輪轂泄漏流對跨聲速壓氣機轉子性能影響的數值研究

付堯明， 向宏輝，薛 巖， 林彬彬， 侯寬新， 王迎國， 楊 泳

(1. 中國民用航空飛行學院 航空工程學院，四川 廣漢 618307；2. 中國航發四川燃氣渦輪研究院，四川 綿陽 621000；3. 南京航空航天大學 能源與動力學院，南京 210016)

眾所周知，在航空發動機壓氣機部件真實結構中，轉子旋轉輪盤和上游靜止輪轂流道之間存在一定的軸向間隙(轉子/輪轂間隙)，為了避免該間隙效應的影響，需要采取相應密封措施(如篦齒封嚴)，但通常不能完全消除此影響。在壓氣機三維數值模擬中，如果不考慮輪轂泄漏流影響，將壓氣機視為理想無間隙結構形式，會導致壓氣機性能預測結果出現偏差。隨著現代壓氣機向著高負荷設計方向發展，輪轂泄漏量較低負荷壓氣機往往上升數個量級，使得輪轂泄漏流成為影響高負荷壓氣機氣動性能不容忽視的一個重要因素。

已有壓氣機輪轂泄漏研究主要集中在封嚴容腔泄漏流及與流道主流耦合作用方面。Shabbir等[1]在兩個跨聲速軸流壓氣機轉子中對輪轂泄漏流影響效應開展了詳細參數化研究，指出較小的輪轂泄漏流會引起總體性能較大幅度的下降，并且實驗所得輪轂附近出現總壓虧損是由此處泄漏流導致。Wellborn[2]分析了靜子封嚴容腔流路中氣動參數變化，指出氣流從靜子下游進入封嚴容腔后，在旋轉壁面作用下氣流旋流速度增大，在上下游容腔內產生渦流，渦流發展與容腔結構有關。Kong等[3]對容腔內的流動機理進行了實驗和數值研究，發現容腔流動的泵效應、離心升壓和風阻溫升是其重要流場特征，減小容腔篦齒間隙可以控制泄漏流量，降低對壓氣機主流干擾，但會導致容腔內風阻溫升和熵增顯著。Wellborn等[4]開展了容腔泄漏流對多級壓氣機性能影響的實驗研究，指出低能容腔泄漏流會在葉片吸力面側匯聚，增大角區分離，引起靜葉根部流動阻塞和總壓損失，容腔泄漏量越大影響越嚴重。Kato等[5]對多級壓氣機進行計算，考慮容腔泄漏流的壓氣機效率降低1.7%，容腔泄漏流同樣帶來靜葉角區分離擴大。顧春偉等[6-7]關注了封嚴容腔流動影響，發現容腔流射入主流后會帶來靜葉根部附近的氣動參數偏移，低能容腔流體也會加厚端壁附面層，產生阻塞效應。孟德君[8]和傅鑫[9]對帶封嚴容腔的靜葉性能進行了詳細分析，表明容腔流會強化端壁二次流動，惡化角區分離，容腔泄漏流量越大，角區分離越嚴重，建議將容腔篦齒封嚴間隙控制在1%葉高以內。Demargne[10]較早觀察到了容腔流旋流增大的益處，認為旋流較大的封嚴容腔泄漏流在與主流摻混后會降低端壁附面層動量損失厚度，從而減小角區分離范圍。Sohn[11]和 Kim[12]同樣發現隨著封嚴容腔流旋流的增大，抵抗端壁二次流偏轉的能力增強，角區分離的強度和徑向高度明顯減小，但分離范圍在周向會有所擴展。另外，過高的旋流也會導致容腔流攜帶著端壁二次流在葉柵壓力面側堆積，并沿徑向過度攀升，產生嚴重不利影響[13]。

為了深入探索輪轂泄漏流對高負荷壓氣機內部流場影響的物理機制，為輪轂封嚴泄漏效應的壓氣機氣動性能高精度預測與評估方法提供支撐，本文采用計算流體力學(CFD)軟件，以跨聲速壓氣機轉子Rotor 67為研究對象，開展了輪轂泄漏流對氣動性能影響的三維定常數值模擬，重點分析了不同輪轂泄漏流量下壓氣機輪轂壁面流場結構與流態變化特征。

