受輪緣密封結構影響的1.5級渦輪封嚴流與主流的相互作用以及輪緣密封間流動干擾

黃鏡瑋，付維亮，馬國駿，王國杰，高杰,2,3，*

1.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，哈爾濱 150001 2.重慶大學 動力工程及工程熱物理博士后科研流動站，重慶 401120 3.重慶江增船舶重工有限公司博士后科研工作站，重慶 402263

為防止高溫高壓的主流燃氣通過輪緣間隙入侵盤腔后導致輪盤溫度過高而影響整機的安全穩定性，通常向渦輪輪緣密封間隙中通入冷卻氣體來阻止入侵并冷卻輪盤，而通過輪緣密封間隙泄漏的封嚴冷氣在與主流相互作用后可對渦輪級氣動性能產生較為明顯的負面影響[1-2]。因此開展輪緣密封間隙處燃氣入侵、封嚴流與主流摻混流動機理的相關研究工作具有重要意義。

在燃氣入侵與封嚴效率方面，研究者們早期工作大多關注于燃氣入侵模型的建立與最小封嚴冷氣量的確定。Owen[3-4]提出了燃氣入侵的2種機制，并使用孔板流量模型來預測最小封嚴冷氣量、計算封嚴效率。Sangan等[5-6]根據實驗觀測結果總結出了渦輪動葉前后簡單徑向輪緣密封腔室和動葉前雙重輪緣密封腔室內的燃氣入侵與出流的流動圖譜。馬宏偉[7]、張靈俊[8]、Eastwood[9]、Horwood[10]等使用激光多普勒測速儀(LDV)、瞬態壓力測量和CO2示蹤氣體法實驗研究了輪緣密封腔室內的非定常流場細節。隨著數值計算手段的發展，目前研究者們更側重于使用較高精度的算法并結合實驗結果來分析輪緣密封間隙內固有的非定常不穩定流動現象。Gao等[11-13]使用大渦模擬(LES)手段并結合快速傅里葉變換(FFT)與互相關分析法預測了輪緣密封間隙內與葉片數量及轉子固有頻率無關的大尺度不穩定流動渦結構的數量，并指出慣性波也是促使不穩定渦結構生成的誘因。高杰等[14]使用LES手段研究了1.5 級渦輪典型軸向、徑向、斜向輪緣密封結構因旋轉誘導入侵而產生的大尺度渦結構的動力學特性，得出簡單斜向密封結構具有較好封嚴效率的結論。在對單一輪緣密封腔室內的流動機理進行深入探究的同時，科研工作者們已經開始關注真實工作條件下受其他路徑冷氣影響的輪緣密封間流動干擾特性，Scobie等[15]在1.5級渦輪實驗臺上研究了動葉下游輪緣密封腔室對上游封嚴出流的再吸入及遺留特性，初步探討了前腔出流重新入侵到后腔的非定常過程，并發現再吸入流動對增強下游腔室的密封性能有所幫助。Patinios等[16]使用實驗手段針對其他路徑的封嚴冷氣可能會通過渦輪運行時級間產生的縫隙泄漏至輪緣密封腔室內的情況，研究了盤腔高半徑位置的泄漏量對腔室封嚴性能的影響，結果表明當泄漏量增加到一定程度時，腔室內的流動狀態會轉變為渦流形，高半徑處的封嚴效率會顯著降低。

在發動機的實際運行中為保證密封效果往往會向輪緣密封結構中通入過量的冷氣，目前研究主要考慮了封嚴冷氣在動葉上游輪緣密封腔室內以及封嚴出流在上游導葉出口、下游轉子通道內的流動損失特性，對真實工作環境中動葉上游不同輪緣密封結構腔室出流冷氣對下游輪緣密封腔室內的非定常流動干擾、以及在上下游輪緣密封出流冷氣共同作用下的第2級靜葉通道的端區流動損失特點方面還缺乏關注。因此，開展針對1.5 級渦輪不同輪緣密封結構的封嚴流與主流相互作用及輪緣密封間流動干擾特性的研究對于改善發動機密封性能與經濟性具有十分重要的現實意義。本文以動葉上游輪緣密封結構分別為簡單徑向與簡單斜向、下游輪緣密封結構均為簡單軸向的1.5級渦輪為研究對象，通過非定常雷諾平均計算結果詳細對比了2種動葉上游封嚴結構的封嚴出流對動葉下游輪緣密封腔室的輪緣密封間流動干擾特性以及1.5級渦輪端區流動損失特性的影響。

