渦扇發動機壓縮系統部件特性與匹配數值仿真

張耀光，馬慶巖，陳 雷，楊 琳，史文斌

（1.中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015；2.中國人民解放軍31434部隊，沈陽 110015）

0 引言

航空渦扇發動機壓縮系統一般包括低壓壓氣機（風扇）、中介機匣和高壓壓氣機。隨著發動機技術的進步，壓縮系統發展趨勢是氣動負荷不斷增高，軸向尺寸不斷縮短，這必然造成壓縮系統各子部件之間氣動干涉增強，給各部件之間性能匹配帶來風險，從而影響發動機壓縮系統綜合性能。傳統的壓縮系統氣動設計和穩定性分析都是基于單獨部件，并沒有將壓縮部件放在發動機整機環境中進行氣動性能評估，而這樣造成的結果往往是部件單獨性能較好，但當各部件組合在一起時的性能往往低于預期。Cumpsty[1]的研究表明，相對于葉型設計，部件之間不匹配是導致性能不好的更重要因素。因此研究整機環境中各部件特性與匹配是近年來的重點研究方向。

目前對整機環境中壓縮系統性能的預測包括以下2種方法。一種方法是通過相關理論和大量經驗建立壓縮系統各部件之間的相關數學模型[2-4]，優點是計算速度快，缺點是模型精度對經驗依賴很強，而且無法給出流場細節的變化，不利于探究規律形成理論指導，目前該方法大多應用于部件穩定性的研究[5，6]；另一種方法是3維數值模擬方法，能提供完整的流場信息，加深對流動機理的認識[7]。隨著計算機技術和計算流體力學的發展，基于雷諾平均Navier-Stokes（Reynolds Average Navier-Stokes）方程的數值方法已成為流體工程領域廣泛使用的分析手段。Sayma等[8]對某渦扇發動機低壓壓縮系統（進氣道、風扇、中介機匣和出口導流葉片）進行3維定常數值模擬計算，將常規計算域向進、出口方向延伸，通過調整內外涵流路出口面積來模擬試驗過程中的節流，通過上述方法使壓縮系統計算邊界條件更接近試驗條件，因此對風扇喘振邊界預測與試驗值更為接近，為研究顫振和旋轉失速等提供更真實的流場；Turner等[9-10]研究了GE90發動機的高壓壓氣機、燃燒室和渦輪之間的耦合影響，而壓縮系統采用“弱耦合”計算方式，即分別對各部件進行單獨數值計算，部件之間影響通過進、出口邊界條件來傳遞，但該計算方式與壓縮系統實際工作并不相符。在中國，陳云永[11]、李曉娟等12]分別對大涵道比風扇/增壓級進行數值模擬計算，研究風扇轉子葉尖間隙及外涵靜子后掠對風扇/增壓級氣動性能影響；闕曉斌等[13]對某2級風扇、中介機匣、4級高壓壓氣機及外涵組成的緊湊壓縮系統性能進行“強耦合”數值計算分析，即將壓縮系統整體作為1個計算域進行數值計算，探討了雙涵雙軸壓縮系統氣動性能評估方法及邊界條件給定方法，獲取了風扇及高壓壓氣機的設計轉速特性，研究了涵道比變化對風扇特性影響及內涵背壓變化對壓氣機、風扇性能影響，但沒有給出部件單獨特性和整機環境中特性的差異以及風扇/壓氣機轉速、可調葉片角度對風扇/壓氣機性能的影響。

本文對某3級風扇、中介機匣和多級高壓壓氣機組成的雙涵雙軸壓縮系統進行聯合數值仿真計算，對整機環境下的部件特性與匹配展開研究。

1 研究對象及方法

1.1 研究對象

某雙涵雙軸壓縮系統包括3級風扇、中介機匣和多級高壓壓氣機，壓縮系統流路如圖1所示。高壓壓氣機只給出前2級葉片子午投影，風扇和高壓壓氣機帶進口可調導流葉片。

圖1 壓縮系統流路

1.2 數值方法

采用3維商業數值模擬軟件對該壓縮系統進行定常單通道聯合數值仿真計算。葉片拓撲結構采用H-O-H型結構化網格，對靠近壁面網格加密，保證葉片壁面和端壁第1層網格滿足20＜y+＜50。網格總數為1000萬左右，單排葉片網格量為30萬左右，計算域網格如圖2所示。

圖2 計算域網格

求解基本控制方程為雷諾平均3維N-S方程，湍流模型選擇帶壁面函數的k-epsilon模型。工質選實際空氣，中心差分空間離散格式，轉靜子交界面采用葉排周向平均參數守恒的混合面處理。邊界條件設定如下：進口邊界給定總壓、總溫和氣流的進氣方向角（標準大氣，軸向進氣），出口邊界給定滿足徑向壓力平衡的平均靜壓。