1 數值計算方法介紹

1.1 計算模型

本文選取有豐富實驗測量數據的跨聲速軸流壓氣機轉子Rotor 67作為數值研究對象[14]，該轉子不僅被國內外研究者用來盲測評估CFD計算程序的預測精度，而且也被廣泛用于開展跨聲速軸流壓氣機特定流動現象研究。Rotor 67作為某兩級跨聲速風扇進口級低展弦比轉子，有22個葉片，其展弦比、輪轂(葉尖)稠度、進(出)口輪轂/葉尖半徑比分別為1.56、3.11(1.29)、0.375(0.478)。在設計轉速16 043 r/min(對應葉尖切線速度429 m/s)下的流量、總壓比、進口葉尖相對馬赫數分別為33.25 kg/s、1.63、1.38。當進口流量達到34.96 kg/s時，轉子葉片通道處于堵塞狀態。

1.2 計算網格與邊界條件

對算例進口和出口段平均劃分為2個子網格塊，葉片段平均劃分為4個子網格塊，整個單通道共劃分成8個子網格塊。Rotor 67單通道計算域最終網格劃分方案如圖1所示。在上、下端壁區加密網格，其中葉尖間隙徑向布置17個網格節點以便更好地捕獲葉尖區二次流結構。為了能夠直接模擬和分辨壁面附面層流動，距壁面第一層網格間距設置為1×10-3mm。算例計算網格總量約150萬。

(a) 主體網格

(b) 葉尖間隙網格

(c) 輪轂前緣局部放大圖

(d) 輪轂尾緣局部放大圖圖1 計算網格拓撲結構示意圖

1.3 數值方法驗證

圖2給出了壓氣機轉子100%設計轉速下總體性能實驗與數值計算結果，圖中橫坐標質量流量均由實驗和預測所得的堵塞流量進行無量化處理。從總壓比和絕熱效率對比結果看，除了在97%～98%流量范圍內計算值略高于實驗值以外，絕大部分穩定工作范圍內兩者數據具有很好的一致性。此外，數值失速點比實驗值更加偏向小流量值，即計算穩定裕度略高于實驗值。

(a) 總壓比特性曲線

(b) 絕熱效率特性曲線圖2 總體性能參數的對比

選取近峰值效率工況點對比分析計算和實驗所得總壓比、總溫比、絕熱效率以及出口絕對氣流角沿葉片徑向分布，如圖3所示。結果表明，本文所采用的數值計算方法能夠精確捕獲實驗結果的定量趨勢。但計算值與實驗數據之間存在稍許差異的是葉尖區出口氣流角分布，即位于80%～90%徑向高度的計算結果略低于實驗值，參考其他研究者的數值驗證結果，同樣存在轉子葉尖區附近出口氣流角預測偏低現象[16-18]。

(a) 總壓比

(b) 總溫比

(c) 絕熱效率

(d) 出口絕對氣流角圖3 出口流場參數徑向分布的對比

2 計算結果與分析

2.1 輪轂泄漏流?；幚矸椒?/h3>

本文重點針對設計轉速下兩個特征工況(近峰值效率點和近失速點)進行輪轂泄漏流影響參數化研究，采用邊界條件方法直接將轉子/輪轂軸向間隙作為進口邊界處理來模化與控制輪轂泄漏流。在真實壓氣機結構中，轉子上、下游均存在輪轂間隙，這里僅考慮影響程度占主導作用的上游轉子/輪轂軸向間隙(間隙寬度約為1.0 mm)，如圖4所示。在計算域中，通過在靠近轉子前緣輪轂壁面上沿流向選取四個連續網格單元寬度作為輪轂泄漏流?；M口物理邊界，確保計算間隙寬度接近真實值。計算時，通過給定輪轂間隙進口邊界處的徑向速度來控制泄漏流量變化。

圖4 轉子上游輪轂間隙泄漏流模化示意圖

2.2 近峰值效率工況下輪轂泄漏流的影響

泄漏流量分別選取所處工況的0.25%、0.33%和0.50%轉子通道進口主流流量。表1給出了近峰值效率工況下輪轂泄漏流量對壓氣機轉子氣動性能的影響。

表1 近峰值效率工況下泄漏流量對氣動性能的影響

總體來看，三種輪轂泄漏流量均會引起壓氣機進口流量減少，并且隨著輪轂泄漏流量的增大而不斷降低。當泄漏流量達到0.50%時，壓氣機流量約減小0.74%。由于本文對輪轂泄漏流的?；椒ú捎昧伺c文獻[19]相同的假設，即認為輪轂泄漏流射流垂直于輪轂壁面流出，輪轂泄漏流外在表現出的“氣墻”形態對進口來流具有很強的堵塞作用，經分析認為這是導致進口流量減少的原因。從總壓比和效率變化來看，均隨著輪轂泄漏流量增大而呈現先減后增變化，這表明輪轂泄漏流達到一定強度后會顯示出部分“正”效果影響，并且效率變化明顯小于壓比變化。由于輪轂泄漏流對進口流量的堵塞節流效果類似于出口背壓的節流作用，進口流量節流本身會導致壓氣機負荷和效率的增加。

