燃气轮机排气扩压器研究现状

邱彬，付经伦

燃气轮机排气扩压器研究现状

邱彬1,3,4,5，付经伦1,2,3,4,5*

（1．中国科学院工程热物理研究所先进燃气轮机实验室，北京市 海淀区 100190；2．中国科学院工程热物理研究所南京未来能源系统研究院，江苏省 南京市 211135；3．中国科学院大学，北京市 海淀区 100049；4．中国科学院先进能源动力重点实验室，北京市 海淀区 100190；5．中国科学院轻型动力创新研究院，北京市 海淀区 100190）

燃气轮机是关系国家安全和国民经济发展的核心装备，排气扩压器气动性能对燃气轮机整机效率有重要影响。排气扩压器与上游流场的相互作用及其复杂的几何结构，导致了扩压器内流场易分离、多损失的流动特征。为探明扩压器的流动特征及其与透平的耦合机理，综述了国内外扩压器气动性能和优化设计的研究现状，讨论了扩压器设计与优化方面未来的研究方向，未来的研究需要充分考虑透平和扩压器的相互作用以及将参数化等方法引入扩压器优化设计问题以提高工作效率。

燃气轮机；排气扩压器；性能研究

0 引言

重型燃气轮机是一种功率密度大、启动速度快、噪音低频分量低、清洁先进的动力装置[1]，是关系国家安全和国民经济发展的核心装备，是一个国家科技和工业整体实力的重要标志之一。

高温气流在透平中膨胀做功后进入排气扩压器，排气扩压器用于引导气流同时回收末级透平的余速动能。现代燃气轮机排气余速动能占整个透平功的10%[2]。针对某H级燃气轮机，经热力计算，透平排气损失降低1000Pa使燃机整机循环效率增加0.14，输出功率增加1.4MW。可见，排气扩压器性能对整机效率和输出功率的影响不容小觑。

为了提高排气扩压器气动性能，需要清楚认识其内部的流动机理，明确扩压器研究和设计的发展方向。本文通过对燃气轮机排气扩压器发展历程、研究现状进行梳理和分析，为扩压器的进一步研究提供参考依据。

1 燃气轮机扩压器发展历程

重型燃气扩压器有径向和轴向2种形式[3]，其主要排气结构和参数如表1所示。三大燃气轮机自F级燃气轮机逐渐改为冷端输出轴向排气，排气扩压器直接与余热锅炉进气导管相联，排气温度和排气量逐渐提高，轴向尺寸变化不大。

表1 世界主要重型燃气轮机排气结构及排气参数

以三菱F级燃气轮机为例，如图1(a)[4]所示，排气扩压通道是由内、外锥体形成的一个流通面积逐渐扩大的流道，通过降低流速，形成尽量低的背压和排气损失。其中，内锥体用于保护轴承箱，外锥体用于防止排气缸体过热。内外锥体间通过支撑件支撑，支撑件可为管道系统和仪器仪表提供通道，支撑件外有支撑套，冷却空气通过支撑套冷却支撑件。三菱F级燃气轮机的排气通道沿轴向分为2段，前排气通道内布置6个周向等距的支撑件，后排气通道布置2个中心支撑件，如图1(b)所示。前排气通道段内锥体半径不变，外锥体半径沿轴向增大；后排气通道段内锥体半径沿轴向减小，外锥体半径不变，前后段外锥体由膨胀节连接以抵消前后段热膨胀差异。J级燃气轮机前后段排气通道内采用相似的支撑结构，排气通道内锥体直径不变，外锥体为锥形，如 图1(c)[5]所示。

图1 M701J型燃气轮机示意图

GE公司首台E级燃机采用热端输出径向排气的方式，透平后接环形扩压器和转折90°的蜗壳。环形扩压器内径不变，外环型线为具有扩张角的直线，扩压器内外锥体间有支撑结构，出口布置多个导流板[6]。F级燃机改为冷端输出轴向排气形式，内锥体为等径圆柱，外锥体为半径逐渐增大的锥形。

西门子燃机扩压器的设计一脉相承，从E级到J级都是采用环形扩压器与锥形扩压器组合的轴向排气方式，如图2所示。环形扩压器内有周向排布的支撑件，2000E排气支撑件6个， 4000F支撑件减少为5个，支撑件轴向弦长增大。环形扩压段后连接锥形扩压段，锥形扩压段无内锥体。

