1、涡轮气动力仿真分析和试验研究涡轮气动力仿真分析和试验研究于国斌1,俞光伟2【摘 要】摘要：为研究涡轮喉径、进气间隙等因素对涡轮性能的影响,验证仿真计算和真实试验的差异,提出一套涡轮效率的计算方法,并借助仿真软件对其流场的空气动力学特性进行数值模拟和分析。与实物试验结果进行了比对。研究结果表明:仿真计算与实物试验的结果较为吻合。冲击式涡轮启动瞬态的流场较为复杂,进气角是影响涡轮启动效率的关键因素；减小涡轮间隙、选择与流量匹配的进气喉径均可有效提高涡轮效率。【期刊名称】兵工学报【年(卷),期】2014(035)012【总页数】8【关键词】动力机械工程；涡轮；空气动力；仿真计算0 引言涡轮因其比功率
2、大、独立性好等特点1-3,被美、俄等国广泛应用于航天飞机、战略导弹、军用飞机等武器装备的动力和控制系统。涡轮技术水平成为影响武器装备性能的重要因素。涡轮气动性能研究方法按照其发展轨迹可分为一维经验方法、二维半经验方法、三维方法、时均方法以及非定常方法等。三维方法是当今涡轮流体机械设计的主要手段,它结合了Denton4、Ni5采用的掺混界面方法实现了多排流动模拟;Adamczyk6提出的通道平均流动模型,得到了涡轮无差别时均流动的精确方程,但过于复杂而不利于推广;大量使用多叶片排非定常流动的时间精确模拟,形成了非定常设计体系,开始用于涡轮新产品的预研工作7。随数字化仿真技术快速发展,利用计算流体
3、力学(CFD)软件的模拟仿真和优化设计已成为当前最高效经济的研究手段,其关键技术主要体现在网格生成、空间离散方法以及湍流模型选择上8-10。本文从探索对涡轮性能的影响因素角度出发,针对高速冲击式涡轮泵提出基于有限体积方法和k-湍流模型的设计体系,研究了涡轮进气喉径、进气绝对角、进气间隙等因素与涡轮性能的关系,并通过实物试验对仿真结果进行了验证,探索研究了超高速冲击式涡轮的基本空气动力学特性。1 原理及数值计算1.1 涡轮工作原理高速冲击式涡轮泵工作原理是利用高压燃气通过拉瓦尔喷嘴加速到超音速状态后,进入涡轮腔推动涡轮叶片做功。气流在涡轮叶片间的流动状态如图1所示。涡轮叶片中的气流不发生膨胀,只
4、改变流动方向,将高速气流的动能转化为涡轮泵的机械能。涡轮入口总绝热功Lj计算公式如下:式中:k为绝热指数;R为气体常数;p为涡轮入口总压(MPa);po为涡轮出口压力(MPa);T为涡轮入口总温(K)。1.2 数值计算利用某涡轮试验参数为边界条件进行数值计算,其中进口压力值10 MPa、出口边界压力为0.1MPa,气体温度200 K,出口温度设为300 K;喷嘴喉径10mm和15mm,喷嘴进口直径30mm.按超音速等熵流计算,根据面积马赫数关系式:式中:为比热比(取1.4);A、A*分别为喷嘴出口和喉径比。计算和查熵流特性表可得到稳态下10 mm和15mm喷嘴对应的出口绝对速度co,Ma分别为
5、2.2和2.6,查表可得压力和密度比。根据声速公式:式中:p为压强;为介质密度。可得换算实际出口速度c.根据速度三角形绝对运动速度可看做相对速度和牵连速度合成。式中:v为相对速度,以旋转的工作叶轮为参照点,观察到的空气流过工作叶轮的速度;u为牵连速度,是以大地为参照点,观测到的工作叶轮的旋转切向速度。涡轮基元级速度三角形示意图如图2所示。图2中:气流入口、出口角i和o为20(绝对速度与涡轮径向面夹角),叶型安装入口、出口角i和o(叶片与涡轮径向面夹角)为25,ciu和cou分别为叶片进口和出口绝对速度的切向分速,cu为绝对速度的切向变化量。涡轮输出功率:式中:u为周向速度;Q为进口流量;式中:
