向宏輝，吳 虎，高 杰，劉昭威，葛 寧

(1.南京航空航天大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院，南京210016；2.中國(guó)航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院，四川江油621703；3.西北工業(yè)大學(xué)動(dòng)力與能源學(xué)院，西安710072)

軸流壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)兩類氣動(dòng)耦合問題初探

向宏輝1，2，吳 虎3，高 杰2，劉昭威3，葛 寧1

(1.南京航空航天大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院，南京210016；2.中國(guó)航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院，四川江油621703；3.西北工業(yè)大學(xué)動(dòng)力與能源學(xué)院，西安710072)

針對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備與試驗(yàn)件之間存在的氣動(dòng)耦合問題，探討了壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)中影響試驗(yàn)對(duì)象性能評(píng)定的兩類邊界影響因素。通過構(gòu)建理論分析模型，研究了進(jìn)氣系統(tǒng)壓力損失對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)特性的影響，和排氣系統(tǒng)容腔效應(yīng)對(duì)壓氣機(jī)過失速性能的影響。結(jié)果表明：①敞開吸氣式壓氣機(jī)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)中流動(dòng)損失最大的區(qū)域集中在進(jìn)氣節(jié)流閥處，依據(jù)各節(jié)流元件具體類型分段建立流動(dòng)損失模型，可為間接獲取壓氣機(jī)試驗(yàn)件進(jìn)口壓力參數(shù)提供新的自由度；②將試驗(yàn)設(shè)備排氣節(jié)流裝置直接布置在試驗(yàn)件流道出口，可抑制排氣系統(tǒng)的容腔效應(yīng)，保證壓氣機(jī)部件臺(tái)架安裝環(huán)境下的穩(wěn)定性試驗(yàn)結(jié)果更趨近于整機(jī)工作環(huán)境；③相比于大流量風(fēng)扇，高負(fù)荷多級(jí)壓氣機(jī)氣動(dòng)穩(wěn)定性對(duì)于試驗(yàn)排氣系統(tǒng)的容腔效應(yīng)表現(xiàn)得更敏感。

壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)；流動(dòng)損失；排氣容腔；性能特性；過失速；喘振

1 引言

航空發(fā)動(dòng)機(jī)研制過程中，軸流壓氣機(jī)部件氣動(dòng)性能試驗(yàn)是非常重要的研究項(xiàng)目，通過在專用壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備上對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)件開展性能參數(shù)試驗(yàn)測(cè)試與流場(chǎng)結(jié)構(gòu)診斷分析，能夠?yàn)樵O(shè)計(jì)結(jié)果驗(yàn)證與優(yōu)化改進(jìn)提供方向和指導(dǎo)。通常情況下，軸流壓氣機(jī)在部件試驗(yàn)設(shè)備上所處的安裝環(huán)境與發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)工作環(huán)境具有差異性。由于工作環(huán)境和邊界條件不同，使得壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備上獲取的壓縮部件特性與發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)工作環(huán)境部件特性可能存在偏差。目前，對(duì)于計(jì)及部件試驗(yàn)環(huán)境與整機(jī)工作環(huán)境差異性的試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理修正，在學(xué)術(shù)和工程上都還是一個(gè)非常復(fù)雜的科學(xué)技術(shù)問題，尚缺乏系統(tǒng)深入的理論分析和試驗(yàn)研究。由于軸流壓氣機(jī)本質(zhì)上具有三維非定常逆壓流動(dòng)特性，使得壓氣機(jī)對(duì)于進(jìn)、出口邊界條件的變化較為敏感，特別是高氣動(dòng)負(fù)荷緊湊結(jié)構(gòu)布局的高壓比多級(jí)軸流壓氣機(jī)表現(xiàn)得更加突出。

