對轉壓氣機變轉速比失速類型試驗

王昊，薛飛，岳少原, 2，王掩剛,*

1. 西北工業大學 動力與能源學院,西安 710072 2. 中國空氣動力研究與發展中心 空天技術研究所,綿陽 621000

旋轉失速作為軸流壓氣機中一種常見的流動失穩現象，是葉輪機械中最嚴重的氣動災難之一(另一個為喘振)，一旦發生旋轉失速通常會造成嚴重的后果，因此研究旋轉失速具有深刻的現實意義。自人類首次發現旋轉失速現象以來，其一直是本領域的研究熱點。85年以來，對軸流壓氣機中失速問題的研究歷程匯聚了大量的優秀成果，其中的標志性事件有：首次發現失速現象→解釋失速產生及傳播機制→理論上解釋失速與喘振的區別→理論預測失速前會出現長尺度失速先兆→完善理論并解釋失速與喘振區別→提出“主動控制”概念→發現模態型長尺度失速先兆→發現突尖型短尺度失速先兆→提出“葉頂臨界攻角”失速機理→提出“葉頂前緣溢流”失速機理雛形→猜測失速前存在“徑向渦”→完善“葉頂前緣溢流”失速機理→提出“交界面失穩”失速機理并證實“徑向渦”存在→提出“前緣分離”失速機理。這些研究對于揭示常規(轉-靜交替)軸流壓氣機失速的物理本質起到了巨大的作用。

作為一種具有廣闊應用前景的非常規(轉-轉)氣動布局形式，對轉壓氣機具有軸向尺寸小、重量輕的優勢，但是關于對轉壓氣機中的失速現象還研究得很不充分，而且研究方法以數值模擬手段為主，這嚴重制約了對轉壓氣機的發展和應用。2013年高麗敏等數值研究了不同轉速比下對轉壓氣機的失速過程。研究結果表明，當轉速比在0.7～1.11之間時，前、后轉子之間的轉速差對失速初始擾動類型無本質影響，之后又指出二次泄漏流在軸流對轉壓氣機的非穩定流場失穩過程中起著至關重要的作用。2017年Mao等采用數值方法研究了周向槽機匣處理對于對轉壓氣機失速裕度的影響，結果表明由于周向槽的存在，使得光壁情況下的低頻失速先兆或旋轉不穩定性頻率消失，說明周向槽可以抑制失速；同時周向槽還可能改變葉頂間隙泄漏流自激非定常頻率，并且自激非定常頻率對應的幅值會因為周向槽的存在而降低，說明了周向槽可以抑制葉頂間隙泄漏流自激非定常性。2019年Chen等用鎖相均方根技術捕捉到了近失速工況下葉頂間隙泄漏的振蕩行為。這些數值模擬研究成果對于理解對轉壓氣機中的失速問題起到了一定的積極作用，但是都沒有相關的試驗補充論證。相比于常規壓氣機中關于失速問題的大量試驗研究成果，對轉壓氣機中失速問題的試驗研究還非常欠缺。

自2013年以來，逐漸出現了關于西北工業大學小型低速軸流對轉壓氣機中的失速研究試驗成果。通過采用動態壓力傳感器陣列獲得了轉子葉頂壓力時間序列，通過多種數據分析手段刻畫了失速擾動起始-傳播的動態演變過程。這些研究成果進一步提升了對對轉壓氣機中失速現象的認識，然而距離真正地理解對轉壓氣機中的失速行為還有很多工作需要開展。依照目前的研究結果來看，還無法確定對轉壓氣機中的失速過程是否與常規壓氣機具有顯著的差異，亟需采用高精度的試驗手段來研究對轉壓氣機中的失速行為。

本文以西北工業大學低速軸流對轉壓氣機試驗平臺為對象，應用高精度動態壓力傳感器陣列結合同步鎖相技術，測量對轉壓氣機在不同轉速比條件下的上下游對轉轉子葉頂動態壓力，捕捉其失速-發展-消亡演化過程，為豐富對轉壓氣機流動失穩機理研究提供支撐。

1 研究對象及測量方案

1.1 試驗臺介紹

圖1所示為低速對轉壓氣機試驗臺，總長5.845 m(不包含出口節流錐)，寬1.497 m，高2.149 m。氣動結構為靜子導葉-前轉子(R)-后轉子(R)，其中靜子導葉個數為19，前轉子葉片個數為21，后轉子葉片個數為21。機匣直徑為780 mm，輪轂比為0.82，葉頂間隙尺寸為0.5 mm，設計點流量為6.4 kg/s，壓升為7 kPa。順著氣流方向望去，前轉子沿順時針轉動，后轉子沿逆時針轉動。設計轉速為前轉子-2 400 r/min，后轉子2 400 r/min(負號代表順時針)，且前、后轉子分別由2臺額定功率為22 kW的三相異步電機驅動并采用PID(Proportion Integration Differentiation)技術將轉子轉速相對誤差控制在0.1% 以內。通過控制節流錐的軸向位置改變流經壓氣機的空氣流量，當發生喘振等緊急情況時，可控制電磁放氣閥放氣實現壓氣機快速退出危險工況。在壓氣機進口(-截面)和出口(-截面)分別布置4個周向靜壓孔以獲得總靜壓升特性曲線。

