水下小型特種燃氣輪機輪盤熱-流耦合仿真分析

肖炎彬, 史小鋒, 伊 寅, 封啟璽, 伊進寶, 趙海濤

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水下小型特種燃氣輪機輪盤熱-流耦合仿真分析

肖炎彬, 史小鋒, 伊 寅, 封啟璽, 伊進寶, 趙海濤

(中國船舶重工集團公司 第705研究所, 陜西 西安, 710077)

水下渦輪發(fā)動機; 輪盤; 熱-流耦合; 溫度場

0 引言

水下小型特種渦輪發(fā)動機具有功率大、質(zhì)量輕、體積小的特點, 是一種短葉片、單級沖動式渦輪發(fā)動機。提高來流燃氣的溫度是提供較大可用焓降, 提高渦輪機有效功率的手段之一[1]。因燃氣溫度的提高, 渦輪盤熱負荷過大, 在大轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)下易發(fā)生結構的龜裂變形, 影響渦輪機安全與穩(wěn)定工作。為設計較好的冷卻系統(tǒng), 必須明確高溫燃氣的流動特性規(guī)律以及對輪盤溫度場的影響規(guī)律。

渦輪機輪盤及葉片的主要氣流環(huán)境是由渦輪前噴管輸送的高溫燃氣, 其固體域的溫度場是由外部對流換熱與內(nèi)部導熱共同作用下產(chǎn)生。燃氣影響渦輪盤的溫度分布, 渦輪盤的溫度場又影響燃氣流場的溫度、壓力等參數(shù), 即燃氣與渦輪盤之間熱-流交換是耦合的物理場。當渦輪機輪盤與燃氣間熱傳遞達到穩(wěn)態(tài)時, 可認為耦合過程達到平衡。

目前國內(nèi)外對于流-固耦合的解法有2種: 其一為強耦合算法, 即將流體域與固體域在同一求解器中, 對流體域求解-方程, 對固體域求解導熱Laplace方程, 這種算法將流固交界面作為內(nèi)部面處理, 免去了反復迭代的過程[2-4]; 另一種算法為弱耦合算法, 即將流體域與固體域的計算過程分開, 將前一個域的計算結果作為初始條件代入另一個域中進行計算, 通過多次反復迭代的方式獲得計算結果[5-7]。強耦合算法不需要考慮熱交界面間數(shù)據(jù)傳遞問題, 由于省略了交界面間數(shù)據(jù)迭代, 因此計算精度得以提高, 但這種方法由于綜合求解流體域與固體域, 對計算資源需求較大; 弱耦合算法將流體域與固體域間分開求解, 由于交界面間網(wǎng)格尺度存在一定誤差, 因此導致結果存在一定誤差。綜合2種算法優(yōu)劣, 文中使用強耦合算法計算。

以往對于渦輪機的熱-流耦合計算多為帶有部分葉片的扇形模型, 對于渦輪全周模型的研究較少。而由于水下小型渦輪機為部分進氣, 渦輪流場及溫度場呈非周期性分布。為全面了解燃氣與輪盤間流動及換熱關系, 文中通過建立高溫燃氣與高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下渦輪盤的全周熱-流耦合模型, 采用強耦合計算方法, 研究來流燃氣對渦輪盤溫度場的影響規(guī)律, 并對渦輪盤及其流道的流動及耦合換熱進行數(shù)值仿真。

1 計算模型及其數(shù)值方法

1.1 計算模型及網(wǎng)格劃分

文中以一種單級部分進氣渦輪為研究對象。如圖1所示, 渦輪進氣部分由4個拉法爾噴嘴組成, 燃氣流經(jīng)葉片通道, 推動渦輪盤做功, 其中部分燃氣逃逸至盤腔和圍帶流域之中, 并與主流燃氣匯合由排氣通道排出渦輪機外。為簡化計算, 對模型的倒角、圓孔等部件做出簡化。

