跨聲速壓氣機濕壓縮性能及流動特性

安利平,王昊,王掩剛,朱自環

1. 西北工業大學 動力與能源學院,西安 710072 2. 中國航發四川燃氣渦輪研究院,成都 610500

在能源動力、航空航天等領域中,燃氣輪機作為一種重要的動力輸出裝置起著關鍵性的作用。濕壓縮技術作為一種能夠提高燃氣輪機性能的方案,以其結構簡單、改造成本低和污染物排放低等優勢獲得了工業界的廣泛關注,目前在世界范圍內已應用于超過1 000臺燃氣輪機。

在燃氣輪機中,壓氣機的耗功通常會占燃機渦輪膨脹功的1/2～2/3左右,因此,通過降低壓氣機的耗功來提升燃氣輪機整機輸出功率是十分有效的措施。另外,燃機的工作性能跟環境溫度之間存在著密切的聯系。相關研究表明,環境溫度每升高1 K,燃機輸出功率會下降0.5%～0.9%。因而,如何解決溫度升高帶來的燃機性能下降問題具有關鍵性作用。濕壓縮概念最初由Kleinschmidt于20世紀40年代提出：該技術通過在燃氣輪機進口或者壓氣機級間噴入細微液滴,液滴的蒸發冷卻作用降低了氣流溫度,使壓縮過程更趨向于等溫壓縮,壓氣機耗功低于絕熱壓縮時的情況,從而提升燃氣輪機的輸出功率和效率。目前,濕壓縮技術對燃氣輪機性能提升價值已經從理論和實驗中得到了有力的證明,并且濕壓縮技術還具有抑制燃燒室內污染物的生成以降低排放的附加優勢。

Hill于1963年首次建立了濕壓縮熱力學模型,此后該模型被眾多學者進一步發展。Young建立了離散相小液滴在連續相氣流中流動的多相流耦合方程,解決了相間傳遞項的問題。Zheng等詳細闡述了理想濕壓縮和實際濕壓縮的區別與聯系,推導了濕壓縮等效多變指數的計算表達式,并且整理了濕壓縮過程中的多種效率定義。Abdelwahab提出了一種基于液滴蒸發模型和壓氣機平均流線法結合的簡單計算方法,采用所建立的模型,對蒸發過程在降低工業離心壓氣機每級耗功方面的有效性進行了評估。White和Meacock對平衡和非平衡濕壓縮模型進行了深入研究,針對平衡濕壓縮提出了等效定壓比熱容、等效多變指數和等效氣體常數的概念,基于液滴蒸發和壓氣機平均流線計算的結合,研究蒸發冷卻導致的某12級壓氣機非設計條件下的性能變化。Bagnoli等發展了一種評估不同霧化方法(高壓霧化、過噴和級間噴射)對燃氣輪機性能影響的計算程序,通過求解水滴和空氣之間的熱交換方程,對壓氣機濕壓縮過程中液滴的蒸發進行計算。Kim等從氣液傳熱傳質的相互影響和熱力學關系出發,利用平均溫度下多變系數和微擾法對無因次液滴直徑進行分析,得到了系統瞬態特性的解析表達式,用近似解析解來模擬濕壓縮過程。Wang和Khan將水滴蒸發熱平衡模型與平均流線法結合發展了壓氣機平衡濕壓縮一維級疊加法氣動性能計算程序,并在6種噴濕條件下對某八級軸流壓氣機設計點工況進行平衡濕壓縮性能計算分析。

國內方面,鄭群等研究發現濕壓縮可以提高壓氣機和燃氣輪機的性能,有助于降低流動損失,提高壓氣機通流能力,并可以減弱或者終止流動分離,使燃料消耗率以及氮氧化合物生成量降低。羅銘聰等通過比較進口噴水與葉頂噴水對壓氣機失速邊界的影響,發現兩者均能拓寬壓氣機失速邊界,并以八級壓氣機為研究對象,發現噴水可以減弱流動分離,提高壓氣機效率和壓比,使原先的失速工作點進入正常工況。