圖1 對轉壓氣機試驗臺模型Fig.1 Overall layout of contra-rotating compressor test bench

1.2 轉速配置方案

為研究在不同轉速比下對轉壓氣機失速類型的影響，目前研究人員主要針對前后轉子轉速比為0.7～1.4區間進行分析,以低速大尺寸對轉壓氣機為研究對象，根據轉速比不同，在轉速比<1、=1和>1 時共設置了8組轉速匹配方案并進行試驗，如表1所示。定義轉速比為RR=∶，其中代表前轉子轉速，代表后轉子轉速。

表1 前后轉子轉速配置Table 1 Rotating speed scheme for front and rear rotors

1.3 特性曲線獲取過程

圖2展示了RR=0.875，1.000，1.333時所對應的流量系數-總靜壓升系數(-)特性曲線。特性曲線通過壓氣機進出口的壁面壓力傳感器采集得到的壓力數據獲得。具體的采集過程為：將節流錐從全開狀態緩慢關閉。壓氣機流量系數降低、壓升系數升高，壓氣機特性曲線和葉頂動態壓力呈現穩定狀態，如圖2所示的Stable 1段。當節流錐關閉到一定程度時，在線葉頂動態壓力傳感器陣列顯示其內部流動首次呈現強烈波動，在特性曲線上記錄為近失速點。此時保持節流錐不動，壓氣機特性曲線經歷了壓升系數急速下降和流量系數劇烈波動的過程，特性線記錄為圖2所示的→失速起始過程。在工況繼續關閉節流錐到工況再緩慢打開到工況，此時壓氣機內存在完全發展的失速擾動沿周向轉動，流量系數及總靜壓升系數變化平緩。隨后，給節流錐一個打開狀態的微小擾動，總靜壓升系數又經歷了急速抬高、流量系數略有增加的過程，最終穩定在特性曲線點，特性線上記錄為→失速恢復過程。繼續緩慢打開節流錐，壓氣機流量系數增加，壓升系數減小，葉頂動態壓力陣列信號重新恢復穩定，至此可得到完整的特性曲線。可以發現，在不同轉速比下，壓氣機總靜壓升系數在隨流量系數變化的過程中有相似的變化規律。特性曲線在失速-發展-恢復的過程中均存在明顯的遲滯環。通過試驗可得到其他轉速比條件下相似的壓氣機失速-恢復遲滯行為，這里不再贅述。

圖2 對轉壓氣機流量系數-總靜壓升系數曲線Fig.2 Curves of mass coefficient-total static pressure rise coefficient of contra-rotating comperssor

1.4 失速動態過程捕捉方案

為捕捉到對轉壓氣機失速-恢復動態過程，在圖1的觀察段前后轉子葉頂機匣共布置31個高頻響應動態壓力傳感器以采集在不同工況下的動態壓力數據。如圖3所示，其中1～9號傳感器布置在前轉子葉頂弦長方向，10～17號傳感器布置在后轉子葉頂弦長方向，1號及18～24號傳感器沿周向均布在前轉子前緣平面，11號及25～31號傳感器沿周向均布在后轉子前緣平面。本文試驗中，動態壓力傳感器的采樣頻率為5.120 kHz，傳感器響應頻率為20 kHz。

圖3 壓力傳感器總體布局Fig.3 Pressure sensor layout

2 不同轉速比條件下對轉壓氣機失速-恢復過程動態擾動特征分析

通過試驗采集到在不同轉速比下的壓氣機進出口壁面壓力信號，獲得了該壓氣機特性曲線遲滯環,為研究不同轉速匹配條件下的對轉壓氣機失速-恢復過程提供了支撐。下面將對當對轉壓氣機處于圖2中3種轉速比時前后轉子葉頂動態壓力傳感器采集到的動態壓力信號進行分析。

2.1 不同轉速比條件下壓氣機失速擾動演化規律

動態壓力傳感器陣列云圖在不同時間軸的展示為理解不同轉速比條件下的失速起始-恢復過程提供了有力證據。圖4和圖5給出了圖2中的3種轉速比對應的失速起始-恢復階段轉子機匣壁面高頻動態壓力傳感器捕捉到的壓力信號()隨時間的變化曲線。紅色虛線表示失速擾動沿周向的傳播方向，藍色虛線表示失速擾動所占據的周向范圍，紅色扇形環代表失速擾動周向尺寸。

