發布時間：2022-04-23所屬分類：工程師職稱論文瀏覽：1次
摘 要： 摘 要: 為了揭示展弦比對壓氣機跨聲速級氣動性能的影響機理，進一步提高艦船燃氣輪機低壓壓氣機的氣動性能，采用數值模擬方法研究了展弦比對某船用燃氣輪機低壓壓氣機跨聲速級氣動性能的影響。結果表明: 展弦比對壓氣機性能的影響受到扭曲規律和反動度等參數選擇的影響
摘 要: 為了揭示展弦比對壓氣機跨聲速級氣動性能的影響機理，進一步提高艦船燃氣輪機低壓壓氣機的氣動性能，采用數值模擬方法研究了展弦比對某船用燃氣輪機低壓壓氣機跨聲速級氣動性能的影響。結果表明: 展弦比對壓氣機性能的影響受到扭曲規律和反動度等參數選擇的影響，對于不同的扭曲方式和反動度分別存在著效率最優展弦比和喘振裕度最優展弦比，且在典型的船用燃氣輪機壓氣機的負荷水平下，效率最優展弦比要大于喘振裕度最優展弦比，通過數值模擬手段和線性回歸方法在一定范圍內給出了其定量的關系。
關 鍵 詞: 跨音速; 展弦比; 效率; 喘振裕度; 反動度
引 言
高效率和寬工作范圍是艦船燃氣輪機壓氣機氣動設計的重點，對于整機運行具有重要意義[1]。與航空發動機相比，艦船燃氣輪機多采用雙轉子燃氣發生器，為了滿足整機對變工況性能的要求，低壓壓氣機部分具有壓比較高、級數較多和軸向尺寸較長等特點，適當提高展弦比可以縮短壓氣機的軸向長度，有助于船用燃氣輪機的高功率密度和船用燃氣輪機模塊化設計[2 - 3]。
大展弦比設計時葉柵通道內部流場二維性更接近經典設計體系的假設條件，可以獲得更加接近設計預測的試驗結果。Wennerstrom[2]詳細地綜述了展弦比對壓氣機機械和氣動性能的影響，將展弦比小于 3 劃為低展弦比范疇。大量的設計實踐表明，不斷增大展弦比除了在結構強度方面存在很大的挑戰，在氣動方面也會導致壓氣機喘振裕度迅速下降。 Smith 等人[4]第一次將高展弦比葉片喘振裕度的降低歸因于較大的相對葉頂間隙。Srinivasan[5]提出高展弦比葉片共振頻率較低，導致可能與現有的激勵頻率產生更高共振可能的問題。
Britsch 等人[6 - 9]做了大量的多級壓氣機試驗，試驗結果表明，展弦比的增加增大了間隙和弦長的比值，加劇了阻塞，導致喘振裕度降低。Britsch 和 Fahmi 在非設計工況近失速點得到效率隨展弦比增大而減小的結論。Smith 的研究結果顯示，在設計點處大展弦比葉片效率更高。Fligg 則認為效率不隨展弦比的變化而變化。由于觀測到的效率結果僅有微小差異，可以用測量過程的不確定性或很難保證邊界條件完全相同來解釋。在展弦比對壓氣機性能的影響方面仍存在爭議。
Cetin[10]在研究中發現，當葉片負荷增大時，多級壓氣機的氣動損失是線性增加的，且由于弦長增加導致端壁附面層變厚，從而加劇了二次流損失。 Watzlawick[11]通過無間隙單個葉片的葉柵試驗發現二次流損失與展弦比呈反比。基于葉片厚度保持不變的假設，To[12]推導出多級環境的最佳展弦比的計算模型，且最佳展弦比相對較低，表明展弦比增大時，葉型損失的增加補償了減小的二次流損失。為了更準確地預測二次流損失的變化，Markus[13]提出了一個新的分析模型，研究發現，當改變多級壓氣機所有葉片排的展弦比時，二次流損失要比只修改動葉或靜葉展弦比有大幅度減少。Tobias 等人[14]認為，弦長雷諾數隨著葉片展弦比的變化而變化，展弦比降低時，葉片邊界層厚度與弦長的比值提高，增強了流動損失。
本文詳細研究了展弦比這一設計參數對壓氣機性能的影響，探索適合船用燃氣輪機壓氣機的展弦比范圍，及其對壓氣機效率和喘振裕度的影響。以某船用燃氣輪機低壓壓氣機首級為研究對象，討論了在扭曲規律和反動度不同時跨音級性能隨展弦比的變化規律，并得到了最佳展弦比的變化趨勢。
1 幾何模型和數值方法
采用船用燃氣輪機低壓壓氣機首級跨音級為研究對象，進行數值模擬研究，主要幾何參數如表 1 所示。