6、qm为壅塞质量流量。设涡轮转速100 000 r/min,取周向速度1 000m/s, 10mm和15mm不同喷嘴流量分别为0.31 kg/s、0.67 kg/s,进出口绝对速度差分别为832 m/s和640m/s.可得涡轮理论输出功率。Pi减去径向漏气损失造成的二次损失,即得到实际涡轮功率Po.式中:se为二次损失系数,r为叶片与壳体间径向间隙(m),为潜流损失系数,hcp为叶片平均高度(m)。计算10mm和15mm不同喷嘴喉径对应涡轮间隙0.52mm情况下的涡轮功率,如图3所示。由图3可见:在相同边界条件下,增大进气喉径,涡轮功率明显增大;减小涡轮间隙,涡轮功率有所提高。2 仿真分析航空航
7、天涡轮的流体介质主要以高温高压燃气为主,流场进出口压力和压差较大,流体介质属于高速可压缩流体。考虑分子的粘滞力影响,仿真计算数学模型采用Navier-Stokes方程和标准k-湍流模型,本文针对影响涡轮效率的喷嘴速度系数(喷嘴喉径)、绝对气流角、涡轮间隙等因素进行仿真分析。通过对某涡轮的二维瞬态和三维动态流场特性的仿真计算,从流场压力、流速等方面分析了不同因素对涡轮功率的影响,仿真数据及分析结果如下。2.1 进气喉径仿真2.1.1 二维瞬态分析仿真计算了涡轮启动的0.1 s状态下,10 mm和15mm两个涡轮进气喉径的瞬态流场情况,仿真边界条件为进口压力值10 MPa,出口边界压力为0.1MP
8、a.流体介质选择氦气,流体温度200 K,壁面和出口温度设为300 K.仿真模型类型采用三角形和四边形结构网格,10mm和15mm模型网格单元分别为7 180和7 218.两种模型的流场的压力、速度、转动力矩情况如图4图6和表1所示。由图4可见:10mm喷嘴喉径对应管道壁面和喷管内有明显湍流分离和激波,叶片进气端压力过低,可能因流速过高产生气蚀现象;15mm喷嘴涡轮模型在初始瞬态的流场压力分布较为均匀,喷嘴管路内未出现明细的激波,涡轮转子叶尖的湍流分离较小。可见该边界条件下15mm喷嘴模型设计更为合理。仿真结果图5可见:10mm与15mm喷嘴涡轮模型的速度场分布较为相似,流体通过喷嘴喉径后均达
9、到超音速流;10mm和15mm模型喷管内流场速度Ma最大值分别为3.05和2.91;但10mm模型喉道部分的压力梯度较大,喷嘴前端和喉道前管壁的变截面处均有明显的斜激波;与压力场相似,该流速边界条件下15 mm喷嘴速度流场分布更均匀,喷嘴尺寸和变截面设计更为合理。计算统计了初始瞬态工况下,喷嘴出口对应7个叶片的气动力和转子转动力矩。叶片的序号和受力方向如图6所示。通过叶片前后流速和压差可计算叶片周向受力,模型中7个叶片气动瞬时x方向气动力数据如表1所示。由表1数据可见:叶片1、3、4、5号产生的x向气动力较大;2号叶片由于受到临近叶片湍流分离产生的涡旋影响,叶片表面流速相对较低,产生的气动力也
10、相对较小;6、7号叶片在初始状态下处于进气口的流道后方,没有受到高速气流正面冲击,气流旋转离心力较小,相反6、7号叶片叶背压力相对更低,因气流产生的叶片正反向压差使得在启动瞬间产生x向的反向力矩。另外,仿真可见10mm喷嘴涡轮泵各叶片(除2号叶片外)x方向上的气动力均小于15 mm模型。15mm模型合计的转动力矩是10 mm模型的139%.可见该边界条件下增大进气喉径,涡轮转动力矩明显增大,但增大的比率小于两模型喷嘴喉径比(150%)。2.1.2 三维稳态计算仿真计算了涡轮运转稳定状态下的流场情况,对比分析了10mm、15mm两种涡轮进气喉径在相同边界条件下的压力、速度分布及气动特性差别。仿真