無論是敞開吸氣式壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備，還是管道供氣式壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備，當(dāng)壓氣機(jī)試驗(yàn)件與試驗(yàn)設(shè)備安裝連接后，試驗(yàn)件與試驗(yàn)設(shè)備就構(gòu)成了一個(gè)復(fù)雜的動(dòng)態(tài)運(yùn)行系統(tǒng)，兩者之間存在較強(qiáng)的氣動(dòng)交互影響效應(yīng)。當(dāng)壓氣機(jī)與試驗(yàn)器穩(wěn)壓箱相連后，從流動(dòng)模型看，類似于在壓氣機(jī)進(jìn)口增加了一個(gè)大容腔。為研究進(jìn)口容腔是否影響壓氣機(jī)的真實(shí)氣動(dòng)性能，Cousins[1]采用動(dòng)態(tài)分析模型(DYNTECC)對(duì)進(jìn)口帶大容腔的軸流/離心組合式壓氣機(jī)進(jìn)行了計(jì)算，結(jié)果表明進(jìn)口容腔的作用只是保證氣流均勻流入壓氣機(jī)，不會(huì)對(duì)壓氣機(jī)性能產(chǎn)生任何影響，且該結(jié)論對(duì)于獨(dú)立軸流壓氣機(jī)依然成立；賀雷等[2]通過引入Duct-Compressor-Plenum模型理論，對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)Helmholtz共振頻率進(jìn)行了估算，結(jié)果表明壓氣機(jī)前端穩(wěn)壓箱及穩(wěn)壓箱之前部分主要作用是為整個(gè)試驗(yàn)系統(tǒng)提供均勻的進(jìn)氣環(huán)境，對(duì)系統(tǒng)Helmholtz共振頻率沒有影響。在試驗(yàn)研究方面，中國(guó)航發(fā)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)研究所在某壓氣機(jī)試驗(yàn)器上試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)，試驗(yàn)器穩(wěn)壓箱(即壓氣機(jī)進(jìn)口)內(nèi)存在氣流旋渦，會(huì)直接導(dǎo)致大的壓氣機(jī)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速喘振裕度損失，后通過在穩(wěn)壓箱內(nèi)增設(shè)整流裝置，壓氣機(jī)流量、效率和喘振裕度均得以提高[3]。與壓氣機(jī)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)影響作用不同，排氣容腔與壓縮系統(tǒng)之間存在很強(qiáng)的氣動(dòng)耦合效應(yīng)。Greitzer等[4-8]的研究發(fā)現(xiàn)，壓縮系統(tǒng)動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性取決于無量綱B參數(shù)的大小，當(dāng)0＜B＜0.5時(shí)系統(tǒng)呈現(xiàn)出旋轉(zhuǎn)失速失穩(wěn)類型，當(dāng)B＞0.6時(shí)系統(tǒng)呈現(xiàn)出喘振失穩(wěn)類型。根據(jù)Greitzer穩(wěn)定性理論，減小排氣容腔可以避免壓縮系統(tǒng)出現(xiàn)深度喘振。雖然B參數(shù)的物理意義非常明確，但在壓氣機(jī)試驗(yàn)過程中很難實(shí)時(shí)測(cè)量。文獻(xiàn)[9]對(duì)2臺(tái)壓氣機(jī)在不同排氣容腔下進(jìn)行的對(duì)比試驗(yàn)表明，壓氣機(jī)試驗(yàn)器排氣容積會(huì)影響壓氣機(jī)喘振頻率和幅值，這說明試驗(yàn)設(shè)備排氣系統(tǒng)確實(shí)會(huì)影響試驗(yàn)對(duì)象的動(dòng)態(tài)失穩(wěn)特性。文獻(xiàn)[10-11]也發(fā)現(xiàn)，試驗(yàn)設(shè)備排氣面積和排氣壓力損失對(duì)低壓比風(fēng)扇試驗(yàn)特性工作范圍具有顯著影響，當(dāng)試驗(yàn)件排氣壓力無法克服試驗(yàn)設(shè)備排氣系統(tǒng)固有流阻損失時(shí)，會(huì)出現(xiàn)流動(dòng)堵塞現(xiàn)象。

綜上所述，目前國(guó)內(nèi)試驗(yàn)研究人員更多的是通過經(jīng)驗(yàn)或數(shù)值模擬，來考慮試驗(yàn)設(shè)備與試驗(yàn)對(duì)象之間的氣動(dòng)耦合問題[12-16]，在試驗(yàn)初始設(shè)計(jì)階段缺乏有效的系統(tǒng)評(píng)估方法，對(duì)可能影響壓氣機(jī)性能試驗(yàn)結(jié)果的環(huán)境參數(shù)或邊界條件，往往采取過程驗(yàn)證和試后數(shù)據(jù)分析來判定，無法在試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)階段直接通過理論分析合理預(yù)估，無疑增大了試驗(yàn)運(yùn)行風(fēng)險(xiǎn)和試驗(yàn)結(jié)果的不確定性。因此，在試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)過程中，梳理試驗(yàn)系統(tǒng)內(nèi)部存在的關(guān)聯(lián)影響因子，量化評(píng)估試驗(yàn)設(shè)備邊界條件對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)件氣動(dòng)性能的影響規(guī)律，對(duì)于優(yōu)化改進(jìn)試驗(yàn)設(shè)計(jì)方案、提高部件臺(tái)架安裝環(huán)境下壓氣機(jī)原始試驗(yàn)結(jié)果的真實(shí)性具有重要意義。

