基于導葉端彎的小展弦比燃氣渦輪優化設計

毛 凱，李昌奐，張 聃，蔣建園

(西安航天動力研究所，陜西 西安 710100)

0 引言

渦輪損失主要包括葉型損失、二次流損失以及間隙泄漏損失，對于小展弦比渦輪，二次流損失是渦輪葉柵通道損失的主要組成部分，約占總損失的30%～50%。控制好二次流損失對于提高小展弦比渦輪效率意義重大。根據二次流損失來源及產生機理，王仲奇[1]提出一種重要的彎曲葉片理論，通過選擇葉片在端壁的傾角，合理組織低能流體的流動達到降低二次流的目的，目前葉片端彎設計已經成為減小二次流損失的重要設計方法[2-3]。為了探索端彎葉片對流場的影響，科技人員進行了大量研究，文獻[4]研究了不同類型的彎曲葉片，對小展弦比渦輪進行了數值仿真，結果表明正彎設計能有效降低上端區的損失，最大降幅接近5%。文獻[5]中采用CFD的方法對小展弦比渦輪進行了導葉正彎和J彎設計，結果表明對于跨音速微型軸流渦輪，正彎流動損失明顯比J彎大。文獻[1]采用試驗的方法對彎葉片進行研究，試驗表明，t/L=0.685，H/L=0.68，端部傾角為10°，20°時彎葉片的損失系數比直葉片分別減少了32.3%和41.1%。

對于補燃循環火箭發動機，渦輪通常處于富氧環境中，高可靠性要求動葉葉頂具有足夠大的間隙[6-8]，通常不小于5%，間隙泄漏損失對渦輪總體性能影響很大。為了降低間隙泄漏損失，除了采用較復雜的密封結構外[9-12]，還需從根本上優化導葉出口壓力徑向分布，減小葉頂泄漏通道前后壓差。

因此，為了減小端壁二次流損失、改善導葉和動葉通道內部流動、優化導葉出口壓力徑向分布，本文對某型火箭發動機渦輪導葉進行了優化，通過調整導葉子午端面型線曲率以及導葉端彎設計的方法，顯著改善了渦輪內部流場，減低了泄漏損失，提高了渦輪效率。

1 研究對象

本文研究對象為某型發動機用亞聲速渦輪，采用小靜葉出口角、小展弦比設計方案，結構上采用葉柵式噴嘴、帶葉冠式動葉、殼體上設置較復雜的迷宮齒結構，導葉和動葉均為等截面拉伸直葉片，子午面為圓柱形通道，主要設計參數見表1。

表1 渦輪設計參數

2 優化改進思路

2.1 子午面端壁線優化

基于完全徑向平衡方程[13]，有

(1)

式中：ρ為密度；p為當地壓力；r為半徑；Vu為周向速度；Vm為子午速度；φ為斜率；rm為曲率。

圖1 子午面型線優化Fig.1 Optimization of meridional endwall

2.2 導葉端彎設計

圖2 積疊線及三維造型對比Fig.2 Stacking line and 3D model comparation

3 數值計算方法

3.1 計算模型

進行了兩種模型計算，case1不考慮動葉與殼體間隙泄漏，采用單通道計算，其主要目的是對優化前后結構葉片通道區域流場進行計算，對比優化前后流場特性的變化，只考慮葉柵通道的損失，計算得到的效率為渦輪輪周效率。case2包含殼體上的迷宮結構，考慮渦輪泄漏損失，采用全通道計算。葉片通道及迷宮結構如圖3所示。

圖3 葉片通道及迷宮結構Fig.3 Blade passage and maze structure

3.2 網格離散

case1和case2葉片通道均采用結構化六面體網格，使用Autogrid5軟件進行網格劃分，拓撲結構O-4H形，壁面進行加密處理。case2中迷宮流域采用非結構化六面體網格。case1總網格數為200萬左右，case2總網格數1 800萬左右。網格劃分如圖4所示。

圖4 葉片通道及葉頂間隙網格劃分Fig.4 Mesh of blade and maze clearance

3.3 數值計算方法

數值計算采用CFX軟件，對三維雷諾平均Navier-Stokes方程進行求解，方程的離散采用二階格式。采用標準的兩方程k-ε湍流模型，近壁區采用壁面函數法。導葉和動葉之間采用“動靜交界面模型”。計算工質采用理想燃氣。

4 仿真結果分析

4.1 渦輪總體性能

表2給出了兩種計算模型優化前后渦輪總體性能對比。從表中可以看出，單通道不帶間隙計算模型優化后渦輪效率提高1.4%，考慮葉頂泄漏后，優化后效率提高5.9%。文中渦輪效率均為扭矩效率

(2)

