橢球形輪轂端蓋對透平排氣擴散器性能的影響

吳晨飛， 余 銳， 趙連會

(上海電氣燃氣輪機有限公司 燃氣輪機研究所，上海 200240)

排氣擴散器連接在透平末級葉片后，主要作用是把來自透平的氣體進行減速擴壓，將部分動能轉(zhuǎn)化為壓力能，以提高透平的輸出功率，然后根據(jù)循環(huán)形式的不同，排入大氣或送入余熱鍋爐[1]。作為透平的重要組成部分，排氣擴散器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)如支板、輪轂和油管等，在排氣通過時會產(chǎn)生較大的流動損失，從而降低透平的輸出功率和效率[2-5]。Farokhi等[6]指出排氣擴散器的靜壓恢復(fù)系數(shù)提升0.2，燃氣輪機的效率可以提高0.4%。林軍等[7]指出WP6G工業(yè)燃氣輪機排氣裝置總壓損失減少1 kPa，燃氣輪機輸出功率可以提升1%，輸出功率可增加60 kW,熱效率可以提高1.2%。因此，減少排氣擴散器的流動損失對透平整體性能有著至關(guān)重要的影響。

由于排氣擴散器對透平的性能有著非常大的影響，學(xué)者們對排氣擴散器的優(yōu)化設(shè)計進行了大量的研究。其中，支板作為排氣擴散器的重要組成部分，許多學(xué)者對其進行了優(yōu)化研究，并取得了良好的優(yōu)化效果[8-12]。Pradeep等[13]對排氣擴散器的流道型線進行優(yōu)化研究，優(yōu)化后的靜壓恢復(fù)系數(shù)相比原型有所增加，總壓損失系數(shù)相比原型也有大幅的降低。林軍等[7]對流道帶中間收斂的排氣擴散器進行了試驗研究，結(jié)果表明改型排氣擴散器的性能有顯著的提升。Babu等[14]提出了兩種結(jié)構(gòu)的輪轂優(yōu)化改型，與原型相比排氣擴散器的出口靜壓都有一定程度增加，總壓損失也都有所減小。

為了減小排氣擴散器的總壓損失，提升透平的效率，本文利用一種橢球形輪轂端蓋結(jié)構(gòu)來抑制輪轂下游流動分離的形成，以達到減小排氣擴散器的總壓損失和提升透平效率的目的。文章主要探究了橢球形輪轂端蓋的軸向長度對排氣擴散器性能的影響，并對改型排氣擴散器的變工況特性進行分析。

1 計算模型

1.1 相關(guān)參數(shù)

在相關(guān)研究中，通常采用總壓損失系數(shù)ω和靜壓恢復(fù)系數(shù)C這兩個參數(shù)對排氣擴散器的工作性能進行評價，定義見式(1)和式(2)：

(1)

(2)

總壓損失δ為進出口總壓變化與進口總壓的相對值，定義見式(3)：

(3)

式中：P01為進口總壓，Pa；P02為出口總壓，Pa；P1為進口靜壓，Pa；P2為出口靜壓，Pa。

1.2 模型結(jié)構(gòu)

排氣擴散器的模型結(jié)構(gòu)見圖1，主要由軸承座和排氣擴散段兩部分組成，通過其擴張形成的流道結(jié)構(gòu)對氣體進行減速擴壓。

(a) 整體結(jié)構(gòu)

1.3 計算方法

數(shù)值計算方法是研究排氣擴散器流場及其特性的常用手段之一。由于本文的研究對象具有非軸對稱性，為了描述流體域中周向上的非均勻流動情況，采用整體的排氣擴散器模型進行建模。排氣擴散器對上游來流即透平末級出口流場分布十分敏感，因此需要與透平末級一起進行聯(lián)合計算分析。此外，由于流場中存在不穩(wěn)定的分離區(qū)，計算域還需從實際擴散器出口位置沿軸向延伸出一段區(qū)域，以保證流場計算能達到穩(wěn)定的收斂解。末級葉片、排氣擴散器與虛擬延伸段構(gòu)成的聯(lián)合計算域見圖2。