2 壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)中兩類影響因素

2.1 試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)對(duì)壓氣機(jī)氣動(dòng)性能的影響

壓氣機(jī)氣動(dòng)設(shè)計(jì)時(shí)，采用均勻穩(wěn)定的理想氣體作為進(jìn)口工作介質(zhì)，且對(duì)進(jìn)口氣流附面層厚度、畸變度與湍流度等指標(biāo)有著嚴(yán)格要求。為保證與設(shè)計(jì)進(jìn)氣條件一致，壓氣機(jī)試驗(yàn)件通常不從周圍大氣中直接吸氣，而是通過試驗(yàn)設(shè)備的進(jìn)氣系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)間接進(jìn)氣。典型地面敞開吸氣式壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備的進(jìn)氣系統(tǒng)，主要包括防塵網(wǎng)、流量管、前后擴(kuò)張段、進(jìn)氣節(jié)流門和穩(wěn)壓箱等部件(圖1)。其中，穩(wěn)壓箱與壓氣機(jī)試驗(yàn)件進(jìn)口直接相連，通過穩(wěn)壓箱的過濾和整流作用，保證壓氣機(jī)試驗(yàn)件進(jìn)口氣流具有良好的流動(dòng)品質(zhì)(文獻(xiàn)[17]中要求速度湍流度不大于3%，總壓不均勻度不大于5%)。試驗(yàn)時(shí)，在壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉片抽吸作用下，氣流流經(jīng)進(jìn)氣系統(tǒng)過程中一般會(huì)產(chǎn)生沿程壓力損失。由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，進(jìn)氣系統(tǒng)沿程壓力損失會(huì)隨著壓氣機(jī)工作狀態(tài)發(fā)生改變，導(dǎo)致壓氣機(jī)真實(shí)進(jìn)口總壓的不確定性。目前，為準(zhǔn)確獲取壓氣機(jī)進(jìn)口壓力參數(shù)，通常在壓氣機(jī)進(jìn)口流道中安裝插入式壓力探針進(jìn)行測(cè)量。但如果試驗(yàn)對(duì)象進(jìn)口由于自身結(jié)構(gòu)限制無法安裝，或不希望引入探針支桿的擾流堵塞影響時(shí)，則需要建立穩(wěn)壓箱與試驗(yàn)件進(jìn)口總壓損失模型間接獲取壓氣機(jī)進(jìn)口總壓參數(shù)。

2.2 試驗(yàn)排氣系統(tǒng)對(duì)壓氣機(jī)過失速性能的影響

壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備排氣節(jié)流裝置無論是采用圓盤式節(jié)氣門或閥門[18-19](圖2)，排氣節(jié)流裝置與壓氣機(jī)出口流道之間均會(huì)形成一定容積的環(huán)形排氣容腔，且該排氣容腔的容積要遠(yuǎn)大于真實(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)中壓氣機(jī)與燃燒室擴(kuò)壓器之間的空間容積。在排氣容腔效應(yīng)作用下，壓氣機(jī)試驗(yàn)件的氣動(dòng)失穩(wěn)特性會(huì)發(fā)生變化，進(jìn)而影響與之相關(guān)的過失速特性。目前，國(guó)內(nèi)壓氣機(jī)試驗(yàn)主要關(guān)注壓氣機(jī)穩(wěn)定工作邊界范圍內(nèi)特性，很少涉及穩(wěn)定邊界外過失速性能與失速恢復(fù)特性的研究。由于壓氣機(jī)部件過失速特性直接表征穩(wěn)定工作邊界以外連續(xù)變化的動(dòng)態(tài)性能，與發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)工作從失速狀態(tài)恢復(fù)到穩(wěn)定工作狀態(tài)的過程密切相關(guān)。因此，為更為完整地評(píng)定壓氣機(jī)部件的氣動(dòng)穩(wěn)定性，有必要研究試驗(yàn)設(shè)備排氣系統(tǒng)容腔效應(yīng)對(duì)壓氣機(jī)過失速性能的影響。