2 雙涵雙軸壓縮系統數值模擬分析

2.1 部件數值模擬結果的試驗校核

采用第1.2節的數值方法對風扇和高壓壓氣機設計轉速分別進行數值模擬，進口邊界條件與試驗一致，風扇和高壓壓氣機設計轉速計算特性與試驗對比如圖3所示。圖中數據分別以風扇和壓氣機設計流量、設計壓比和設計效率為基準，進行了無量綱處理。

圖3 風扇和高壓壓氣機設計轉速計算特性與試驗對比

從圖中可見，與試驗值相比，風扇設計轉速的計算流量小約0.6%，計算效率高約2%，流量-壓比和流量-效率特性線的走勢二者基本一致，按與工作線交點計算喘振裕度，二者裕度基本相當。與試驗值相比，壓氣機設計轉速計算堵點流量和喘振裕度二者相當，喘點壓比偏高，各狀態點計算效率偏低約0.5%，流量-效率特性線的走勢二者基本一致，流量-壓比特性線在最高效率后與試驗有一定的差別。總體而言，風扇與壓氣機設計轉速的計算特性與試驗偏差符合以往的仿真經驗，對雙涵雙軸壓縮系統設計轉速進行數值模擬計算研究風扇壓氣機特性與匹配是可行的。

2.2 整機環境與單獨部件評定風扇/壓氣機特性對比

傳統的壓縮系統特性評估都是基于單獨部件進行的，各部件實際工作時都是處在整機環境中，存在部件之間的耦合影響，整機環境中的部件特性與單獨部件特性存在差異。王占學等[14]、賴安卿等[15]基于各種數學模型研究了2種環境下風扇/壓氣機穩定邊界的差異。本文給出2種環境下3維數值計算的設計轉速風扇/壓氣機特性對比。其中獲取發動機環境中的風扇/壓氣機特性方法與文獻[13]中描述的一致，即將內涵固定在工作點背壓，單獨調節外涵背壓獲取風扇特性。工程中雙涵道風扇/壓氣機部件試驗錄取等轉速特性線時，需要保證各狀態點的涵道比一定。采用外涵節流方式獲取的風扇特性，在等轉速線上涵道比是變化的，但是當分流環與風扇出口靜子之間距離較遠時，在等轉速線上涵道比變化對風扇特性影響很小[13，16]。因此本文通過將內涵固定在設計狀態，對外涵節流獲取風扇特性是可行的；同理將外涵固定在工作點背壓，調節內涵背壓和壓氣機物理轉速（保證壓氣機換算轉速不變）獲取壓氣機特性。

設計轉速整機環境和單獨評定風扇特性對比如圖4所示。其中2種特性風扇對應的計算網格相同，進口邊界條件相同，均為標準工況軸向均勻進氣。從圖中可見，在2種環境下風扇特性基本重合。分析原因：在整機環境下存在風扇和壓氣機之間的耦合影響，在調整外涵背壓獲取風扇特性時，高壓壓氣機通過影響中介機匣內涵出口的背壓來影響風扇特性，不同內涵背壓影響分流環前緣點局部流線的彎曲，使涵道比發生改變，但涵道比變化對風扇特性影響很小[13，16]。說明對于風扇而言，在高轉速下單獨部件特性可以代表整機環境中的特性。

圖4 設計轉速整機環境和單獨評定風扇特性對比

設計轉速壓氣機不同進口條件對比如圖5所示。壓氣機處于風扇下游，工程上對壓氣機進行計算特性評估時進口邊界條件給定方式分以下幾種：總壓、總溫分別以風扇-中介機匣設計點內涵出口的平均總壓、總溫進行無量綱化。圖中（1）空心圓圈表示整機環境壓縮系統處于設計點狀態時壓氣機進口條件；（2）實線表示整機環境壓縮系統設計點狀態時內涵節流使壓氣機處于近喘點時的進口條件；（3）方框和（4）實心圓圈分別表示以風扇-中介機匣單獨計算處于設計點狀態時內涵出口氣流的徑向分布和質量平均值為進口條件，是壓氣機特性計算通常采用的進口條件；（5）三角表示部件試驗進氣條件，即對標準大氣進行節流。5種邊界條件分別用邊界條件（1）、（2）、（3）、（4）和（5）代替。

圖5 設計轉速壓氣機不同進口條件對比

從圖中可見，邊界條件（3）的總壓和總溫沿徑向不均勻，且邊界條件（3）與（1）基本重合，說明單獨部件和整機2種環境條件風扇-中介機匣在相同狀態點時中介機匣內涵出口總壓、總溫的徑向分布相同。整機環境壓氣機近喘點時壓氣機進口總壓總溫增加量很小，即內涵節流時，壓氣機從工作點變化至近喘點時內涵背壓很難傳遞至壓氣機進口，對進口參數影響較小，這與文獻[13]中的結論一致。壓氣機部件常規試驗時受試驗器功率、扭矩等條件限制，通常需要對進口氣流進行節流，此時壓氣機進口總壓降低，總溫不變，而實際壓氣機進口氣流經過風扇的增壓，總壓和總溫會大幅度提升，因此邊界條件（5）的總壓、總溫比其他邊界條件的低。

