溫華兵,宋 震,洪良星,劉 悅,申 華

(1.江蘇科技大學 能源與動力工程學院, 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)狀況與設備整體的運行穩(wěn)定性息息相關．而葉頂間隙泄漏流對壓氣機的性能具有關鍵性的影響，文獻[1-3]指出葉頂間隙泄漏流是壓氣機流動損失的主要來源之一．目前,關于葉輪機械的流場研究多借助數(shù)值仿真手段[4-5],對葉頂間隙的研究大多都關注軸流式的壓氣機葉輪[6-8]，文獻[9]對軸流式跨音速壓縮機葉尖間隙進行數(shù)值研究．文獻[10]研究不同葉輪葉頂間隙與過渡模型對軸流式壓氣機的影響．文獻[11]利用能量法和氣動彈性特征值法分析了葉尖間隙對軸向壓縮機葉片的氣動彈性穩(wěn)定性的影響．文獻[12]采用大渦模擬方法對其三維全流場進行數(shù)值模擬,對比分析不同的葉頂間隙對風機性能的影響．與軸流式相比,離心式葉輪受加工、裝配誤差及葉輪結構強度等因素影響,其相對葉尖間隙尺寸和葉片相對厚度明顯增大,因而葉尖間隙泄漏流對葉輪性能的影響相比軸流葉輪更為顯著[13-14]．隨著該領域技術不斷向高壓比和高轉速發(fā)展，葉輪內部流動達到了跨聲速水平．高壓比跨聲速離心壓氣機的研究更是葉輪機械領域的一個難點[15]．

文中以某型號離心壓氣機為研究對象,利用BladeGen專業(yè)葉輪建模軟件進行模型建立,如圖1，模型葉頂間隙默認設置為0，如圖2，將上述模型導入Turbogrid中,通過改變shroud tip建立18個不同葉頂間隙的葉輪仿真模型．實驗驗證了仿真模型與方法的準確性,深入分析高壓比葉輪葉頂泄漏流動損失的產生機理,詳細探究不同葉頂間隙對壓氣機性能的產生原因，對船用廢氣渦輪增壓器的改進設計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 研究對象和數(shù)值方法

1.1 研究對象

表1列出了研究對象的相關設計參數(shù),其設計轉速為40 000 r/min,設計流量范圍為3～6 kg/s,單級最高壓比達到5.0,主葉片與分流葉片個數(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模型．其中,λ=0表示葉頂間隙為零．

表1 離心壓氣機設計參數(shù)

1.2 數(shù)值方法

文中利用SST湍流模型進行計算,其優(yōu)點在于考慮到了湍流剪切應力的作用,從而不會對渦流粘度造成過度預測．全部采用結構化網(wǎng)格,工質為理想空氣,固壁面滿足無滑移條件,動靜子交界面設置為Frozen rotor連接．邊界條件給定進口總壓P1=101 325 Pa,T1=300 K,出口為平均靜壓,均由實驗測得．通過調節(jié)出口靜壓,實現(xiàn)各組仿真模型均保持相同的質量流量．

1.3 性能實驗

為了驗證該仿真模型與仿真方法的準確性,利用重慶江增船舶重工有限公司提供的實驗臺架進行性能實驗,圖3，4分別為實驗原理與實驗平臺．

圖3 實驗原理Fig.3 Diagram of experimental schematic

圖4 壓氣機實驗臺Fig.4 Compressor test bench

實驗與仿真為相同機型,實驗壓氣機的葉頂間隙為0.5 mm,將渦輪增壓器安裝于實驗臺上,柴油燃燒器產生一定溫度和壓力排氣,驅動渦輪機工作,再通過中間軸驅動壓縮機高速旋轉,空氣通過消音器吸入壓氣機．實驗過程中,通過燃燒室排氣量控制廢氣渦輪增壓器轉速,通過調節(jié)出口節(jié)流閥控制壓氣機的流量．圖5為34 800 r/min轉速下壓氣機整機性能的實驗與仿真對比,其中橫坐標為體積流量與堵塞流量比，圖5(a)與5(b)的縱坐標分別為壓氣機壓比(π)與等熵效率(η)．整體上,仿真能夠較為準確地進行壓氣機性能預測．其中壓比性能的仿真值相對于實驗值的最大誤差為3.9%,這是由于仿真中簡化了進氣消聲器與自循環(huán)機匣等設備,進而減小了壓力損失．而效率較為曲線較為吻合，說明仿真可以有效計算實際熱力學變化．

圖5 實驗與仿真壓氣機性能對比Fig.5 Comparison of experimental andsimulation compressor performance