圖2 聯(lián)合計算域示意圖

透平末級采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進行劃分，排氣擴散器和虛擬延伸段采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，總網(wǎng)格量約為400萬。為了能更好地捕捉流場的變化，葉片表面和排氣擴散器各部分壁面的邊界層網(wǎng)格都進行了加密處理。由于擴散器尺寸較大，因此需要對網(wǎng)格數(shù)量進行嚴格的控制，對進口和輪轂附近進行精細的網(wǎng)格劃分，越接近出口，排氣擴散器主流區(qū)域網(wǎng)格的密度越稀疏，這樣就可以在準(zhǔn)確預(yù)測流動現(xiàn)象的前提下，有效地控制計算域網(wǎng)格數(shù)量，節(jié)省計算資源。透平末級和排氣擴散器局部網(wǎng)格見圖3。

圖3 透平末級和排氣擴散器局部網(wǎng)格

數(shù)值計算的湍流模型為k-ωSST，動靜葉之間的交界面采用混合平面法。計算域進口設(shè)置為壓力進口，為透平第四級靜葉進口的壓力、溫度和速度分布；出口設(shè)置為壓力出口。

2 改型方案

圖4為設(shè)計工況(OP1)下原型排氣擴散器的流線圖。通過對原型OP1工況的流場進行分析可以看出，當(dāng)氣流通過輪轂后，流動面積突然增大，由于逆壓梯度的存在，在輪轂的下游產(chǎn)生了較大的分離區(qū)，這將增大氣體在流動中的損失，從而降低排氣擴散器的工作性能，進而影響透平的輸出功率和效率。

圖4 設(shè)計工況下原型排氣擴散器子午面流線圖

為了抑制輪轂下游流動分離的形成，本文設(shè)計了一種橢球形輪轂端蓋，見圖5，D為輪轂的直徑，L為橢球形輪轂端蓋的軸向長度。通過改變L的長度，制定了若干方案，見表1，探究橢球形輪轂端蓋對排氣擴散器性能的影響。同時考慮到實際工程應(yīng)用、結(jié)構(gòu)強度和安裝維修的需求，限定L最長為D的1倍。

圖5 原型和改型排氣擴散器輪轂端蓋結(jié)構(gòu)

表1 排氣擴散器改型方案

3 計算結(jié)果及分析

3.1 橢球形輪轂端蓋軸向長度對排氣擴散器性能影響分析

為了探究橢球形輪轂端蓋的軸向長度L對排氣擴散器性能的影響，在OP1工況下，計算得到改型排氣擴散器的主要性能參數(shù)與原型進行對比，并對改型排氣擴散器的流場特性進行分析。

圖6和圖7為原型和改型排氣擴散器不同軸向位置的ω和C值。 其中，x為不同軸向位置的長度，LD為排氣擴散器的軸向長度。可以看出，改型排氣擴散器的性能與原型相比均有不同程度的改善，且隨著橢球形端蓋軸向長度L的增加，改善效果越好。其中C3和C4方案的改善效果較為顯著，C4方案的改善效果最為顯著，排氣擴散器整體的總壓損失系數(shù)ω由 0.146 1 下降到 0.130 4，相對改善了10.75%，整體靜壓恢復(fù)系數(shù)C由0.821 1上升到0.839，增加了2.18%。

圖6 原型和改型總壓損失系數(shù)ω隨排氣擴散器軸向位置的變化

圖7 原型和改型靜壓恢復(fù)系數(shù)C隨排氣擴散器軸向位置的變化

如圖8(a)中排氣擴散器原型所示，氣流首先在支板的位置處產(chǎn)生了較小的流動分離區(qū)，當(dāng)氣流離開支板后，則在輪轂下游處形成了一個較大的分離區(qū)，會增加排氣擴散器的流動損失，嚴重影響排氣擴散器的性能。通過觀察圖8中四種改型方案輪轂下游區(qū)域分離情況發(fā)現(xiàn)：C1方案中，輪轂下游分離區(qū)沒有明顯變化，但是隨著橢球形輪轂端蓋軸向長度的增大，C2、C3和C4方案中輪轂下游的分離區(qū)明顯減小。