1 數值模型和計算方法

1.1 數值模型及邊界條件

本文選取瑞士聯邦理工學院的LISA 1.5級渦輪實驗臺為研究對象，其具體的葉片幾何及氣動參數詳見文獻[28]。并將動葉上游輪緣密封結構分別設置為簡單斜向與簡單徑向密封，動葉下游輪緣密封結構設置為簡單軸向密封，圖1為無封嚴腔體和上游密封結構分別為斜向、徑向的 1.5 級渦輪子午流道圖，為便于下文描述，將圖1(a)、圖1(b)和圖1(c)的結構分別簡稱為Endwall、Chute和Radial結構。圖2為3種典型密封結構示意圖。為保證3種密封結構具有可比性，軸向密封結構的軸向間隙及其徑向寬度均為2 mm；徑向密封結構的徑向間隙寬度以及間隙的軸向寬度也皆為2 mm；對于斜向密封結構，其傾斜角為沿軸向逆時針偏離20°，垂直于流向的間隙高度、沿流向的間隙寬度均為2 mm。

圖1 上游為斜向、徑向密封的1.5級渦輪子午流道圖

圖2 3種典型輪緣密封結構示意圖

主流進口湍流度為1%，并給定總溫總壓，出口給定平均靜壓，具體數值及分布與文獻[28]相同；由于不考慮傳熱問題，冷氣進口總溫與主流總溫均為328 K，冷氣流量比(IR)定義為封嚴流與主流流量之比，本文每個冷氣進口IR=0.4%；主流與冷氣工質均為理想氣體、垂直進氣，轉子轉速為2 700 r/min，壁面為絕熱、光滑、無滑移。

1.2 計算方法及網格劃分

本文使用商業軟件ANSYS-CFX求解三維URANS(Unsteady Reynolds-Averaged Navier-Stokes)方程組，根據文獻[29]的湍流模型驗證結果選用k-εShear Stress Transport(SST)湍流模型。對流項為高精度離散格式，瞬態項為二階向后歐拉法。并采用附加變量法[30]模擬實驗中CO2示蹤氣體分布情況，在主流進口處附加變量濃度設置為0，在每個冷氣進口處濃度設置為1，封嚴效率εc定義為

(1)

式中：c為當地附加變量濃度；ca為主流進口附加變量濃度；c0為冷氣進口附加變量濃度。當不存在燃氣入侵時，εc的值為1。

如圖1所示，第1級靜葉(S1)與第2級靜葉(S2)設置為靜止域，第1級動葉(R1)設置為旋轉域。并根據文獻[31]，轉靜交界面設置在封嚴腔出口上游側，靠靜葉側盤腔設置為靜止壁面，靠動葉側盤腔設置為轉動壁面。為節省計算資源并滿足非定常計算中節距比1：1的要求，將1.5級渦輪葉片數由36：54：36簡化為2：3：2，即第1級導葉與第2級靜葉為2個計算通道，第1級動葉為3個計算通道。基于非定常時間步敏感性驗證，本文時間步長設置為3.43×10-6s，即一個動葉通道內對應120個物理時間步，每一個物理時間步對應5個虛擬時間步。非定常計算殘差設置為10-6，監測點關鍵參數呈現出隨時間周期性變化保持2個轉子旋轉周期以上時認為計算收斂。在本文計算中作者發現Radial結構的動葉下游輪緣密封腔室近靜盤頂部位置的封嚴效率收斂最為困難，因此圖3給出了Radial結構的動葉后腔近靜盤頂部監測點的封嚴效率收斂曲線，監測點周向位置處于計算扇段中央處，沿軸向距靜盤為 0.5 mm，沿徑向距靜盤頂部為2 mm，由圖3可知封嚴效率歷時約50個轉子旋轉周期時可認為收斂，并在隨后大約5個轉子旋轉周期內輸出時均值數據。

圖3 Radial結構下游腔室封嚴效率收斂曲線

1.5級渦輪的計算網格如圖4所示，3種典型密封結構的計算網格如圖5所示。經網格無關性驗證后的1.5級渦輪網格總數約為550萬，每種典型密封結構的網格數約為50萬，在端壁及葉片表面處加密，同時為降低插值計算誤差，輪緣密封網格與主流區網格在周向及軸向上完全匹配，第1級動葉的葉頂間隙為葉高的1%。本文模型近壁面第1層網格距離設為0.001 mm，1.5級渦輪模型的y+云圖如圖6所示，由圖可知計算模型總體y+均<3，且除葉片前、尾緣附近部分區域外，端壁及輪緣密封腔室的y+均<1，能夠較好地滿足k-ωSST湍流模型對y+的要求。