3 進(jìn)氣壓力損失對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)性能的影響

3.1 進(jìn)氣系統(tǒng)流動(dòng)損失模型

根據(jù)試驗(yàn)設(shè)備進(jìn)氣系統(tǒng)主要結(jié)構(gòu)特征，將其劃分成錐形擴(kuò)壓元件、節(jié)流閥元件和突擴(kuò)急縮型節(jié)流元件三類，并分別建立相應(yīng)流動(dòng)損失模型。

(1) 錐形擴(kuò)壓元件

本文研究對(duì)象中，錐形擴(kuò)壓元件包含流量管、過渡段、前擴(kuò)張段和后擴(kuò)張段等4個(gè)部分，其中流量管可看成錐角為0°的錐形擴(kuò)壓節(jié)流元件。由于進(jìn)氣系統(tǒng)內(nèi)部為亞聲速流動(dòng)狀態(tài)，因此流動(dòng)總壓損失主要由摩擦損失和擴(kuò)散損失構(gòu)成。摩擦損失與氣體流動(dòng)狀態(tài)和管道壁面的粗糙度直接關(guān)聯(lián)，而擴(kuò)散損失主要與管道幾何尺寸和流道結(jié)構(gòu)形狀變化有關(guān)。圖3給出了錐形擴(kuò)壓節(jié)流元件摩擦損失模型，其中L為管道長(zhǎng)度，A1為進(jìn)口截面面積，A2為出口截面面積，θ為半擴(kuò)張角。假設(shè)氣流在管道內(nèi)部為不可壓流動(dòng)，選取任意管道截面微元體dx，采用動(dòng)量定理對(duì)其進(jìn)行受力分析。

錐形擴(kuò)壓元件流動(dòng)損失計(jì)算公式為：

式中：p ＝t為總壓，q1為來流動(dòng)壓頭，f為粘性摩擦阻力系數(shù)，Kd為經(jīng)驗(yàn)擴(kuò)散損失修正系數(shù)，ψ(Ma1)為壓縮特性修正系數(shù)，Ma1為來流馬赫數(shù)。

(2) 節(jié)流閥元件

節(jié)流閥的主要作用是通過調(diào)節(jié)閥門流通面積改變壓氣機(jī)進(jìn)口總壓和實(shí)際質(zhì)量流量，以滿足試驗(yàn)設(shè)備動(dòng)力驅(qū)動(dòng)功率的限制要求。節(jié)流閥節(jié)流特性有多種計(jì)算方法，本文采用半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ陀?jì)算節(jié)流閥節(jié)流特性。節(jié)流閥對(duì)總壓和質(zhì)量流量的影響，與來流動(dòng)壓頭及閥門實(shí)際流通面積有關(guān)，其節(jié)流特性參數(shù)K可表示為：

式中：ρ為來流密度，Cx為來流速度。

(3)突擴(kuò)急縮型節(jié)流元件

突擴(kuò)式節(jié)流元件是指后擴(kuò)張段出口與穩(wěn)壓箱進(jìn)口的連接結(jié)構(gòu)，急縮式節(jié)流元件是指穩(wěn)壓箱出口與壓氣機(jī)進(jìn)口的連接結(jié)構(gòu)。以上兩種結(jié)構(gòu)中的流動(dòng)損失主要為擴(kuò)散損失，摩擦損失非常小可以忽略。對(duì)于突擴(kuò)式結(jié)構(gòu)，由于在管道角區(qū)存在剪切自由流分離和回流死區(qū)，會(huì)產(chǎn)生一定流動(dòng)損失，總壓損失計(jì)算公式可用下式[20]表示：

式中：KSE為流動(dòng)損失系數(shù)，d為小尺寸截面直徑，D為大尺寸截面直徑。

對(duì)于急縮式結(jié)構(gòu)，當(dāng)d/D≥0.76時(shí)，計(jì)算方法與突擴(kuò)式結(jié)構(gòu)的基本相同；當(dāng)d/D＜0.76時(shí)，KSE表示為：

3.2 基于進(jìn)氣損失模型的壓氣機(jī)試驗(yàn)特性修正

試驗(yàn)中，當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口未安裝測(cè)量探針時(shí)，可考慮在遠(yuǎn)離壓氣機(jī)進(jìn)口的上游進(jìn)氣系統(tǒng)某截面位置進(jìn)行來流總壓測(cè)量，然后利用進(jìn)氣損失模型對(duì)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)來流總壓進(jìn)行計(jì)算，進(jìn)而得到修正后的真實(shí)壓氣機(jī)試驗(yàn)特性。假設(shè)進(jìn)氣系統(tǒng)來流總壓為p ＝t，進(jìn)氣系統(tǒng)流動(dòng)損失為Δp ＝t，換算流量為W ＝cor，壓比為π，絕熱效率為η，修正后的壓氣機(jī)真實(shí)試驗(yàn)結(jié)果W ＝cor′、π′、η′可依次表示為：