（1）、（3）、（4）和（5）4種不同進口條件的壓氣機計算特性對比如圖6所示。分別用特性（1）、（3）、（4）和（5）代替，各特性以壓縮系統設計點狀態壓氣機的流量、壓比和效率為基準，進行了無量綱處理，計算裕度是以與整機環境中壓氣機裕度的比值給出（整機環境中壓氣機裕度為100%）。

圖6 4種不同進口條件的壓氣機特性對比

從圖中可見，由于邊界條件（1）和（3）基本重合，所以特性（1）和（3）基本重合，即采用邊界條件（3）計算的特性可以代表壓氣機在整機環境中的特性。相對于整機環境，邊界條件（4）人為去除了端壁邊界層、徑向壓力分布和徑向溫度分布等影響，使工作點流量增大0.3%，效率提高0.4%，裕度增大4.6%。特性（5）與特性（4）的差異主要是由于進口雷諾數的影響，其中雷諾數定義為

式中：ρ為第1級轉子中徑處進口氣流密度，kg/m3；v為第1級轉子中徑處進口氣流相對速度，m s；d為第1級轉子中徑處葉片弦長，m；μ為第1級轉子中徑處進口氣流動力粘性系數，Pa·s。

經計算2種進口條件雷諾數分別為1.3×106和3.0×106，雷諾數降低使特性（5）工作點流量減小3.5%，效率降低4%，裕度減小20.9%。

因此壓氣機設計階段評估時，高轉速盡量采用壓縮系統共同工作點中介機匣內涵出口場的徑向分布作為壓氣機進口邊界條件，此時計算出的壓氣機特性可以代表整機環境中的壓氣機特性。如果得不到中介機匣內涵出口場的徑向分布而采用風扇出口均勻的進氣條件時，計算出的特性在整機中應用時要對流量、效率和裕度進行適當修正。假設壓氣機設計點流量、效率和裕度分別為30 kg/s、0.85、20%，對應的修正量大致為流量減小0.1 kg/s、效率降低0.3%和裕度減小0.9%。部件試驗特性在整機中應用時必須考慮雷諾數的影響。仍以上述壓氣機為例，對應的修正量大致分別為流量增大1.0 kg/s、效率提高3.1%和裕度增大3.3%。

2.3 壓縮系統可調參數變化對風扇/壓氣機匹配狀態點影響

整機環境中壓縮系統可調參數包括風扇進口可調導葉角度、風扇轉速、壓氣機進口可調導葉角度和壓氣機轉速。此外整機環境中燃燒室工作狀態、噴口面積變化分別影響壓縮系統內外涵出口背壓，這些都會影響壓縮系統工作狀態，因此在數值計算中將壓縮系統內外涵出口背壓也作為可調參數。文獻[13]中給出了內外涵背壓變化對風扇/壓氣機匹配影響。本文給出其他可調參數的影響，以下數據以壓縮系統設計點計算狀態參數為基準，進行了無量綱處理。

2.3.1 壓氣機換算轉速的影響

在壓縮系統設計轉速共同工作點基礎上調節壓氣機轉速，使其相對換算轉速分別為0.985、1.0和1.03，α2角度按設計調節規律跟隨壓氣機換算轉速調節，保持其他參數不變。

風扇、壓氣機工作點以及涵道比變化如圖7所示，箭頭指示方向為壓氣機換算轉速增大方向，虛線為風扇和壓氣機等轉速特性線。從圖中可見：（1）隨著壓氣機換算轉速增大，風扇狀態沿等轉速線降低，且壓氣機換算轉速增大1.5%和3.0%對應風扇壓比分別降低1.6%和0.9%，即壓氣機在相對較低狀態時換算轉速變化對風扇狀態影響更大；（2）壓氣機換算轉速增大，涵道比減小，壓氣機換算轉速增大1.5%和3.0%對應涵道比分別減小25.0%%和13.0%，同樣壓氣機在相對較低狀態時換算轉速變化對涵道比影響更大。

圖7 壓氣機換算轉速變化對風扇/壓氣機匹配影響

分析原因：（1）壓氣機換算轉速增大使壓氣機對風扇出口氣流抽吸增強，使風扇內涵出口Ma提高，即風扇出口背壓降低，因此風扇狀態點降低。壓氣機換算轉速變化對風扇出口背壓影響如圖8所示（出口背壓以風扇進口總壓進行無量綱化）。壓氣機在相對較低狀態時換算轉速變化對風扇狀態影響更大，這是因為隨著換算轉速增大，壓氣機流量增加量逐漸變緩，對風扇出口背壓的影響逐漸減弱；（2）壓氣機抽吸能力增強，使內涵流量增加，而風扇進口流量不變，涵道比減小。