圖4 1.5級渦輪計算網格示意圖

圖5 3種典型密封結構網格示意圖

圖6 1.5級渦輪計算模型y+云圖

1.3 數值方法驗證

為驗證本文所選用數值方法的可行性，圖7～圖9依次給出了Endwall結構與文獻[28]實驗結果相對比的S1時均出口絕對氣流角、R1時均出口總壓損失系數與S2時均出口絕對氣流角沿徑向分布情況。R1時均出口總壓損失系數定義為

(2)

式中：Pt,in_R1為轉子進口總壓；Pt,out_R1為轉子出口總壓；Ps,out_R1為轉子出口靜壓。

觀察圖7～圖9可知S1、S2時均出口氣流角的最大誤差分別位于約10%與70%葉高處，與實驗的差值分別約為2.4%和2.9%

圖7中S1時均出口氣流角的最大誤差位于10%葉高處，約為2.4%；因動葉域中封嚴出流與主流的相互作用主要發生在半葉高范圍內[21,27]，幾乎不受近葉頂區域流動的影響，由圖8可知除葉頂區域外R1出口總壓損失系數時均值的最大誤差位于20%葉高處，約為5.6%；圖9中S2出口絕對氣流角最大誤差位于70%葉高處，約為2.9%。LISA渦輪實驗臺帶有導流段較長的輪緣密封腔，而本文選取的與實驗相對比的Endwall模型為不帶密封腔的平端壁結構，因此可認為在低葉高位置出現的相應誤差主要與此有關，另外誤差也受實驗件加工精度、本文使用的非定常數值方法如計算模型中葉片表面少數部分的網格y+不全小于1等因素影響。但從總體上來看圖7～圖9數值模擬結果中的輪轂區域氣流偏轉以及損失變化的徑向位置與實驗較為一致，因此據上述分析可以認為本文采用的數值方法能夠較為準確地模擬1.5級渦輪內的流動損失情況。

圖7 S1出口絕對氣流角徑向分布

圖8 R1出口總壓損失系數徑向分布

圖9 S2出口絕對氣流角徑向分布

2 結果與討論

2.1 不同輪緣結構的封嚴出流對第1級靜葉的影響

圖10給出了Endwall、Chute、Radial這3種結構的第1級靜葉5%和50%葉高處葉片表面的非定常時均靜壓系數Cps_S1的分布，無量綱靜壓系數定義為

(3)

式中：Pt0_S1為S1進口時均總壓；Ps1_S1為S1出口時均靜壓；P為當地時均靜壓。為方便區分及敘述，下文中Cps_R1與Cps_S2分別代表R1和S2的非定常時均靜壓系數值，計算方法與Cps_S1類似。

由圖10可知，5%葉高位置處Chute與Radial的整體載荷分布情況較為一致，但二者吸力面的載荷變化情況則與Endwall結構有所區別。吸力面靜壓系數時均值從60%軸向弦長處開始降低，并在約70%～90%軸向弦長位置處，有封嚴腔結構的靜壓系數逐漸小于無封嚴腔結構，且最大差值發生在82%軸向弦長處，約為0.02。在50%葉高位置處，3種結構吸、壓力面的靜壓系數分布情況基本相同。由上述比較可以看出，封嚴出流的影響主要位于S1葉根處的吸力面側，其堵塞作用使近尾緣處吸力面的載荷增大，輪緣密封結構的變化對吸力面載荷的影響則不明顯。

圖10 S1葉片表面靜壓系數分布

為進一步了解斜向、徑向2種輪緣密封結構的封嚴出流對S1葉根處流動影響的區別，圖11給出了S1出口5%葉高位置的周向Cps_S1分布曲線圖。圖中周向靜壓系數最小值處對應著尾跡的位置，能夠發現相對于Endwall結構，封嚴流使周向靜壓系數的最大值增加約0.01，最小值降低約0.07，明顯增加了尾跡位置的壓力，并使周向壓力的最值位置向轉子旋轉方向發生偏移。另外，對比觀察Chute與Radial結構的曲線可知二者區別并不明顯，Radial的出口周向壓力整體上略大于Chute結構，最大差值在尾跡處，約為0.01。

圖12為3種結構S1出口非定常時均熵增(ΔS)的徑向分布，由圖可知在半葉高范圍內無封嚴腔體結構的時均熵增值均大于其他2種帶封嚴腔體結構，并且在2%～4%和6%～15%葉高處差距較為明顯，最大差值約13%，位于約10%葉高處；而2種有封嚴腔體結構的熵增分布較為一致，Radial比Chute結構的熵增稍小，其最大差值發生在約10%葉高處，約為2%。結合圖11、圖12可知，封嚴冷氣的堵塞作用能夠改變出口周向壓力分布情況，增加吸力面尾緣的壓力梯度，抑制氣流的加速膨脹，進而減小損失；徑向密封結構的堵塞作用，相對斜向密封稍強，但差別不大。

