水下小型特种燃气轮机轮盘热-流耦合仿真分析

肖炎彬, 史小锋, 伊 寅, 封启玺, 伊进宝, 赵海涛



水下小型特种燃气轮机轮盘热-流耦合仿真分析

肖炎彬, 史小锋, 伊 寅, 封启玺, 伊进宝, 赵海涛

(中国船舶重工集团公司 第705研究所, 陕西 西安, 710077)

水下涡轮发动机; 轮盘; 热-流耦合; 温度场

0 引言

水下小型特种涡轮发动机具有功率大、质量轻、体积小的特点, 是一种短叶片、单级冲动式涡轮发动机。提高来流燃气的温度是提供较大可用焓降, 提高涡轮机有效功率的手段之一[1]。因燃气温度的提高, 涡轮盘热负荷过大, 在大转速运转下易发生结构的龟裂变形, 影响涡轮机安全与稳定工作。为设计较好的冷却系统, 必须明确高温燃气的流动特性规律以及对轮盘温度场的影响规律。

涡轮机轮盘及叶片的主要气流环境是由涡轮前喷管输送的高温燃气, 其固体域的温度场是由外部对流换热与内部导热共同作用下产生。燃气影响涡轮盘的温度分布, 涡轮盘的温度场又影响燃气流场的温度、压力等参数, 即燃气与涡轮盘之间热-流交换是耦合的物理场。当涡轮机轮盘与燃气间热传递达到稳态时, 可认为耦合过程达到平衡。

目前国内外对于流-固耦合的解法有2种: 其一为强耦合算法, 即将流体域与固体域在同一求解器中, 对流体域求解-方程, 对固体域求解导热Laplace方程, 这种算法将流固交界面作为内部面处理, 免去了反复迭代的过程[2-4]; 另一种算法为弱耦合算法, 即将流体域与固体域的计算过程分开, 将前一个域的计算结果作为初始条件代入另一个域中进行计算, 通过多次反复迭代的方式获得计算结果[5-7]。强耦合算法不需要考虑热交界面间数据传递问题, 由于省略了交界面间数据迭代, 因此计算精度得以提高, 但这种方法由于综合求解流体域与固体域, 对计算资源需求较大; 弱耦合算法将流体域与固体域间分开求解, 由于交界面间网格尺度存在一定误差, 因此导致结果存在一定误差。综合2种算法优劣, 文中使用强耦合算法计算。

以往对于涡轮机的热-流耦合计算多为带有部分叶片的扇形模型, 对于涡轮全周模型的研究较少。而由于水下小型涡轮机为部分进气, 涡轮流场及温度场呈非周期性分布。为全面了解燃气与轮盘间流动及换热关系, 文中通过建立高温燃气与高速旋转状态下涡轮盘的全周热-流耦合模型, 采用强耦合计算方法, 研究来流燃气对涡轮盘温度场的影响规律, 并对涡轮盘及其流道的流动及耦合换热进行数值仿真。

1 计算模型及其数值方法

1.1 计算模型及网格划分

文中以一种单级部分进气涡轮为研究对象。如图1所示, 涡轮进气部分由4个拉法尔喷嘴组成, 燃气流经叶片通道, 推动涡轮盘做功, 其中部分燃气逃逸至盘腔和围带流域之中, 并与主流燃气汇合由排气通道排出涡轮机外。为简化计算, 对模型的倒角、圆孔等部件做出简化。

网格采用Meshing作为网格划分软件, 对整个计算区域划分四面体网格求解, 对叶片流通区域进行加密并在流固交界面实现网格节点1︰1相对应。对模型做了网格敏感性分析, 并将网格数控制在621万。

数值仿真部分采用ANSYS CFX进行。由于叶片通道流域处于高速旋转状态, 在旋转域与静止域之间采用冻结转子交界面进行连接。

图1 水下小型特种涡轮机结构图

1.2 计算原理与边界条件

对于流体域的计算采用CFX完成, 燃气在流体域中流动控制方程为[8]

式中,为气体摩尔常数。假定燃气为理想气体, 给定燃气摩尔分子量、定压比热容, 动力粘度采用Sutherland公式给定

流体域和固体域之间耦合面处的温度与热流密度一一对应, 在计算中每一次迭代均采用上一步得到的耦合面处的温度与热流密度。对于固体域的计算采用Laplace方程, 其主要形式为[9]

在涡轮盘及其流道热-流耦合过程中, 涡轮盘固体内部存在导热, 涡轮盘与流道之间热传递是由对流换热达到的, 当这一过程达到稳态时, 在流-固耦合边界处温度及热流相对值等于零, 即在耦合边界处存在

