在得到計算結果后可以查看各處壁面上Y+的數值判斷壁面處網格是否合適。對于低雷諾數湍流模型，有文獻推薦Y+在1～10取值，文獻[4]對平板T3A的測試表明在Y+小于等于8時獲得的結果與試驗結果一致。圖3為壓氣機設計點工況各個葉片表面和內外端壁上的Y+的數值，可以看出，除進口固定導葉Y+數值略大外，其余壁面處的值均小于10，基本符合上述文獻得出的結論，即壁面處的網格是合適的。圖4為50%葉高處的總壓分布，可以看出總壓從進口到出口逐步升高，直至設計值。

圖3 壁面上的Y+分布云圖

圖4 50%葉高處總壓分布

為獲得完整的壓氣機特性，使用上述CFD模型對該9級壓氣機在30%，50%，70%，80%，90%，100%，110%設計轉速下的氣動性能進行了預測，每個轉速線上分布6～9個工況點，總共進行了49個工況點計算，設計壓比2.8的工況，多變效率為88%。

3 壓氣機試驗及結果分析

公司建設了拖動功率為25 MW，最高轉速12 000 r/min的壓氣機試驗平臺，該9級軸流壓氣機在該平臺上開展了30%～110%設計轉速的氣動性能試驗，獲得了完整的壓氣機特性曲線。圖5顯示的是壓氣機設計點工況葉片排間的靜壓從進口到出口的變化情況，橫坐標“0”代表進口固定導葉進口，“1”代表第1級動葉進口，依次類推，“20”代表壓氣機出口截面。縱坐標為實際靜壓和進口總壓的比值。從圖5中可以看出，CFD預測值和試驗值吻合的非常好，表明在設計點工況下CFD對各級的氣動負荷的預測是比較準確的。

圖5 葉片排間靜壓沿軸向變化

試驗件第4級靜葉前緣安裝了4點總溫和總壓受感部，圖6為設計壓比工況測量得到的第4級靜葉前緣的總壓、總溫沿徑向的分布和CFD預測值的對比。橫坐標分別為使用進口參數進行了無量綱化總壓和總溫。從圖中可以看出，CFD計算和試驗得到的總溫和總壓沿徑向的變化趨勢和數值都比較一致，圖中的少量差別主要是由于葉高尺寸較小，沿徑向能夠布置的葉型受感部數量有限，難以對參數的徑向變化進行更加細致的測量。類似的，圖7為壓氣機出口總溫和總壓沿徑向的分布，試驗中壓氣機出口使用6支4點總溫、總壓復合探針進行測量。總體上看，CFD預測和試驗結果非常接近。圖7（a）中6支探針靠近內外壁處測量的總壓分散度較大，可能是由于該處的壓力梯度非常大，壓力探針探頭徑向位置的微小差別（探針加工誤差所致）就能引起較大的總壓變化。圖7（b）中試驗測量的總溫分布要比CFD預測平坦（均勻）一些，表明CFD可能低估了氣流的徑向摻混。

圖6 設計點第4級靜葉前緣總壓總溫徑向分布

圖7 設計點壓氣機出口總壓總溫徑向分布

圖8為壓氣機“壓比-流量”和“多變效率-流量”總體性能的試驗和CFD預測圖譜，可以看出，CFD的預測和試驗結果在整個轉速范圍內均吻合較好，設計點性能達到了設計要求。從壓比特性看，在高轉速特性線上靠近喘振點區域的壓比略低于CFD的預測值，但由于實測喘振點的流量也低于預測值，高轉速區域試驗喘振邊界與CFD預測的喘振邊界幾乎一致，在低轉速區域試驗喘振邊界略好于CFD的預測值，整體的喘振邊界達到了設計預期。

圖8 壓氣機壓比-流量特性和壓氣機效率-流量特性

從效率特性曲線看，在高轉速區域試驗和CFD預測一致性較好，低轉速區域試驗值高于CFD預測值，可能是由于低轉速工況的溫升較小，此時溫度微小的測量誤差就會對效率產生較大的影響。例如，在50%轉速最高效率工況點，出口溫度測量值偏差0.5 K，將導致等熵效率約1.4%的變化，該效率誤差可以通過使用恰當量程的扭矩儀測量壓氣機的實際耗功消除，代替目前使用溫升計算耗功的方法。

對于高轉速靠近喘振邊界區域的實際壓比低于CFD預測的現象，進一步分析喘振點第4級靜葉前緣總溫和總壓（見圖9）發現，CFD和試驗結果的總溫分布比較一致，但試驗的總壓值低于CFD的預測，說明動葉做功能力是足夠的，壓氣機前4級的真實效率比CFD預測要低。圖10是喘振點壓氣機各個葉片排前、后壁面靜壓的比值，可以看出動葉的預測值和試驗值相符，但靜葉的試驗值低于預測值，說明靜葉可能提前發生氣流分離，導致實際損失大于CFD的預測值。CFD模型中沒有包含靜葉根部氣封可能是上述推論的原因。公司另外一臺更高參數的壓氣機全轉速試驗范圍內沒有出現上述現象，因此該問題的原因還需要進一步的研究確定。

圖9 喘振點第4級靜葉前緣總壓和總溫徑向分布

圖10 喘振點葉片排前、后壁面靜壓比

4 結論

本文通過試驗和CFD研究了某重燃壓氣機高壓9級軸流壓氣機的氣動性能，得出以下結論：

（1）從總體性能上看，壓氣機的試驗結果和CFD預測吻合較好，該壓氣機的試驗結果達到了預期的設計目標。本文介紹的一套CFD模擬方法能夠準確預測多級軸流壓氣機的總體特性。

（2）從級間參數和出口參數的徑向分布看，試驗和CFD計算的結果基本一致，CFD可能低估了氣流的徑向摻混。

（3）高轉速靠近喘振區域試驗壓比低于預測值，可能是CFD模型中沒有考慮靜葉氣封導致的。需要進一步研究查找原因，比如細化CFD計算幾何模型（靜葉氣封，葉根圓角等）、流體模型（比如變比熱、黏度，考慮空氣濕度等），改變壁面換熱邊界條件，在靠近喘振區域使用非穩態計算等。