倒車渦輪葉片反轉鼓風損失影響因素研究

李宗全，牛夕瑩，王林，安仲玉

1. 中國船舶集團有限公司 第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150078

2. 船舶與海洋工程動力系統國家工程實驗室，黑龍江 哈爾濱 150078

燃氣輪機具有功率密度大、起動速度快、變換工況靈活等優點，廣泛應用于船舶動力領域[1?2]。使用燃氣輪機作為動力的船舶在進行倒車時，可采用的倒車形式主要有2 種：一種是燃氣輪機配備可調螺旋槳的形式，通過可調螺旋槳實現船舶的倒車功能；另一種是可倒車燃氣輪機配備定距螺旋槳的形式，由于可倒車燃氣輪機自身具備正向轉動和反向轉動的功能，可實現船舶直接倒車功能。由于可倒車燃氣輪機具有倒車功率大、反應速度快、配備的定距螺旋槳結構簡單、行駛阻力小等優點，逐步引起了研究人員的重視，使得可倒車燃氣輪機得到了快速發展。

可倒車燃氣輪機主要通過倒車渦輪來實現正車和倒車功能，倒車渦輪采用了雙層燃氣通道+雙層渦輪葉片的設計思想，雙層渦輪葉片的上層葉片為倒車葉片，位于外層燃氣通道，下層葉片為正車葉片，位于內層燃氣通道。由于正車葉片與倒車葉片是一體結構，通過共同的盤、渦輪軸輸出功率，90%以上運行情況下，可倒車燃氣輪機僅使用正車功能，此時，當燃氣流過正車通道，驅動正車葉片工作時，倒車葉片位置無燃氣流過，倒車葉片處于反向轉動狀態，在該狀態下，倒車葉片不斷攪動附近的氣體，在倒車葉片表面產生大量無序混亂的氣體流動，從而造成功率損失，損失的功率即為倒車葉片反轉引起的鼓風損失。鼓風損失的存在，降低了正車渦輪對外輸出的功率，影響了燃氣輪機整機效率。因此需要針對倒車渦輪反轉鼓風損失產生的機制及其影響因素開展研究，在此基礎上探求倒車渦輪反轉時的鼓風損失控制策略。

1 倒車渦輪原理

某型可倒車渦輪結構簡圖如圖1 所示，主要由雙層渦輪葉片、輪盤、軸、導葉、燃氣切換擋板、上/下層通道、曲柄連桿機構等部件組成[3?11]。可倒車渦輪前端與燃氣發生器相連接，工作時，可通過雙層燃氣通道前端的燃氣切換機構實現燃氣流動路線的調整。當燃氣僅流過下層通道時，正車葉片工作，渦輪轉子正向轉動，船舶正車運行；當燃氣僅流過上層通道時，倒車葉片工作，渦輪轉子反向轉動，船舶倒車運行。

圖1 倒車渦輪結構簡圖

通過電缸驅動曲柄連桿，可帶動燃氣切換擋板繞A 點轉動，當燃氣切換擋板處于最上端時，燃氣僅能通過下層燃氣通道；當燃氣切換擋板處于最下端時，燃氣僅能通過上層燃氣通道。

如何控制倒車渦輪葉片在反轉條件下的鼓風損失，是可倒車燃氣輪機設計過程中的主要難點之一。據國外資料表明，倒車渦輪葉片的反轉鼓風耗功通常為正車額定輸出功率5%以上。而國內尚未開展過倒車葉片反轉鼓風損失的系統性研究，對鼓風損失的影響因素及產生機制尚不清楚，缺乏切實可行的控制鼓風損失的方案，這限制了可倒車燃氣輪機渦輪正車額定功率的輸出水平。

2 倒車渦輪計算模型

以某可倒車燃氣輪機渦輪為研究對象，建立了正/倒車渦輪三維幾何模型，如圖2 所示。倒車渦輪為1 級渦輪結構，正車渦輪為4 級渦輪結構，為真實模擬實際運行情況，考慮燃氣切換擋板密封不嚴，存在燃氣泄漏的情況，在倒車通道與正車通道交接位置設置有1 mm 間隙，在正車運行時，會有少量燃氣流入倒車通道。

圖2 正/倒車渦輪三維幾何模型

在保證計算準確的基礎上，為簡化計算工作量，將整圈模型按照葉片數n進行分割，取1/n份模型進行有限元仿真計算，并在分割面上設置循環對稱邊界，以保證其邊界的連續性[12?13]，計算模型如圖3 所示。

