結構參數對輪緣密封封嚴特性影響的數值研究

孔祥林， 陶加銀， 馮增國， 李 軍

（1.東方汽輪機有限公司，德陽618000；2.西安交通大學 葉輪機械研究所，西安710049）

燃氣輪機轉盤和靜止部件之間的結構由于起到封嚴二者之間盤腔的作用而被稱為輪緣密封.燃氣輪機在運行工況下，主流的高溫氣體（燃氣）會在壓差的作用下通過輪緣密封侵入盤腔內部，入侵的高溫氣體與轉盤的摩擦和傳熱容易導致轉盤過熱，在高速旋轉的情況下極易造成機械失效，引起安全性問題.為了阻止主流燃氣的入侵，需要從盤腔引入冷卻氣流來封嚴盤腔和冷卻輪盤.為了避免冷卻氣流需求過多導致工質損失而引起燃氣輪機效率和經濟性降低，需要合理設計輪緣密封結構，力求減少燃氣入侵，提高封嚴性能，改善盤腔的冷卻效果［1－2］.

研究人員在渦輪輪緣密封的燃氣入侵和封嚴效率方面進行了大量實驗測量和數值分析工作.Johnson等［3］闡明了影響渦輪輪緣密封燃氣入侵的流動機理.Gentilhomme等［4］對單級透平和簡單軸向密封在不同吹掃冷氣時的流場進行了實驗和數值研究.Teramachi等［5］研究了密封齒結構對封嚴性能的影響.Wang等［6］針對不同動靜葉軸向間距和封嚴與動靜葉的位置時的燃氣入侵特性進行了非定常數值研究.結果表明：密封處的速度場與動靜間距和密封位置密切相關，動靜葉布置越緊密，燃氣入侵受靜葉與動葉干涉的影響就越大.Sangan［7］針對多種輪緣密封結構進行了大量的實驗研究并總結了燃氣入侵特性.周揚等［8］分析了輪轂封嚴氣體對高壓渦輪氣動性能的影響.劉高文等［9］研究了輪緣密封的盤腔內預旋效率的影響因素.李少軍等［10－11］采用數值方法研究了密封對渦輪氣動性能影響，為密封設計提供了參考.

筆者以文獻［7］中軸向輪緣密封結構和主流葉柵流道為研究對象，采用Ansys－CFX軟件數值求解RANS方程和SST湍流模型，對其封嚴效率進行了數值研究，并通過與實驗結果對比來驗證所采用數值方法的可靠性，進而分析動靜間距布置和密封間隙尺寸對軸向輪緣密封封嚴性能的影響以及燃氣入侵對盤腔流場的影響.

1 計算模型和數值方法

圖1 軸向輪緣密封結構模型Fig.1 Axial rim seal geometry model

圖1是軸向輪緣密封的計算模型.表1給出了輪緣密封結構的幾何參數.圖2給出了軸向輪緣密封結構的計算網格.葉片通道和盤腔采用多塊結構化網格，保證大部分區域的y＋＜1，滿足SST湍流模型的要求.對盤腔與主流通道的交界面采用完全匹配連接.采用Ansys－CFX軟件數值求解RANS方程.靜葉和盤腔設為靜止域，動葉為旋轉域，工質采用理想空氣，主流進口和冷氣進口給定質量流量，出口給定平均靜壓.表2給出了計算工況和邊界條件.計算過程中，當連續方程、動量方程、能量方程和湍流方程的均方根殘差小于10－6時，認為計算收斂.

表1 輪緣密封結構幾何參數Tab.1 Geometry parameters of the rim seal

圖2 軸向輪緣密封結構網格示意圖Fig.2 Grid of the axial rim seal

表2 計算工況和邊界條件Tab.2 Calculation cases and boundary conditions

表2中軸向雷諾數定義式為

旋轉雷諾數定義式為

無量綱冷氣質量流量為

式中：ρ為密度；W 為主流軸向速度；Ω為轉速；μ為動力黏度；qm，o為冷氣質量流量；w表示軸向；φ表示周向.

實驗中采用濃度法確定輪緣密封的封嚴效率

式中：ρs、ρa和ρo分別為測量參考點、主流進口以及封嚴冷氣進口的示蹤氣體質量濃度，在數值計算中采用附加變量法的湍流輸運方程方法來模擬示蹤氣體的質量濃度測量.