關于濕壓縮的大部分研究都得出一個確定的結論——濕壓縮能夠提升燃氣輪機的凈輸出功率。然而,可能是由于對比工況條件描述不清晰,部分關于濕壓縮現象的理論描述和物理解釋存在著具有誤導性的觀點。比如,很多文獻中提到“濕壓縮能夠降低壓氣機耗功”,但Wang和Khan經過進一步理論分析指出在不同的干/濕壓縮對比工況條件下這一觀點并不一直成立。由此可見,關于濕壓縮對壓氣機氣動性能尤其是耗功的影響規律需要更加深入和清晰的認識。另外,目前關于濕壓縮技術的大多數研究依然是從熱力循環過程的角度進行分析,沒有充分考慮燃氣輪機部件的典型特征——即壓氣機/渦輪是一種葉輪機械。從葉輪機械的相關氣動熱力理論(如基元級速度三角形及功能轉換關系等)的角度對濕壓縮條件下壓氣機氣動特性變化規律及流動機理進行研究,是一種可行的研究思路,預期可以獲得對壓氣機濕壓縮特性及規律更加深入的認識,這也是本文研究工作的出發點。

通過以上分析和總結,本文在建立基于歐拉-拉格朗日法的壓氣機氣液兩相三維流場計算方法的基礎上,以跨聲速壓氣機級NASA Stage35為研究對象,對進口均勻噴濕條件下壓氣機的濕壓縮特性及流場進行研究,探索不同噴濕條件(液滴粒徑和噴濕量)對壓氣機濕壓縮氣動性能及穩定邊界的影響規律,并通過對轉子進/出口速度三角形、輪緣功及-(溫-熵)圖過程線變化規律的分析,闡釋濕壓縮影響壓氣機性能及穩定邊界的物理機理。

1 研究對象

選取單級跨聲速壓氣機NASA Stage35作為研究對象,其幾何模型如圖1所示。NASA Stage35是由美國國家航空航天局Lewis研究中心于20世紀70年代末設計的低展弦比跨聲速進口級,其目的是為了研究載荷和展弦比對壓氣機性能的影響。由于其公開的實驗數據與豐富的研究案例,使得該型轉子成為葉輪機械領域的經典計算模型。該跨聲速壓氣機級轉子葉片數為36,靜子葉片數為46,設計轉速為17 188.7 r/min,設計流量為20.188 kg/s,設計壓比為1.82,其他主要設計參數和幾何參數如表1所示。

圖1 NASA Stage35幾何模型和數值仿真計算域Fig.1 Geometric models and numerical simulation domain of NASA Stage35

表1 NASA Stage35主要設計參數Table 1 Main design parameters of NASA Stage35

本研究考慮進口均勻噴入水滴條件下的壓氣機濕壓縮特性。本研究考慮了不同噴水條件包括液滴粒徑和噴濕量(噴入的液滴占壓氣機設計流量的質量分數)的影響。對于噴濕粒徑的選取,小液滴的蒸發冷卻作用較強,對氣流跟隨性好,給流場帶來的擾動小；而大液滴蒸發冷卻作用較弱,隨流性較差,液滴破碎以及撞壁等效應較強,可能給流場帶來更多的擾動和損失。本研究關注的液滴粒徑包含實際工程應用時流場中可能出現的常見粒徑范圍,覆蓋從較小粒徑1～2 μm至較大粒徑10～20 μm,其中1 μm液滴粒徑的情況考慮了不同噴水量的影響。具體噴水條件(液滴粒徑,噴濕量)共考慮8種情況：(1 μm,0.5%)、(1 μm,1.0%)、(1 μm,2.0%)、(1 μm,5.0%)、(2 μm,0.5%)、(5 μm,0.5%)、(10 μm,0.5%)、(20 μm、0.5%)。通過壓氣機流場計算域的進口邊界條件給定噴水條件,相當于噴水位置位于壓氣機動葉上游約3倍動葉軸向弦長處。進口噴水時的進口大氣參數與壓氣機設計條件保持一致,總溫為288.15 K、總壓為101 325 Pa；液滴噴射速度為175 m/s,與氣體來流速度近似相等,使得氣液兩相之間幾乎沒有相對滑移；適當增加液滴溫度為298.15 K,利于液滴蒸發。濕壓縮條件下壓氣機的整體性能參數如壓比、耗功和裕度的變化以及相關的進/出口氣動參數和葉片負載變化是本研究關注的重點。