根據(jù)上述壓氣機(jī)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)流動(dòng)損失模型建立的思想，對(duì)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)穩(wěn)壓箱總壓與壓氣機(jī)試驗(yàn)件進(jìn)口總壓進(jìn)行整理分析，可得出進(jìn)氣系統(tǒng)中兩個(gè)典型截面測(cè)量參數(shù)的關(guān)聯(lián)模型，結(jié)果如圖4所示?？梢姡诮y(tǒng)計(jì)范圍內(nèi)，壓氣機(jī)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)穩(wěn)壓箱總壓與試驗(yàn)件進(jìn)口總壓具有高度的線性關(guān)系。采用以上擬合的經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)某四級(jí)壓氣機(jī)試驗(yàn)特性進(jìn)行修正，結(jié)果如圖5所示。圖中修正前特性表示用穩(wěn)壓箱測(cè)量總壓計(jì)算所得結(jié)果，試驗(yàn)結(jié)果表示用試驗(yàn)件進(jìn)口測(cè)量總壓計(jì)算所得結(jié)果。可見，通過經(jīng)驗(yàn)公式修正穩(wěn)壓箱總壓，修正后的特性與試驗(yàn)結(jié)果吻合，表明上述研究思想合理。

4 排氣容腔對(duì)壓氣機(jī)過失速性能的影響

4.1 壓氣機(jī)過失速模型的改進(jìn)

壓氣機(jī)過失速特性指壓氣機(jī)工作點(diǎn)進(jìn)入失速邊界后其所表現(xiàn)出的動(dòng)態(tài)性能，包括由穩(wěn)定工作狀態(tài)進(jìn)入失速狀態(tài)后的動(dòng)態(tài)發(fā)展過程、失速具體表現(xiàn)形式、壓氣機(jī)工作狀態(tài)點(diǎn)變化規(guī)律等。早在上世紀(jì)70年代，Greitzer就提出一個(gè)描述壓縮系統(tǒng)失速特性的非線性不可壓縮模型，將研究對(duì)象當(dāng)量化為進(jìn)氣管道、壓氣機(jī)、排氣管道、集氣容腔與排氣節(jié)氣門組成的當(dāng)量化壓縮系統(tǒng)(圖6)。該過失速模型以實(shí)驗(yàn)為基礎(chǔ)，將壓氣機(jī)失速后繼特性引入控制方程，同時(shí)建立壓氣機(jī)失速狀態(tài)時(shí)間滯后效應(yīng)，得到壓氣機(jī)進(jìn)入失速狀態(tài)后的氣動(dòng)性能隨時(shí)間變化的規(guī)律。通過對(duì)方程進(jìn)行無因次化，得出判別系統(tǒng)失速類型的無量綱B參數(shù)：

式中：U為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，ω為Helmholtz共振頻率，c為當(dāng)?shù)芈曀伲琕p為出口容積，A ＝c為壓氣機(jī)流道面積，L ＝c為壓氣機(jī)長(zhǎng)度。

本文中壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式(圖7)與傳統(tǒng)Greitzer當(dāng)量壓縮模型略有不同，需要對(duì)Greitzer壓氣機(jī)過失速理論模型進(jìn)行改進(jìn)，使其更符合本文研究對(duì)象的結(jié)構(gòu)特征。改進(jìn)后的壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性控制方程組表示為：

式中：W ＝c為流經(jīng)壓氣機(jī)的質(zhì)量流量，J為壓氣機(jī)靜壓升，W ＝T為流經(jīng)節(jié)流閥的質(zhì)量流量，G、k均為無量綱參數(shù)，α表示流過節(jié)流閥的壓降與壓氣機(jī)進(jìn)、出口靜壓差之比，β為壓氣機(jī)出口密度與進(jìn)口密度之比，ξ為壓氣機(jī)出口當(dāng)?shù)芈曀倥c進(jìn)口當(dāng)?shù)芈曀僦龋訛閴簹鈾C(jī)瞬變響應(yīng)時(shí)間常數(shù)，CSS為排氣腔體測(cè)量得到的壓氣機(jī)靜壓升。