網格劃分采用 NUMECA 軟件的 Autogrid 5 模塊。采用 O4H 型網格拓撲結構對葉片通道進行網格劃分，葉頂間隙采用蝶形網格。并在葉片表面邊界層內進行網格加密，第 1 層網格厚度為 3 × 10 - 6 m，網格結構如圖 1 所示。進口邊界條件給定總壓和總溫及軸向絕對速度，出口給定平均半徑處靜壓值，利用簡化徑向平衡方程計算出口靜壓沿展向的分布，物面邊界為無滑移絕熱條件。
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取 5 種網格數目進行網格無關性驗證，分別為 80 萬、116 萬、145 萬、192 萬和 240 萬，計算結果如圖 2 所示。除 80 萬網格外，其他網格數的特性線基本相同。當網格數超過 192 萬時，壓氣機的壓比及效率特性曲線基本重合，不再隨網格數的增加而改變。因此，在權衡計算精度與成本后，選擇 192 萬網格為計算網格。
2 展弦比對跨音級性能的影響
2. 1 計算方案
為使不同方案具有可比性，在原始葉型和葉高不變的條件下，基于同一一維設計參數來改變展弦比，得到 5 種不同方案的壓氣機跨音級葉片，其部分一維設計參數如表 2 所示。在計算過程中動葉葉頂 間隙 τ 保持不變。
2. 2 不同展弦比壓氣機性能分析
圖 3 為跨音速級效率和喘振裕度隨展弦比的變化曲線圖。圖 4 為設計點靜葉總壓損失系數和動葉效率隨展弦比的變化曲線圖。
隨著展弦比逐漸增大，跨音級的效率提高，喘振裕度增大。當展弦比達到 1. 653 4 時，效率增加變緩，喘振裕度減小，最大喘振裕度為 15. 5% 。當動葉展弦比從 1. 144 6 增大到 2. 162 1，靜葉展弦比從 1. 340 5增 大 到 2. 437 2 時，跨音級效率增大了 0. 58% 。動葉效率與級效率具有相同的變化趨勢，靜葉的總壓損失系數則表現出隨展弦比的增大先減小后增大。
2. 3 扭曲方案不同時展弦比對跨音級的影響規律
以 5 種方案采取的扭曲規律 Twist1 為基準研究了不同展弦比條件下扭曲規律對壓氣機級性能的影響�；谝痪S設計結果和徑向等功方式，采用居間扭曲規律，通過控制靜葉出口葉頂的預旋大小，實現不同的扭曲規律調整。圖 5 所示為 Twist2 和 Twist3 采取的不同扭曲方案環量和反動度分布。
采用 3 種扭曲規律，選擇不同動葉展弦比設計壓氣機跨音級并進行計算，計算結果如圖 6 所示。 由圖 6 可知，不同扭曲規律下，壓氣機性能隨展弦比變化也不同。當展弦比在一定范圍內變化時， Twist2 方案跨音級的設計點效率特性曲線隨展弦比增加仍向上移動，壓比特性曲線越來越平緩; Twist3 方案設計點效率則隨著展弦比增大先增加后減小，最大壓比明顯降低，這說明展弦比增大時葉片承受高負荷的能力減弱。
跨音級喘振裕度和設計點等熵效率隨展弦比變化曲線如圖 7( a) 所示。喘振裕度隨著展弦比增加先增加后減小，存在一個最佳展弦比使跨音級喘振裕度達到最大，且最佳喘振裕度展弦比均在1. 7 左右，與基準 Twist1 方案相同。在設計點處，Twist2 方案的等熵效率隨著展弦比的增大逐漸增加，并且展弦比越大等熵效率增加的越不明顯。Twist3 方案的等熵效率隨展弦比的變化趨勢規律發生變化，當展弦比逐漸增大時，等熵效率先增大后減小。因此，對于壓氣機跨音級存在一個最佳展弦比使其效率達到最大，扭曲方案不同時最佳效率的展弦比不同。圖 7 不同扭曲方案下壓氣機特性隨展弦比的變化曲線 Fig. 7 Variation curves of compressor characteristics with aspect ratios of different torsion schemes
圖 7( b) 為動葉效率、靜葉總壓損失系數在不同扭曲方案下隨展弦比的變化圖。Twist1 方案隨展弦比增加，動葉效率逐漸增大，靜葉總壓損失系數先減小后增大，展弦比較大時二者趨于平緩。Twist2 方案和 Twist3 方案隨展弦比增加動葉效率基本呈線性增 加，但靜葉總壓損失系數的變化是不同的， Twist2 方案逐漸降低，而 Twist3 方案先變小后迅速增加，這導致了 Twist3 方案的級效率隨展弦比的變化也是先增大后迅速減小。