2 數值方法

2.1 求解方法

數值模擬基于ANSYS CFX軟件,采用歐拉-拉格朗日方法對壓氣機內部氣液兩相三維流場進行精細化計算,已有研究顯示該方法能夠有效地應用于壓氣機內部氣液兩相流動的求解和研究。歐拉-拉格朗日法將壓氣機內部空氣和水蒸氣的混合物視為連續相,采用歐拉法求解；液滴顆粒視為離散相,采用拉格朗日法求解,兩相之間的雙向耦合作用通過對連續相和離散相方程組交替求解并得到收斂解而實現。當氣體介質(連續相)攜帶有液滴(離散相)時,氣液相間的熱量、質量和動量交換分別通過離散相和連續相的控制方程考慮。對于連續相,利用基于時間推進的有限體積法求解圓柱坐標系下守恒形式的三維Navier-Stokes方程,得到相關流場參數；對于離散相,在拉格朗日坐標系下分析液滴受力以及湍流擴散等相關因素,追蹤液滴顆粒的運動軌跡,同時利用蒸發模型考慮液滴的蒸發冷卻作用。湍流模型采用-模型,并使用Scalable壁面函數對近壁面區域流動進行模擬。同時本文在兩相流數值模擬中考慮液滴撞壁破碎和氣動破碎,液滴撞壁破碎通過液滴邊界條件實現,氣動破碎模型采用CAB (Cascade Atomization and Breakup)模型。

2.2 計算網格和邊界條件

數值模擬采用單通道計算域,并采用結構化網格生成軟件AutoGrid5對壓氣機流體域進行網格劃分,轉子和靜子流道網格均采用O4H拓撲結構,轉子葉頂間隙區域采用O-H型網格,網格示意圖如圖2所示。由于計算中選取的湍流模型為-模型并結合Scalable壁面函數,對于此高雷諾數湍流模型,設置值為30。為了更好地捕捉液滴撞擊葉片以及噴濕對葉頂泄漏流的影響等濕壓縮效應,對葉頂間隙區域和葉片近壁區域等關鍵位置網格進行適當加密。計算域入口設置在轉子前約3倍動葉軸向弦長位置處,出口設置在靜子后約4倍靜葉軸向弦長位置處,同時葉片通道的周期性交界面上網格節點均一一對應。

圖2 NASA Stage35網格Fig.2 Mesh of NASA Stage35

為了驗證網格無關性,采用了4套總網格數分別為91萬、117萬、151萬和185萬的網格方案進行計算,圖3給出了不同網格數條件下的壓氣機堵塞流量預測結果。可以看出網格總數從91萬增加至151萬時,計算得到的堵塞流量從20.52 kg/s變化至20.74 kg/s；而網格總數從151萬增加至185萬時,計算得到的堵塞流量僅變化了約0.01 kg/s。因此,綜合考慮計算精度和時間成本,最終選取了網格總數為151萬的方案進行壓氣機濕壓縮流場計算。該方案網格最小正交性為36.15°,最大長寬比為219.16,最大延展比為3.66,網格整體質量良好。該網格每個動葉流道周向上網格節點數為59,徑向上網格節點數為73,其中葉頂間隙部分沿徑向分布17個網格節點,軸向網格節點數為123,轉子流道總網格數約為79萬。每個靜葉流道周向上網格節點數為67,徑向上網格節點數為57,軸向網格節點數為123,靜葉流道總網格數約為72萬。計算的氣相邊界條件為進口給定總溫、總壓、來流方向；出口給定平均靜壓；所有固體壁面均設置為絕熱無滑移邊界。對于液滴的邊界條件,進口邊界給定液滴的噴射參數,包括液滴粒徑、噴濕量和噴射速度。液滴壁面邊界條件考慮液滴撞壁破碎效應,采用與文獻[24]相同的處理方式——即假設單個水滴撞擊葉片后,根據撞擊角度不同,破碎生成相應質量的多個具有相同直徑的新水滴,同時液滴反彈時動量有一定的損失,該邊界條件通過CFX里的自定義顆粒-壁面相互作用模型設定。