圖3 正/倒車渦輪聯合計算模型

3 邊界條件

高質量的網格可提高計算速度和精度，同時節約計算資源。對于倒車渦輪，選用NUMECA軟件中的Autogrid5 進行網格劃分，動葉葉頂間隙設置為0.5 mm。倒車渦輪網格模型如圖4 所示，正車渦輪網格模型如圖5 所示。

圖4 倒車渦輪網格模型

圖5 正車渦輪網格模型

對于可倒車動力渦輪的進氣段，采用CAE 前處理軟件ICEMCFD（ integrated computer engineering and manufacturing code for computational fluid dynamics）進行網格劃分，在正倒車流道分叉處設置了1 mm 間隙，如圖6 所示。

圖6 進氣段位置網格模型

對倒車渦輪的網格進行無關性檢查，確保計算獲得鼓風損失功率的準確性。檢查結果如圖7所示。當網格數量達到2 698 432 個后，倒車渦輪反轉鼓風損失功率差異較小，后續計算應保證倒車渦輪結構的網格數量不低于2 698 432 個。

使用商用有限元流體計算軟件ANSYS-CFX進行后續邊界設置及仿真計算。采用空間中心差分離散、四階Runge-Kutta 法、時間推進求解三維平均雷諾數N-S 方程，采用Spalart-Allmaras 湍流模型進行湍流粘性計算，進口湍流粘度為0.000 1 m2/s，其余進出口條件以及葉片轉速根據后續計算的不同工況進行調整，壁面設置為絕熱無滑移，交界面設置混合交界面（Mixing-plane）[14?15]。

4 計算結果

為探明倒車渦輪葉片在反轉狀態下鼓風損失產生的機制，在正車工況下，完成正/倒車葉片聯合計算，分析其內部流動機理。

由計算結果可知，在正車工況下，倒車渦輪葉片產生的鼓風損失為2 032.3 kW，即正車額定輸出功率降低了2 032.3 kW。渦輪內部流線分布情況如圖8 所示。由圖8 可知，燃氣大部分流入正車通道，吹動正車葉片對外做功，少量燃氣通過間隙進入倒車通道，在倒車葉片反向轉動的條件下，燃氣在倒車葉片附近無規律流動，形成較多漩渦，造成了功率損失。

渦輪內部總溫分布情況如圖9 所示。由圖9可知，倒車葉片附近溫度較高，這是由于倒車渦輪葉片在反向轉動條件下與空氣摩擦產生了較多熱量。與倒車通道其余位置相比，倒車葉片位置的溫度升高了約300 ℃。

圖9 總溫分布

為進一步分析轉速、氣體壓力、氣體溫度、葉片高度、前后擋板對反轉鼓風損失的影響，同時降低計算工作量，本文將倒車渦輪結構單獨提取出來，開展鼓風損失影響因素研究，降低仿真計算工作量。提煉關鍵參數與鼓風損失的關系式，形成反轉鼓風損失預測模型，為低鼓風損失渦輪葉片的設計提供理論基礎。

為了可視化計算結果的擬合過程，選取3 個變量對擬合結果進行精確的評估：誤差平方和(sum of squares error, SSE )ESS、擬合優度R2和調整后的擬合優度。其計算公式如下：

式中：yi為第i個工況下鼓風損失的計算值，y為計算值的平均值，為第i個工況下鼓風損失的預測值。

4.1 不同轉速對鼓風損失的影響

為探究渦輪轉速對鼓風損失的影響，在1 500～3 400 r/min 渦輪轉速變化范圍內，使用拉丁超立方采樣方法(latin hypercube sampling，LHS)配置了24 個計算點，在不改變來流參數的條件下，僅改變轉速，計算倒車渦輪葉片反向轉動產生的鼓風損失。不同轉速下的鼓風損失計算結果如圖10 所示。

圖10 鼓風損失隨轉速變化關系

為探究轉速與鼓風損失之間的具體數值關系，對計算結果進行數據擬合，渦輪轉速n與鼓風損失P之間的關系式如下：

轉速和鼓風損失之間是二次函數關系，且在本項目的研究的轉速范圍內，鼓風損失隨著轉速的增大而單調增大。轉速與鼓風損失公式的擬合效果評估結果如表1 所示。擬合效果較好。