11、流体介质选择氦气,密度0.162 kg/m3、比热容cp为5 193 J/(kgK)、热导率0.152W/(mK)、进口压力10MPa、出口温度300 K、出口压力0.2MPa、涡轮转速50 000 r/min.模型类型采用四面体和六面体复合式网格,10mm和15mm模型网格单元分别为1 451 003和1 458 444.喷嘴出口对应的叶片,涡轮腔截面位置示意图如图7所示。1)流场压力分布图因稳态下喷嘴对应较远端流场较为均匀,三维稳态重点分析喷嘴出口对应中心的5个转子叶片的压力分布,如图8所示。如图8所示,10mm和15mm模型对应的叶片表面最大压力分别为2.4 MPa和2.8 MPa,15
12、mm模型叶片表面压力普遍大于10 mm仿真模型,且其叶片迎风面和背风面压差(0.40.8 MPa)也大于10mm模型。与二维瞬态结果相似,该边界条件下15 mm喉径产生的转动力矩更大,其喉径和喷嘴变截面设计相对更为合理。涡轮转子截面A-A压力分布见图9所示。与模型叶片的压力分布相比,15 mm模型的涡轮腔压力普遍大于10 mm模型。10 mm和15mm涡轮腔最大压力值为2.3 MPa和2.8 MPa.与瞬态不同,涡轮腔压力主要集中在1.51.7 MPa之间,压力最大值分布在叶片顶端。分析涡轮稳态运行状态下,周向旋转速度抵消部分冲击压力。另外,涡轮叶片顶端与涡轮腔间隙较小,受腔壁粘性流影响会产生
13、部分激波,提高了压力值。可见涡轮腔与涡轮转子间隙对涡轮动态特性的影响较大。2)流场速度分布图涡轮腔截面A-A的速度分布如图10所示。由仿真结果图10可见:两模型的速度场分布较为相似,速度Ma在0.80.9之间;10mm和15mm涡轮腔截面最大速度Ma分别为1.17和0.97;介质的流速沿叶片径向增大而增大;分析叶片根部流道间隙较小,受流体粘性和气体膨胀因素影响,该部位气体流速较低,计算结果与压力场较为吻合。3)叶片受力分析计算统计了涡轮运行稳态工况下喷嘴出口所对应的5个叶片的气动力,叶片的序号和受力方向如图11所示。模型喷嘴口对应的5个叶片在运转稳态时x方向的气动力统计如表2所示。由表2数据可
14、见,喷嘴对应的中间3号叶片受到的气动力最大,与涡轮启动瞬态略有不同。稳态情况下进气口各叶片压力分布较为均匀,没有因湍流分离产生的反向力或局部较低正向力。但瞬态时进气口对应叶片的平均转动力矩大于运转稳态值。分析因稳态流场较为均匀,转子全轴各叶片受气流惯性均产生正向转动力矩,与稳态的总有效功大于瞬态情况吻合。另外,两模型转动力矩比值为115.5%,小于喷嘴直径增大比率。可见增大涡轮进气尺寸可增大涡轮功,但增大的效果有限。2.2 进气绝对角仿真根据涡轮速度三角形原理,进气绝对气流角i不但影响涡轮速比、反动度,还影响各类通流部分的各种损失和效率,减少i涡轮效率会有增加,但i过小会影响喷嘴宽度,增大摩擦
