溫華兵,宋 震,洪良星,劉 悅,申 華

(1.江蘇科技大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院, 鎮(zhèn)江 212003)(2.重慶江增船舶重工有限公司,重慶 402263)

高壓比離心式壓氣機(jī)作為大型船用廢氣渦輪增壓器的主要部件,其性能(壓比、效率等)狀況與設(shè)備整體的運(yùn)行穩(wěn)定性息息相關(guān)．而葉頂間隙泄漏流對(duì)壓氣機(jī)的性能具有關(guān)鍵性的影響，文獻(xiàn)[1-3]指出葉頂間隙泄漏流是壓氣機(jī)流動(dòng)損失的主要來(lái)源之一．目前,關(guān)于葉輪機(jī)械的流場(chǎng)研究多借助數(shù)值仿真手段[4-5],對(duì)葉頂間隙的研究大多都關(guān)注軸流式的壓氣機(jī)葉輪[6-8]，文獻(xiàn)[9]對(duì)軸流式跨音速壓縮機(jī)葉尖間隙進(jìn)行數(shù)值研究．文獻(xiàn)[10]研究不同葉輪葉頂間隙與過(guò)渡模型對(duì)軸流式壓氣機(jī)的影響．文獻(xiàn)[11]利用能量法和氣動(dòng)彈性特征值法分析了葉尖間隙對(duì)軸向壓縮機(jī)葉片的氣動(dòng)彈性穩(wěn)定性的影響．文獻(xiàn)[12]采用大渦模擬方法對(duì)其三維全流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬,對(duì)比分析不同的葉頂間隙對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響．與軸流式相比,離心式葉輪受加工、裝配誤差及葉輪結(jié)構(gòu)強(qiáng)度等因素影響,其相對(duì)葉尖間隙尺寸和葉片相對(duì)厚度明顯增大,因而葉尖間隙泄漏流對(duì)葉輪性能的影響相比軸流葉輪更為顯著[13-14]．隨著該領(lǐng)域技術(shù)不斷向高壓比和高轉(zhuǎn)速發(fā)展，葉輪內(nèi)部流動(dòng)達(dá)到了跨聲速水平．高壓比跨聲速離心壓氣機(jī)的研究更是葉輪機(jī)械領(lǐng)域的一個(gè)難點(diǎn)[15]．

文中以某型號(hào)離心壓氣機(jī)為研究對(duì)象,利用BladeGen專業(yè)葉輪建模軟件進(jìn)行模型建立,如圖1，模型葉頂間隙默認(rèn)設(shè)置為0，如圖2，將上述模型導(dǎo)入Turbogrid中,通過(guò)改變shroud tip建立18個(gè)不同葉頂間隙的葉輪仿真模型．實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了仿真模型與方法的準(zhǔn)確性,深入分析高壓比葉輪葉頂泄漏流動(dòng)損失的產(chǎn)生機(jī)理,詳細(xì)探究不同葉頂間隙對(duì)壓氣機(jī)性能的產(chǎn)生原因，對(duì)船用廢氣渦輪增壓器的改進(jìn)設(shè)計(jì)與性能提高具有重要的意義．

圖1 葉輪模型Fig.1 Impeller model

圖2 葉輪網(wǎng)格Fig.2 Impeller grid

1 研究對(duì)象和數(shù)值方法

1.1 研究對(duì)象

表1列出了研究對(duì)象的相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù),其設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為40 000 r/min,設(shè)計(jì)流量范圍為3～6 kg/s,單級(jí)最高壓比達(dá)到5.0,主葉片與分流葉片個(gè)數(shù)均為8．定義葉頂間隙比率λ的值為葉頂間隙尺寸占葉輪出口高度的百分比．根據(jù)λ值從0～17間隔為1的不同取值,建立了18種不同葉頂間隙比的離心壓氣機(jī)模型．其中,λ=0表示葉頂間隙為零．

表1 離心壓氣機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)

1.2 數(shù)值方法

文中利用SST湍流模型進(jìn)行計(jì)算,其優(yōu)點(diǎn)在于考慮到了湍流剪切應(yīng)力的作用,從而不會(huì)對(duì)渦流粘度造成過(guò)度預(yù)測(cè)．全部采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,工質(zhì)為理想空氣,固壁面滿足無(wú)滑移條件,動(dòng)靜子交界面設(shè)置為Frozen rotor連接．邊界條件給定進(jìn)口總壓P1=101 325 Pa,T1=300 K,出口為平均靜壓,均由實(shí)驗(yàn)測(cè)得．通過(guò)調(diào)節(jié)出口靜壓,實(shí)現(xiàn)各組仿真模型均保持相同的質(zhì)量流量．

