倒车涡轮叶片反转鼓风损失影响因素研究

李宗全，牛夕莹，王林，安仲玉

1. 中国船舶集团有限公司 第七〇三研究所，黑龙江 哈尔滨 150078

2. 船舶与海洋工程动力系统国家工程实验室，黑龙江 哈尔滨 150078

燃气轮机具有功率密度大、起动速度快、变换工况灵活等优点，广泛应用于船舶动力领域[1−2]。使用燃气轮机作为动力的船舶在进行倒车时，可采用的倒车形式主要有2 种：一种是燃气轮机配备可调螺旋桨的形式，通过可调螺旋桨实现船舶的倒车功能；另一种是可倒车燃气轮机配备定距螺旋桨的形式，由于可倒车燃气轮机自身具备正向转动和反向转动的功能，可实现船舶直接倒车功能。由于可倒车燃气轮机具有倒车功率大、反应速度快、配备的定距螺旋桨结构简单、行驶阻力小等优点，逐步引起了研究人员的重视，使得可倒车燃气轮机得到了快速发展。

可倒车燃气轮机主要通过倒车涡轮来实现正车和倒车功能，倒车涡轮采用了双层燃气通道+双层涡轮叶片的设计思想，双层涡轮叶片的上层叶片为倒车叶片，位于外层燃气通道，下层叶片为正车叶片，位于内层燃气通道。由于正车叶片与倒车叶片是一体结构，通过共同的盘、涡轮轴输出功率，90%以上运行情况下，可倒车燃气轮机仅使用正车功能，此时，当燃气流过正车通道，驱动正车叶片工作时，倒车叶片位置无燃气流过，倒车叶片处于反向转动状态，在该状态下，倒车叶片不断搅动附近的气体，在倒车叶片表面产生大量无序混乱的气体流动，从而造成功率损失，损失的功率即为倒车叶片反转引起的鼓风损失。鼓风损失的存在，降低了正车涡轮对外输出的功率，影响了燃气轮机整机效率。因此需要针对倒车涡轮反转鼓风损失产生的机制及其影响因素开展研究，在此基础上探求倒车涡轮反转时的鼓风损失控制策略。

1 倒车涡轮原理

某型可倒车涡轮结构简图如图1 所示，主要由双层涡轮叶片、轮盘、轴、导叶、燃气切换挡板、上/下层通道、曲柄连杆机构等部件组成[3−11]。可倒车涡轮前端与燃气发生器相连接，工作时，可通过双层燃气通道前端的燃气切换机构实现燃气流动路线的调整。当燃气仅流过下层通道时，正车叶片工作，涡轮转子正向转动，船舶正车运行；当燃气仅流过上层通道时，倒车叶片工作，涡轮转子反向转动，船舶倒车运行。

图1 倒车涡轮结构简图

通过电缸驱动曲柄连杆，可带动燃气切换挡板绕A 点转动，当燃气切换挡板处于最上端时，燃气仅能通过下层燃气通道；当燃气切换挡板处于最下端时，燃气仅能通过上层燃气通道。

如何控制倒车涡轮叶片在反转条件下的鼓风损失，是可倒车燃气轮机设计过程中的主要难点之一。据国外资料表明，倒车涡轮叶片的反转鼓风耗功通常为正车额定输出功率5%以上。而国内尚未开展过倒车叶片反转鼓风损失的系统性研究，对鼓风损失的影响因素及产生机制尚不清楚，缺乏切实可行的控制鼓风损失的方案，这限制了可倒车燃气轮机涡轮正车额定功率的输出水平。

2 倒车涡轮计算模型

以某可倒车燃气轮机涡轮为研究对象，建立了正/倒车涡轮三维几何模型，如图2 所示。倒车涡轮为1 级涡轮结构，正车涡轮为4 级涡轮结构，为真实模拟实际运行情况，考虑燃气切换挡板密封不严，存在燃气泄漏的情况，在倒车通道与正车通道交接位置设置有1 mm 间隙，在正车运行时，会有少量燃气流入倒车通道。