筆者采用質量封嚴效率來分析輪緣密封特性.根據 “孔板模型”［7］，在輪緣密封間隙處的出流和入流質量流量可以利用速度積分方程求得：

根據質量守恒得

式中：qm，e、qm，i分別為密封間隙處出流和入流的質量流量；qm，o為封嚴冷氣質量流量.

Cw，i、Cw，e分別為無量綱入流和出流質量流量系數，從而可以定義質量封嚴效率εm為

當輪緣密封間隙出流質量流量和封嚴冷氣質量流量相等時，可以認為qm，i＝0，燃氣沒有入侵盤腔系統，即封嚴效率為1.當系統沒有通入封嚴冷氣時，通過密封間隙的入流氣和出流氣相等，此時封嚴效率為0.在數值計算中可以采用εm＝0.99時的封嚴冷氣質量流量作為最小封嚴冷氣質量流量.

2 數值方法可靠性驗證

為了驗證網格無關性，針對軸向密封在Cw，o＝1 000、旋轉雷諾數Reφ＝5.32×105時，采用8×105、12×105、22×105和36×1054套網格數目計算軸向密封的封嚴效率，結果見表3.從表3可以看出，當網格數目達到12×105時計算結果可以滿足網格無關性要求.因此，本文輪緣密封所采用的網格數目取12×105～14×105.

為了表征外環誘導入侵的誘因－周向壓力分布，定義無量綱壓力系數

式中：pa為當地靜壓為周向壓力平均值.

表3 封嚴效率與網格節點數Tab.3 Sealing efficiency vs.number of grid nodes

圖3為靜葉尾緣下游2.5mm端壁處（A點）無量綱壓力系數Cp隨周向角度變化關系的實驗值［7］與數據計算結果的對比.其中，橫坐標為無量綱周向角度θ＊＝（θ－θ0）／（θ1－θ0）.由于靜葉的存在，主流流道的壓力不再均勻，呈現周期性近似正弦分布規律.由圖3可知，數值計算結果與實驗值吻合良好，證明數值方法可以比較準確地模擬主流的流動特性.

圖3 靜葉尾緣下游端壁處無量綱壓力系數沿周向的分布Fig.3 Distribution of non－dimensional pressure coefficient along circumferential direction downstream vane trailing edge

圖4給出了數值求解所得封嚴無量綱效率與實驗值的對比.由圖4可知，隨著封嚴冷氣質量流量的增加，主流入侵減少，封嚴無量綱效率升高，數值計算結果和實驗值吻合良好，驗證了所用數值方法的可靠性.

圖4 封嚴無量綱效率數值計算結果與實驗值的對比Fig.4 Comparison of sealing non－dimensional efficiency between numerical results and experimental data

3 結果分析與討論

3.1 動靜間距的影響

圖5給出了3種動靜間距下的封嚴效率隨冷氣質量流量的變化情況，文中固定盤腔與靜葉的距離，改變的是盤腔與動葉的距離，LRS＝12mm為原始結構，在原始結構的基礎上分別增大和減小25%.隨著動靜間距的增大，在相同的冷氣質量流量下，封嚴效率升高，主流入侵減少，而相應的完全封嚴所需要的最小無量綱封嚴冷氣質量流量也急劇減小，但從輪緣密封性能來看，適當增大動靜間距可以明顯減少對封嚴冷氣的需求.

圖5 動靜間距變化對封嚴性能的影響Fig.5 Effects of rotor－stator space on the sealing efficiency

圖6對比3種不同動靜間距密封結構在Cw，o＝855時，即低冷氣質量流量下靜葉尾緣下游端壁處的無量綱壓力系數沿周向的分布.由圖6可知，隨著動靜間距的增大，靜葉出口的氣流進一步膨脹和混合，周向的壓差降低，壓力峰值也略微向壓力面偏移，這有利于減弱主流入侵盤腔.圖7為Cw，o＝4 150時密封間隙中部10%葉高處的無量綱壓力系數沿周向分布的對比.由圖7可以看出，動靜間距的變化對密封間隙頂部壓力場的影響要顯著得多，動葉偏離盤腔會急劇降低輪緣密封頂部的壓力，而盤腔外部主流和盤腔的壓差正是驅使主流入侵的動力，動靜間距增大導致壓差動力顯著減小，相應的主流入侵也會減少，這表明動葉前緣壓力場對主流入侵的顯著影響.