图2 西门子各级燃气轮机

2 扩压器气动性能

2.1 扩压器气动性能衡量

扩压器气动性能通常采用总压损失系数tpl和静压恢复系数pr[7]来衡量，tpl和pr定义如下：

tpl越大表示扩压器内的流动损失越大，pr越大表示扩压器扩压能力越好，扩压器几何结构和上游流场是影响扩压器气动性能的主要因素。

2.2 几何结构对扩压器性能的影响

扩压器内外锥体的扩张角、轴向长度、支撑套的外部轮廓结构等[8-9]几何参数决定着扩压器的通流结构。许多学者进行了大量的实验和数值研究，对比分析这些几何参数对扩压通道气动性能的影响。

2.2.1 不考虑支撑时的影响分析

不考虑支撑时，排气扩压器的基本形式类似扩张喷管，这种结构形式广泛应用于各种情况，被深入研究。相同进口面积和扩张角时，随着轴向长度增加，扩压器出口面积增大，静压恢复增加[10]。王广[11]采用扩散度把扩张角、轴向长度2个参数统一考虑，扩散度的定义为

式中：¢为扩压器轴向长度0与扩压器入口环面外径0的比值；为扩压器外锥面2条与中轴线共面的母线的夹角。在相同扩散度时，当扩压器内未出现流动分离时，静压恢复系数相同；当扩压器内出现流动分离后，轴向长度越大，扩张角越小，流动分离程度越小，静压恢复系数越大。

2.2.2 考虑支撑时的影响分析

扩压器内支撑件的存在明显增加扩压通道内流动的复杂性。Stefano等[9,12]通过实验对比有、无支撑的流动，发现无支撑扩压器静压恢复接近理想状态，加入支撑后静压恢复有所下降，这是因为支撑会产生尾迹，导致端壁附近发生流动分离。Prakash等[13]得到相同的结论，但同时发现气流压力在支撑前缘附近降低，在后缘及近下游位置处则快速提高，如图3所示。支撑套的轮廓形状仅对支撑前缘至1.5倍弦长下游范围内的压力产生不同的影响，其中锥形较基线型的影响较小。Fric等[14]发现锥形支撑套轮廓对尾迹涡脱落和声波响应有解耦作用，能有效地抑止支撑尾迹涡脱落。

图3 带有不同支撑结构扩压器静压恢复

支撑与轴向、径向的倾角以及支撑的轴向位置都会影响扩压器内的流动。董雨轩等[15]对支撑的径向倾斜角度和轮廓型线进行了数值研究，发现支撑型线形状相同时，带有径向倾斜支撑的扩压器比径向垂直支撑的扩压器通流面积变化更加平缓，总压损失系数下降7%～20%。Pradeep等[16]对支撑与扩压器外锥体相对位置进行研究，该扩压器由环形扩压段和锥形扩压段组成，环形扩压段的外环端壁型线为2段多项式曲线，如图4[16]所示，图中为轴向位置，为进口直径。研究结果见图5，图中表示总压损失系数，可以看出，2段曲线交点位于支撑最大厚度处，静压恢复提高22%，总压损失降低了约43%；同时减小扩压器初始扩张角，可延缓流动分离，改善扩压器性能和出口流动的均匀性。

图4 原始扩压器和2种改进环形扩压器示意图

图5 3种扩压器的静压恢复

2.3 上游来流条件对扩压器性能的影响

机组实际运行中，透平和扩压器流场之间存在一定的相互作用。随着燃机发展，流量更大，排气温度更高，结构相对更加紧凑，各组件之间气动影响愈加强烈，排气段内仍可检测到上游叶片尾迹流场[17]。上游透平叶顶泄漏流、透平出口的非均匀压力分布、湍流度、旋流角等因素会影响扩压器内的流场和气动性能[18-19]。