(a) C0

圖9為改型排氣擴散器子午面軸向流線圖，其中，V表示截面上不同位置處流體的速度，Vmax表示該截面上流體的最大速度。在設(shè)計工況下，C2、C3和C4方案與原型圖4相比，原來回流區(qū)的流體可以沿橢球形輪轂端蓋貼壁流動，并且使排氣擴散器下游流場更加穩(wěn)定。C1方案雖然對輪轂下游回流區(qū)的改善相比其他改型較差，仍然存在較大的回流區(qū)，但是與原型相比，輪轂下游的流場也得到了一定的改善。

3.2 改型排氣擴散器的變工況特性分析

在評價透平的性能時，不僅要考慮設(shè)計工況下透平的性能指標(biāo)，同時要考慮在變工況時透平的性能參數(shù)，因此需要對改型排氣擴散器的變工況特性進行分析。綜合對改型排氣擴散器主要性能參數(shù)進行分析，可以看出在設(shè)計工況下，C3和C4改型方案的改善效果較為顯著，同時考慮到橢球形輪轂端蓋軸向長度過長會增加制造、安裝和維修的難度，下面主要對軸向長度較短的C3改型方案在夏季工況(OP2)、冬季工況(OP3)、最小環(huán)保負荷(OP4)和全速空載(OP5)下的特性進行分析。

由圖10可以看出：在OP2工況時，改型C3的總壓損失和原型相接近；在OP4工況時，改型C3的總壓損失略高于原型；在OP1、OP3和OP5工況時，改型C3的總壓損失則低于原型。總體來說，在OP4和OP5小流量工況下，無論是原型還是改型，總壓損失相對較大；在OP1、OP2和OP3工況附近時總壓損失相對較小。同時，改型C3在OP1和OP3工況對排氣擴散的性能改善效果明顯。

圖10 不同工況下原型和改型排氣擴散器總壓損失

從圖11和圖12可以看出，在OP5和OP4工況下，改型C3與原型排氣擴散器的輪轂下游都存在較大的回流區(qū)，這與圖10中OP5和OP4工況總壓損失較大的結(jié)論一致。由圖11可已看出，在OP5工況下，改型C3輪轂下游的分離區(qū)相比原型有一定程度的減小，且在壁面形成的附壁分離區(qū)的大小也有所減小，使得改型C3的總壓損失小于原型。由圖12可已看出，在OP4工況下，改型C3輪轂下游流場仍有較大的分離流動，并未起到改善作用。

圖11 OP5工況排氣擴散器子午面流線圖

圖12 OP4工況排氣擴散器子午面流線圖

從圖13中可以看出，雖然改型排氣擴散器在OP2工況下輪轂下游流場得到了改善，分離區(qū)明顯減小，但是與原型相比排氣擴散器下游流場的波動變大，出現(xiàn)了一定程度的惡化，這也使得改型排氣擴散器在OP2工況下的總壓損失與原型接近。由圖14可以看出，改型排氣擴散器在OP3工況下，輪轂下游流場得到了改善，分離區(qū)明顯減小，同時對排氣擴散器流場下游流場也有一定程度的改善，流動不穩(wěn)定區(qū)域減小，也就使得改型排氣擴散器的總壓損失相比原型有所減小。

圖13 OP2工況排氣擴散器子午面流線圖

圖14 OP3工況排氣擴散器子午面流線圖

4 結(jié)論

本文通過數(shù)值計算的方法，探究橢球形輪轂端蓋的軸向長度對排氣擴散器性能的影響，并對改型排氣擴散器的變工況特性進行分析，得出以下結(jié)論：

(1) 一定軸向長度的橢球形輪轂端蓋結(jié)構(gòu)能有效的抑制輪轂下游流動分離的形成，減小排氣擴散器的總壓損失，提升排氣擴散器的總體性能。

(2) 在探究的長度范圍內(nèi)，當(dāng)橢球形輪轂端蓋軸向長度L與輪轂直徑D之比為1時，改型排氣擴散器的改善效果最為顯著，總壓損失系數(shù)相比原型減少約10.75%，靜壓恢復(fù)系數(shù)相比原型增加約2.18%。

(3) 在不同工況下,改型排氣擴散器C3與原型的總壓損失變化整體趨勢一致，且在設(shè)計工況和流量相對較大的工況下取得了較好的改善效果，對透平機組在大流量方向升級時的優(yōu)化設(shè)計具有重要的意義。