图2 正/倒车涡轮三维几何模型

在保证计算准确的基础上，为简化计算工作量，将整圈模型按照叶片数n进行分割，取1/n份模型进行有限元仿真计算，并在分割面上设置循环对称边界，以保证其边界的连续性[12−13]，计算模型如图3 所示。

图3 正/倒车涡轮联合计算模型

3 边界条件

高质量的网格可提高计算速度和精度，同时节约计算资源。对于倒车涡轮，选用NUMECA软件中的Autogrid5 进行网格划分，动叶叶顶间隙设置为0.5 mm。倒车涡轮网格模型如图4 所示，正车涡轮网格模型如图5 所示。

图4 倒车涡轮网格模型

图5 正车涡轮网格模型

对于可倒车动力涡轮的进气段，采用CAE 前处理软件ICEMCFD（ integrated computer engineering and manufacturing code for computational fluid dynamics）进行网格划分，在正倒车流道分叉处设置了1 mm 间隙，如图6 所示。

图6 进气段位置网格模型

对倒车涡轮的网格进行无关性检查，确保计算获得鼓风损失功率的准确性。检查结果如图7所示。当网格数量达到2 698 432 个后，倒车涡轮反转鼓风损失功率差异较小，后续计算应保证倒车涡轮结构的网格数量不低于2 698 432 个。

使用商用有限元流体计算软件ANSYS-CFX进行后续边界设置及仿真计算。采用空间中心差分离散、四阶Runge-Kutta 法、时间推进求解三维平均雷诺数N-S 方程，采用Spalart-Allmaras 湍流模型进行湍流粘性计算，进口湍流粘度为0.000 1 m2/s，其余进出口条件以及叶片转速根据后续计算的不同工况进行调整，壁面设置为绝热无滑移，交界面设置混合交界面（Mixing-plane）[14−15]。

4 计算结果

为探明倒车涡轮叶片在反转状态下鼓风损失产生的机制，在正车工况下，完成正/倒车叶片联合计算，分析其内部流动机理。

由计算结果可知，在正车工况下，倒车涡轮叶片产生的鼓风损失为2 032.3 kW，即正车额定输出功率降低了2 032.3 kW。涡轮内部流线分布情况如图8 所示。由图8 可知，燃气大部分流入正车通道，吹动正车叶片对外做功，少量燃气通过间隙进入倒车通道，在倒车叶片反向转动的条件下，燃气在倒车叶片附近无规律流动，形成较多漩涡，造成了功率损失。

涡轮内部总温分布情况如图9 所示。由图9可知，倒车叶片附近温度较高，这是由于倒车涡轮叶片在反向转动条件下与空气摩擦产生了较多热量。与倒车通道其余位置相比，倒车叶片位置的温度升高了约300 ℃。

图9 总温分布

为进一步分析转速、气体压力、气体温度、叶片高度、前后挡板对反转鼓风损失的影响，同时降低计算工作量，本文将倒车涡轮结构单独提取出来，开展鼓风损失影响因素研究，降低仿真计算工作量。提炼关键参数与鼓风损失的关系式，形成反转鼓风损失预测模型，为低鼓风损失涡轮叶片的设计提供理论基础。

为了可视化计算结果的拟合过程，选取3 个变量对拟合结果进行精确的评估：误差平方和(sum of squares error, SSE )ESS、拟合优度R2和调整后的拟合优度。其计算公式如下：

式中：yi为第i个工况下鼓风损失的计算值，y为计算值的平均值，为第i个工况下鼓风损失的预测值。

4.1 不同转速对鼓风损失的影响

为探究涡轮转速对鼓风损失的影响，在1 500～3 400 r/min 涡轮转速变化范围内，使用拉丁超立方采样方法(latin hypercube sampling，LHS)配置了24 个计算点，在不改变来流参数的条件下，仅改变转速，计算倒车涡轮叶片反向转动产生的鼓风损失。不同转速下的鼓风损失计算结果如图10 所示。

图10 鼓风损失随转速变化关系

为探究转速与鼓风损失之间的具体数值关系，对计算结果进行数据拟合，涡轮转速n与鼓风损失P之间的关系式如下：

转速和鼓风损失之间是二次函数关系，且在本项目的研究的转速范围内，鼓风损失随着转速的增大而单调增大。转速与鼓风损失公式的拟合效果评估结果如表1 所示。拟合效果较好。