圖6 靜葉下游端壁處周向無量綱壓力系數的分布Fig.6 Distribution of non－dimensional pressure coefficient along circumferential direction downstream vane trailing edge

圖7 密封間隙頂部10%葉高處周向無量綱壓力系數的分布Fig.7 Distribution of non－dimensional pressure coefficient along circumferential direction on top of seal gap at 10%span

圖8 3種動靜間距下盤腔與主流交接面處徑向速度的分布Fig.8 Radial velocity distribution at interface for three rotor－stator spaces

為了更好地分析動靜間距變化對主流入侵的影響，圖8對比了3種動靜間距在Cw，o＝8 240時盤腔與主流交接面處的徑向速度分布，上部淺色區域為出流區，下部深色區域為入侵區.可以看到相對原始結構（LRS＝12mm），動靜間距增大25%后基本上沒有主流入侵，但是動靜間距減小25%后主流入侵強度和區域明顯增加.

圖9給出了原始結構在Cw，o＝855時不同周向位置的流場結構.θ＊＝0時冷氣既靠近動盤入侵又靠近靜盤出流，在密封間隙由于流動的交錯形成間隙渦；θ＊＝0.36為出流區，從動盤抽吸上來的冷氣穿過密封間隙進入主流；θ＊＝0.62仍然是出流和入侵交界處，但是在靠近靜盤附近為主流入侵盤腔，靠近動盤附近則為冷氣出流，沒有形成間隙渦；θ＊＝0.80為入侵區，主流由于有軸向速度沖擊到動盤，穿過密封間隙侵入盤腔，然后匯入靜盤邊界層進一步入侵到盤腔深處.

圖10對比了3種動靜間距下盤腔出流區和入侵區的流場結構，云圖是徑向速度分布.在Cw，o＝855時動靜間距變化對封嚴效率的影響較小，與圖5中低冷氣質量流量范圍的規律一致.盤腔與主流交接面上主流入侵區的范圍隨著動靜間距的增大略有減小，但是盤腔中的流動結構變化不大.在出流區，動盤輸運的冷氣穿過密封間隙射流進入主流并與主流來流匯合進入下游；在入侵區，靠近端壁附近的主流來流穿過密封間隙進入盤腔后順著靜盤內流.

圖9 原始結構盤腔不同周向位置的流場結構Fig.9 Flow field at different circumferential locations for original rim seal

圖10 3種動靜間距下盤腔流場結構Fig.10 Flow field in rim cavity for three rotor－stator spaces

3.2 密封間隙的影響

圖11對比了3種密封間隙下封嚴效率隨冷氣質量流量的變化情況.其中，原始的密封間隙為Sc，ax＝2mm，間隙比為Gc＝0.010 5，二者分別減小和增大50%，轉速均為n＝3 000r／min，比較相應的封嚴效率.圖12給出了不同密封間隙下主流周向無量綱壓力系數分布的比較.密封間隙的變化對主流壓力分布的影響很小，但是隨著密封間隙減小，在相同的冷氣質量流量下主流入侵減少，封嚴效率升高.

圖11 密封間隙變化對封嚴性能的影響Fig.11 Effects of seal gap on the sealing efficiency

圖13對比了3種密封間隙下在Cw，o＝855時周向入侵截面的流動結構.由于主流結構沒有太大變化，盤腔與主流交接面上的徑向速度分布類似，密封間隙越大，沖擊動盤的入侵主流流速越小，但是入侵面積的增加導致相應的主流入侵增加.圖14對比了3種密封間隙下在Cw，o＝855時周向出流截面的流動結構，分布區域依然類似，只是范圍因密封間隙增大而增大.

圖12 不同密封間隙時主流周向壓力系數的分布Fig.12 Circumferential distribution of pressure coefficient for different seal gaps

4 結 論

圖13 3種密封間隙下的入侵流場Fig.13 Ingress structure for three seal gaps

圖14 3種密封間隙下的出流流場Fig.14 Egress structure for three seal gaps

利用Ansys－CFX軟件研究了一級模型透平的軸向輪緣密封外部誘導燃氣入侵特性.數值求解所得封嚴效率與實驗值吻合良好，驗證了數值方法的可靠性.分析了動靜間距和密封間隙對輪緣密封燃氣入侵和封嚴性能的影響.主流周向壓力的不對稱分布會導致周向不同位置分別呈現出流區和入侵區，在出流區和入侵區的過渡區域密封間隙容易形成間隙渦.隨著動靜間距的增大，輪緣密封外部的主流周向壓差會減小，入侵盤腔的主流減少，封嚴效率升高，完全封嚴需要的冷氣質量流量也會顯著降低.密封間隙大小的變化對主流的影響很小，但是隨著密封間隙減小，主流入侵減少，封嚴效率也會升高.

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