圖5給出了近峰值效率工況下輪轂泄漏流量對壓氣機性能參數徑向分布的影響，由圖可見，輪轂泄漏流影響程度較大的區域主要集中于0～20%徑向高度區域，此區域內的總壓比、效率和總溫比均隨著輪轂泄漏流量增大而呈現先減后增的變化趨勢，這與表1中的結果相一致。此外，與無輪轂泄漏流情況相比，輪轂泄漏流的引入會增大輪轂附近出口絕對氣流角，表明出口流動惡化。

(a) 總壓比

(b) 總溫比

(c) 絕熱效率

(d) 出口絕對氣流角圖5 近峰值效率工況下輪轂泄漏流量對壓氣機性能參數徑向分布的影響

為研究上述性能參數變化背后的流場結構及其流動機理，下面將詳細分析壓氣機轉子通道內輪轂壁面流場結構及其變化。圖6給出了近峰值效率工況下輪轂泄漏流量對輪轂壁面流場結構的影響，其中虛線框代表局部放大圖示位置。觀察圖6(a)可知，與無輪轂泄漏流相比，當引入輪轂泄漏流量時，整個輪轂壁面流場結構發生了很大變化，尤其是位于輪轂泄漏流影響較大的前半部分輪轂壁面區域內流動變得更加復雜。當輪轂泄漏流噴射流出輪轂間隙時，其射流與輪轂壁面之間的較大夾角使緊靠輪轂間隙下游位置形成強烈的流動分離，并隨后在下游某一位置處實現流動再附而形成圖中標識的“再附線”。再附線與輪轂間隙之間的回流區幾乎橫跨整個通道寬度，并且它的流向影響長度從吸力面至壓力面逐漸遞增，這主要是由于再附線下游吸力面側流體的周向動量強度從吸力面至壓力面逐漸減弱，從而導致抑制上游回流區向下游發展的“抵抗”能力隨該方向亦逐漸減弱。當緊貼再附線的流體從吸力面流向壓力面時，在下游緊靠壓力面側某一位置處與輪轂壁面橫線潛流發生相互碰撞而形成“鞍點”，并從此“鞍點”處發出分離線1和2。從圖中局部放大流動區域內的輪轂壁面流場結構來看，構成“鞍點”的四條漸近線將整個輪轂壁面流動劃分成了四個主要的特征流動區，即分離線1兩側的順流區以及分離線2兩側的回流區。圖6(a)中“鞍點”形成位置的變化及兩大回流區的形成均與輪轂泄漏流射流與輪轂壁面之間大攻角下流動分離密切相關。從圖6(b)和圖6(c)中可知，隨著輪轂泄漏流量增大，輪轂泄漏流動分離形成的回流區流向影響范圍也隨之不斷向下游擴展，從而致使“鞍點”形成位置亦隨之向下游偏移，分離線1與吸力面相交作用位置同樣更加偏向下游，這也誘使分離線1附近輪轂壁面橫向潛流與輪轂吸力面尾緣分離回流之間產生相互碰撞作用。

(a) 泄漏流量0.25%

(b) 泄漏流量0.33%

圖7給出近峰值效率工況下輪轂泄漏流量對壓氣機輪轂壁面旋渦結構變化的影響。圖中標識的旋渦結構1～4分別表示輪轂泄漏分離渦、輪轂吸力面前緣分離渦、壁角渦和鞍點起始分離渦。其中渦1、2和3的形成分別位于圖6中再附線上游回流區、輪轂吸力面前緣分離區以及分離線1所在位置。圖8給出了與圖7(b)對應的兩個特征S2流面上輪轂間隙附近流動速度矢量分布。從圖8(a)可以清楚看到，輪轂泄漏流射流在其出口下游處形成了流動分離回流區1，并且隨后實現流動再附，其中圖8(a)中還顯示了再附點下游的輪轂吸力面前緣分離回流區2。