2.3.1 叶顶泄漏流对扩压器内的流场和气动性能的影响

叶顶泄漏流强度与边界层稳定之间有直接关联[20]，但末级透平叶顶泄漏流对扩压器的影响目前尚有争论。Willinger等[21]研究了末级透平叶顶间隙与排气扩压器之间的气动相互作用，指出叶顶间隙从0增大到1.5%弦长时，叶尖泄漏损失增大，透平输出功率减小；当叶顶间隙大于2.5%弦长时，叶尖泄漏损失不再增长。扩压器进口机匣附近环形壁面射流强度随间隙的增大而增大。当叶顶间隙增大时，扩压器压力恢复只有微小增加，对叶顶间隙依赖性较弱。吴飞等[22]通过数值方法研究发现，随着透平动叶顶部间隙增大，动叶顶部气流角增大，对扩压器性能不利；但更多高能气体进入扩压器，有利于提升扩压器性能。当叶顶间隙相对于叶高值从0%增大至0.5%时，高能气流带来有利影响占主导，扩压器性能逐渐提升；叶顶间隙相对值在0.5%～1.5%范围内时，气流角引起的不利影响占主导，扩压器性能随叶顶间隙增大逐渐下降；最优间隙值约为0.6%。Zimmermann等[23]和Farokhi[24]指出，增大叶顶间隙产生的叶顶高能射流对扩压器性能的提升并不足以补偿透平中的损失。Mihailowitsch等[25]通过研究发现，在部分工况下，动叶出口旋流使支板处发生分离，增大叶顶间隙会增大分离；在设计和过载工况下，透平增加的损失被扩压器减少的损失补偿，所有间隙结构下静叶进口到扩压器出口的系统效率都得以提高；设计工况时小间隙结构最大限度提高效率，过载时中等间隙结构较理想。Babu等[26]发现当扩压器在环形扩压段内出现分离(因扩张角较大)时，叶尖泄漏流动的增益才明显。

Farokhi[25]给出透平功率、扩压器压力恢复系数和叶顶泄漏流之间的无量纲数学关系为

2.3.2 透平出口的非均匀压力分布的影响

气流从末级透平流出时，气动参数沿径向不均匀。文献[27]通过实验和数值计算研究了扩压器入口压力分布的影响，发现非均匀压力分布使扩压器获得更好的扩压性能。Hirschmann等[28]通过研究发现，叶尖处压力较大将导致机匣处发生流动分离，叶根处压力较大会引起轮毂处发生流动分离；进口总压径向分布3%的微小变化将使扩压器内具有完全不同的流动结构。David等[29]通过非定常计算发现，叶片尾流和叶栅通道内二次流共同作用下环形扩压器中流体会重新附着。David 等[30]认为周向非均匀的进气条件对扩压器性能有很大影响，指出动叶出口和扩压器进口之间的最佳轴向距离为动叶弦长的0.431倍。

2.3.3 湍流度的影响

通常认为透平出口湍流度提高有利于改善扩压器性能。Opilat等[31]通过模型实验发现来流湍流度提高可以增大扩压器静压恢复能力。Stevens等[32]对自然发展状态和高湍流强度2种进口状态进行对比，指出扩压器入口湍流强度增大对流动稳定性和压力恢复的增益可达20%，而总压损失仅略有增加。Desideri等[33]和Vassiliev等[34]研究证实了透平出口湍流有利于抑止流动分离发生，减少流动分离区面积，从而获得更高的压力恢复，缩短扩压器长度。

2.3.4 旋流角的影响

上游透平将导致扩压器入口流动方向发生改变，与流动速度相比，速度方向对下游扩压的影响更为明显。Vassiliev等[34]的研究显示，扩压器进口旋流角对扩压器压力恢复能力的影响程度明显强于进口马赫数的影响，进口旋流一般有利于提高扩压器性能。Kumar等[17]指出进口旋流可提高扩压器静压恢复，扩压器轴向长度越短，旋流的影响越明显。Song等[35]的无支板扩压器实验表明，压力恢复随旋流增加而增加，并在旋流角是14°时达到峰值，之后迅速下降。Opilat等[31]研究认为5°～10°的旋流角对压力恢复有积极的影响，在-5°旋流角时，压力恢复值最低。徐倩楠等[36]基于改进的流线曲率法发展了一种环形扩压器性能预测方法，发现旋流角在0°～17°时，压力恢复随旋流角增大而增大；在17°～25°时，性能下降。徐自荣等[37]对负旋流角进行研究，发现旋流角从0°变化至-32°，总压损失下降4%，在-20°时下降迅速；静压恢复系数随着旋流角增大呈现先上升后降低的变化趋势，旋流角在-16°时，压力恢复系数达到最大。