表1 轉速與鼓風損失擬合效果

額定轉速下，倒車渦輪內部總溫分布如圖11所示，總壓分布如圖12 所示。由圖11 可知，倒車渦輪葉片反向轉動時，與空氣摩擦造成摩擦鼓風損失，使得該位置的總溫、總壓明顯升高。

圖11 額定轉速下倒車渦輪內部總溫

圖12 額定轉速下倒車渦輪內部總壓

4.2 不同氣體壓力對鼓風損失的影響

為探究氣體壓力對葉片反轉鼓風損失的影響，在100～200 kPa 氣體壓力范圍內，使用LHS 方法配置了20 個計算點。在計算過程中，氣體溫度被設置為800 K，葉片轉速被設置為2 500 r/min，將氣體壓力作為自變量開展仿真計算。鼓風損失計算結果如圖13 所示。

圖13 鼓風損失隨氣體壓力變化關系

為探究氣體壓力與鼓風損失之間的具體數值關系，對計算結果進行數據擬合，氣體溫度p與鼓風損失P之間的關系式如下：

在氣體溫度和轉速保持不變的情況下，氣體壓力和鼓風損失之間是一次函數關系，且在本項目研究的壓力范圍內，鼓風損失隨著氣體壓力的增大而單調增大。氣體壓力與鼓風損失公式的擬合效果評估結果如表2 所示。

表2 氣體壓力與鼓風損失擬合效果

4.3 不同氣體溫度對鼓風損失的影響

為探究氣體溫度對反轉葉片鼓風損失的影響，在600～1 000 K 氣體溫度范圍內，使用LHS 方法配置了20 個計算點。在計算過程中，葉片轉速被設置為2 500 r/min，氣體壓力被設置為150 kPa，將氣體溫度作為自變量開展仿真計算。鼓風損失計算結果如圖14 所示。

圖14 鼓風損失隨氣體溫度變化關系

為探究氣體溫度與鼓風損失之間的具體數值關系，對計算結果進行數據擬合，氣體溫度T與鼓風損失P之間的關系式如下：

在氣體溫度和轉速保持不變的情況下，氣體溫度和鼓風損失之間是二次函數關系，且在本項目研究的溫度范圍內鼓風損失隨著氣體溫度的增大而單調減小。

氣體溫度與鼓風損失公式的擬合效果評估結果如表3 所示。擬合效果較好。

表3 氣體溫度與鼓風損失擬合效果

4.4 不同葉片高度對鼓風損失的影響

選取葉片高度作為自變量，在0.6 倍葉片高度至1.1 倍葉片高度范圍內，均勻選取11 個算例進行計算，以探究不同葉片高度下的反轉鼓風損失。在計算過程中，氣體溫度被設置為800 K，氣體壓力被設置為150 kPa，葉片轉速被設置為2 500 r/min。鼓風損失計算結果如圖15 所示。

圖15 鼓風損失隨葉片高度變化關系

為探究葉片高度與鼓風損失之間的具體數值關系，對計算結果進行數據擬合，葉片高度Ch與鼓風損失P之間的關系式如下：

在氣體溫度、壓力和轉速保持不變的情況下，葉片高度和鼓風損失之間是一次函數關系，且在本項目研究的葉片高度范圍內，鼓風損失隨著葉片高度的增大而單調增大。葉片高度與鼓風損失公式的擬合效果評估結果如表4 所示。擬合效果較好。

表4 葉片高度與鼓風損失擬合效果

4.5 葉片擋板對鼓風損失的影響

在倒車動葉后設置擋板，設置擋板的目的是為了減少倒車葉片反轉所影響的空間，降低反轉鼓風損失。擋板布置位置如圖16 所示。

圖16 擋板布置位置示意

為探究擋板結構對鼓風損失的影響，以擋板與倒車葉片之間的距離d1、擋板距離內通流壁板的間隙d2作為自變量，分別選取5 個案例進行計算，以探究增加擋板后葉片反轉鼓風損失的變化規律。擋板尺寸位置如圖17 所示。

圖17 擋板尺寸位置示意

4.5.1 擋板與倒車動葉之間距離d1的影響

選取擋板與倒車動葉的距離d1為自變量，在5～100 mm 的變化范圍內選取5 個數值進行研究，以得到距離d1與倒車葉片反轉鼓風損失之間的關系。氣體溫度被設置為792 K，氣體壓力被設置為109 kPa，擋板距離內通流壁板的間隙d2設定為20 mm。計算結果如圖18 所示。