2 流场及温度场计算结果分析

2.1 进气及出气结构对涡轮盘温度场影响分析

图2给出了相同进气压力下喷嘴数分别为3、4、5的温度分布图, 单个喷嘴角度为35º, 其中对温度的数据已采取归一化处理并将出气角范围用虚线表示。

综合比较3种喷嘴数条件下涡轮盘温度分布, 可以发现在每种工况条件下温度最高区域都处于背离喷嘴区域处, 随着进气区域逐渐增大, 以3喷嘴数高温区域达到最大, 随喷嘴数增多, 高温区域所占面积逐渐下降, 并且以5喷嘴数下高温区域达到最小, 这是由于在相同进气压力下, 喷嘴数越多则叶片区域内流体流动动能越大, 由叶片通道区域向盘腔内泄漏的燃气速度较高且静焓较低, 不易发生滞止, 因此在背离喷嘴区域静温上升幅度有限; 而低喷嘴数由于喷嘴较少, 周向方向内燃气动能较小, 在盘腔内部燃气较易发生滞止, 可以获得大的焓升。喷嘴数为5时, 叶片通道内气体动能较大, 在喷嘴尾缘处被压缩, 因此此处具有较大的焓升, 在高喷嘴数下此区域温度达到极值。

图2 不同喷嘴数下涡轮盘温度及流线分布图

由图中流线可以看出, 当喷嘴数为3时, 由于喷嘴之间间距较大, 且喷嘴数相对较小, 导致叶片流道间燃气动能较小, 较多的气体由叶片通道区域向盘腔内泄漏, 且泄漏气体在盘腔中存在较明显的卷涡。当喷嘴数为4时, 泄漏气体具备较大的动能, 受轮盘自身转动的影响有限, 流动呈圆环状。当喷嘴数达到5时, 在盘腔的泄漏燃气沿周向运动速度达到最大值。

图3给出排气位置相对喷嘴区域呈反向布置的温度云图, 图中同时给出了排气口的相对位置。从整体可以看出, 其温度分布明显小于排气位置相对喷嘴区域为正向布置排列时。这是由于对于部分进气涡轮机, 其动叶通道不是连续通过燃气, 在1个工作周期中, 当动叶叶片在背离喷嘴弧段工作时, 由于涡轮机叶片的高速转动, 将此弧段接近滞止的气体推出叶片通道区域, 此过程类似于鼓风作用[10]。而图3涡轮机排气口布置位置则恰好处于背离喷嘴区域, 在叶片转动经过此区域时, 将喷嘴腔与轮盘前侧盘腔间隙泄漏的气体保持较高速度通过叶片通道并迅速由排气口排出, 避免了泄漏气体在背离喷嘴区域大量滞止, 有效降低了盘面温度。

图3 排气位置反向布置下涡轮盘温度及流线分布图

当排气区域与进气区域呈反向布置时, 气体做功完成后不能由一侧直接排出, 而是在涡轮盘后侧流动一段距离之后由排气口排出, 其进气侧外壁面的滞止作用对燃气做功有较大影响, 因此相较于图2, 排气区域反向布置对于燃气向盘腔中泄漏的量有较大影响, 且燃气速度较不均匀, 存在较大的漩涡, 对燃气做功不利。

图4为不同进出气结构下, 即进气喷嘴数分别为3、4、5以及排气位置正向及反向进气口相对位置几种工况下涡轮盘输出扭矩及轮盘表面最高温度的分布图。由图中可以得出, 随着喷嘴数上升, 其涡轮盘做功能力随即提高; 排气区域位置对燃气做功能力影响较大, 正对进气区域较背对扭矩有明显的提升, 但同时在相同出气结构下, 轮盘表面最高温度随喷嘴数递增而下降, 排气口位置背对进气位置时由于鼓风效应, 轮盘最高温度明显下降。

图5和图6即是涡轮机在不同喷嘴数条件下,不同进出口布置的叶片通道进口位置马赫数分布图, 由图中可以看出: 当进出口正向布置时, 随着喷嘴数逐渐增大, 在涡轮叶片非工作区燃气流速也随之增大, 因此在此区域内燃气具有较高的动能, 其静温逐渐降低; 而在进出口反向布置时, 在叶轮非工作区燃气流速略高于进出气正对布置状态下流速, 且沿周向燃气流速分布无明显规律, 流速变化更为散乱。