旋流角的影响与扩压器结构相关，对于不同结构的扩压器，旋流角对扩压器性能影响不同。Feldcamp等[38]通过实验发现在旋流的影响下，支撑形状与性能有较强的相关性，支撑数量仅为次要相关。无旋流时，支撑对总压损失影响较小，增大旋流支撑与性能的相关性增大。Olaf等[39]在不同旋流角度下，对不同扩张角和支撑的扩压器进行研究，发现扩张角为15°的环形扩压器内不存在流动分离，旋流角对扩压性能影响不大；但旋流角对扩张角为20°的环形扩压器影响明显，扩压器的静压恢复随旋流角增大而减小。

扩压器内支撑的存在会改变旋流方向，进而改变进口旋流对扩压器性能的影响规律，同时不同来流条件下最优的支撑型面结构也不同。例如，Stefano等[9,12]通过研究发现，支撑产生的尾迹和末级透平出口旋流之间的相互作用导致边界层在轮毂处加厚，支撑下游诱发流动分离，使扩压器性能下降。Flelge等[40]指出旋流角高于10°时，圆柱型支撑比对称异型支撑的扩压器性能更好。Pierrasch等[41]同样发现在±45°到±22°范围的旋流角下，无支撑的扩压器比有支撑的扩压器具有更高的压力恢复能力；旋流角大于18°时，旋流角对无支撑扩压器性能无影响；大于23°时，圆柱和异形支撑扩压器压力恢复均下降，随着旋流角的增加，异形支撑扩压器的损失比圆柱形支撑扩压器增加得快。研究表明：出口旋流数与支撑剖面形状有较强的相关性；中等程度的旋流对支撑的影响是相对良性的；更大的旋流会导致流体与支撑分离，并增加总压损失。

2.3.5 不同工况的影响

燃机运行中，透平与排气扩压器内流场会随着工况变化而改变。Sultanian等[42]在3种负载工况下进行了实验和数值模拟研究，结果显示：全速中载和全速满载工况下扩压器进口到支撑末端段的损失比全速空载下损失明显减小；支撑末端到扩压器出口段的损失较全速空载时略大；在全速满载工况时，整个扩压器内的损失最小，静压恢复最高。Mimic等[43]首次建立扩压器压力恢复与末级转子整体参数，即载荷系数、流量系数和折合转速之间的关系，发现载荷系数、折合转速的增加，流量系数的减少有利于提高扩压器的压力恢复能力。

3 扩压器改进和优化设计

为了提高性能，以往研究人员对扩压器子午通道参数和支撑外轮廓进行改进。Schaefer等[44]在总压进口条件下对扩压器子午面形状和支撑参数进行改进，分别如图6、7所示。图6中LE是支撑前缘标志点，TE是支撑后缘标志点。工况2和工况3通道面积的变化梯度较缓TE下游通道内流动相对较快，将减少边界层厚度和流动分离，增大压力恢复能力。在工况3中对支撑进行改进，使支撑下游流动轴向速度更大，使得压力恢复进一步提高。

Vassiliev等[45]为适应更大的流量和功率输出，对GT26排气扩压器进行改进。结果如图8所示，可以看出，新的支撑形状明显降低负入口气流角工况下的流动损失。

图6 扩压通道子午线对比

图7 原始支撑和优化后的支撑对比

图8 改进设计前后扩压器压力分布图

随算法和仿真软件的发展，各种优化算法被应用到扩压器设计中。Cerantola等[46]采用5个自由变量定义内锥体轮廓，2个变量定义外锥体轮廓，采用遗传算法对这7个参数进行优化，利用FLUENT对优化结果进行验证。优化结果如图9所示，图中为进口半径，o为进口直径，为轴向位置，最优的扩压器长度为外锥体直径的0.74倍，中心轮毂为扩张角约14°的抛物面。由此可见，聚拢式外锥体结构可获得更均匀的速度分布和更低的总压损失。

王镇宇等[47]用三次贝塞尔曲线描述扩压器倾斜壁面，利用控制点改变端壁型线。采用三次正交试验对控制点进行优化，优化后损失系数下降10.69%，静压恢复系数提高1.96%，优化后的型线及流场如图10所示。