1.3 性能實(shí)驗(yàn)

為了驗(yàn)證該仿真模型與仿真方法的準(zhǔn)確性,利用重慶江增船舶重工有限公司提供的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行性能實(shí)驗(yàn),圖3，4分別為實(shí)驗(yàn)原理與實(shí)驗(yàn)平臺(tái)．

圖3 實(shí)驗(yàn)原理Fig.3 Diagram of experimental schematic

圖4 壓氣機(jī)實(shí)驗(yàn)臺(tái)Fig.4 Compressor test bench

實(shí)驗(yàn)與仿真為相同機(jī)型,實(shí)驗(yàn)壓氣機(jī)的葉頂間隙為0.5 mm,將渦輪增壓器安裝于實(shí)驗(yàn)臺(tái)上,柴油燃燒器產(chǎn)生一定溫度和壓力排氣,驅(qū)動(dòng)渦輪機(jī)工作,再通過(guò)中間軸驅(qū)動(dòng)壓縮機(jī)高速旋轉(zhuǎn),空氣通過(guò)消音器吸入壓氣機(jī)．實(shí)驗(yàn)過(guò)程中,通過(guò)燃燒室排氣量控制廢氣渦輪增壓器轉(zhuǎn)速,通過(guò)調(diào)節(jié)出口節(jié)流閥控制壓氣機(jī)的流量．圖5為34 800 r/min轉(zhuǎn)速下壓氣機(jī)整機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)與仿真對(duì)比,其中橫坐標(biāo)為體積流量與堵塞流量比，圖5(a)與5(b)的縱坐標(biāo)分別為壓氣機(jī)壓比(π)與等熵效率(η)．整體上,仿真能夠較為準(zhǔn)確地進(jìn)行壓氣機(jī)性能預(yù)測(cè)．其中壓比性能的仿真值相對(duì)于實(shí)驗(yàn)值的最大誤差為3.9%,這是由于仿真中簡(jiǎn)化了進(jìn)氣消聲器與自循環(huán)機(jī)匣等設(shè)備,進(jìn)而減小了壓力損失．而效率較為曲線較為吻合，說(shuō)明仿真可以有效計(jì)算實(shí)際熱力學(xué)變化．

圖5 實(shí)驗(yàn)與仿真壓氣機(jī)性能對(duì)比Fig.5 Comparison of experimental andsimulation compressor performance

2 計(jì)算結(jié)果與分析

2.1 葉頂間隙比對(duì)壓氣機(jī)整體性能影響

圖6為設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速與設(shè)計(jì)流量下,壓氣機(jī)葉輪等熵效率與壓比隨葉頂間隙比的變化情況．等熵效率與壓比隨著葉頂間隙比率逐漸變大而不斷降低,當(dāng)葉頂間隙百分比從0增加到17,等熵效率降低了5.79%,壓比降低了18.76%．并且隨著葉頂間隙的增加,壓氣機(jī)的效率與壓比均呈近似線性下降趨勢(shì),比率分別近似為0.3和0.05．

圖6 葉頂間隙比率對(duì)壓氣機(jī)性能的影響曲線Fig.6 Effect of blade tip clearance ratioon compressor performance

然而,單一地從效率與壓比的斜率中難以得到葉頂間隙與壓氣機(jī)性能的詳細(xì)關(guān)系．為了進(jìn)一步研究葉頂間隙比對(duì)葉輪內(nèi)部流動(dòng)性能的影響，對(duì)有葉頂間隙(TC)與無(wú)葉頂間隙(NTC)時(shí)壓氣機(jī)葉輪流道內(nèi)的詳細(xì)流場(chǎng)進(jìn)行分析,開(kāi)展不同葉頂間隙比之間葉輪流道內(nèi)流動(dòng)的對(duì)比研究．

2.2 壓氣機(jī)葉輪流場(chǎng)分析

文中分析多處使用歸一化跨度．定義輪緣到輪轂的距離為1,令輪緣側(cè)葉高跨度x/X為0,輪轂側(cè)葉高跨度為1．同理,定義葉輪進(jìn)口到出口的流線長(zhǎng)度1,令葉輪進(jìn)口處流線跨度h/H為0,出口處流線跨度為1．