圖11 S1出口5%葉高位置周向靜壓系數曲線圖

圖12 S1出口熵增徑向分布

2.2 不同輪緣結構的封嚴出流對動葉的影響

2.2.1 動葉進口

圖13為動葉進口相對氣流角沿徑向分布情況，由圖可知相對于Endwall結構，封嚴出流降低了整個葉高的動葉進口氣流角，其中5%葉高范圍內氣流角的減小情況最為明顯，端壁處Chute和Radial結構與Endwall結構氣流角的差值最大且分別為18°和24°，而且葉根處氣流角最大值的徑向位置由2%葉高上升至5%葉高處。上述氣流角變化情況與由封嚴出流堵塞作用引起的主流速度的變化有關，其中輪轂附近的氣流周向速度受封嚴出流的摻混影響而顯著降低，而通道內其他高度的氣流速度則因輪轂區域封嚴出流的堵塞作用而增加，因此相比于無封嚴結構，帶封嚴結構全葉高的相對氣流角有所減小，這與Schrewe等[22]的觀點較為一致；且由于封嚴氣流的堵塞作用對輪轂處氣流速度的降低情況最為顯著，導致了Chute與Radial結構最大氣流角的徑向位置相對上升。同時對比Chute、Radial結構的氣流角變化情況能夠發現，輪緣密封結構變化對氣流角造成的影響主要位于25%葉高范圍內，其中Radial結構的氣流角相對更小，氣流角最大值的差距約為3°，徑向位置略有上升，在25%葉高至葉頂處2種結構的氣流角分布情況則基本一致，這說明Radial結構的封嚴出流在輪轂附近造成的堵塞作用較強，也與2.1節中的相關分析相符。由上述分析可知封嚴出流可降低整個葉高范圍內的進口相對氣流角，從而增加動葉攻角，且徑向封嚴結構的封嚴流可使25%葉高范圍內的氣流產生更大的偏轉。

圖13 動葉進口相對氣流角徑向分布

圖14給出了3種結構T0時刻動葉進口三維旋渦結構示意圖，渦結構使用λ2準則識別，并使用軸向渦量著色。由圖14(a)可知在沒有上游輪緣密封腔室時，前緣及通道處無較多渦結構，僅存在著明顯的馬蹄渦壓力面分支與馬蹄渦吸力面分支；對比觀察圖14(b)和圖14(c)能夠發現，在輪緣密封腔室出口、動葉前緣附近以及動葉通道中存在著其他正渦量與負渦量結構，且Radial結構的旋渦數量更多，分布范圍更廣，對動葉進口及通道的影響更大。其中正渦量結構為周向動量不同的出流冷氣與主流因黏性剪切作用而產生的剪切誘導渦(Shear Induced Vortex，SIV)；負渦量結構為輪緣密封腔室中因轉靜盤相對運動而產生的與徑向方向相反的渦結構在脫落進入主流后形成的腔體誘導渦(Cavity Induced Vortex，CIV)。SIV因其數量較多從而能夠向下游發展成為通道渦，CIV則因數量較少、渦量值較低而在動葉通道中很快耗散。

圖14 動葉進口渦系分布

2.2.2 動葉通道

圖15為3種結構在動葉5%和30%葉高位置處的葉片表面時均靜壓系數Cps_R1分布情況。觀察圖15(a)能夠發現相對于Endwall結構，封嚴氣流增加了葉片整個吸力面的負荷，降低了葉片壓力面前70%軸向弦長范圍內的負荷，其中對葉片吸力面影響更大。吸力面前緣處Chute和Radial結構的靜壓系數分別降低了0.14和0.2；壓力面側13%軸向弦長處Chute和Radial結構的靜壓系數分別增加了0.07和0.03；另外，在壓力面的前緣處，Chute結構的負荷比Endwall結構略大。

由圖15(b)可知動葉30%葉高位置受到封嚴出流的影響相對較小，3種結構的葉片壓力面負荷幾乎沒有區別，在前緣至吸力面13%軸向弦長處、吸力面45%～80%軸向弦長范圍內的葉片負荷有所增加，但幅度不大，Chute結構與Radial結構的差距可以忽略。據上述分析可知，封嚴出流對動葉負荷的影響位于30%葉高范圍內，且在葉根處最為明顯；其具體表現為大幅增加整個吸力面的負荷，小幅降低壓力面前半部分的負荷，葉根處Radial結構的葉片負荷大于Chute結構。