圖3 網格無關性驗證Fig.3 Verification of mesh independence

2.3 數值方法驗證

為了驗證數值仿真方法求解壓氣機內部流場的準確性,在標準大氣(288.15 K,101 325 Pa)進口無噴水條件下,分別對100%、90%、70%設計轉速下的NASA Stage35的干壓縮流場進行計算,獲得壓氣機的等轉速特性線。在壓氣機特性線計算時,先在出口設置相對較低的靜壓值得到堵塞邊界,然后不斷提升背壓,直至計算發散,并以壓力提高過程的最后一個計算穩定點作為壓氣機的失速邊界點。在向失速邊界靠近過程中,背壓提升幅度持續減小,在計算發散前的最后一個穩定工況點,背壓提升幅度為5 Pa,從而盡可能準確地捕捉到壓氣機的失速邊界。將數值計算得到的壓氣機特性線與公開數據的實驗結果進行對比,如圖4所示(圖中為轉速,為設計轉速)。從圖中可以看出,壓氣機特性線的計算結果與實驗數據的總壓比-流量、效率-流量特性曲線變化趨勢一致,整體誤差較小。而且,不同轉速下數值計算得到的壓氣機失穩邊界與實驗結果基本吻合,從而驗證了該方法用于壓氣機內部流場數值仿真的準確性和有效性。

圖4 壓氣機干壓縮特性線Fig.4 Compressor characteristics curve of dry compression

3 結果分析

3.1 氣動特性線變化規律

不同噴濕條件下的壓氣機總壓比-流量、效率-流量特性曲線與干壓縮對比結果如圖5所示,其中濕壓縮效率的定義采用與羅銘聰等相同的方式。從圖中可以發現,噴水后壓氣機總壓比均有所提升,并且液滴粒徑越小,噴濕量越大,提升幅度越大,其中1 μm、5.0%噴濕條件下提升效果最為顯著,最大壓比達到2.02,較干壓縮最大總壓比增加了5.76%。噴濕后壓氣機近設計工況效率也有所增加,近失速工況效率有所降低。在近設計工況,對于1 μm、0.5%～2.0%噴濕量,壓氣機效率增加程度隨噴濕量增加而增加。在近設計和近失速工況,大液滴粒徑5～20 μm下壓氣機效率均有所降低。尤其是近失速工況下,大液滴導致的壓氣機效率降低更加顯著,顯示了大粒徑液滴給流場帶來了更多的損失。對于壓氣機流量邊界的變化,在不同噴濕條件下,失速流量均有增加,失速邊界整體向大流量方向移動,隨著液滴粒徑減小,噴濕量增大,效果越明顯。而且,失速流量的增加程度跟壓比的變化程度也表現出相關性。噴水后,壓氣機壓比升高程度越高,失速流量增加程度也越大。堵塞流量先隨著噴濕量的增大有所提升,整體特性線向右上方偏移。在 1 μm、1.0%條件下堵塞流量比干壓縮增加了0.97%,達到20.94 kg/s,當繼續加大噴濕量,堵塞流量不斷減小,甚至低于干壓縮情況。而對于5～20 μm、0.5%噴濕條件來說,由于液滴粒徑較大噴濕量很小,液滴蒸發效應微弱,因此濕壓縮的影響不明顯,總壓比-流量與效率-流量特性與干壓縮相差不大。

圖5 不同噴濕條件下壓氣機特性線Fig.5 Compressor characteristics curve under different fogging conditions

對于壓氣機的耗功特性,本研究從等進口質量條件以及等總壓比條件2個角度進行分析。首先,不同噴濕條件下壓氣機級比耗功-流量特性曲線與干壓縮對比結果如圖6所示。從圖中可以看出,噴濕后壓氣機比耗功-流量特性曲線整體變化趨勢與干壓縮相同,從堵塞工況到近失速工況壓氣機比耗功不斷增大。濕壓縮條件下,壓氣機比耗功均有所增多,且液滴粒徑越小,噴濕量越大,比耗功越大,其中1 μm、5.0%條件下壓氣機比耗功最大,在設計流量下(20.188 kg/s),比耗功較干壓縮比耗功增加了11.77%。不同噴濕條件下壓氣機級比耗功-總壓比特性曲線與干壓縮的對比結果如圖7所示。從圖中可以發現,在壓氣機進口噴入液滴之后,整體來看,在等壓比下壓氣機比耗功較干壓縮有所降低。當噴濕量均為0.5% 時,隨著液滴粒徑減小,壓氣機耗功越小；而當液滴粒徑恒定時,適當增大噴濕量,耗功會有較為明顯的下降,其中1 μm、2.0%的噴濕條件,等壓比下耗功降低效果最為明顯,但繼續增加噴濕量,壓氣機耗功反而會上升,不過依然低于干壓縮工況。

