于國(guó)斌,俞光偉

(1.北京航空航天大學(xué)宇航學(xué)院,北京 100191;2.北京精密機(jī)電控制設(shè)備研究所,北京 100076)

渦輪氣動(dòng)力仿真分析和試驗(yàn)研究

于國(guó)斌1,俞光偉2

(1.北京航空航天大學(xué)宇航學(xué)院,北京 100191;2.北京精密機(jī)電控制設(shè)備研究所,北京 100076)

為研究渦輪喉徑、進(jìn)氣間隙等因素對(duì)渦輪性能的影響,驗(yàn)證仿真計(jì)算和真實(shí)試驗(yàn)的差異,提出一套渦輪效率的計(jì)算方法,并借助仿真軟件對(duì)其流場(chǎng)的空氣動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行數(shù)值模擬和分析。與實(shí)物試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了比對(duì)。研究結(jié)果表明:仿真計(jì)算與實(shí)物試驗(yàn)的結(jié)果較為吻合。沖擊式渦輪啟動(dòng)瞬態(tài)的流場(chǎng)較為復(fù)雜,進(jìn)氣角是影響渦輪啟動(dòng)效率的關(guān)鍵因素；減小渦輪間隙、選擇與流量匹配的進(jìn)氣喉徑均可有效提高渦輪效率。

動(dòng)力機(jī)械工程；渦輪；空氣動(dòng)力；仿真計(jì)算

0 引言

渦輪因其比功率大、獨(dú)立性好等特點(diǎn)[1-3],被美、俄等國(guó)廣泛應(yīng)用于航天飛機(jī)、戰(zhàn)略導(dǎo)彈、軍用飛機(jī)等武器裝備的動(dòng)力和控制系統(tǒng)。渦輪技術(shù)水平成為影響武器裝備性能的重要因素。

渦輪氣動(dòng)性能研究方法按照其發(fā)展軌跡可分為一維經(jīng)驗(yàn)方法、二維半經(jīng)驗(yàn)方法、三維方法、時(shí)均方法以及非定常方法等。三維方法是當(dāng)今渦輪流體機(jī)械設(shè)計(jì)的主要手段,它結(jié)合了Denton[4]、Ni[5]采用的摻混界面方法實(shí)現(xiàn)了多排流動(dòng)模擬;Adamczyk[6]提出的通道平均流動(dòng)模型,得到了渦輪無(wú)差別時(shí)均流動(dòng)的精確方程,但過(guò)于復(fù)雜而不利于推廣;大量使用多葉片排非定常流動(dòng)的時(shí)間精確模擬,形成了非定常設(shè)計(jì)體系,開(kāi)始用于渦輪新產(chǎn)品的預(yù)研工作[7]。隨數(shù)字化仿真技術(shù)快速發(fā)展,利用計(jì)算流體力學(xué)(CFD)軟件的模擬仿真和優(yōu)化設(shè)計(jì)已成為當(dāng)前最高效經(jīng)濟(jì)的研究手段,其關(guān)鍵技術(shù)主要體現(xiàn)在網(wǎng)格生成、空間離散方法以及湍流模型選擇上[8-10]。

本文從探索對(duì)渦輪性能的影響因素角度出發(fā),針對(duì)高速?zèng)_擊式渦輪泵提出基于有限體積方法和k-ε湍流模型的設(shè)計(jì)體系,研究了渦輪進(jìn)氣喉徑、進(jìn)氣絕對(duì)角、進(jìn)氣間隙等因素與渦輪性能的關(guān)系,并通過(guò)實(shí)物試驗(yàn)對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證,探索研究了超高速?zèng)_擊式渦輪的基本空氣動(dòng)力學(xué)特性。

1 原理及數(shù)值計(jì)算

1.1 渦輪工作原理

高速?zèng)_擊式渦輪泵工作原理是利用高壓燃?xì)馔ㄟ^(guò)拉瓦爾噴嘴加速到超音速狀態(tài)后,進(jìn)入渦輪腔推動(dòng)渦輪葉片做功。氣流在渦輪葉片間的流動(dòng)狀態(tài)如圖1所示。

圖1 流場(chǎng)狀態(tài)示意圖Fig.1 Schematic diagram of flow state

渦輪葉片中的氣流不發(fā)生膨脹,只改變流動(dòng)方向,將高速氣流的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為渦輪泵的機(jī)械能。渦輪入口總絕熱功Lj計(jì)算公式如下:

1.2 數(shù)值計(jì)算

利用某渦輪試驗(yàn)參數(shù)為邊界條件進(jìn)行數(shù)值計(jì)算,其中進(jìn)口壓力值10 MPa、出口邊界壓力為0.1MPa,氣體溫度200 K,出口溫度設(shè)為300 K;噴嘴喉徑φ10mm和φ15mm,噴嘴進(jìn)口直徑φ30mm.按超音速等熵流計(jì)算,根據(jù)面積馬赫數(shù)關(guān)系式:

式中:γ為比熱比(取1.4);A、A*分別為噴嘴出口和喉徑比。

計(jì)算和查熵流特性表可得到穩(wěn)態(tài)下φ10 mm和φ15mm噴嘴對(duì)應(yīng)的出口絕對(duì)速度co,Ma分別為2.2和2.6,查表可得壓力和密度比。根據(jù)聲速公式:

式中:p為壓強(qiáng);ρ為介質(zhì)密度?？傻脫Q算實(shí)際出口速度c.根據(jù)速度三角形絕對(duì)運(yùn)動(dòng)速度可看做相對(duì)速度和牽連速度合成。

式中:v為相對(duì)速度,以旋轉(zhuǎn)的工作葉輪為參照點(diǎn),觀察到的空氣流過(guò)工作葉輪的速度;u為牽連速度,是以大地為參照點(diǎn),觀測(cè)到的工作葉輪的旋轉(zhuǎn)切向速度。渦輪基元級(jí)速度三角形示意圖如圖2所示。

圖2 渦輪基元級(jí)速度三角形Fig.2 Primitive level velocity triangle of turbine

圖2中:氣流入口、出口角αi和αo為20°(絕對(duì)速度與渦輪徑向面夾角),葉型安裝入口、出口角βi和βo(葉片與渦輪徑向面夾角)為25°,ciu和cou分別為葉片進(jìn)口和出口絕對(duì)速度的切向分速,Δcu為絕對(duì)速度的切向變化量。

渦輪輸出功率:

式中:u為周向速度;Q為進(jìn)口流量;

式中:qm為壅塞質(zhì)量流量。

設(shè)渦輪轉(zhuǎn)速100 000 r/min,取周向速度1 000m/s, φ10mm和φ15mm不同噴嘴流量分別為0.31 kg/s、0.67 kg/s,進(jìn)出口絕對(duì)速度差分別為832 m/s和640m/s.可得渦輪理論輸出功率。

Pi減去徑向漏氣損失造成的二次損失,即得到實(shí)際渦輪功率Po.

計(jì)算φ10mm和φ15mm不同噴嘴喉徑對(duì)應(yīng)渦輪間隙0.5～2mm情況下的渦輪功率,如圖3所示。

圖3 不同噴嘴喉徑和渦輪間隙對(duì)應(yīng)渦輪功率示意圖Fig.3 Schematic diagram of turbine powers in the case of different throat diameters and turbine clearances

由圖3可見(jiàn):在相同邊界條件下,增大進(jìn)氣喉徑,渦輪功率明顯增大;減小渦輪間隙,渦輪功率有所提高。

2 仿真分析

航空航天渦輪的流體介質(zhì)主要以高溫高壓燃?xì)鉃橹?流場(chǎng)進(jìn)出口壓力和壓差較大,流體介質(zhì)屬于高速可壓縮流體?？紤]分子的粘滯力影響,仿真計(jì)算數(shù)學(xué)模型采用Navier-Stokes方程和標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型,本文針對(duì)影響渦輪效率的噴嘴速度系數(shù)(噴嘴喉徑)、絕對(duì)氣流角、渦輪間隙等因素進(jìn)行仿真分析。通過(guò)對(duì)某渦輪的二維瞬態(tài)和三維動(dòng)態(tài)流場(chǎng)特性的仿真計(jì)算,從流場(chǎng)壓力、流速等方面分析了不同因素對(duì)渦輪功率的影響,仿真數(shù)據(jù)及分析結(jié)果如下。

2.1 進(jìn)氣喉徑仿真

2.1.1 二維瞬態(tài)分析

仿真計(jì)算了渦輪啟動(dòng)的0.1 s狀態(tài)下,φ10 mm和φ15mm兩個(gè)渦輪進(jìn)氣喉徑的瞬態(tài)流場(chǎng)情況,仿真邊界條件為進(jìn)口壓力值10 MPa,出口邊界壓力為0.1MPa.流體介質(zhì)選擇氦氣,流體溫度200 K,壁面和出口溫度設(shè)為300 K.仿真模型類型采用三角形和四邊形結(jié)構(gòu)網(wǎng)格,φ10mm和φ15mm模型網(wǎng)格單元分別為7 180和7 218.兩種模型的流場(chǎng)的壓力、速度、轉(zhuǎn)動(dòng)力矩情況如圖4～圖6和表1所示。

圖4 φ10mm和φ15mm噴嘴喉徑對(duì)應(yīng)渦輪流場(chǎng)壓力分布圖Fig.4 Pressure distributions of turbines ofφ10mm andφ15mm nuzzle throats

由圖4可見(jiàn):φ10mm噴嘴喉徑對(duì)應(yīng)管道壁面和噴管內(nèi)有明顯湍流分離和激波,葉片進(jìn)氣端壓力過(guò)低,可能因流速過(guò)高產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象;φ15mm噴嘴渦輪模型在初始瞬態(tài)的流場(chǎng)壓力分布較為均勻,噴嘴管路內(nèi)未出現(xiàn)明細(xì)的激波,渦輪轉(zhuǎn)子葉尖的湍流分離較小?？梢?jiàn)該邊界條件下φ15mm噴嘴模型設(shè)計(jì)更為合理。