網(wǎng)格采用Meshing作為網(wǎng)格劃分軟件, 對整個計算區(qū)域劃分四面體網(wǎng)格求解, 對葉片流通區(qū)域進行加密并在流固交界面實現(xiàn)網(wǎng)格節(jié)點1︰1相對應。對模型做了網(wǎng)格敏感性分析, 并將網(wǎng)格數(shù)控制在621萬。

數(shù)值仿真部分采用ANSYS CFX進行。由于葉片通道流域處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài), 在旋轉(zhuǎn)域與靜止域之間采用凍結轉(zhuǎn)子交界面進行連接。

圖1 水下小型特種渦輪機結構圖

1.2 計算原理與邊界條件

對于流體域的計算采用CFX完成, 燃氣在流體域中流動控制方程為[8]

式中,為氣體摩爾常數(shù)。假定燃氣為理想氣體, 給定燃氣摩爾分子量、定壓比熱容, 動力粘度采用Sutherland公式給定

流體域和固體域之間耦合面處的溫度與熱流密度一一對應, 在計算中每一次迭代均采用上一步得到的耦合面處的溫度與熱流密度。對于固體域的計算采用Laplace方程, 其主要形式為[9]

在渦輪盤及其流道熱-流耦合過程中, 渦輪盤固體內(nèi)部存在導熱, 渦輪盤與流道之間熱傳遞是由對流換熱達到的, 當這一過程達到穩(wěn)態(tài)時, 在流-固耦合邊界處溫度及熱流相對值等于零, 即在耦合邊界處存在

2 流場及溫度場計算結果分析

2.1 進氣及出氣結構對渦輪盤溫度場影響分析

圖2給出了相同進氣壓力下噴嘴數(shù)分別為3、4、5的溫度分布圖, 單個噴嘴角度為35o, 其中對溫度的數(shù)據(jù)已采取歸一化處理并將出氣角范圍用虛線表示。

綜合比較3種噴嘴數(shù)條件下渦輪盤溫度分布, 可以發(fā)現(xiàn)在每種工況條件下溫度最高區(qū)域都處于背離噴嘴區(qū)域處, 隨著進氣區(qū)域逐漸增大, 以3噴嘴數(shù)高溫區(qū)域達到最大, 隨噴嘴數(shù)增多, 高溫區(qū)域所占面積逐漸下降, 并且以5噴嘴數(shù)下高溫區(qū)域達到最小, 這是由于在相同進氣壓力下, 噴嘴數(shù)越多則葉片區(qū)域內(nèi)流體流動動能越大, 由葉片通道區(qū)域向盤腔內(nèi)泄漏的燃氣速度較高且靜焓較低, 不易發(fā)生滯止, 因此在背離噴嘴區(qū)域靜溫上升幅度有限; 而低噴嘴數(shù)由于噴嘴較少, 周向方向內(nèi)燃氣動能較小, 在盤腔內(nèi)部燃氣較易發(fā)生滯止, 可以獲得大的焓升。噴嘴數(shù)為5時, 葉片通道內(nèi)氣體動能較大, 在噴嘴尾緣處被壓縮, 因此此處具有較大的焓升, 在高噴嘴數(shù)下此區(qū)域溫度達到極值。

圖2 不同噴嘴數(shù)下渦輪盤溫度及流線分布圖

由圖中流線可以看出, 當噴嘴數(shù)為3時, 由于噴嘴之間間距較大, 且噴嘴數(shù)相對較小, 導致葉片流道間燃氣動能較小, 較多的氣體由葉片通道區(qū)域向盤腔內(nèi)泄漏, 且泄漏氣體在盤腔中存在較明顯的卷渦。當噴嘴數(shù)為4時, 泄漏氣體具備較大的動能, 受輪盤自身轉(zhuǎn)動的影響有限, 流動呈圓環(huán)狀。當噴嘴數(shù)達到5時, 在盤腔的泄漏燃氣沿周向運動速度達到最大值。