圖8 壓氣機換算轉速變化對風扇出口背壓影響

2.3.2 壓氣機進口可調葉片角度的影響

在壓縮系統設計轉速共同工作點基礎上調節壓氣機α2角度，分別為關3°、關1.5°和關0°，保持其他參數不變。

壓氣機α2角度變化對風扇/壓氣機匹配影響如圖9所示，箭頭指示方向為α2角度打開方向。從圖中可見，隨著壓氣機α2角度打開，風扇狀態沿等轉速線降低，壓氣機換算轉速增大，流量壓比增大，涵道比減小。且α2角度每打開1.5°對應風扇壓比降低約0.35%、壓氣機壓比提高約0.7%和涵道比減小約5.3%。

圖9 壓氣機α2角度變化對風扇/壓氣機匹配影響

分析原因：（1）壓氣機α2角度打開使壓氣機流通能力增強，使壓氣機對風扇出口氣流抽吸增強，使風扇內涵出口Ma提高，即風扇出口背壓降低，因此風扇狀態點降低；（2）風扇狀態點降低使壓氣機進口總壓、總溫降低，壓氣機換算轉速增大，而內涵背壓不變，壓氣機壓比升高；（3）壓氣機流通能力增加，使內涵流量增加，涵道比減小。

2.3.3 風扇換算轉速的影響

在壓縮系統設計轉速共同工作點基礎上調節風扇物理轉速，使風扇相對換算轉速分別為0.97、1.00和1.03，α1角度按設計調節規律跟隨風扇換算轉速調節，保持其他參數不變。

風扇換算轉速變化對風扇/壓氣機匹配影響如圖10所示，箭頭指示方向為風扇轉速增大方向。從圖中可見，隨著風扇轉速增大，使風扇流量增加、壓比提高，壓氣機換算轉速、流量和壓比減小，涵道比增大。且風扇換算轉速每增大3%對應壓氣機換算轉速減小約0.9%、壓比減小約1.0%、涵道比增大約5.0%。

圖10 風扇換算轉速變化對風扇/壓氣機匹配影響

分析原因：（1）風扇換算轉速增大使風扇流量增加、壓比提高，使壓氣機進口的總壓、總溫提高，壓氣機進口總溫提高且物理轉速不變，進而壓氣機換算轉速減小，流量減小。壓氣機進口總壓提高且出口背壓不變，進而壓氣機壓比降低；（2）風扇進口流量增加，壓氣機進口流量減小，涵道比增大。

2.3.4 風扇進口可調葉片角度的影響

在壓縮系統設計轉速共同工作點基礎上調節風扇α1角度，分別為關3°、關1.5°和關0°，保持其他參數不變。

風扇α1角度變化對風扇/壓氣機匹配影響如圖11所示，箭頭指示方向為α1角度打開方向。從圖中可見，隨著α1角度打開，使風扇流量增加、壓比提高，壓氣機換算轉速、流量和壓比減小，涵道比增大。且α1角度每打開1.5°風扇壓比提高約0.3%，壓氣機換算轉速減小約0.1%、壓比降低約0.4%和涵道比增大約1.1%。

圖11 風扇α1角度變化對風扇/壓氣機匹配影響

分析原因：（1）α1角度打開使風扇流通能力增強，流量增加。第1級轉子進口攻角增大，因此風扇壓比提高；（2）風扇壓比提高使壓氣機進口總壓、總溫提高，壓氣機換算轉速減小，而內涵出口背壓不變，使壓氣機壓比降低；（3）壓氣機換算轉速減小，內涵流量減少，風扇進口流量增加，涵道比增大。

3 結論

（1）高轉速風扇單獨計算的部件特性和整機環境中的特性基本相同。在高轉速下采用風扇-中介機匣單獨計算共同工作點內涵出口氣流參數的周向平均徑向分布作為壓氣機進口邊界條件的單獨部件特性與整機環境中的特性基本相同。采用其他邊界條件計算的壓氣機特性在整機中應用時需要進行相應的修正。

（2）壓氣機狀態變化通過影響風扇出口背壓進而影響風扇狀態，風扇狀態變化通過影響壓氣機進口參數進而影響壓氣機狀態。高轉速壓氣機在相對較低狀態時換算轉速變化對風扇狀態影響更大。

（3）壓縮系統作為一個整體，改變某一可調參數必將引起各部件特性重新匹配，整機中應用時需要找到最佳匹配點，使壓縮系統綜合性能達到最優。