可見，基于本文試驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式所推導(dǎo)的系統(tǒng)動(dòng)態(tài)方程組，與Greitzer壓氣機(jī)系統(tǒng)控制方程組不完全相同。改進(jìn)后的壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)過失速特性參數(shù)不僅與B參數(shù)相關(guān)，還與α、β、ξ三個(gè)參數(shù)相關(guān)。由于本文試驗(yàn)系統(tǒng)出口容積遠(yuǎn)小于傳統(tǒng)Greitzer模型中的出口容積，因此本文中的壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)B參數(shù)，遠(yuǎn)低于Greitzer原始當(dāng)量壓縮模型B參數(shù)。一般情況下，α＜1.0、β＞1.0、ξ＞1.0，其具體值根據(jù)試驗(yàn)測(cè)量參數(shù)確定。由于方程個(gè)數(shù)與未知數(shù)相同，可采用數(shù)值求解方法對(duì)該常微分方程組進(jìn)行求解，本文采用四階龍格-庫塔法進(jìn)行時(shí)間推進(jìn)求解。

4.2 壓氣機(jī)過失速性能計(jì)算分析

為驗(yàn)證改進(jìn)的過失速模型在壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)中的應(yīng)用效果，分別采用三級(jí)風(fēng)扇和四級(jí)壓氣機(jī)性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)、試驗(yàn)系統(tǒng)幾何參數(shù)為輸入條件，嘗試計(jì)算了排氣容腔對(duì)試驗(yàn)件過失速特性的影響規(guī)律。圖8給出了設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下不同排氣容腔(對(duì)應(yīng)不同B參數(shù))對(duì)三級(jí)風(fēng)扇過失速特性的影響。風(fēng)扇試驗(yàn)件排氣機(jī)匣直接與試驗(yàn)設(shè)備排氣道連接。圖中，當(dāng)B參數(shù)處于0.382(試驗(yàn)真實(shí)狀態(tài)，對(duì)應(yīng)排氣容積為0.088 m3)時(shí)，由于風(fēng)扇流道出口直接與設(shè)備排氣節(jié)流裝置相連，排氣容積非常小，使得系統(tǒng)容腔效應(yīng)的影響非常微弱，風(fēng)扇失穩(wěn)后的流量隨時(shí)間不發(fā)生變化，壓比特性圖上也看不到過失速曲線。當(dāng)B參數(shù)增大到0.912時(shí)，隨著排氣容積的增大，此時(shí)出口容腔效應(yīng)開始顯現(xiàn)，風(fēng)扇失穩(wěn)后流量不再是常數(shù)，會(huì)隨時(shí)間逐漸減小，同時(shí)在壓比特性圖上也可看到平緩發(fā)展后的過失速曲線。由于振蕩幅值和能量較小，風(fēng)扇傾向于工作在旋轉(zhuǎn)失速模式，容易快速恢復(fù)到穩(wěn)定工作狀態(tài)。當(dāng)B值進(jìn)一步增大到1.290(相比試驗(yàn)真實(shí)狀態(tài)，排氣容積增大了約10.4倍)時(shí)，氣動(dòng)失穩(wěn)后的風(fēng)扇開始出現(xiàn)流量振蕩現(xiàn)象，經(jīng)歷了約0.2 s后才趨于穩(wěn)定，說明此時(shí)風(fēng)扇氣動(dòng)失穩(wěn)后需要經(jīng)歷一定時(shí)間歷程才能最終恢復(fù)到穩(wěn)定工作狀態(tài)。綜上所述，將試驗(yàn)設(shè)備排氣節(jié)流裝置直接布置在試驗(yàn)件流道出口，使得試驗(yàn)系統(tǒng)排氣容積非常有限，可以抑制排氣系統(tǒng)的容腔效應(yīng)，且能適應(yīng)較大的容積范圍，同時(shí)也保證了壓氣機(jī)部件臺(tái)架安裝環(huán)境下的穩(wěn)定性試驗(yàn)結(jié)果更趨近于整機(jī)工作環(huán)境。

圖9和圖10給出了不同排氣容積下風(fēng)扇非設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速的過失速特性?？梢姡囼?yàn)排氣容積條件時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下的風(fēng)扇過失速流量均保持定值，不隨時(shí)間變化。當(dāng)排氣系統(tǒng)容積增大了約10.4倍后，雖然設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下的過失速流量出現(xiàn)一定時(shí)間歷程的振蕩，但非設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下的過失速流量幾乎保持穩(wěn)定，說明風(fēng)扇過失速特性同時(shí)會(huì)受到工作轉(zhuǎn)速的影響。