圖6 不同噴濕條件下壓氣機比耗功-流量特性Fig.6 Characteristics of compressor specific work-mass flow under different fogging conditions

圖7 不同噴濕條件下壓氣機比耗功-總壓比特性Fig.7 Characteristics of compressor specific work-total pressure ratio under different fogging conditions

從上述分析中可以知道,等質量流量條件下噴濕會使壓氣機耗功增加,等壓比條件下噴濕后壓氣機耗功降低。之前關于濕壓縮的部分研究認為噴濕后壓氣機耗功降低是濕壓縮技術的收益之一,但其未指出噴濕前后的工況對比條件。而本研究發現壓氣機噴濕后耗功的變化在等質量流量和等壓比條件下具有相反的趨勢。關于濕壓縮對壓氣機耗功及壓比等性能參數影響的原因在后文中具體分析。

3.2 轉子進/出口氣動參數變化規律

本節以壓氣機設計流量(20.188 kg/s)為基準,在等質量流量條件下考察噴濕后壓氣機轉子進/出口氣動參數變化,主要目的是研究相同流量工況下濕壓縮對壓氣機轉子進/出口速度三角形的影響,并將其與輪緣功、扭速等表征轉子做功能力的參數相聯系,以解釋濕壓縮條件下壓氣機性能變化的原因。

首先,通過轉子進/出口總溫的變化考察液滴蒸發對壓氣機氣流的冷卻作用。在濕壓縮過程中,壓氣機流道中的液滴與氣流摻混,一同參與壓縮過程,液滴通過蒸發作用與氣相之間發生傳熱傳質過程,氣流需要提供液滴蒸發所需的潛熱,因此氣流被冷卻。圖8為轉子進/出口總溫徑向分布,可以看到,噴水之后轉子1～2 μm進出/口總溫均有所降低,大液滴粒徑5～20 μm下出口總溫幾乎不變。在轉子流道中,氣流在壓縮作用下溫度升高,會增強蒸發冷卻效果,因此轉子出口氣流總溫降低比較明顯。小液滴蒸發冷卻作用更強,因此總溫降低顯著；而大液滴蒸發冷卻作用較弱,同時又由于噴水量較低,因此總溫幾乎沒發生變化。液滴在壓氣機上游進氣部分的蒸發冷卻作用導致壓氣機來流溫度降低也會對壓氣機特性產生影響,導致壓氣機壓比升高,這相當于進氣冷卻致壓氣機換算轉速發生變化。但是,從結果可以看出,轉子進口溫度降低程度較弱,不同噴水條件下只有1～5 K,這是因為在壓氣機上游進氣道部分氣流溫度較低,同時液滴滯留時間較短,液滴蒸發作用微弱。即使是蒸發冷卻最強的噴水條件下,壓氣機進口總溫只降低了5 K,相當于換算轉速只提高了0.88%,這對壓氣機性能的影響是十分微弱的。因此,該噴水條件下液滴對壓氣機性能的影響主要是由于液滴在壓氣機葉片流道中的蒸發冷卻效應導致的。噴濕導致的進/出口總溫的降低,會使當地的氣流密度相比干壓縮條件升高,在等質量流量的條件下,有使容積流量降低的趨勢。而液滴蒸發導致水蒸氣的出現,有使容積流量增大的趨勢。由于水蒸氣的汽化潛熱高出空氣定壓比熱2 000倍以上,從而使得前一種趨勢遠遠大于后一種趨勢,結果是使得容積流量減小,從圖9中噴濕后轉子出口軸向速度的變化也可以看出這一點。尤其是轉子出口,氣流軸向速度的降低十分顯著,而且液滴粒徑越小,噴濕量越大,蒸發冷卻作用越強,出口軸向速度降低程度越大。

圖8 轉子進/出口氣流總溫徑向分布(設計流量工況)Fig.8 Radial distribution of airflow total temperature at rotor inlet/outlet (design mass flow conditions)