圖15 R1葉片表面靜壓系數分布

為了解斜向、徑向2種密封結構封嚴出流在動葉通道中與主流渦系交互的細節與區別，圖16中展示了3種結構動葉通道40%、60%和80%軸向弦長位置的時均軸向渦量云圖。能夠發現3種結構動葉葉頂區域的渦量分布差別極小，而30%葉高以下區域流動差別較為明顯。圖中正渦量1為動葉通道渦，負渦量2-1為流入動葉通道的上游靜葉通道渦，正渦量2-2為流入動葉通道的上游靜葉尾緣脫落渦。由圖16(a)可知在40%軸向弦長位置處Endwall結構的渦量1和渦量2-1位于10%葉高以內，渦量2-2的渦核位于15%～23%葉高處；而Chute結構與Radial結構的渦量1沿徑向擴張至10%～20%葉高范圍內，渦量2-1、2-2的區域明顯減小，這是因為圖14中的正渦量SIV在動葉通道中與渦量1匯集，使動葉通道渦尺度增大，沿徑向擴張的同時，將靜葉通道渦和尾緣脫落渦擠壓至吸力面側并使其強度明顯減小。另外，相比于Chute結構，Radial結構各通道中渦量1的尺度明顯不一致，這說明了徑向密封結構的封嚴出流對主流干擾較大，增強了動葉通道中端區流動的不穩定性。

繼續觀察圖16(b)、圖16(c)能夠發現，隨著流動發展至80%軸向弦長處，Endwall結構的渦量1沿徑向擴張至約21%葉高處并主要匯集于葉片吸力面側，渦量2-1、2-2的強度大幅減小，尤其是渦量2-1，已經接近于完全耗散。

圖16 動葉通道軸向渦量云圖

而受封嚴出流的影響，Chute與Radial結構的渦量2-1在60%軸向弦長處就已完全耗散，并且在80%軸向弦長位置，2種結構渦量1的范圍均達到25%葉高位置，渦量2-2也已接近于完全耗散。但Chute結構渦量1在20%葉高以下位置沿周向幾乎占滿整個通道，而Radial結構渦量1周向尺度稍小，并且各通道中流動不完全一致。

2.2.3 動葉出口

圖17為3種結構動葉出口時均軸向渦量云圖，可以看出3種結構葉頂區域流動情況較為一致，50%葉高內的渦量分布情況卻有所不同。圖中位于30%葉高內的正、負渦量區域分別為動葉通道渦(PV)與誘導渦(IV)，30%～50%葉高區域的負渦量結構為尾緣脫落渦(TSV)。相比于Endwall結構，封嚴出流使3種渦結構的徑向、周向尺度均有較為明顯的增加。同時對比觀察Chute與Radial結構的渦量云圖能夠發現，Chute結構的通道渦尺度在10%葉高范圍內更大，在10%～30%葉高內則小于Radial結構；而二者的IV與TSV尺度較為相似，無明顯差距。

圖17 動葉出口軸向渦量云圖

另外，結合圖18的動葉出口時均熵增沿徑向分布曲線圖，能發現沿葉高的損失變化與上述渦量分布情況較為一致，相對于Endwall結構，封嚴出流顯著增大了60%葉高內的流動損失，熵增最大差值約為32%，發生在Radial結構的22%葉高位置。在14%葉高內Chute結構的熵增比Radial略大，且平均增大約0.7%；在14%～32%葉高范圍內，Radial結構的熵增則明顯高于Chute結構，最大差值位于22%葉高處，約為15%；從32%葉高處起，因動葉上游輪緣密封結構不同而造成的流動差異則基本消失。

圖18 動葉出口熵增沿徑向分布

2.3 不同輪緣結構的封嚴出流對輪緣密封間流動干擾的影響

圖19為Chute和Radial 這2種結構動葉下游輪緣密封腔室出口位置徑向速度在T0、T1、T2、T3這4個不同時刻以及時均分布情況，當徑向速度小于0時表示燃氣入侵，大于0時表示封嚴出流。對比觀察圖19(b)和圖19(c)可知2種結構下游腔室的出口徑向速度時均值以及4個不同時刻的瞬時分布情況區別較小，均存在2個位置、大小較為相似的燃氣入侵區域，因此可以判斷上游輪緣密封結構的變化對下游輪緣密封出口腔室處的入侵出流區域分布影響不大。

圖19 下游輪緣密封出口徑向速度云圖

圖20為Chute結構與Radial結構動葉下游簡單軸向輪緣密封腔室周向4個不同子午面的流線圖，背景為時均封嚴效率云圖，因輪緣密封計算扇面模型為20°，4個子午面的周向位置即依次為0°、5°、10°和15°。

