叶顶间隙对多级轴流式压气机气动性能影响研究

马广义，杨志春，伍文君

（1.青岛地区装备修理监修室，山东 青岛266001；2.海军驻438厂军事代表室，湖北 武汉430064；3.海军工程大学动力工程学院，湖北 武汉430032）



叶顶间隙对多级轴流式压气机气动性能影响研究

马广义1，杨志春2，伍文君3

（1.青岛地区装备修理监修室，山东 青岛266001；2.海军驻438厂军事代表室，湖北 武汉430064；3.海军工程大学动力工程学院，湖北 武汉430032）

摘要：对某多级轴流式压气机中两级静叶和一级动叶进行全三维的CFD数值模拟。通过对不同动叶叶顶间隙值的计算结果进行分析比较，探究了轴流式压气机的动叶叶顶间隙变化时对轴流式压气机的气动热力性能的规律。研究发现，压气机的滞止效率、压比、质量流量等性能参数，随着动叶间隙的增大均呈明显的下降。同一叶高处的间隙内部，随着叶顶间隙的增大，顶部间隙内的流场变得剧烈，尤其是通道的中部；通过对间隙内部熵增的详细分析，获取了间隙泄漏损失的分布规律。

关键词：多级轴流式压气机；叶顶间隙；气动特性；CFD数值试验

叶片顶部与机匣内表面间隙的存在，在叶背和叶腹压力差作用下，少量的气流会越过叶顶间隙变成叶顶泄漏流。泄漏流会扰动主流场，导致损失增加，据理论分析和实验研究表明，泄漏流产生的损失可占到压气机气动热力总损失的三分之一。对压气机的效率和喘振有很大的影响，如堵塞主流区，使主流区的气动参数偏离设计值。当偏离较多时，甚至使级间的匹配特性变差，压气机整体性能受到较大影响。开展压气机叶片叶顶间隙对压气机性能的影响研究是提高现代燃气轮机热效率、稳定性和寿命的关键技术之一。

Storer和CumPsty［1］发现环端壁面的最小压力点就是叶片叶顶间隙涡源。Kang与Hirsch［2-4］提出了叶顶间隙附近有三种涡：三涡、间隙涡、分离涡。Brandt［5］等实验研究发现，进口边界层厚度的增加将会使叶片叶顶间隙涡源前移，且恶化了压气机运行的气动稳定范围。王祥锋等［6］叶顶间隙变化对多级压气机性能影响的数值研究。

由于压气机长期运行中动叶叶顶在磨损作用下，其间隙量可能存在变化，本文研究不同叶顶间隙量对轴流式压气机的气动热力性能的规律。

1　湍流模型

湍流模型主要有两种模型：单方程模型和双方程模型。Spalart-Allmaras为单方程模型，不仅具有计算速度快，还具有稳定性好的优点，在叶轮机械中应用较为广泛。

式中：v为湍流运动粘度；Gv为湍流粘度的增加项；Yv为湍流粘度的减少项；v为分子运动粘度；sv为用户自定义源项；d为到壁面的距离。

2　CFD数值仿真

2.1研究对象

本文选取研究对象是多级轴流式压气机的第一、第一级动叶、第二级静叶。如图1所示为研究对象所在位置。

图1　某型多级轴流式压气机示意图

压气机结构参数：前静叶38片，后静叶40片，叶顶间隙为默认值。动叶25片，转速15 000 rpm，叶顶间隙分别取3 mm～10 mm.

2.2边界条件及流场计算

为了对定常的全三维流场进行数值仿真计算，本文在Numeca软件数学模型选择Turbulent Navier-Stoker方程组，湍流模型设定为Spalart-Allmaras方程。

边界条件：总温288 K，轴向进气，进口总压0.101 325 MPa，；出口的静压106 000 Pa，半径0.13 m；无滑移绝热边界。初始条件：进口的估计静压90 000 Pa，转子/静子分界面1（ID10）估计静压85 000 Pa，转子/静子分界面2（ID20）估计静压100 000 Pa.