圖11詳細(xì)給出了設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下不同排氣容腔對(duì)四級(jí)壓氣機(jī)過失速特性的影響。該四級(jí)壓氣機(jī)試驗(yàn)件排氣機(jī)匣通過懸掛式齒輪增速箱與試驗(yàn)設(shè)備排氣機(jī)匣連接?？梢?，當(dāng)B參數(shù)為1.345(試驗(yàn)真實(shí)狀態(tài)，對(duì)應(yīng)排氣容積為0.173 m3)時(shí)，壓氣機(jī)失穩(wěn)后的流量振蕩幅值較小，在經(jīng)歷約0.1 s后就快速趨于穩(wěn)定。表明在試驗(yàn)排氣容腔條件下，壓氣機(jī)失穩(wěn)后的能量較小，接近于旋轉(zhuǎn)失速模式，容易快速恢復(fù)到穩(wěn)定工作狀態(tài)。隨著B參數(shù)的增大，失穩(wěn)后的流量振蕩幅值明顯加劇，且需經(jīng)歷更長(zhǎng)的時(shí)間才能趨于穩(wěn)定。當(dāng)B參數(shù)進(jìn)一步增大到2.217(對(duì)應(yīng)排氣容積達(dá)0.470 m3，相比試驗(yàn)真實(shí)狀態(tài)約增大了1.7倍)時(shí)，壓氣機(jī)失穩(wěn)后出現(xiàn)持續(xù)周期性流量振蕩，流量不再穩(wěn)定于某一固定位置，而是出現(xiàn)典型的遲滯環(huán)現(xiàn)象。表明在該排氣容腔條件下，壓氣機(jī)失穩(wěn)后呈現(xiàn)出喘振模式，且喘振能量較大，系統(tǒng)恢復(fù)到穩(wěn)定工作狀態(tài)的能力較弱。綜上所述，雖然在壓氣機(jī)流道出口與設(shè)備排氣節(jié)流裝置之間增加懸掛式齒輪增速器加大了排氣容積，但該壓氣機(jī)試驗(yàn)排氣容積仍處于合理范圍內(nèi)。

圖12和圖13進(jìn)一步給出了不同排氣容積下壓氣機(jī)非設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速的過失速特性。可見，試驗(yàn)排氣容積條件時(shí)，壓氣機(jī)過失速流量振蕩幅值和持續(xù)時(shí)間均隨著轉(zhuǎn)速的降低不斷減弱。當(dāng)排氣系統(tǒng)容積增大了約1.7倍時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的降低，壓氣機(jī)失穩(wěn)后的氣流振蕩流量減弱，導(dǎo)致失穩(wěn)模式由設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下的喘振變?yōu)榉窃O(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下的旋轉(zhuǎn)失速，流量在經(jīng)歷一定時(shí)間歷程后會(huì)趨于穩(wěn)定，說明壓氣機(jī)在低轉(zhuǎn)速工作時(shí)更容易退出失穩(wěn)狀態(tài)。

對(duì)比上述大流量三級(jí)風(fēng)扇和高負(fù)荷四級(jí)壓氣機(jī)過失速性能計(jì)算分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)，風(fēng)扇排氣系統(tǒng)容積增大了10.4倍后仍能維持原有的氣動(dòng)失穩(wěn)模式，而壓氣機(jī)排氣系統(tǒng)在增大了約1.7倍后就能誘發(fā)原有的氣動(dòng)失穩(wěn)模式發(fā)生轉(zhuǎn)變，這說明多級(jí)高負(fù)荷壓氣機(jī)氣動(dòng)穩(wěn)定性對(duì)于試驗(yàn)排氣系統(tǒng)的容腔效應(yīng)可能更為敏感。因此，在規(guī)劃設(shè)計(jì)試驗(yàn)方案時(shí)，有必要關(guān)注試驗(yàn)設(shè)備排氣容積對(duì)高負(fù)荷多級(jí)壓氣機(jī)過失速性能的影響，保證壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)運(yùn)行安全。另外，雖然本文所研究的壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特征與標(biāo)準(zhǔn)Greitzer當(dāng)量分析模型不完全一致，使得計(jì)算出的B參數(shù)具體數(shù)值與失穩(wěn)類型的對(duì)應(yīng)關(guān)系不同于標(biāo)準(zhǔn)Greitzer穩(wěn)定性理論所給出的定量關(guān)系，但并不影響本文分析結(jié)果的合理性。