图4 不同进出气结构下涡轮盘扭矩及最高温度分布图

图5 进出口正向布置时叶片通道进口沿周向马赫数

图6 进出口反向布置时叶片通道进口沿周向马赫数

2.2 涡轮盘燃气流动换热分析

图7显示了涡轮盘部分进气与全周进气温度及燃气流动分布图, 图中同时显示了在相同喷嘴数下，全周进气出气布置的温度及速度矢量。由图可以看出，当进气形式为部分进气时，由于喷嘴腔与轮盘前侧盘腔间隙存在泄漏流动，且泄露的燃气与轮盘之间不断发生对流换热，轮盘前侧温度分布沿背离喷嘴区域逐渐降低。图中标注了由喷嘴腔流入燃气的流动速度和方向。由图中可以看出, 泄漏燃气流入盘腔区域中, 由于在轮盘表面同时受到离心力与科氏力的作用, 在轮盘外缘流动约1周后在轮盘表面中心处有微弱的涡流, 而在背离喷嘴区域侧, 盘腔中泄漏的燃气速度较低, 其静焓较大, 因此其温度达到最高。

图7 不同进出气结构下涡轮盘温度及燃气流动分布图

图8为部分和全周进出气模型叶片根部沿周向温度分布图, 从温度分布整体来看, 部分进出气结构较全周结构高约10%, 且温度分布更不均匀。由图可知: 部分进出气模型中叶片表面整体温度呈区域性分布, 在70°~190°的区域为低温区; 而在全周进出气模型中呈周期性分布, 在邻近120°处温度达到最低。温度较低区域位于喷嘴出口位置, 而喷嘴区域右侧燃气温度较高, 这主要是由于气流在喷嘴出口处经过喷嘴充分加速, 气流静温降低, 而远离喷嘴区域侧由于气流速度较低, 在叶片表面发生滞止, 因此叶片温度相对较高。

3 涡轮盘强度分析

在得到涡轮盘温度场分布后, 将最恶劣工况, 即三喷嘴部分进出气结构的流体计算的结果传递到Ansys Workbench稳态热分析模块中, 建立单向的热-固耦合计算。Ansys对工程热分析的计算即是求下述方程的特征解

图8 不同进出气结构下叶片根部沿周向温度分布图

对轮盘静力学分析运动方程为

固体选择镍基GH141, 由于轮盘温度已大大超出了材料的耐受温度, 因此对高温区域的杨氏模量、泊松比采取函数拟合的方式获得, 拟合出的函数为

对轮盘施加由旋转带来的离心载荷, 并将轮盘温度场传递至热应力计算中进行计算。

图9为轮盘整体变形图, 由图中可知, 当不添加热载荷, 只添加离心载荷时, 轮盘变形量呈环形均匀分布, 最大变形量为0.18 mm, 在轮盘径向距离最大处呈环形均匀分布; 而当添加热载荷后最大变形量分布在轮盘温度最高处, 约为0.396 mm, 得到轮盘最大伸长率

图9 轮盘整体变形云图

Fig 9 Total deformation contour of turbine disk

图10 涡轮盘应力分布云图

Fig 10 Stress distribution contour of turbine disk

4 结论

1) 通过流体域及固体域间直接数值耦合的方法, 分析了无冷却条件下不同进气度以及出气位置对涡轮盘及其盘腔内流动及换热影响, 计算结果表明, 采用3喷嘴数时涡轮盘温度达到最高, 且采用对转出气方式有利于增强轮盘的鼓风效应, 对降低涡轮盘表面温度有利。

2) 通过对比不同进气及出气结构下涡轮机内流线分布图, 确定了当喷嘴数较少以及排气区域位于背离进气侧方位时, 盘腔内有较大涡流, 且通过对比涡轮盘输出扭矩可知, 此种布置方式不利于涡轮盘做功。

3) 将所得到的温度场数据加载到静力学计算中, 对其伸长量以及应力分布情况进行分析, 并与该温度下涡轮盘最大许用应力进行比对, 计算结果表明, 该工况下涡轮盘运行环境恶劣, 轮盘无法稳定工作, 需对涡轮盘采取一定的冷却措施。

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Thermal-Flow Coupling Simulation Analysis of Small and Special Underwater Gas Turbine Disk

XIAO Yan-bin, SHI Xiao-feng, YI Yin, FENG Qi-xi, YI Jin-bao, ZHAO Hai-tao

(The 705 Research Institute, China Shipbuilding Industry Corporation, Xi’an 710077, China)

underwater gas turbine; disk; thermal-flow coupling; temperature field

TJ630.32；TK14

A

2096-3920(2019)02-0206-06

10.11993/j.issn.2096-3920.2019.02.013

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2018-09-18;

2018-10-27.

肖炎彬(1995-), 男, 在读硕士. 主要研究方向为能源动力推进技术.

(责任编辑: 许 妍)