為了探究葉頂泄漏損失的產(chǎn)生機(jī)理,進(jìn)行壓氣機(jī)葉輪流道內(nèi)的流場(chǎng)分析．首先,分析有葉頂間隙時(shí)葉輪內(nèi)的流場(chǎng)，圖7為葉輪流道內(nèi)90%葉高跨度截面的相對(duì)馬赫數(shù)分布云圖．圖7(a)中,在壓氣機(jī)主葉片進(jìn)口處的吸力面上,由于流動(dòng)速度不斷增加而形成主葉激波，同時(shí)在主葉激波下游流道產(chǎn)生了一處低馬赫區(qū)域,即損失區(qū)域,主葉激波與損失區(qū)域必然導(dǎo)致葉輪的流動(dòng)損失．圖8為主葉片吸力面壓力系數(shù)沿流線方向的分布情況,壓力系數(shù)為:

Cp=Ps/0.5ρU22

(1)

式中：Ps為當(dāng)?shù)仂o壓,U2為葉輪出口的圓周速度．

圖8中的壓力系數(shù)在20%流線跨度時(shí)快速下降到最低點(diǎn)后又快速升高,這是由于輔葉片高速旋轉(zhuǎn)下產(chǎn)生的壓力變化正好影響了此處,而在0～20%葉高的位置產(chǎn)生的較大壓力變化也是產(chǎn)生主葉片激波的主要原因之一．圖9為整個(gè)葉頂間隙為源頭的速度流線圖,流線沿著葉片前緣到尾緣的分布,由于葉頂間隙的存在,流體在葉輪內(nèi)的流動(dòng)過(guò)程必然會(huì)在間隙處產(chǎn)生泄漏流動(dòng),圖中可以看出流道內(nèi)的一部分泄漏流進(jìn)入相鄰流道內(nèi),造成泄漏損失．圖10為主葉片前緣處葉頂間隙為源頭的圓周速度的流線分布,同時(shí)還有葉片靠近葉頂間隙的相對(duì)馬赫數(shù)分布,可以看出葉片前緣靠近輪緣處由于較大的壓力變化,加之跨聲速葉輪較高的圓周速度,該處的泄漏流比其他各處速度更大,快速流到下游并與流到內(nèi)主流匯聚,與主流相互作用就形成了所謂的“泄漏渦”．而圖7(a)中所形成的損失區(qū)正是由泄漏渦與激波的相互作用而產(chǎn)生的．

其次,進(jìn)行無(wú)葉頂間隙的流動(dòng)分析．圖11為無(wú)葉頂間隙下90%葉高跨度截面的速度流線分布圖,無(wú)葉頂間隙下的主葉片吸力面與輔葉片壓力面流道中,輔葉片的輪緣處流體與機(jī)匣產(chǎn)生的摩擦力阻力會(huì)不斷增加,高速旋轉(zhuǎn)下形成輔葉片壁面渦．雖然這種渦是葉頂間隙流動(dòng)下所不具有的,但是其形成原理與葉頂間隙下的泄漏渦基本一致．同時(shí),如圖7(a)，在輔葉片吸力面處產(chǎn)生的輔葉激波也是無(wú)葉頂間隙下?lián)p失的主要來(lái)源．

因此,葉輪流道內(nèi)產(chǎn)生的泄漏渦與主葉片前緣激波相互作用造成有葉頂間隙下的流動(dòng)損失,高速流體與機(jī)匣壁面產(chǎn)生壁面渦與主、輔葉片前緣的激波損失造成無(wú)葉頂間隙下的流動(dòng)損失．

圖7 90%葉片跨度截面馬赫數(shù)分布Fig.7 Mach number distribution at90% blade to blade span

圖8 90%葉高處吸力面壓力系數(shù)分布Fig.8 Distribution of pressure coefficient of suctionsurface at 90% balde height