圖 8 為 10% 葉高和 90% 葉高葉片表面靜壓分布。由于進口預旋的變化，導致不同方案反動度沿葉高分布不同。Twist2 方案根部反動度增加，動葉根部負荷增加，靜葉根部負荷減少，而 Twist3 方案根部反動度降低，動葉負荷明顯減小，靜葉負荷增加，靜葉擴壓因子變大，使靜葉根部容易發生分離。展弦比增大時，Twist3 方案的靜葉表面負荷逐漸增大，導致靜葉附面層發生分離，總壓損失系數劇烈增加，靜葉葉根的氣流發生分離，同時導致壓氣機喘振裕度顯著降低。
由于葉頂主要靠激波進行擴壓，扭曲規律不同時，葉頂反動度不同，激波強度會改變，位置也會發生偏移。由于 Twist2 方案葉頂處進口預旋最大，相對馬赫數最小，激波位置向前移動，導致加速段絕對長度變小，達到的波前馬赫數最小，激波強度最小，于是 Twist2 方案葉頂處激波損失最小。如圖 8( b) 所示，Twist2 方案激波位置約在 57% 軸向弦長位置，而 Twist3 方案激波位置后移，約在 65% 軸向弦長位置，這有利于提高跨音級葉頂的穩定性。
設計點動葉間隙內相對馬赫數云圖如圖 9 所示。圖中 Twist2 方案葉頂低速區范圍較大，Twist3 方案最小。與其他方案相比，Twist2 方案的葉頂前緣兩側表面壓差最大，前緣泄漏渦強度最大，但激波位置最靠前，導致泄漏渦無法在經過激波前集聚更多的能量，因此在破碎時會產生較多的低能流體使葉頂低速區范圍變大。葉頂低速區是導致跨音級失速的主要原因，因此 Twist2 方案容易失速，所以該方案喘振裕度最低。
不同的扭曲方案使靜葉根部負荷分布不同。由于反動度的改變，Twist3 方案靜葉的負荷最高，根部邊界層最厚，通流能力下降，流量減小，導致葉片頂部流量增加，通流能力增強，有助于抑制葉頂堵塞，提高葉頂穩定性。靜葉根部負荷較高時，損失對展弦比的敏感增強，展弦比增加時 Twist3 方案靜葉總壓損失系數增加明顯，說明扭曲規律不同時靜葉最佳展弦比不同。根部反動度越大，頂部反動度越小時，靜葉的最佳展弦比越小。
2. 4 反動度不同時展弦比對跨音級的影響規律
為了進一步了解反動度不同時展弦比對壓氣機跨音級性能的影響，選取了兩個中徑反動度進行數值模擬。除反動度外，其余葉型參數均保持不變，其計算結果如圖 10 所示。
圖 10( a) 為反動度是 0. 504 時不同展弦比跨音級在設計轉速的特性曲線。展弦比增大時，等熵效率在整個設計轉速上增加，且展弦比越大增加越緩慢，跨音級穩定工作范圍越寬，喘振裕度變大。圖 10( b) 為反動度是 0. 704 時不同展弦比跨音級的特性曲線。展弦比增加時，等熵效率逐漸增加，跨音級穩定工作范圍變窄，喘振裕度降低。
圖 11 給出了在反動度為 0. 504 ～ 0. 704 之間時，效率和喘振裕度隨展弦比的變化圖�？梢钥闯�，對于相同反動度的跨音級葉片，效率隨著展弦比的增大而增大，喘振裕度存在一個最佳值。在展弦比為 1. 2 ～ 2. 2 時，反動度不同時效率和喘振裕度隨展弦比變化規律也不同。反動度較低時效率和喘振裕度均隨展弦比增加持續增加; 中間反動度時效率依然隨展弦比的增加而增加，喘振裕度則先增加后減小; 高反動度時效率先增大后減小，喘 振 裕 度 則減小。
3 結 論
( 1) 扭曲規律改變反動度沿葉高的分布，進口相對馬赫數隨著進口預旋增大而減小，激波位置前移，激波強度減小，葉頂處激波損失減小。激波位置靠近前緣，泄漏渦不能在經過激波前集聚更多的能量，破碎后產生了更多的低能流體，使葉頂低速區范圍較大，喘振裕度降低。
( 2) 反動度越高最佳效率展弦比越低。展弦比相同時，跨音級等熵效率隨著反動度的增大而增大，而喘振裕度存在最佳值。
( 3) 給出了船用燃氣輪機跨音速級的效率、喘振裕度和展弦比之間的定量關系，為展弦比的選取提供了參考。本文的研究對象是船用燃氣輪機壓氣機跨音級，得到的結論是否在多級壓氣機具有適用性還有待驗證。因此，下一步將該跨音級應用于多級壓氣機繼續對展弦比影響進行研究。——論文作者：徐 寧1，2 ，朱青芳3 ，侯亞欣3 ，姜 斌3
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