表1 转速与鼓风损失拟合效果

额定转速下，倒车涡轮内部总温分布如图11所示，总压分布如图12 所示。由图11 可知，倒车涡轮叶片反向转动时，与空气摩擦造成摩擦鼓风损失，使得该位置的总温、总压明显升高。

图11 额定转速下倒车涡轮内部总温

图12 额定转速下倒车涡轮内部总压

4.2 不同气体压力对鼓风损失的影响

为探究气体压力对叶片反转鼓风损失的影响，在100～200 kPa 气体压力范围内，使用LHS 方法配置了20 个计算点。在计算过程中，气体温度被设置为800 K，叶片转速被设置为2 500 r/min，将气体压力作为自变量开展仿真计算。鼓风损失计算结果如图13 所示。

图13 鼓风损失随气体压力变化关系

为探究气体压力与鼓风损失之间的具体数值关系，对计算结果进行数据拟合，气体温度p与鼓风损失P之间的关系式如下：

在气体温度和转速保持不变的情况下，气体压力和鼓风损失之间是一次函数关系，且在本项目研究的压力范围内，鼓风损失随着气体压力的增大而单调增大。气体压力与鼓风损失公式的拟合效果评估结果如表2 所示。

表2 气体压力与鼓风损失拟合效果

4.3 不同气体温度对鼓风损失的影响

为探究气体温度对反转叶片鼓风损失的影响，在600～1 000 K 气体温度范围内，使用LHS 方法配置了20 个计算点。在计算过程中，叶片转速被设置为2 500 r/min，气体压力被设置为150 kPa，将气体温度作为自变量开展仿真计算。鼓风损失计算结果如图14 所示。

图14 鼓风损失随气体温度变化关系

为探究气体温度与鼓风损失之间的具体数值关系，对计算结果进行数据拟合，气体温度T与鼓风损失P之间的关系式如下：

在气体温度和转速保持不变的情况下，气体温度和鼓风损失之间是二次函数关系，且在本项目研究的温度范围内鼓风损失随着气体温度的增大而单调减小。

气体温度与鼓风损失公式的拟合效果评估结果如表3 所示。拟合效果较好。

表3 气体温度与鼓风损失拟合效果

4.4 不同叶片高度对鼓风损失的影响

选取叶片高度作为自变量，在0.6 倍叶片高度至1.1 倍叶片高度范围内，均匀选取11 个算例进行计算，以探究不同叶片高度下的反转鼓风损失。在计算过程中，气体温度被设置为800 K，气体压力被设置为150 kPa，叶片转速被设置为2 500 r/min。鼓风损失计算结果如图15 所示。

图15 鼓风损失随叶片高度变化关系

为探究叶片高度与鼓风损失之间的具体数值关系，对计算结果进行数据拟合，叶片高度Ch与鼓风损失P之间的关系式如下：

在气体温度、压力和转速保持不变的情况下，叶片高度和鼓风损失之间是一次函数关系，且在本项目研究的叶片高度范围内，鼓风损失随着叶片高度的增大而单调增大。叶片高度与鼓风损失公式的拟合效果评估结果如表4 所示。拟合效果较好。

表4 叶片高度与鼓风损失拟合效果

4.5 叶片挡板对鼓风损失的影响

在倒车动叶后设置挡板，设置挡板的目的是为了减少倒车叶片反转所影响的空间，降低反转鼓风损失。挡板布置位置如图16 所示。

图16 挡板布置位置示意

为探究挡板结构对鼓风损失的影响，以挡板与倒车叶片之间的距离d1、挡板距离内通流壁板的间隙d2作为自变量，分别选取5 个案例进行计算，以探究增加挡板后叶片反转鼓风损失的变化规律。挡板尺寸位置如图17 所示。

图17 挡板尺寸位置示意

4.5.1 挡板与倒车动叶之间距离d1的影响

选取挡板与倒车动叶的距离d1为自变量，在5～100 mm 的变化范围内选取5 个数值进行研究，以得到距离d1与倒车叶片反转鼓风损失之间的关系。气体温度被设置为792 K，气体压力被设置为109 kPa，挡板距离内通流壁板的间隙d2设定为20 mm。计算结果如图18 所示。