結合圖19可知，圖20中子午面1與3為封嚴出流區域，子午面2和4對應著燃氣入侵區域。觀察4個子午面的封嚴效率云圖能夠發現，Chute結構子午面1和3的靜盤側、子午面2和4的動盤側封嚴效率要明顯大于Radial結構。繼續對比腔室出口區域的流線分布可知2種結構4個子午面腔室出口處的流動狀態大致相同，腔室出口下游端壁處邊界層均會增厚，但子午面1和3中的封嚴出流可導致在腔室出口下游端壁處產生尺度相似的壁面渦。同時對比觀察密封間隙及腔室內的流線能夠發現，位于封嚴出流區域的子午面1和3的流動狀況大致相同，僅Radial結構在靜盤側頂部角落更易生成尺度很小的壁角渦；而2種結構代表燃氣入侵區域的子午面2與4的流動狀態差異較大，Chute結構盤腔中近動盤側的渦核徑向位置相對更高，在子午面4處與間隙位置的回流區相交，其靜盤側的回流區渦核徑向位置相對較低，并不像Radial結構一樣位于靜盤側頂部角落。可見由上游輪緣密封結構變化導致的輪緣間流動干擾在燃氣入侵位置的盤腔內較為明顯。

圖20 下游輪緣腔室內不同子午面流線圖

為進一步了解輪緣密封間流動干擾對下游輪緣密封固有的不穩定流動狀態的影響，圖21給出了使用FFT獲得的輪緣密封間隙3個監測點瞬時壓力的頻率特性，其中橫坐標使用轉子旋轉頻率fbld進行無量綱化。3個監測點的周向位置處于圖20中的子午面3上；軸向位置均位于間隙中央；徑向位置分別位于間隙出口、間隙中心以及近盤腔頂部處，監測點A、C與監測點B的徑向高度差值均為2 mm。由圖可知2種結構監測點A、B處的主頻均位于f/fbld=1.01處，對應轉子旋轉頻率，而監測點C處的主頻位于f/fbld=2.99處，約為轉子旋轉頻率的3倍，且Radial結構各監測點的主頻幅值均較大。由Gao等[13]的研究結果可知，圖中f/fbld<1范圍中的低頻信號為由K-H不穩定性及慣性波導致的輪緣密封間隙中固有的非定常流動結構，其中Chute結構的低頻脈動并不明顯，主要發生在f/fbld<0.1范圍內，脈動幅值小于10 Pa，且只觀察到了1處低頻脈動情況；而Radial結構的低頻脈動情況則較為劇烈，在整個f/fbld<1范圍內幾乎都有發生，其在監測點A的f/fbld=0.28處、監測點B和C的f/fbld=0.71處具有最大的低頻脈動幅值，且脈動幅值在監測點A處最高，約為82 Pa。據上述分析可知因上游封嚴結構變化導致的輪緣間流動干擾改變了低頻脈動的特征頻率及幅值，對輪緣密封間隙處固有的不穩定流動狀態產生了顯著影響。

圖21 下游輪緣密封間隙不同位置壓力頻譜分布

2.4 不同輪緣結構的封嚴出流對第2級靜葉的影響

2.4.1 第2級靜葉進口

為探究受上游輪緣密封結構以及上、下游封嚴出流共同作用下S2進口流動的非定常不穩定性，圖22給出了對S2進口質量平均靜壓進行FFT得到的頻率特性圖。由圖可知進口質量平均壓力的波動幅度在20 Pa以內，波動主要是由進口區域的不穩定流動而引起的振蕩。能夠發現封嚴出流增強了主頻幅值，并使主頻的特征頻率略有提前，其中Chute結構具有最大的主頻幅值。Radial結構在f/fbld<1范圍內出現大量的低頻脈動，結合對圖21的分析結果，其低頻脈動是由輪緣密封間隙中的不穩定流動結構脫落入主流而引起的。另外，Endwall與Radial這2種結構除低頻脈動外的特征頻率分布位置和數量較為相似，Chute結構特征頻率的數量最少。

圖22 S2入口壓力頻譜分布

同時為了解氣流在S2進口處的偏轉情況，圖23 給出了3種結構S2入口時均絕對氣流角沿徑向分布曲線。能夠發現Chute和Radial這2種結構的氣流角曲線區別很小，但相對于Endwall結構，上、下游封嚴出流的共同作用使S2進口氣流角在60%葉高內呈較明顯的過、欠偏轉狀態。在5%～20%葉高區域內氣流角減小，其中在10%葉高位置減小程度約為5%；在5%葉高以下和25%～60%葉高區域內氣流角增大，在端壁處氣流角的增加程度可達到67.5%，并改變了20%葉高以上位置氣流角極值的徑向位置。進口氣流角的變化可導致正、負攻角的形成，攻角變化在端壁區域最為明顯。