在失速起始階段，對應特性曲線中的→階段。從圖4中可以看出當轉速比為0.875時，失速擾動始發于后轉子前緣11號傳感器位置處，隨后前轉子前緣18號傳感器位置處出現失速擾動。前期針對該對轉壓氣機葉頂泄漏渦的數值模擬發現，隨著流量系數的減小，后轉子的葉尖泄漏渦強度大于前轉子的且非定常性更強，這很可能是失速首先出現在后轉子的原因。隨著失速擾動的不斷發展，最終失速擾動在前后轉子的周向跨度均為135°左右，旋轉速度為10.4%后轉子轉速，傳播方向與后轉子轉向一致。相似的，當轉速比等于1時，失速首先出現在后轉子25號傳感器，大約0.1 s之后，前轉子19號處也出現失速擾動，當失速擾動完全發展時，均占據前后轉子135°左右周向范圍，周向旋轉速度大約為8%后轉子轉速，旋轉方向與后轉子保持一致。因此，當轉速比≤1時，失速擾動均在周向占據一定范圍并沿周向以一定速度旋轉，這與旋轉速度通常大于50%轉子速度，周向通常占據一個或幾個葉片通道的典型突尖波相似但存在差異。轉速比為1.333的失速發生時，失速擾動幾乎同時出現周向225°左右范圍，并且位置固定，不沿周向旋轉，隨后在2 s內發展成熟并消失，失速擾動消失后流場徹底被改變。這是一種有別于典型旋轉失速的流動失穩形式。Day等在某3臺不同的多級軸流壓氣機全轉速運行時均發現了類似的失速現象。在失速時檢測到一個非旋轉、固定位置的擾動，并指出該擾動的發生非常迅速。并且指出3臺壓氣機發生此失速現象的機理不盡相同，很可能是特定的級間匹配關系導致這種現象出現。本文研究改變對轉壓氣機的轉速比，相當于改變前后級轉子的匹配關系，因此極可能在某些轉速比下實現了類似的級間匹配關系，導致該固定位置的失速擾動出現。從特性曲線來看該失速過程與常規的旋轉失速沒有任何差異，但是實際的流動形式卻截然不同。

圖4 不同轉速比條件下失速起始過程中葉頂動態壓力隨時間變化曲線Fig.4 Variation curves of blade-tip dynamic pressure with time in initial stall process at different speed ratios

在失速恢復過程(→)中出口面積堵塞比保持不變。從圖5中可以得知：當轉速等于0.875 時，前后轉子中的失速擾動均首先以9.9%后轉子轉速旋轉，隨后旋轉速度增大尺寸迅速減小，在失速恢復前瞬間前后轉子失速擾動旋轉速度分別上升至23.5%和19.8%后轉子轉速，隨后流場恢復穩定，整個失速恢復過程在失速擾動沿周向旋轉的一周內完成。對于轉速比等于1的情況，在失速擾動衰減前，失速擾動以7.5%轉子轉速沿著后轉子轉動方向旋轉，周向尺度為135°～180°。退出失速前0.2 s時，失速擾動開始迅速坍縮，旋轉速度增加至18%轉軸速度。退出失速前瞬間，失速擾動在后轉子中的旋轉速度已提高至47%轉軸速度，隨后迅速消失。當轉速比為1.333時，擾動位置固定在前后轉子周向225°左右范圍，不沿壓氣機周向旋轉，隨后失速擾動在1 s內迅速衰減直至完全消失，流場恢復正常。

圖5 不同轉速比條件下失速恢復過程中葉頂動態壓力隨時間變化曲線Fig.5 Variation curves of blade-tip dynamic pressure with time in stall recovery process at different speed ratios

2.2 不同轉速比條件下壓氣機失速擾動傳播特性

為了深入認識該對轉壓氣機在不同轉速比條件下的失速發展-恢復過程，圖6～圖8顯示了失速起始-恢復階段不同轉速比下的機匣壁面靜壓分布云圖，記錄了前轉子前緣(1號傳感器)到后轉子尾緣(17號傳感器)范圍內的壓力隨時間變化。從2.1節的分析中可知，后轉子中首先出現不穩定的擾動源，這種現象表明對轉壓氣機的失速點由后轉子決定。因此在圖6～圖8中橫坐標為后轉子相對旋轉周期，縱坐標為傳感器軸向位置(Axial Position，AP)。