(a) 泄漏流量0.25%

(b) 泄漏流量0.33%

(c) 泄漏流量0.50%圖7 近峰值效率工況下輪轂泄漏流量對旋渦結構的影響

(a) 近吸力面S2流面

(b) 通道中部S2流面圖8 近峰值效率工況下輪轂流動速度矢量分布

2.3 近失速工況下輪轂泄漏流的影響

表2給出了近失速工況下不同輪轂泄漏流量對壓氣機氣動性能的影響。表中數據表明，近失速工況下進口流量和總壓比均呈現隨輪轂泄漏流量增大而逐漸降低的變化趨勢，而效率則出現一定提升空間。當泄漏流量達到0.50%時，壓氣機流量約減小0.21%，總壓比約降低0.35%，絕熱效率約提高0.20%。與表1所代表的近峰值效率工況數據相比，近失速工況下輪轂泄漏流量的增加已經無法繼續提升總壓比水平而只能呈持續下降趨勢，并且對應三種輪轂泄漏流量的壓氣機效率預測值均略高于無輪轂泄漏流的效率預測值。

表2 近失速工況下泄漏流量對氣動性能的影響

圖9給出了近失速工況下不同輪轂泄漏流量對壓氣機性能參數徑向分布的影響。可以看出，輪轂泄漏流的徑向影響范圍主要集中于0～40%葉高區域，其中10%～40%葉高范圍內的輪轂泄漏流對總壓比、總溫比和絕熱效率均產生了明顯負面效果，并且虧損幅度隨泄漏流量增強而增大，而0～10%葉高區域內的總壓比和總溫比略高于無輪轂泄漏流時的計算結果。從圖9(d)中可見，在0～30%葉高范圍內仍然表現出輪轂泄漏流對出口絕對氣流角的擴增效應，同樣隨著泄漏流量的增大而擴大。

(a) 總壓比

(b) 總溫比

(c) 絕熱效率

(d) 出口絕對氣流角圖9 近失速工況下輪轂泄漏流量對性能參數徑向分布影響

圖10給出了近失速工況下輪轂泄漏流量對輪轂壁面流場結構的影響。如圖所示，與近峰值效率工況不同，輪轂泄漏流量的增大促使“鞍點”位置同時向下游及吸力面側偏移，原因如下：一方面，輪轂泄漏流堵塞效應的增強進一步提升了輪轂壁面吸/壓力面間壓差，從而增強了輪轂壁面橫向潛流的周向輸運動量；另一方面，它又加劇了吸力面前緣流動分離，這將嚴重削弱沿吸力面前緣繞流進入葉片通道的流體向壓力面側輸運的周向動量。在以上兩股相反方向周向動量的共同作用下，最終導致上述“鞍點”位置的周向偏移。對比圖6可知，近失速工況下輪轂泄漏流堵塞效應進一步擴大了輪轂吸力面分離回流區的流向和周向范圍。

(a) 泄漏流量0.25%

(b) 泄漏流量0.50%圖10 近失速工況下輪轂泄漏流量對輪轂壁面流動影響

3 結論

本文以跨聲速壓氣機轉子Rotor 67為研究對象，通過對輪轂間隙進行邊界條件?；幚?，開展了不同輪轂泄漏流量對壓氣機轉子氣動性能影響的數值研究，詳細分析了輪轂泄漏流作用下壓氣機內部流場結構的變化特征，得到以下結論：

(1) 輪轂泄漏流會惡化壓氣機流通能力，影響程度隨著泄漏流量增加而增大。在近峰值效率工況下，當泄漏流量達到0.50%時，壓氣機流量約減小0.74%。某些情況下，當輪轂泄漏流達到一定強度后，會呈現出部分正面效果，使得壓氣機壓比或效率得到一定程度改善。

(2) 輪轂泄漏流通過影響輪轂壁面流動結構空間分布來對壓氣機氣動性能施加影響，尤其是鞍點的位置決定著輪轂間隙下游回流區和順流區的影響范圍以及輪轂壁面橫向潛流強度。

(3) 輪轂泄漏流量是影響壓氣機氣動性能的重要因素，為了抑制輪轂泄漏流的負面影響作用，工程上應盡可能減小輪轂間隙或者采用更加高效的密封措施來減少輪轂泄漏流量。