5 結(jié)論

本文針對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)存在的試驗(yàn)設(shè)備與試驗(yàn)件之間的氣動(dòng)耦合問題，探討了壓氣機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)中影響試驗(yàn)對(duì)象性能評(píng)定的兩類邊界影響因素。通過構(gòu)建理論分析模型，分別開展了進(jìn)氣系統(tǒng)壓力損失對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)特性影響和排氣系統(tǒng)容腔效應(yīng)對(duì)壓氣機(jī)過失速性能影響的計(jì)算分析研究工作，初步獲得以下結(jié)論：

(1)敞開吸氣式壓氣機(jī)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)中流動(dòng)損失最大的區(qū)域集中在進(jìn)氣節(jié)流閥處，其余位置的流阻損失占比非常小，針對(duì)壓氣機(jī)試驗(yàn)進(jìn)氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜組成，可依據(jù)各節(jié)流元件具體類型分段建立流動(dòng)損失模型，為間接獲取壓氣機(jī)試驗(yàn)件進(jìn)口壓力參數(shù)提供新的自由度。

(2)將試驗(yàn)設(shè)備排氣節(jié)流裝置直接布置在試驗(yàn)件流道出口，使得試驗(yàn)系統(tǒng)排氣容積非常有限，可以抑制排氣系統(tǒng)的容腔效應(yīng)，且能夠適應(yīng)較大的容積范圍，同時(shí)也保證了壓氣機(jī)部件臺(tái)架安裝環(huán)境下的穩(wěn)定性試驗(yàn)結(jié)果更趨近于整機(jī)工作環(huán)境。

(3)相比于大流量風(fēng)扇，高負(fù)荷多級(jí)壓氣機(jī)氣動(dòng)穩(wěn)定性對(duì)于試驗(yàn)排氣系統(tǒng)的容腔效應(yīng)表現(xiàn)得更為敏感。在高負(fù)荷壓氣機(jī)試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)中，需仔細(xì)評(píng)估試驗(yàn)系統(tǒng)排氣容腔效應(yīng)對(duì)壓氣機(jī)過失速特性的影響，嚴(yán)格控制排氣容積，避免壓氣機(jī)失穩(wěn)后進(jìn)入持續(xù)深度喘振狀態(tài)。

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Prelim inary study of two aerodynam ic coup ling p roblem s in axial com p ressor test system

XIANG Hong-hui1，2，WU Hu3，GAO Jie2，LIU Zhao-wei3，GE Ning1
(1.College of Energy and Power Engineering，Nanjing University of Aeronautics and Astronautics，Nanjing 210016，China；2.AECC Sichuan Gas Turbine Establishment，Jiangyou 621703，China；3.School of Power and Energy，Northwestern Polytechnical University，Xi’an 710072，China)

Aiming at the aerodynamic coupling problem between the test specimen and the compressor rig, the effects of two kinds of boundary factors on the compressor performance evaluation were investigated.By constructing a theoretical analysis model,the effects of the total pressure loss of intake piping system on the compressor performance and the cavity of air exhaust system on the compressor post stall performance were studied.The results show that:①For the open air intake piping system,the maximum total pressure loss is focused on the throttle valve.The entire air intake piping system is divided into several throttling elements, then corresponding flow loss models is established separately,by this way the pressure parameters at the compressor inlet could be obtained indirectly.② When the throttling device is installed at the compressor outlet,it has a significant advantage in restraining the cavity effect of exhaust system to ensure that the steady experimental results of the compressor at the experimental environment are close to the overall en?gine test data.③ Compared to the fan with large mass flow,the aerodynamic stability of the high loaded multistage compressor is more sensitive to the cavity effects in the exhaust system.

compressor test system；flow loss；exhaust plenum；performance characteristics；post stall；surge

V231.3

：A

：1672-2620(2017)02-0022-10

2017-03-05；

：2017-04-05

四川省應(yīng)用基礎(chǔ)研究項(xiàng)目(2017JY0040)；航空動(dòng)力基金項(xiàng)目(6141B090303)

向宏輝(1979-)，男，湖南沅陵人，高級(jí)工程師，博士研究生，主要從事葉輪機(jī)性能評(píng)定與試驗(yàn)技術(shù)研究。