2 計算結果與分析

2.1 葉頂間隙比對壓氣機整體性能影響

圖6為設計轉速與設計流量下,壓氣機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,壓氣機的效率與壓比均呈近似線性下降趨勢,比率分別近似為0.3和0.05．

圖6 葉頂間隙比率對壓氣機性能的影響曲線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性能的詳細關系．為了進一步研究葉頂間隙比對葉輪內部流動性能的影響，對有葉頂間隙(TC)與無葉頂間隙(NTC)時壓氣機葉輪流道內的詳細流場進行分析,開展不同葉頂間隙比之間葉輪流道內流動的對比研究．

2.2 壓氣機葉輪流場分析

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,令輪緣側葉高跨度x/X為0,輪轂側葉高跨度為1．同理,定義葉輪進口到出口的流線長度1,令葉輪進口處流線跨度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生機理,進行壓氣機葉輪流道內的流場分析．首先,分析有葉頂間隙時葉輪內的流場，圖7為葉輪流道內90%葉高跨度截面的相對馬赫數(shù)分布云圖．圖7(a)中,在壓氣機主葉片進口處的吸力面上,由于流動速度不斷增加而形成主葉激波，同時在主葉激波下游流道產生了一處低馬赫區(qū)域,即損失區(qū)域,主葉激波與損失區(qū)域必然導致葉輪的流動損失．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?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%流線跨度時快速下降到最低點后又快速升高,這是由于輔葉片高速旋轉下產生的壓力變化正好影響了此處,而在0～20%葉高的位置產生的較大壓力變化也是產生主葉片激波的主要原因之一．圖9為整個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,流體在葉輪內的流動過程必然會在間隙處產生泄漏流動,圖中可以看出流道內的一部分泄漏流進入相鄰流道內,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,同時還有葉片靠近葉頂間隙的相對馬赫數(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生的．

其次,進行無葉頂間隙的流動分析．圖11為無葉頂間隙下90%葉高跨度截面的速度流線分布圖,無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匣產生的摩擦力阻力會不斷增加,高速旋轉下形成輔葉片壁面渦．雖然這種渦是葉頂間隙流動下所不具有的,但是其形成原理與葉頂間隙下的泄漏渦基本一致．同時,如圖7(a)，在輔葉片吸力面處產生的輔葉激波也是無葉頂間隙下?lián)p失的主要來源．

因此,葉輪流道內產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損失,高速流體與機匣壁面產生壁面渦與主、輔葉片前緣的激波損失造成無葉頂間隙下的流動損失．

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 不同葉頂間隙流場比較分析

通過對有葉頂間隙與無葉頂間隙時葉輪流道內的流場分析，分析壓氣機內的流動特性與各自流動損失機理．接下來進行不同葉頂間隙下的葉輪流場對比分析,目的是為了得到壓氣機性能隨葉頂間隙比增加不斷下降的原因．

圖12為葉輪進口處流體進口角度分布情況,圖中縱坐標為葉高跨度,橫坐標為進口處進氣角度．從葉輪進口角度可以看出,有葉頂間隙與無葉定間隙進口角度在葉高跨度均為正值,并且在輪轂側角度大小基本一致,但在輪緣側,有葉頂間隙下的角度開始大于無葉定間隙．這是由于泄漏渦與激波相互作用在流道內產生了堵塞效應,而堵塞效應會降低輪緣側的流量,導致進口角度的增加．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,說明前緣的激波損失在不斷增加．同時,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,影響區(qū)域不斷增加,損失區(qū)域不斷減?。敠?0時,輔葉片吸力面產生前緣產生輔葉片激波,而在λ=8時輔葉片激波不斷降低,當λ=16時,激波已經完全消失．這是由于葉頂間隙不斷增加導致了泄漏流動的增加,產生更大的堵塞效應造成流動速率降低,進而抑制了激波產生,沖淡下游損失區(qū)域,并且吞沒輪緣區(qū)域的壁面渦,然而泄漏渦影響的不斷下移對壓氣機流動性能產生的損失遠遠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的性能不斷降低．

圖12 進口角度分布圖Fig.12 Distribution of inlet angle

3 結論

文中建立18個不同葉頂間隙的壓氣機葉輪模型,研究葉頂間隙對高壓比離心壓氣機葉輪性能的影響機理,得到以下結論:

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

(2) 葉輪流道內產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損失;高速流體與機匣壁面產生壁面渦與主、輔葉片前緣的激波損失造成無葉頂間隙下的流動損失．葉輪流道內產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損失;高速流體與機匣壁面產生壁面渦與主、輔葉片前緣的激波損失造成無葉頂間隙下的流動損失．

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