某重型燃气轮机压气机跨音级特性研究

张成义，冯永志，张宏涛，吕智强

(哈尔滨汽轮机厂有限责任公司，哈尔滨 150046)

随着地面重型燃气轮机技术的发展，跨音级压气机已开始应用，世界几大主要燃气轮机生产商在其F级机组中均开始使用跨音级压气机以提高压气机的压比。例如GE公司的9FA燃气轮机、SIMENS公司的V94.3燃气轮机就有两级跨音级，通过叶片优化设计，在不损失较大效率的基础上大大增加了压气机的总压比。目前，国内外已有很多研究人员通过实验或数值计算的方法对跨音级压气机进行了研究，V.Gummer［1］等人使用全三维叶片设计方法进行高负荷跨音压气机的设计，有效地改进了叶片径向负荷的分布;Stefan［2］等人采用实验方法研究了某5级跨音压气机，并进行数值计算与实验结果比对;张士杰［3］等人采用一种新的三维粘性流场计算方法对NASA37号低展弦比、跨音级轴流压气机进行了数值模拟;王同庆［4］等人使用PIV技术对NASA37号跨音级压气机转子内的激波结构进行了实验研究;任晓栋、杨其国、贾海军［5-7］等人也通过数值计算方法对跨音级压气机内部流场特性进行了相关研究。

本文以某重型燃气轮机压气机的跨音级为研究对象，其包含两级跨音级，选取包括进口可转导叶在内的前3级半为计算模型，计算其变转速全工况特性，并研究其设计转速下流场内部流动特性，选取近失速点、近设计点、近阻塞点对比不同工况下的流动状况，分析激波和静压分布的变化情况，为压气机的设计和改进提供依据。

1 网格模型和数值方法

本文数值模拟所使用的程序为NUMECA公司开发的FINE/TURBO流场求解器。叶栅流道空间离散网格使用其前处理模块IGG/AutoGrid生成，网格拓扑如图1所示。网格拓扑为H-O-H结构化网格，对进出口段增加H型网格，网格数为790万。控制靠近壁面的网格加密，壁面第一层网格满足y+＜3，N-S方程求解器采用FINETM模块，时间推进采用4阶Runge-Kutta法迭代求解，湍流模型采用低雷诺数Spalart-Allmaras一方程模型，动静叶片排交界面采用混合平面模型。

图1 计算模型网格

2 计算结果

2.1 跨音级特性曲线

经过计算得到3.5级压气机在5个不同转速下的性能曲线，包括流量-效率和流量-压比曲线，如图2所示。图中的流量为相对流量为设计流量)，等熵效率、压比分别为

观察特性曲线，可以看到，在设计转速下，压气机存在最高效率点，且压气机的喘振裕度较大，在非设计转速下，压气机的喘振裕度较小。

2.2 内部流场分析

该重型燃气轮机压气机有两级跨音级，针对此两级跨音级动叶进行内部流场的分析，即第01级和第02级。图3所示为两跨音级动叶在典型工况下的各个叶高截面的静压等值线分布，在5%叶高截面上没有激波结构;在50%和95%叶高截面上存在激波，以95%叶高截面为例说明激波随工况变化的发展过程。可以看出，在近失速点、近设计点、近阻塞点都有激波存在，激波带来的强烈的热传导和较高的正应力，产生了很高的熵增，激波前后的熵增是激波前后静压升的来源。近失速点下激波强度最强，近设计点次之，近阻塞点最弱。当工况由近失速点向近阻塞点变化时，激波逐渐向下游移动，由脱体激波向贴体激波发展。

图2 压气机的效率及压比曲线

图3 跨音级动叶各叶高截面静压等值线分布

2.3 气动参数分析

图4所示为两跨音级动叶进口轴向速度沿叶展方向的分布。当运行工况由近失速点向近阻塞点变化时，两跨音级动叶进口的轴向速度逐渐增大。由于上游为进口导叶，各工况下第01级动叶进口的轴向速度分布规律相同，附面层厚度基本相同，并未受工况变化影响;由于激波与附面层的相互影响，气流经第01级跨音级后变化较大，影响了第02级动叶进口的速度分布情况，近设计点与近阻塞点速度变化规律相同，近失速点速度最小，且其端壁附面层厚度最大。

图5所示为两跨音级动叶中径处型面静压系数的分布情况。横坐标表示相对弦长，纵坐标CP表示静压系数。在三种工况下，激波前吸力面静压在近阻塞点最大，近设计点次之，近失速点最小，而激波后的静压变化情况则相反，可见，近失速点激波损失最大，近设计点与近阻塞点相差不大;近失速点时动叶前缘压力面吸力面静压差比较大，叶片前缘负荷最高，当运行工况由近失速点向近阻塞点变化时，叶片负荷逐渐降低，且高负荷区由前缘向尾缘移动。

图4 两跨音级动叶进口轴向速度展向分布

图5 两跨音级动叶中径处型面静压系数分布

3 结论

本文采用NUMECA计算软件对某重型燃气轮机压气机的跨音级进行了数值研究，得到了跨音级的全工况特性曲线，并分析了设计转速下内部流场特性。

(1)本文所采用的数值计算方法能够很好的计算出跨音级压气机在不同转速下的性能曲线。

(2)研究了跨音级压气机在典型工况下的内部流场特性，在近失速点，动叶前缘上游存在脱体激波，激波强度最强;当工况向近阻塞点变化时，激波强度逐渐减弱，且激波位置逐渐向下游移动，由脱体激波向贴体激波发展。

(3)近失速点激波前后静压差最大，其激波损失最大，近设计点与近阻塞点相当;近失速点前缘压力面吸力面静压差比较大，叶片负荷最高，近设计点次之，近阻塞点最小。

［1］V Gummer，U Wenger，H-P Kau.Using Sweep and Dihedral to Control Three-Dimensional Flow in Transonic Stators of Axial Compressor［A］.ASME paper-2000-GT-0491.

［2］Stefan L，Rainer S，Bertram S.Experimental and Numerical Investigation of the Flow in a 5-Stage Transonic Compressor Rig.In:Proceedings of ASME Turbo Expo 2001，2001-GT-0344.

［3］张士杰，袁新，叶大均.跨音速轴流压气机三维粘性流场全工况数值模拟［J］.工程热物理学报，2003，24(1):43-45.

［4］王同庆，刘胤，吴怀宇.用PIV技术测量跨音压气机转子内流的激波结构［J］.工程热物理学报，2002，23(3):298-300.

［5］任晓栋，顾春伟.1.5级跨音速压气机内部流场数值分析［J］.工程热物理学报，2009，30(9):1472-1474.

［6］杨其国，吕智强，胡平金，等.进口气流角对某跨音级叶栅影响的数值分析［J］.汽轮机技术，2011，53(5):321-323.

［7］贾海军，吴虎.跨声速轴流压气机特性全三维黏性流动分析［J］.航空动力学报，2009，24(10):2327-2332.