圖9 泄漏流仿真示意Fig.9 Schematic of leakage flow

圖10 泄漏渦仿真示意Fig.10 Schematic of leakage vortex

圖11 壁面渦仿真示意Fig.11 Schematic of wall vortex

2.3 不同葉頂間隙流場(chǎng)比較分析

通過(guò)對(duì)有葉頂間隙與無(wú)葉頂間隙時(shí)葉輪流道內(nèi)的流場(chǎng)分析，分析壓氣機(jī)內(nèi)的流動(dòng)特性與各自流動(dòng)損失機(jī)理．接下來(lái)進(jìn)行不同葉頂間隙下的葉輪流場(chǎng)對(duì)比分析,目的是為了得到壓氣機(jī)性能隨葉頂間隙比增加不斷下降的原因．

圖12為葉輪進(jìn)口處流體進(jìn)口角度分布情況,圖中縱坐標(biāo)為葉高跨度,橫坐標(biāo)為進(jìn)口處進(jìn)氣角度．從葉輪進(jìn)口角度可以看出,有葉頂間隙與無(wú)葉定間隙進(jìn)口角度在葉高跨度均為正值,并且在輪轂側(cè)角度大小基本一致,但在輪緣側(cè),有葉頂間隙下的角度開(kāi)始大于無(wú)葉定間隙．這是由于泄漏渦與激波相互作用在流道內(nèi)產(chǎn)生了堵塞效應(yīng),而堵塞效應(yīng)會(huì)降低輪緣側(cè)的流量,導(dǎo)致進(jìn)口角度的增加．從圖8中看出,隨著葉頂間隙的增加,90%葉高位置的壓力梯度不斷增加,說(shuō)明前緣的激波損失在不斷增加．同時(shí),比較圖7可以看出,隨著葉頂間隙比的增加,前緣激波不斷向下游移動(dòng),影響區(qū)域不斷增加,損失區(qū)域不斷減?。?dāng)λ=0時(shí),輔葉片吸力面產(chǎn)生前緣產(chǎn)生輔葉片激波,而在λ=8時(shí)輔葉片激波不斷降低,當(dāng)λ=16時(shí),激波已經(jīng)完全消失．這是由于葉頂間隙不斷增加導(dǎo)致了泄漏流動(dòng)的增加,產(chǎn)生更大的堵塞效應(yīng)造成流動(dòng)速率降低,進(jìn)而抑制了激波產(chǎn)生,沖淡下游損失區(qū)域,并且吞沒(méi)輪緣區(qū)域的壁面渦,然而泄漏渦影響的不斷下移對(duì)壓氣機(jī)流動(dòng)性能產(chǎn)生的損失遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于輔葉片激波及壁面渦,所以隨著葉頂間隙的不斷增加壓氣機(jī)的性能不斷降低．

圖12 進(jìn)口角度分布圖Fig.12 Distribution of inlet angle

3 結(jié)論

文中建立18個(gè)不同葉頂間隙的壓氣機(jī)葉輪模型,研究葉頂間隙對(duì)高壓比離心壓氣機(jī)葉輪性能的影響機(jī)理,得到以下結(jié)論:

(1) 在相同的設(shè)計(jì)流量與轉(zhuǎn)速下,高壓比離心壓氣機(jī)的性能隨著葉頂間隙的增加而不斷降低,并且壓氣機(jī)的效率與壓比均呈近似線性下降趨勢(shì),其中壓比曲線的降低斜率為0.05,效率曲線的降低斜率達(dá)0.3．

(2) 葉輪流道內(nèi)產(chǎn)生的泄漏渦與主葉片前緣激波相互作用造成有葉頂間隙下的流動(dòng)損失;高速流體與機(jī)匣壁面產(chǎn)生壁面渦與主、輔葉片前緣的激波損失造成無(wú)葉頂間隙下的流動(dòng)損失．葉輪流道內(nèi)產(chǎn)生的泄漏渦與主葉片前緣激波相互作用造成有葉頂間隙下的流動(dòng)損失;高速流體與機(jī)匣壁面產(chǎn)生壁面渦與主、輔葉片前緣的激波損失造成無(wú)葉頂間隙下的流動(dòng)損失．

(3) 隨著葉頂間隙的不斷增加,泄漏渦與激波相互作用產(chǎn)生的影響力不斷向下游移動(dòng),進(jìn)而抑制輔葉激波,沖淡下游損失區(qū)域,并且吞沒(méi)輪緣區(qū)域的壁面渦,泄漏渦影響的不斷下移對(duì)整體性能的損失遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其他損失,導(dǎo)致壓氣機(jī)性能不斷降低．