在濕壓縮條件下,摻混有液滴的氣流是否依然能較好地跟隨葉片的導流作用,是考察進/出口速度三角形需要關注的一個關鍵問題,這一點可以通過轉子進/出口相對氣流角來分析。轉子進/出口相對氣流角徑向分布如圖10所示,其中氣流角定義為氣流方向與額線的夾角。從圖中可以看出,噴濕后出口氣流角在整個葉高范圍內與干壓縮情況下幾乎沒有發生變化。而由于液滴的蒸發冷卻作用使壓氣機進口氣流溫度降低、密度增加,軸向速度有一定程度降低,噴濕后進口相對氣流角相比干壓縮條件有些許降低,但降低程度十分微弱,在整個葉高范圍內都不足1°。由此可見,在濕壓縮條件下,摻混有液滴的氣流依然能夠較好地跟隨葉片的導流作用,噴濕后壓氣機轉子進出口相對氣流角與干壓縮條件幾乎一致。

圖11給出了壓氣機轉子出口絕對氣流角的徑向分布。由于壓氣機轉子出口相對氣流角不變,而軸向速度發生了較大變化,又考慮到牽連速度也就是轉子旋轉的線速度不變,因此轉子出口絕對氣流角發生了較大變化。從圖中可以看出,噴濕后轉子出口絕對氣流角顯著減小,而且液滴粒徑越小,噴濕量越大時,蒸發冷卻效果越明顯,出口軸向速度越小,出口絕對氣流角也越小。在液滴粒徑1 μm、噴濕量2.0%和5.0%噴濕條件下,出口絕對氣流角降低程度最大,達到約4.5°。而大液滴粒徑條件下,由于蒸發冷卻作用較弱,出口密度、軸向速度都變化不明顯,因此絕對氣流角相比干壓縮也幾乎沒發生變化。

圖11 轉子出口絕對氣流角徑向分布(設計流量工況)Fig.11 Radial distribution of absolute velocity flow angle at rotor outlet (design mass flow conditions)

3.3 氣動性能變化機理

通過分析可知,壓氣機進口噴濕后,轉子進口速度三角形幾乎不發生變化,而由于液滴經過壓氣機轉子時具有較強的蒸發冷卻作用,導致壓氣機出口速度三角形發生了明顯變化,這會改變壓氣機轉子壓縮過程的氣動熱力特性,進而使壓氣機轉子的做功能力發生變化。本節通過噴濕后壓氣機轉子出口速度三角形的變化、液滴蒸發冷卻效應及液滴的運動,闡釋壓氣機濕壓縮性能變化機理。

從3.2節的分析可知,噴濕后的濕壓縮過程中液滴對壓氣機內部氣流具有蒸發冷卻作用,導致壓氣機轉子出口溫度大幅下降,進而導致出口氣流密度升高,在等質量流量條件下軸向速度下降。同時,噴濕后壓氣機轉子出口相對氣流角與干壓縮條件幾乎一致,因此可以得到噴濕后壓氣機出口速度三角形相比干壓縮條件的變化趨勢,如圖12所示,其中藍色為干壓縮條件速度三角形,紅色為濕壓縮條件速度三角形,為動葉出口絕對速度;和分別為動葉出口絕對速度的周向分量和軸向分量;和分別為動葉出口轉子旋轉線速度和相對速度;“′”代表濕壓縮的相關參數。在濕壓縮速度三角形中,相比干壓縮速度三角形保證出口相對氣流角不變和軸向速度降低這2個條件,同時考慮到轉子旋轉線速度恒定,因此絕對氣流角減小,出口絕對速度的周向分量增大。在壓氣機轉子進口速度三角形幾乎不變的情況下,壓氣機轉子的扭速Δ=-(為動葉進口絕對速度周向分量)增大,而扭速反映了壓氣機轉子的做功能力,因此噴濕后壓氣機轉子做功能力增強。又或者,通過壓氣機轉子的輪緣功公式：

=-

(1)

式中:為動葉進口轉子旋轉線速度。噴濕后增大,而、和均不發生變化,因此噴濕后壓氣機轉子的輪緣功增加,也就是說壓氣機轉子對氣流的做功能力增強,壓氣機壓比提高,同時耗功也增加。