15、损失,并工作轮缘处产生气体倒流。绝对气流角如图12所示。通过二维模型仿真计算了15进气喉径模型对应的2035四种气流绝对角情况,仿真计算压力云图如图13所示。计算模型喷嘴7个叶片的气动气动力及正向转动力矩。计算结果如表3所示。由仿真结果可见,压力分布上20、25、35均在涡轮进气点有激波出现,其中25的激波最为明显,与计算的涡轮转子受力相同,进气绝对角30情况下的涡轮转子转动力矩最大。结果表明30为该模型最佳进气绝对角。2.3 涡轮间隙仿真涡轮的进排气损失是影响涡轮功的重要因素,本文仿真计算了涡轮间隙1 mm和2 mm运转稳态情况下的喷嘴对应叶片的压力值和转动力矩,涡轮叶片间隙图如图14所示。
16、仿真计算的1 mm和2 mm涡轮间隙模型运转稳态时x方向的气动力统计见表4所示。仿真计算的1 mm和2 mm涡轮间隙转动力矩差值为115.5%,可见减小涡轮腔与转子间隙可有效减小涡轮进气损失,大幅提高涡轮转动力矩和涡轮有效功。3 试验研究通过试验对数值计算和仿真结果进行验证,重点对某涡轮样机喷嘴喉径、进气绝对角、叶片间隙对涡轮效率的影响进行了摸底试验。试验均采用转子直径为100 mm的冲击式径流涡轮,同轴安装直径40mm的离心式油泵。通过氦吹试验系统对涡轮进行恒压冲击加载,氦气气源压力为810MPa.油泵负载介质为航空液压油。试验主要通过测量油泵输出的流量和压力,计算涡轮实际输出功。具体试验结
17、果及分析如下(试验数据含油泵、密封摩擦等损失)。3.1 进气喉径影响试验进气喉径试验选择10 mm和15mm两种涡轮喷嘴样机,测试了10MPa恒定压力氦气气源压力下,10 s内油泵的输出流量和输出压力,试验结果如表5所示。测试最高功率PQ(输出流量和压强乘积)点在200 L/min附近,15mm进气喉径涡轮喷嘴样机输出功率明显大于15mm,与仿真结果较为相似。该条件下,增大进气喉径可以明显提升涡轮功率。3.2 进气绝对角影响试验针对15mm径流式涡轮泵样机,改变了涡轮进气喷嘴与涡轮转子的绝对进气角(原进气绝对角30更改为25),测试了10 MPa恒定氦气压力下油泵的最大输出流量和输出压力,如表
18、6所示。由试验结果可见,减小进气绝对角后涡轮输出功率略有提高,与理论和仿真分析的趋势相同,但功率变化不明显。分析得出2530均为该涡轮样机最佳进气角范围,该范围内涡轮功率最优。3.3 涡轮间隙影响试验试验15mm径流式涡轮泵壳体进行了改造,增大了涡轮泵壳体与涡轮转子的间隙,同样测试了10MPa恒定氦气压力下油泵的最大输出流量和输出压力,如表7所示。从试验数据可见,相对第1轮氦吹试验,增大涡轮进气间隙后涡轮泵的最大功率点降低了约6.1 kW. 1mm和2mm涡轮间隙转动力矩比值为111.2%,与仿真计算结果较为相似。可见减小涡轮泵进气损失可有效提高径流涡轮泵效率。但受涡轮转子高速工况下的柔性摆动
19、影响,间隙过小可能发生涡轮转子与涡轮壳体接触摩擦的问题。因此,根据涡轮转速和材料柔性,设计最小的进气间隙是提供涡轮效率的有效途径。4 结论1)对涡轮进行了数值仿真和试验,用试验数值校验了数值仿真结果,二者相对误差小于10%,证明数值仿真计算准确度较高。2)仿真计算表明,冲击式涡轮的启动瞬态流场较为复杂,流场内存在部分超低压区,部分叶片产生反向力矩。涡轮进气角是设计的关键,过大或过小的进气角都可能产生激波或气体倒流,影响涡轮启动效率和整体转动力矩。3)试验和计算结果均表明,在相同超音速流场边界条件下,减小涡轮叶片间隙、选择与流量匹配进气喉径均可有效提高涡轮功率。参考文献(：References)
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