本文采用二阶迎风格式，结合当地时间步长和三重网格循环技术来加速计算收敛速度，取允许最大时间步长的收敛条件控制参数CFL=3，时间项的离散采用显式的龙格-库塔法，交界面采用混合平面法。

如图2所示为网格划分三维图，从气流从入口到出口的过程中（由于受到计算机硬件的限制，只是对研究对象的单通道进行研究，而没有对全通道进行模拟），在叶片附近尤其是叶顶，叶根部位的网格比较密，对叶片表面的边界层相应进行了适当的网格加密。

图2　叶片壁面的网格划分

不同间隙的网格点数均在200万左右。为了使结果更具说服力，所有间隙条件下严格按照同样的步骤，设置相同的参数进行网格划分。

设定计算最大步为400，收敛判别准则为1.E-6，数值为单精度。通过Numeca软件求解离散方程，获得近似的流动参数。从计算的结果进出口流量的误差为0.002%，在允许范围（误差小于±0.5%即视为收敛）之内，稳定收敛。

3　叶顶间隙泄漏的流场分析

顶部间隙对流场的扰动是非常明显的，如图3所示叶顶间隙泄漏流的局部图。从中可以发现3 mm～7 mm的叶栅的吸力面已经开始形成涡流，但还不剧烈。叶顶间隙增加到10 mm时涡流的已经形成剧烈的泄漏涡，这将对压气机内部流场的产生很大的影响。

图3　叶顶间隙泄漏流的局部图

为了进一步分析顶部间隙泄漏对内部流场的影响，本文选取熵增这个参数来分析。

3.199.8%叶高截面上的熵增分布

如图4所示为99.8%叶高截面即间隙内部的熵增等值线图，由于只是改变动叶的叶顶间隙，动叶入口的熵增基本没有变化。在距离叶片端部1/3处的通道附近，熵增变化的异常剧烈，说明泄漏流主要在此位置与通道内气流发生惨混，引起熵增。在间隙为3 mm时，泄漏引起的熵增约仅仅在吸力面附近。随着间隙的变大，程度变强，范围变大。当径向间隙达到10 mm，泄漏引起的熵增约已经完全扩展到相邻叶片的压力面，说明泄漏的扰动已经到穿过通道影响到相邻叶片的压力面了，扩展到整个机匣。如此强烈的泄漏流必将使下一排的叶片进气角发生较大偏转，即对级间的匹配特性变差。而在距离叶片端部2/3处的熵增分布普遍比较均匀，说明泄漏流和主流掺混基本完成，此时，主流场的熵值相对比较均匀。

图4　不同间隙值下99.8%叶高处熵增等值线图

3.2不同轴向弦长处的熵增分布

如图5所示，截取了4个不同轴向弦长处（25%、50%、75%、100%）的通道截面来研究叶顶泄漏流的熵增分布。

图5　不同通道截面（沿轴向弦长）的选取位置

图6和图7分别显示了3 mm和10 mm间隙的动叶的叶顶泄漏涡导致的熵增分布，其中压力面为左侧，吸力面为右侧。从3 mm与10 mm熵增分布图中，发现熵增最大影响范围在3/4弦长附近，熵增最剧烈的位置均在1/2弦长附近。从图7中，发现在3 mm动叶叶顶间隙时，大部分分布在上机匣附近，影响的最大处高度约为叶片高的2.8%，熵增的数值与范围均较小，大体没有影响到主流流动。随着间隙的变大，熵增数值显著变大，同时熵增在轴向上的范围也明显增大。到10 mm叶顶间隙时，最大熵增的位置已经约为8.2%叶高，对主流造成了干扰，基本上分布于整个通道。

图7　间隙10mm时不同通道界面的熵增等直线分布图

4　叶顶间隙变化对压气机性能影响

随着间隙的变大，压气机的滞止效率、质量流量和压比均变小。本文的数值计算的结果如表1所示。

表1　不同叶顶间隙效率，压比，质量流量的变化

从沿叶高方向的滞止效率与总压比的分布来分析动叶叶顶间隙对压气机性能影响。

如图8所示，在25%到65%叶高之间随着叶顶间隙的增大，滞止效率变大，在65%叶高以上随着叶顶间隙的变大，滞止效率反而降低，且越接近叶顶效率下降越大。这主要是由于流动阻塞，间隙的泄漏损失造成的。