圖12 等質量流量下干/濕壓縮出口速度三角形示意圖Fig.12 Sketch of velocity triangle at outlet of dry/wet compression under condition of equal mass flow rate

通過壓氣機轉子出口輪緣功的徑向分布,如圖13所示,進一步佐證了上述理論分析得到的結論。從圖中可以看出,噴濕后壓氣機轉子在整個葉高范圍內輪緣功都顯著增加,而且液滴粒徑越小,噴水量越大,轉子輪緣功增加程度越強。大液滴粒徑條件由于蒸發冷卻作用弱,且噴水量較低,轉子輪緣功幾乎未發生變化。

以上分析通過轉子進/出口速度三角形的變化及其對壓氣機做功能力的影響,解釋了等質量流量條件下噴濕提升壓氣機壓比并增加耗功的原因。對于圖7中得到的等壓比條件下噴濕能夠降低壓氣機耗功這一現象,可以通過濕壓縮過程的-(壓力-比體積)圖和-圖來解釋其原因。

圖13 轉子輪緣功徑向分布(設計流量工況)Fig.13 Radial distribution of rotor specific work (design mass flow conditions)

圖14給出了等壓比條件(/)下等熵壓縮過程(1—2s)、多變壓縮過程(1—2n)、等溫壓縮過程(1—2T)和濕壓縮過程(1—2w)的熱力特性變化曲線,其中1為壓縮過程起始點,2s、2n、2T分別為等熵壓縮過程、多變壓縮過程、等溫壓縮過程的終點。2w和2w為濕壓縮過程2種可能的終點。可以看出,在相同壓力下,濕壓縮過程由于液滴蒸發冷卻作用,達到的氣體溫度會降低,壓縮過程會向等溫壓縮靠近。對于實際的濕壓縮過程,需要同時考慮蒸發冷卻作用和水滴加入引起的流動損失。當蒸發冷卻作用較強時,濕壓縮過程就會像1—2w；當蒸發冷卻作用不足夠強,而引入的水滴造成的損失比較大時,濕壓縮過程就會是1—2w。根據數值模擬結果(如圖15所示),對于當前研究的壓氣機和噴水條件下,濕壓縮過程的熵是增加的,終點在等熵過程終點右邊,但-過程線的斜率依然大于多變壓縮過程(且噴水量越大,斜率越大)。因此對于本文研究的壓氣機和噴濕條件下,濕壓縮過程為1—2w。在等壓比條件下,不論濕壓縮過程為1—2w(壓縮功面積由線a—1—2w—b—a(-圖)和線a—2T—2w—1—c—a(-圖)所示)還是1—2w(壓縮功面積由線a—1—2w—b—a(-圖)和線a—2T—2w—1—c—a(-圖)所示),壓縮功均比實際多變壓縮過程1—2n(壓縮功面積由線a—1—2n—b—a(-圖)和線a—2T—2n—1—c—a(-圖)所示)要小。從而說明了在等壓比下,濕壓縮會降低壓氣機耗功。

圖14 不同壓縮過程的p-v圖和T-s圖[24]Fig.14 Sketch of different compression processes on p-v and T-s diagram[24]

圖15 不同噴濕條件下濕壓縮過程T-s圖(液滴粒徑: 1 μm)Fig.15 T-s diagram of wet compression process under different fogging conditions (droplet size: 1 μm)