表2 渦輪總體性能

4.2 流動分析

圖5和圖6給出優化前后導葉吸力面極限流線和壓力分布(case1模型)。從圖中可以看出，原型和優化后導葉整個葉片表面極限流線基本平行于端壁，流場穩定，無漩渦結構。受通道渦及二次流的影響，原型葉片葉頂和輪轂處的流線在葉片中游區域開始向徑向偏轉，優化后結構該偏轉開始位置向葉片上游發展。

圖5 導葉表面極限流線(吸力面)Fig.5 Extra streamline of vane (suction surface)

圖6 導葉表面靜壓分布對比Fig.6 Pressure contour of vane

從圖6中可以明顯發現，優化的正彎葉型導致在葉背形成了“C”型壓力分布，葉片中部靜壓下降，導致上下端區低能流體向主流區域遷移，使得上下端區損失下降，主流區損失增加。

定義壓力系數Cps，總壓損失系數ζt如下

(3)

(4)

圖7給出了導葉出口(110%軸向位置)總壓損失系數沿展向分布，可以看出，結構優化后，靠近端面附近總壓損失減小，尤其是在輪轂附近改善明顯，主流區域總壓損失系數相對增大，但導葉平均總壓損失系數在優化前后基本相同。

圖7 導葉出口總壓損失系數沿展向分布Fig.7 Total pressure loss coefficient distribution along span at outlet of vane

圖8給出了導葉出口處(110%軸向位置)周向平均壓力系數沿展向位置分布，從圖8中可以看出與原型結構相比，僅采用子午面型線曲率調整方法(圖中對應“子午型線優化”曲線)，葉頂處壓力系數降低1.3%，但輪轂處壓力系數同樣降低，說明子午面型線進行收縮并沿流向下傾改進之后，整體降低了輪轂和葉頂處的壓力，降低了間隙泄漏損失，但輪轂處負反力度減小導致輪轂附近流動惡化。在子午面型線調整基礎上，進一步采用導葉端彎設計后，輪轂處壓力升高，減小了輪轂處負反力度，改善輪轂處流動情況，葉頂壓力系數相比較原型降低2%(圖中對應“優化后”曲線)。

圖8 導葉出口壓力系數沿展向分布Fig.8 Pressure coefficient distribution along span at outlet of vane

從圖9可以看出，優化后葉頂間隙壓力高于原型結構。通過提取case2計算模型中葉頂間隙內泄漏量，發現相對泄漏量從原來的7%降低至4.75%，下降了32%。

圖9 葉頂間隙內壓力(右：進口)Fig.9 Pressure contour of blade topclearance

圖10給出導葉出口和動葉入口周向平均氣流角度沿展向位置分布(α1為導葉出口絕對氣流角，β1為動葉入口相對氣流角)。從圖10中可以看出結構優化后輪轂和葉頂處絕對和相對氣流角顯著增大，葉中部氣流角有所減小，整體分布更加均勻。氣流角度分布的變化直接影響動葉入口氣流攻角，從圖11可以看出，原型在輪轂附近氣流正攻角很大，動葉葉背處氣流分離。優化后動葉入口相對氣流角的增大使得氣流與葉型角度匹配更佳，完全消除了原型結構在輪轂附近葉背區域的分離渦，輪轂處氣流馬赫數明顯高于原型結構，減小了輪轂處二次流損失。

圖10 氣流角沿展向分布Fig.10 Flow angle distribution along span

圖11 動葉不同展向位置馬赫數分布Fig.11 Mach contour at different span of blade

圖12給出優化前后動葉吸力面極限流線。由于動葉展弦比低，而且葉片未進行徑向三維造型設計(徑高比<8)，吸力面輪轂處和葉頂處均有強烈的二次流動，通道渦急劇向葉中發展，在葉片尾緣處基本占據葉高約80%左右。對導葉進行優化后，并未消除動葉通道內的強二次流動。相比較于原型結構，輪轂附近徑向流線遷移的起始點明顯向葉片下游移動，在葉片尾緣處二次流占據葉高60%左右，一定程度上緩解了端壁二次流動對主流的影響。后續可對動葉葉片進行進一步優化設計。

圖12 動葉表面極限流線(吸力面)Fig.12 Extra streamline of blade(suction surface)

5 結論

對某型發動機用亞聲速小展弦比燃氣渦輪進行了優化，對導葉子午面型線曲率變化進行調整，并對導葉進行正彎設計，通過三維計算仿真分析，得出以下結論：

1)優化后輪轂和葉頂端壁損失減小，主流區損失增大，渦輪效率提高1.4%。

2)采用正彎設計后，輪轂和葉頂處絕對和相對氣流角顯著增大，葉片中部氣流角有所減小，整體分布更加均勻。消除了原型結構動葉輪轂區的流動分離。

3)優化后圍帶間隙前后壓差明顯降低，泄漏量從7%降低至4.75%，渦輪效率提高5.9%。