圖23 S2入口絕對氣流角徑向分布

2.4.2 第2級靜葉通道

圖24展示了3種結構的S2下端壁極限流線分布情況，由圖可知相對于Endwall結構，燃氣入侵與封嚴出流改變了Chute與Radial結構前緣來流的均勻程度，使馬蹄渦吸力面分支附著相對提前，壓力面分支的附著相對延遲；同時葉片吸力面20%～60%軸向弦長區域內的流線較為稀疏，葉片壓力面邊界層分離區域由原本的近尾緣處向前移動至葉片喉部，葉片尾跡覆蓋區域也得到增強。另外，對比觀察Chute與Radial結構的流線分布能夠發現Chute結構的馬蹄渦壓力面分支在吸力面上附著的位置更為靠后，喉部的邊界層相對較薄，尾跡造成的干擾更強。

圖24 S2下端壁極限流線

為探究S2整個通道的葉片負荷變化情況，圖25 給出了3種結構S2不同葉高位置表面時均靜壓系數分布。由圖可知在5%、10%葉高位置，封嚴出流對葉片吸力面前80%軸向弦長范圍內的載荷分布影響較大，對葉片壓力面的影響則較弱，且僅限于葉片前緣。在5%葉高的吸力面側，除Radial結構的40%～53%軸向弦長區域外，Radial與Chute結構的吸力面載荷均大于Endwall結構，且差距在吸力面前半部分更為明顯；在26%軸向弦長位置處Radial與Endwall結構的靜壓系數差值最大，約為0.15；在葉片前緣位置Radial結構的載荷略小于Chute結構，在30%～60%軸向弦長范圍內明顯大于Chute結構，其靜壓系數最大差值約為0.08。

圖25 S2葉片表面靜壓系數分布

在10%葉高位置封嚴出流使葉片吸力面偏向于前加載，其中吸力面前緣至48%軸向弦長范圍內的葉片載荷相對增大，使50%～80%軸向弦長范圍內的載荷減小，在62%軸向弦長位置，Radial與Chute結構的靜壓系數均比Endwall結構大0.09；且Radial結構的載荷總體上來說比Chute結構稍大，但兩者靜壓系數差距并不明顯。與圖23中進口氣流偏轉情況類似，封嚴氣流對葉片加載情況的影響同樣截止于60%葉高位置。

圖26展示了S2通道40%、60%和80%軸向弦長位置處的時均軸向渦量云圖，圖中靠近葉根處的負渦量為S2通道渦，其余下端區至葉頂處的正、負渦量分別與R1出口渦量分布相對應。由圖可知Endwall結構各軸向截面位置下端區的S2通道渦強度和流入S2通道的R1誘導渦、尾緣脫落渦強度均小于其他2種結構，尤其在80%軸向弦長位置處，Endwall結構S2通道中的R1尾緣脫落渦已接近于完全耗散。因此可推斷封嚴出流能夠增強S2通道渦的強度，減輕流入S2通道的上游動葉渦結構的耗散情況。進一步對比觀察Chute與Radial這2種結構的渦量變化情況能夠發現，Chute結構的通道渦周向尺度相對較大，來自于上游動葉的尾緣脫落渦占據的周向位置有所不同且耗散相對較快，在80%軸向截面處已不明顯。

圖26 S2通道各截面軸向渦量云圖

2.4.3 第2級靜葉出口

圖27為3種結構S2出口時均絕對氣流角沿徑向分布曲線圖，由圖可知相對于Endwall結構，上、下游封嚴出流的共同作用對95%葉高范圍內的出口氣流角分布均產生了影響。封嚴出流改變了出口氣流角極值的徑向位置，并使45%葉高以上位置的出口氣流角減小，令25%～42%葉高范圍內的出口氣流角增大，在25%葉高以內區域的氣流角變化則較為復雜，說明在此范圍內的流動變化情況較為劇烈。同時對比Chute結構與Radial結構的出口氣流角分布情況能夠發現，其氣流角區別在65%葉高范圍內較為明顯，在65%葉高至機匣處則比較一致，在不同葉高位置，兩者氣流偏轉的強度各不相同。