圖3給出排氣位置相對噴嘴區(qū)域呈反向布置的溫度云圖, 圖中同時給出了排氣口的相對位置。從整體可以看出, 其溫度分布明顯小于排氣位置相對噴嘴區(qū)域為正向布置排列時。這是由于對于部分進氣渦輪機, 其動葉通道不是連續(xù)通過燃氣, 在1個工作周期中, 當動葉葉片在背離噴嘴弧段工作時, 由于渦輪機葉片的高速轉(zhuǎn)動, 將此弧段接近滯止的氣體推出葉片通道區(qū)域, 此過程類似于鼓風作用[10]。而圖3渦輪機排氣口布置位置則恰好處于背離噴嘴區(qū)域, 在葉片轉(zhuǎn)動經(jīng)過此區(qū)域時, 將噴嘴腔與輪盤前側(cè)盤腔間隙泄漏的氣體保持較高速度通過葉片通道并迅速由排氣口排出, 避免了泄漏氣體在背離噴嘴區(qū)域大量滯止, 有效降低了盤面溫度。

圖3 排氣位置反向布置下渦輪盤溫度及流線分布圖

當排氣區(qū)域與進氣區(qū)域呈反向布置時, 氣體做功完成后不能由一側(cè)直接排出, 而是在渦輪盤后側(cè)流動一段距離之后由排氣口排出, 其進氣側(cè)外壁面的滯止作用對燃氣做功有較大影響, 因此相較于圖2, 排氣區(qū)域反向布置對于燃氣向盤腔中泄漏的量有較大影響, 且燃氣速度較不均勻, 存在較大的漩渦, 對燃氣做功不利。

圖4為不同進出氣結構下, 即進氣噴嘴數(shù)分別為3、4、5以及排氣位置正向及反向進氣口相對位置幾種工況下渦輪盤輸出扭矩及輪盤表面最高溫度的分布圖。由圖中可以得出, 隨著噴嘴數(shù)上升, 其渦輪盤做功能力隨即提高; 排氣區(qū)域位置對燃氣做功能力影響較大, 正對進氣區(qū)域較背對扭矩有明顯的提升, 但同時在相同出氣結構下, 輪盤表面最高溫度隨噴嘴數(shù)遞增而下降, 排氣口位置背對進氣位置時由于鼓風效應, 輪盤最高溫度明顯下降。

圖5和圖6即是渦輪機在不同噴嘴數(shù)條件下,不同進出口布置的葉片通道進口位置馬赫數(shù)分布圖, 由圖中可以看出: 當進出口正向布置時, 隨著噴嘴數(shù)逐漸增大, 在渦輪葉片非工作區(qū)燃氣流速也隨之增大, 因此在此區(qū)域內(nèi)燃氣具有較高的動能, 其靜溫逐漸降低; 而在進出口反向布置時, 在葉輪非工作區(qū)燃氣流速略高于進出氣正對布置狀態(tài)下流速, 且沿周向燃氣流速分布無明顯規(guī)律, 流速變化更為散亂。

圖4 不同進出氣結構下渦輪盤扭矩及最高溫度分布圖

圖5 進出口正向布置時葉片通道進口沿周向馬赫數(shù)

圖6 進出口反向布置時葉片通道進口沿周向馬赫數(shù)

2.2 渦輪盤燃氣流動換熱分析

圖7顯示了渦輪盤部分進氣與全周進氣溫度及燃氣流動分布圖, 圖中同時顯示了在相同噴嘴數(shù)下，全周進氣出氣布置的溫度及速度矢量。由圖可以看出，當進氣形式為部分進氣時，由于噴嘴腔與輪盤前側(cè)盤腔間隙存在泄漏流動，且泄露的燃氣與輪盤之間不斷發(fā)生對流換熱，輪盤前側(cè)溫度分布沿背離噴嘴區(qū)域逐漸降低。圖中標注了由噴嘴腔流入燃氣的流動速度和方向。由圖中可以看出, 泄漏燃氣流入盤腔區(qū)域中, 由于在輪盤表面同時受到離心力與科氏力的作用, 在輪盤外緣流動約1周后在輪盤表面中心處有微弱的渦流, 而在背離噴嘴區(qū)域側(cè), 盤腔中泄漏的燃氣速度較低, 其靜焓較大, 因此其溫度達到最高。