图8　沿叶高方向不同叶顶间隙压比变化

如图9所示，随着间隙的增加，总压比随着叶顶间隙值的增加降低，尤其是在65%叶高以上更为明显，动叶叶顶区域的影响还是比较大的。由于存在其他的因素影响的总压，对滞止效率和总压比的影响范围和规律是有区别的。

图9　不同叶顶间隙下从叶根到叶顶的滞止效率的变化曲线

5　结束语

本文采用CFD数值计算技术对压气机的动叶叶顶间隙对气动性能的影响进行了仿真计算与数值分析。结论如下：

（1）压气机的效率、压比、质量流量等主要参数，随着动叶叶顶间隙的增大而下降，流动损失增大，对压气机总体性能影响很大。

（2）在同一间隙下，顶部间隙内弦长方向上熵增强度发生变化，熵增最大均约在1/2弦长处。而随着间隙的增加，熵增数值变大，范围变广，在间隙为10 mm时，熵增最大位置已达到约叶高的1/10.

参考文献：

［1］Storer，J A，CumPsty N A．Tip-Leakage in Axial ComPressors ［J］．ASME Journal of Tubomachinery，1991，113（2）：252-259．

［2］Kang S，Hisrch C．Experimental Study on the Three-Dimen sional Flow Within a ComPressor Casacade With Tip Clearance：Partl-Velocity and Pressure Fields［J］．ASME Journal of Turbomachinery，1993，115（3）:435-443．

［3］Kang S，Hisrch C．Experimental Study on the Three-Dimens ional Flow Within a Compressor Casacade With Tip Clearance: PartII-TheTipLeakageVortex［J］．ASMEJournalof Turbomachinery，1993，115（3）:445-452．

［4］Kang S，Hisrhc C．Tip Leakage Flow in Linear Compressor Casacde［J］．ASME Journal of Turborachinery，1994，116（4）: 657-664．

［5］Brandt H，Fottner L，Saathoff H，et al.Effects of the Inlet Flow Conditions on the Tip Clearance Flow of an Isolated Compressor Rotor［C］．2002，ASME Paper GT-2002-30639．

［6］王祥锋，王松涛，韩万金.叶顶间隙变化对多级压气机性能影响的数值研究［J］.科学技术与工程，2009，9（1）：83-85．

Effect of Tip Clearance on Aerodynamic Performance of Multi Stage Axial Flow Compressor

MA Guang-yi1，YANG Zhi-chun2，WU Wen-jun3
（1.Qingdao Area Equipment Maintenance Supervisor Department，Qingdao Shandong 266001，China；2.Military Representative Office of Navy in the 438 Factory，Wuhan Hubei 430064 China；3.School of Power Engineering，Naval University of Engineering，Wuhan Hubei 430032，China）

Abstract：A full three-dimensional numerical simulation of CFD in a multistage axial flow compressor with two stage stator and rotor blades is carried out.By comparing the calculation results of different dynamic blade tip clearance values，the law of the aerodynamic performance of axial flow compressor with tip clearance of axial flow compressor was analyzed.The study found that the stagnation of compressor efficiency，pressure ratio，mass flow rate and other performance parameters，with the increase of blade clearance was significantly decreased.Same leaf height of internal clearance，with increase of the tip clearance，clearance between the top of the flow field become intense，especially in the central channel；through detailed analysis of internal clearance of entropy increase，access to the clearance leakage loss distribution.

Key words：multistage axial flow compressor tip clearance；aerodynamic；characteristics；CFD numerical test

中图分类号：TK47

文献标志码：A

文章编号：1672-545X（2016）03-0017-04

收稿日期：2015-12-01

作者简介：马广义（1980-），男，辽宁普兰店人，硕士研究生，主要专业方向为舰船动力工程。