圖27 不同計算模型的S2出口絕對氣流角徑向分布

圖28為S2出口時均熵增云圖。由圖可知Endwall結構的總體熵增相對較小，封嚴氣流增強了下端區通道渦、尾緣脫落渦的強度，并降低了上端區通道渦渦核的徑向位置。觀察Chute與Radial的熵增云圖可知，兩者的熵增分布差異主要在半葉高內，Radial結構的下端區通道渦、尾緣脫落渦的渦核尺度相對較大，但有更多的低熵增區域。

圖28 S2出口熵增云圖

為定量具體描述上下游輪緣密封出流冷氣對S2出口損失造成的影響,圖29給出了S2出口時均熵增沿徑向分布的曲線圖。由圖可知相對于Endwall結構,封嚴出流與主流的摻混使損失在80%葉高區域內都有較為明顯的增大,其中在50%葉高以下,特別是5%～30%葉高范圍內的損失增加情況最為明顯,此處正是出口通道渦所在的徑向位置;而且在Chute結構的20%葉高位置處損失達到最大,相對Endwall結構增加了約26%。繼續對比觀察Chute與Radial結構的熵增曲線能夠發現,Chute結構13%葉高下的通道渦強度弱于Radial結構,但15%～30%葉高內的通道渦強度相對更大;而在30%～50%葉高區域中,Radial結構的尾緣脫落渦則相對更強;在50%葉高以上位置,2種結構的熵增曲線歸于一致,說明由上游輪緣密封結構變化導致的S2出口損失差異主要位于半葉高以內。

圖29 S2出口熵增徑向分布

2.5 總體性能

表1給出了3種結構的第1級和1.5級渦輪效率，根據文獻[32]，考慮封嚴冷氣的渦輪總比總效率公式為

(4)

式中：k為絕熱系數；n為冷氣進口的最大數量;ω為轉速；M為轉子扭矩；mmain為主流質量流量；cp為定壓比熱容；Tt,in為主流進口總溫；Pt,ex為葉柵出口總壓；Pt,in為主流進口總壓；Pt,cav為輪緣密封腔室進口總壓。

由表1可知，封嚴出流與主流相互作用可對渦輪氣動性能產生負面影響，相對于Endwall結構，在通入冷氣總量為IR=0.8%的工況下，Chute結構與Radial結構的第1級渦輪效率分別降低了0.52%和0.67%，兩者的1.5級渦輪效率分別降低了0.94%與1.11%。對比觀察Chute與Radial結構的渦輪效率可知，相對于動葉上游輪緣密封結構為簡單斜向的情況，簡單徑向密封結構的封嚴出流使第1級渦輪氣動損失增加了0.15%，并使前1.5級渦輪氣動損失增加了0.17%。

表1 3種結構第1級和1.5級渦輪效率

3 結 論

1)封嚴出流對第1級靜葉的出口流動起堵塞作用，可降低第1級靜葉的出口損失；增加動葉葉根處吸力面負荷、降低壓力面負荷，增強動葉通道渦的徑向與周向尺度，增加動葉出口60%葉高范圍內的熵增；同時能夠增強第2級靜葉進口處流動的不穩定性，使端壁處馬蹄渦壓力面分支延遲附著、吸力面邊界層向喉部遷移，葉片前部的負荷增大，并增強了通道渦及尾緣脫落渦的尺度，顯著增加了出口位置80%葉高范圍內的流動損失。當通入封嚴冷氣總量為IR=0.8%時，1.5級渦輪的氣動效率至少降低了0.94%。

2)相對于動葉上游輪緣密封結構為簡單斜向的情況，簡單徑向密封結構的封嚴出流對第1級靜葉的堵塞作用稍強；在動葉中流動的區別位于35%葉高范圍內，體現在動葉入口氣流的欠偏轉程度加強，葉根吸力面負荷增大，通道渦的總體強度增加等方面；在第2級靜葉中流動的區別則位于65%葉高范圍內，其進口流動的低頻擾動更多，葉根部位吸力面載荷相對較小，尾緣脫落渦尺度更大但通道渦總體強度較弱；在渦輪總體性能方面，其使1.5級渦輪的氣動損失額外增加了0.17%。

3)輪緣密封間的流動干擾并沒有改變密封間隙出口的燃氣入侵及出流區域的分布，其影響主要體現在封嚴效率、腔室內回流渦的徑向位置以及輪緣密封間隙中固有的非定常流動不穩定性方面。相對于動葉上游密封結構為簡單斜向時的情況，上游密封結構為簡單徑向時的下游輪緣密封腔室的封嚴效率相對較低，位于燃氣入侵區域的靜盤側回流渦徑向位置偏高，動盤側回流渦徑向位置偏低，且在輪緣密封間隙處出現大量的小于動葉旋轉頻率的低頻脈動。