進一步,通過液滴的蒸發冷卻效應和液滴運動行為,闡釋不同液滴條件對壓氣機濕壓縮性能影響差異的原因。圖16給出了壓氣機中水蒸氣質量分數和總溫沿軸向的分布,其中水蒸氣含量的增加速率可以反映蒸發冷卻效應的強弱。從圖中可以看出,在進入葉片前,1 μm和2 μm的小液滴已經進行了一定程度的蒸發,但程度較小。液滴的蒸發冷卻作用主要發生在液滴進入轉子后,轉子做功導致氣流溫度上升,使得蒸發冷卻作用迅速增加。還可以看出,液滴粒徑越小,蒸發冷卻效應越強。1 μm粒徑液滴條件下,0.5%和1%噴濕量條件下,水蒸氣含量在靜葉出口下游幾乎不再變化,在靜葉出口附近水滴已完全蒸發。而5～20 μm粒徑的液滴條件下水蒸氣含量增加十分微弱,說明蒸發冷卻效應很弱。另外,對于同一液滴粒徑,噴濕量越大,蒸發冷卻效應越強。結合總溫分布發現,水蒸氣含量增加程度越大,蒸發冷卻效應越強,總溫降低效果也越大。通過3.1節分析可知,這也造成了對壓氣機壓比和耗功影響程度的不同。圖17給出了不同噴濕條件下的水滴顆粒運動軌跡,其中液滴顏色反應了液滴尺寸的大小。對于小粒徑液滴,液滴對氣流的跟隨性較好,氣動力破碎和撞壁破碎等效應較弱。因此從圖17中可以看出,在1 μm和2 μm粒徑的液滴條件下,液滴在向下游運動的過程中,在整個葉高范圍內液滴尺寸幾乎呈均勻減小的趨勢,這是由蒸發冷卻作用導致的。對于5～20 μm粒徑的大液滴,蒸發冷卻作用微弱,因此葉片中部大部分范圍內液滴尺寸幾乎沒發生變化。而在葉頂和葉根附近產生了較多異于主流區的更小粒徑的液滴,尤其是10 μm和20 μm粒徑的情況下這種現象更加顯著。這主要是由于大粒徑液滴條件下,液滴對氣流跟隨性較差,氣動力破碎和撞壁破碎等效應更加顯著。液滴破碎會給流動帶來額外的損失,這也是大液滴粒徑下,壓氣機效率下降的主要原因。

圖17 水滴顆粒運動軌跡Fig.17 Motion trajectories of water droplets

4 結 論

以跨聲速壓氣機NASA Stage35為研究對象,基于歐拉-拉格朗日方法對進氣均勻噴霧條件下的壓氣機氣液兩相三維流場進行數值模擬,研究不同噴濕條件(液滴粒徑和噴濕量)對壓氣機濕壓縮氣動性能及失穩邊界的影響規律,并通過對轉子進/出口氣動參數、輪緣功、葉片載荷及葉頂泄漏流等變化規律的分析,解釋了濕壓縮影響壓氣機性能及失穩邊界的機理,得到的主要結論如下：

1) 濕壓縮能夠顯著提高壓氣機的總壓比和近設計工況效率,但會降低近失速工況效率。液滴粒徑越小,噴濕量越大,蒸發冷卻作用越強,壓比和近設計工況效率提升幅度也越大。當液滴粒徑較大時,液滴的蒸發冷卻作用減弱,在相同噴濕量下相比更小液滴情況壓氣機壓比提升幅度減弱。在近設計和近失速工況,大液滴粒徑5～20 μm 下壓氣機效率均有所降低。尤其是近失速工況下,由于大粒徑液滴破碎作用較強,給流場帶來了更多的損失,導致壓氣機效率降低更加顯著。

2) 進口噴濕對壓氣機工作流量范圍也有顯著影響,噴濕后失速邊界向大流量方向移動,隨著蒸發冷卻作用的增強,失速邊界的變化程度越明顯；而堵塞流量隨著蒸發冷卻作用的增強先增大后減小,對于過大噴濕量的情況(1 μm、5%),堵塞流量甚至低于干壓縮情況。整體上,噴濕后壓氣機流量裕度減小,流量裕度的降低程度跟壓比升高的程度呈正相關性。

3) 關于濕壓縮對壓氣機耗功的影響,噴濕前后不同的工況對比條件會使濕壓縮對壓氣機耗功具有相反的影響趨勢——在等質量流量工況下濕壓縮會使壓氣機比耗功增加,在等壓比條件下濕壓縮會使壓氣機比耗功降低。

4) 在等質量流量下,對于噴濕后動葉進/出口氣動性能沿葉高分布變化分析,由于液滴蒸發冷卻作用,在進口氣體質量流量相等的條件下,噴濕會降低壓氣機轉子出口氣流溫度,從而出口氣流密度升高,軸向速度降低,引起扭速增大,輪緣功增大,這是等質量流量下壓氣機級壓比升高,輪緣功增加的主要原因；而等壓比條件下壓氣機耗功降低的原因,可以通過-圖中2條等壓線之間無冷卻和有冷卻壓縮過程的耗功變化來解釋。