图9 优化后的扩压器压力分布图

图10 优化模型和初始模型流线图的对比

有学者尝试对透平和扩压器子午轮廓一体优化。Christian等[48]采用遗传算法对叶片出口角和扩压器子午通道几何参数进行优化，选择末级透平的效率作为优化目标函数，结果表明：优化后压力恢复能力明显提高，流动损失显著减少，但透平叶片出口损失基本没有变化；进一步优化扩压器后，叶片出口损失增加，表明扩压器和透平末级密切相关。林智荣等[49]采用iSIGHT优化软件对某燃机末级透平叶片叶型和扩压器外形进行联合优化。优化变量为静、动叶叶根、叶顶相对扭转角shstrhrt，扩压器外锥体3段直线的扩张角123。优化目标为二者的等熵效率和扩压器长度。CFD计算结果表明：优化后的末级透平和扩压器的气动效率提高2.8%，扩压器长度缩短30.1%。

4 结论与展望

重型燃机排气温度在500～660 ℃，排气扩压器壳体因受热发生变形，会产生局部温度过高、最大变形量超出允许值等情况，从而导致排气扩压器损坏。而排气扩压器壳体温度分布与扩压通道内的流动密切相关，目前的研究多将二者分开研究，建议未来采用多场耦合的方法，对排气扩压器的流动、传热进行综合分析。

1）针对扩压器内流动的研究有以下特点：现有对扩压器影响因素的研究多是针对单个因素开展的，且关注点主要在上游流场对下游扩压器流场的影响；多个影响因素对扩压器气动传热性能的综合影响，扩压器内部流场改变对上游透平叶片排的气动性能和流场分布的影响，以及透平末级和扩压器之间流体的相互作用的机理有待于深入研究。

2）在以往的分析中大部分都是基于定常的结果开展的，而实际的流动是非定常的。随着数值计算和测量技术的发展，需考虑透平与扩压器耦合流场的非定常效应，研究二者流场内的二次流、涡旋等随时间的发展效应。

3）在扩压器的优化设计问题中利用参数化方法和优化算法可以明显提高工作效率。其中，梯度类方法中的伴随优化方法，因其计算量与设计变量数目呈现弱相关性，可以高效地求解优化所需的梯度信息。将伴随方法引入内流非定常计算可成为下一步研究的重点。

总之，为了设计出高性能、结构紧凑和可靠的扩压器，必须把透平和扩压器作为一个整体，从流动传热和强度等多学科角度系统考虑。

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Research Status of Gas Turbine Exhaust Diffuser

QIU Bin1,3,4,5, FU Jinglun1,2,3,4,5*

(1. Advanced Gas Turbine Laboratory, Institute of Engineering Thermophysics, Chinese Academy of Sciences, Haidian District, Beijing 100190, China; 2. Nanjing Institute of Future Energy System, Institute of Engineering Thermophysics, Chinese Academy of Sciences, Nanjing 211135, Jiangsu Province, China; 3. University of Chinese Academy of Sciences, Haidian District, Beijing 100049, China; 4. Key Laboratory of Advanced Energy and Power, Institute of Engineering Thermophysics, Chinese Academy of Sciences, Haidian District, Beijing 100190, China;5. Innovation Academy for Light-duty Gas Turbine, Chinese Academy of Sciences, Haidian District, Beijing 100190, China)

Gas turbine is the important equipment used in security and economic field of the country. The aerodynamic performance of exhaust diffuser has an important influence on the thermodynamic efficiency of gas turbine. The flow interaction between the exhaust diffuser and the upstream turbine and the complex geometrical configurations leads to the strong vortex pattern and high flow losses in the diffuser which reduces the performance of the upstream turbine and exhaust diffuser. In order to investigate the flow characteristics of diffusers and the coupling mechanism between the diffuser and the turbine, the research status of aerodynamic performance and optimal design of diffusers at home and abroad was reviewed. The prospect of research on the design and optimization of the diffuser was discussed. The interaction between the turbine and the diffuser should be fully considered in future research. Parameterization and other methods were introduced into the optimal design of the diffuser to improve the working efficiency.

gas turbine; exhaust diffuser; performance research

2021-04-25。

10.12096/j.2096-4528.pgt.21032

TK 05

国家自然科学基金项目(51776201)。

Project Supported by National Natural Science Foundation of China (51776201).

(责任编辑 辛培裕)