圖7 不同進出氣結構下渦輪盤溫度及燃氣流動分布圖

圖8為部分和全周進出氣模型葉片根部沿周向溫度分布圖, 從溫度分布整體來看, 部分進出氣結構較全周結構高約10%, 且溫度分布更不均勻。由圖可知: 部分進出氣模型中葉片表面整體溫度呈區(qū)域性分布, 在70°~190°的區(qū)域為低溫區(qū); 而在全周進出氣模型中呈周期性分布, 在鄰近120°處溫度達到最低。溫度較低區(qū)域位于噴嘴出口位置, 而噴嘴區(qū)域右側(cè)燃氣溫度較高, 這主要是由于氣流在噴嘴出口處經(jīng)過噴嘴充分加速, 氣流靜溫降低, 而遠離噴嘴區(qū)域側(cè)由于氣流速度較低, 在葉片表面發(fā)生滯止, 因此葉片溫度相對較高。

3 渦輪盤強度分析

在得到渦輪盤溫度場分布后, 將最惡劣工況, 即三噴嘴部分進出氣結構的流體計算的結果傳遞到Ansys Workbench穩(wěn)態(tài)熱分析模塊中, 建立單向的熱-固耦合計算。Ansys對工程熱分析的計算即是求下述方程的特征解

圖8 不同進出氣結構下葉片根部沿周向溫度分布圖

對輪盤靜力學分析運動方程為

固體選擇鎳基GH141, 由于輪盤溫度已大大超出了材料的耐受溫度, 因此對高溫區(qū)域的楊氏模量、泊松比采取函數(shù)擬合的方式獲得, 擬合出的函數(shù)為

對輪盤施加由旋轉(zhuǎn)帶來的離心載荷, 并將輪盤溫度場傳遞至熱應力計算中進行計算。

圖9為輪盤整體變形圖, 由圖中可知, 當不添加熱載荷, 只添加離心載荷時, 輪盤變形量呈環(huán)形均勻分布, 最大變形量為0.18 mm, 在輪盤徑向距離最大處呈環(huán)形均勻分布; 而當添加熱載荷后最大變形量分布在輪盤溫度最高處, 約為0.396 mm, 得到輪盤最大伸長率

圖9 輪盤整體變形云圖

Fig 9 Total deformation contour of turbine disk

圖10 渦輪盤應力分布云圖

Fig 10 Stress distribution contour of turbine disk

4 結論

1) 通過流體域及固體域間直接數(shù)值耦合的方法, 分析了無冷卻條件下不同進氣度以及出氣位置對渦輪盤及其盤腔內(nèi)流動及換熱影響, 計算結果表明, 采用3噴嘴數(shù)時渦輪盤溫度達到最高, 且采用對轉(zhuǎn)出氣方式有利于增強輪盤的鼓風效應, 對降低渦輪盤表面溫度有利。

2) 通過對比不同進氣及出氣結構下渦輪機內(nèi)流線分布圖, 確定了當噴嘴數(shù)較少以及排氣區(qū)域位于背離進氣側(cè)方位時, 盤腔內(nèi)有較大渦流, 且通過對比渦輪盤輸出扭矩可知, 此種布置方式不利于渦輪盤做功。

3) 將所得到的溫度場數(shù)據(jù)加載到靜力學計算中, 對其伸長量以及應力分布情況進行分析, 并與該溫度下渦輪盤最大許用應力進行比對, 計算結果表明, 該工況下渦輪盤運行環(huán)境惡劣, 輪盤無法穩(wěn)定工作, 需對渦輪盤采取一定的冷卻措施。

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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

肖炎彬, 史小鋒, 伊寅, 等. 水下小型特種燃氣輪機輪盤熱-流耦合仿真分析[J]. 水下無人系統(tǒng)學報, 2019, 27(2): 206-211.

2018-09-18;

2018-10-27.

肖炎彬(1995-), 男, 在讀碩士. 主要研究方向為能源動力推進技術.

(責任編輯: 許 妍)