圖6 轉速比為0.875時壁面靜壓譜Fig.6 Casing static pressure spectrum at speed ratio of 0.875

圖7 轉速比為1.000時壁面靜壓譜Fig.7 Casing static pressure spectrum at speed ratio of 1.000

圖8 轉速比為1.333時壁面靜壓譜Fig.8 Casing static pressure spectrum at speed ratio of 1.333

當轉速比等于0.875時，圖6(a)中從上到下葉頂動態壓力云圖后轉子相對旋轉周期依次為0～400，180～260，200～240，208～220。可以發現隨著節流錐逐漸關閉，大約在215轉時首次出現了明顯區別于穩定狀態的高壓區，隨后這種橫貫前后轉子的高低壓區交替出現，失速擾動旋轉周期為9轉左右，這種擾動造成壓氣機性能的大幅下降。值得注意的是，在堵塞比保持不變的情況下，失速擾動壓力分布、旋轉速度及尺寸基本保持不變，從而壓氣機在完全失速階段性能參數相對穩定。當轉速比等于1時，通過分析此時前后轉子葉頂靜壓的變化規律可知(圖7(a))，此時對轉壓氣機在近失速點的流動與轉速比等于0.875 相似，失速擾動的旋轉周期大概為10轉。但當轉速比為1.333時，從圖8(a)中可知，失速發生時，首先出現一個橫跨前后轉子的低壓區(193轉附近)，持續5轉左右，接下來是貫穿整個前后轉子軸向范圍的高壓區，并且高壓區會一直持續下去。

失速恢復前，對于轉速比≤1的情況，壓氣機內存在橫跨前后轉子軸向的高壓區及低壓區，且二者交替出現，失速擾動以一定周向速度在周向旋轉。在壓氣機軸線方向，上游轉子前半部分及下游轉子后半部分幾乎不受失速團的影響，其余部分處于失速團的覆蓋范圍內。失速恢復時，低壓區之后并未伴隨著壓力劇增，而是壓力緩慢增長至正常值，隨后流動恢復穩定。當轉速比>1時，失速恢復前，轉子中的擾動沒有明顯的規律，大致固定在周向某一位置，失速恢復時，壓氣機內突然出現貫穿前后轉子周向的低壓區，之后壓力回歸至正常，擾動消失，流場恢復穩定。

可以發現，當轉速比>1時，對轉壓氣機的失速-恢復過程非常復雜，與轉速比≤1有很大的區別，說明對轉壓氣機中失速類型的復雜性。

3 結 論

為了研究某對轉壓氣機變轉速比失速動態特征，設置了轉速比<1、=1以及>1共8種轉速配置并進行試驗。通過壓氣機進出口的壁面靜壓孔和轉子葉頂機匣上的動態壓力傳感器，得到了不同轉速比下流量系數-總靜壓升系數特性曲線，捕捉到了不同轉速比下的失速起始-發展-恢復-消亡過程。針對本文所研究的對轉壓氣機在變轉速比下的失速過程動態特性，具體結論如下:

1) 通過在不斷關閉節流錐的過程中采集壓氣機進出口壁面靜壓孔數據并分析，得到了不同工況下的流量系數-總靜壓升系數特性曲線。可以發現，在不同轉速比下，壓氣機總靜壓升系數在隨流量系數變化的過程中有相似的變化規律，特性曲線在失速-發展-恢復的過程中均存在明顯的遲滯環。隨著失速過程的動態發展，失速擾動在遲滯環不同的階段具有不同的動態特性。

2) 通過壁面壓力波隨時間的變化曲線可以發現，在失速起始階段，當轉速比≤1時，失速擾動首先出現在后轉子某一傳感器，隨后前轉子也捕捉到失速信號，且該失速擾動均在前后轉子占據一定周向范圍，并以一定的速度在周向旋轉，方向與后轉子一致，反映在壁面靜壓分布云圖上為在失速起始時出現了橫貫前后轉子交替出現的高低壓區。但是當轉速比等于1.333時，失速擾動固定在周向某一位置并占據大概225°周向范圍且幾乎同時貫穿前后轉子，此時在靜壓分布云圖上首先出現一個橫跨前后轉子的低壓區，接下來是貫穿整個前后轉子軸向范圍的高壓區，并且高壓區會一直持續下去。

3) 在失速恢復階段，當轉速比≤1時，前后轉子中的失速擾動均首先以轉速旋轉，在失速恢復前瞬間前后轉子失速擾動旋轉速度提升且尺寸迅速減小，隨后流場恢復穩定。當轉速比等于1.333 時，擾動位置固定在前后轉子周向225°左右范圍，不沿壓氣機周向旋轉，隨后失速擾動在1 s 內迅速衰減直至完全消失，流場恢復正常。