图18 鼓风损失随距离d1 的变化关系

为探究挡板与动叶之间距离与鼓风损失之间的具体数值关系，对计算结果进行数据拟合，挡板与叶片之间的距离d1与鼓风损失P之间的关系式如下：

在气体温度、压力和转速保持不变的情况下，挡板与叶片之间的距离和鼓风损失之间符合三次函数关系，且在本项目的研究范围距离内，鼓风损失随着挡板与叶片之间的距离的增大而单调减小。

当d1为20 mm 时的涡轮内部总温分布如图19所示，内部总压分布如图20 所示。

图19 倒车涡轮内部总温分布（d1=20 mm）

图20 倒车涡轮内部总压分布（d1=20 mm）

挡板与动叶之间距离与鼓风损失公式的拟合效果评估结果如表5 所示。拟合效果较好。

表5 距离d1 与鼓风损失拟合效果

4.5.2 挡板距离内通流壁板的间隙d2的影响

选取挡板距离内通流壁板的间隙d2的距离为自变量，在10～40 mm 变化范围内选取5 个数值进行研究，得到了距离d2与叶片反转鼓风损失之间的关系。气体温度被设置为792 K，气体压力被设置为109 kPa，除此之外，各算例中挡板与叶片之间的距离d1设定为20 mm。通过计算，得到了不同挡板与叶片距离下的鼓风损失的具体数值。计算结果如图21 所示。

图21 鼓风损失随挡板与距离d2 变化关系

挡板距离下通流壁板距离d2与鼓风损失之间的具体数值关系，对计算结果进行数据拟合，挡板与叶片之间的距离d2与鼓风损失P之间的关系式如下：

当距离d2＜20 mm 时，鼓风损失随着d2的增大而减小，当距离d2＞20 mm 时，鼓风损失随着d2的增大而增大。挡板距离内通流壁板的间隙d2与鼓风损失公式的拟合效果评估结果如表6 所示。拟合效果较好。

当d2为20 mm 时，倒车涡轮内部的总温分布如图22 所示，涡轮内部的总压分布如图23 所示。

图22 倒车涡轮内部总温分布（d2=20 mm）

图23 倒车涡轮内部总压分布（d2=20 mm）

对比有无挡板条件下的鼓风损失结果可知，增加挡板后，鼓风损失由2 032.3 kW 降低为2.9 kW，鼓风损失明显降低，数据对比结果如表7 所示。

表7 鼓风损失对比结果

5 结论

本文以某型可倒车燃气轮机双层涡轮叶片为研究对象，建立了正/倒车涡轮联合计算模型，使用有限元仿真软件，完成了鼓风损失产生的机制分析，并且在不同转速、不同气体压力、不同气体温度、不同叶片高度及叶片附近增加挡板条件下，开展了倒车涡轮叶片反转鼓风损失计算，掌握了影响倒车涡轮反转鼓风损失的主要因素，提炼了关键参数与鼓风损失的关系式。得出如下结论：

1）倒车叶片处于反向转动状态时，倒车叶片不断搅动附近的气体，在倒车叶片表面产生大量无序混乱的气体流动，从而造成功率损失，损失的功率即为倒车叶片反转引起的鼓风损失。

2）倒车涡轮叶片反转产生的鼓风损失随转速的增加而增加。

3）倒车涡轮叶片反转产生的鼓风损失随气体压力的增加而增加。

4）倒车涡轮叶片反转产生的鼓风损失随气体温度的增加而降低。

5）倒车涡轮叶片反转产生的鼓风损失随叶片高度的增加而增加。

6）在叶片附近增加挡板后降低叶片反转扰动的空间，使得倒车涡轮叶片反转产生的鼓风损失明显降低，并且随着叶片与挡板之间距离的缩小而降低，随挡板与内通流壁板之间间隙的增加，鼓风损失先减小后增加。

7）在可倒车燃气轮机设计时，可在倒车动叶附近设计挡板结构，降低反转鼓风损失，提高正车输出功率，提高可倒车燃气轮机整机性能。