圖18 鼓風損失隨距離d1 的變化關系

為探究擋板與動葉之間距離與鼓風損失之間的具體數值關系，對計算結果進行數據擬合，擋板與葉片之間的距離d1與鼓風損失P之間的關系式如下：

在氣體溫度、壓力和轉速保持不變的情況下，擋板與葉片之間的距離和鼓風損失之間符合三次函數關系，且在本項目的研究范圍距離內，鼓風損失隨著擋板與葉片之間的距離的增大而單調減小。

當d1為20 mm 時的渦輪內部總溫分布如圖19所示，內部總壓分布如圖20 所示。

圖19 倒車渦輪內部總溫分布（d1=20 mm）

圖20 倒車渦輪內部總壓分布（d1=20 mm）

擋板與動葉之間距離與鼓風損失公式的擬合效果評估結果如表5 所示。擬合效果較好。

表5 距離d1 與鼓風損失擬合效果

4.5.2 擋板距離內通流壁板的間隙d2的影響

選取擋板距離內通流壁板的間隙d2的距離為自變量，在10～40 mm 變化范圍內選取5 個數值進行研究，得到了距離d2與葉片反轉鼓風損失之間的關系。氣體溫度被設置為792 K，氣體壓力被設置為109 kPa，除此之外，各算例中擋板與葉片之間的距離d1設定為20 mm。通過計算，得到了不同擋板與葉片距離下的鼓風損失的具體數值。計算結果如圖21 所示。

圖21 鼓風損失隨擋板與距離d2 變化關系

擋板距離下通流壁板距離d2與鼓風損失之間的具體數值關系，對計算結果進行數據擬合，擋板與葉片之間的距離d2與鼓風損失P之間的關系式如下：

當距離d2＜20 mm 時，鼓風損失隨著d2的增大而減小，當距離d2＞20 mm 時，鼓風損失隨著d2的增大而增大。擋板距離內通流壁板的間隙d2與鼓風損失公式的擬合效果評估結果如表6 所示。擬合效果較好。

當d2為20 mm 時，倒車渦輪內部的總溫分布如圖22 所示，渦輪內部的總壓分布如圖23 所示。

圖22 倒車渦輪內部總溫分布（d2=20 mm）

圖23 倒車渦輪內部總壓分布（d2=20 mm）

對比有無擋板條件下的鼓風損失結果可知，增加擋板后，鼓風損失由2 032.3 kW 降低為2.9 kW，鼓風損失明顯降低，數據對比結果如表7 所示。

表7 鼓風損失對比結果

5 結論

本文以某型可倒車燃氣輪機雙層渦輪葉片為研究對象，建立了正/倒車渦輪聯合計算模型，使用有限元仿真軟件，完成了鼓風損失產生的機制分析，并且在不同轉速、不同氣體壓力、不同氣體溫度、不同葉片高度及葉片附近增加擋板條件下，開展了倒車渦輪葉片反轉鼓風損失計算，掌握了影響倒車渦輪反轉鼓風損失的主要因素，提煉了關鍵參數與鼓風損失的關系式。得出如下結論：

1）倒車葉片處于反向轉動狀態時，倒車葉片不斷攪動附近的氣體，在倒車葉片表面產生大量無序混亂的氣體流動，從而造成功率損失，損失的功率即為倒車葉片反轉引起的鼓風損失。

2）倒車渦輪葉片反轉產生的鼓風損失隨轉速的增加而增加。

3）倒車渦輪葉片反轉產生的鼓風損失隨氣體壓力的增加而增加。

4）倒車渦輪葉片反轉產生的鼓風損失隨氣體溫度的增加而降低。

5）倒車渦輪葉片反轉產生的鼓風損失隨葉片高度的增加而增加。

6）在葉片附近增加擋板后降低葉片反轉擾動的空間，使得倒車渦輪葉片反轉產生的鼓風損失明顯降低，并且隨著葉片與擋板之間距離的縮小而降低，隨擋板與內通流壁板之間間隙的增加，鼓風損失先減小后增加。

7）在可倒車燃氣輪機設計時，可在倒車動葉附近設計擋板結構，降低反轉鼓風損失，提高正車輸出功率，提高可倒車燃氣輪機整機性能。