仿真結(jié)果圖5可見(jiàn):φ10mm與φ15mm噴嘴渦輪模型的速度場(chǎng)分布較為相似,流體通過(guò)噴嘴喉徑后均達(dá)到超音速流;φ10mm和φ15mm模型噴管內(nèi)流場(chǎng)速度Ma最大值分別為3.05和2.91;但φ10mm模型喉道部分的壓力梯度較大,噴嘴前端和喉道前管壁的變截面處均有明顯的斜激波;與壓力場(chǎng)相似,該流速邊界條件下φ15 mm噴嘴速度流場(chǎng)分布更均勻,噴嘴尺寸和變截面設(shè)計(jì)更為合理。

計(jì)算統(tǒng)計(jì)了初始瞬態(tài)工況下,噴嘴出口對(duì)應(yīng)7個(gè)葉片的氣動(dòng)力和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)力矩。葉片的序號(hào)和受力方向如圖6所示。

圖5 φ10mm和φ15mm噴嘴喉徑對(duì)應(yīng)渦輪流場(chǎng)速度分布圖Fig.5 Flow velocity distributions of turbines of φ10mm andφ15mm nuzzle throats

圖6 渦輪葉片受力示意圖Fig.6 Stress diagram of turbine blade

通過(guò)葉片前后流速和壓差可計(jì)算葉片周向受力,模型中7個(gè)葉片氣動(dòng)瞬時(shí)x方向氣動(dòng)力數(shù)據(jù)如表1所示。

由表1數(shù)據(jù)可見(jiàn):葉片1、3、4、5號(hào)產(chǎn)生的x向氣動(dòng)力較大;2號(hào)葉片由于受到臨近葉片湍流分離產(chǎn)生的渦旋影響,葉片表面流速相對(duì)較低,產(chǎn)生的氣動(dòng)力也相對(duì)較小;6、7號(hào)葉片在初始狀態(tài)下處于進(jìn)氣口的流道后方,沒(méi)有受到高速氣流正面沖擊,氣流旋轉(zhuǎn)離心力較小,相反6、7號(hào)葉片葉背壓力相對(duì)更低,因氣流產(chǎn)生的葉片正反向壓差使得在啟動(dòng)瞬間產(chǎn)生x向的反向力矩。

另外,仿真可見(jiàn)φ10mm噴嘴渦輪泵各葉片(除2號(hào)葉片外)x方向上的氣動(dòng)力均小于φ15 mm模型。φ15mm模型合計(jì)的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩是φ10 mm模型的139%.可見(jiàn)該邊界條件下增大進(jìn)氣喉徑,渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)力矩明顯增大,但增大的比率小于兩模型噴嘴喉徑比(150%)。

表1 喉徑φ10mm、φ15mm渦輪葉片瞬態(tài)力矩情況統(tǒng)計(jì)(葉片直徑100mm)Tab.1 Statistical transientmoment of turbine blades with throat diameters ofφ10mm andφ15mm(blade diameter:100mm)

2.1.2 三維穩(wěn)態(tài)計(jì)算

仿真計(jì)算了渦輪運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定狀態(tài)下的流場(chǎng)情況,對(duì)比分析了φ10mm、φ15mm兩種渦輪進(jìn)氣喉徑在相同邊界條件下的壓力、速度分布及氣動(dòng)特性差別。仿真流體介質(zhì)選擇氦氣,密度0.162 kg/m3、比熱容cp為5 193 J/(kg·K)、熱導(dǎo)率0.152W/(m·K)、進(jìn)口壓力10MPa、出口溫度300 K、出口壓力0.2MPa、渦輪轉(zhuǎn)速50 000 r/min.模型類型采用四面體和六面體復(fù)合式網(wǎng)格,φ10mm和φ15mm模型網(wǎng)格單元分別為1 451 003和1 458 444.噴嘴出口對(duì)應(yīng)的葉片,渦輪腔截面位置示意圖如圖7所示。

1)流場(chǎng)壓力分布圖

圖7 渦輪葉片示意圖Fig.7 Schematic diagram of turbine blade

因穩(wěn)態(tài)下噴嘴對(duì)應(yīng)較遠(yuǎn)端流場(chǎng)較為均勻,三維穩(wěn)態(tài)重點(diǎn)分析噴嘴出口對(duì)應(yīng)中心的5個(gè)轉(zhuǎn)子葉片的壓力分布,如圖8所示。

圖8 φ10mm和φ15mm噴嘴渦輪轉(zhuǎn)子葉片壓力分布圖Fig.8 Pressure distribution of turbine rotor blade (throat diameter=φ10mm andφ15mm)

如圖8所示,φ10mm和φ15mm模型對(duì)應(yīng)的葉片表面最大壓力分別為2.4 MPa和2.8 MPa,φ15mm模型葉片表面壓力普遍大于φ10 mm仿真模型,且其葉片迎風(fēng)面和背風(fēng)面壓差(0.4～0.8 MPa)也大于φ10mm模型。與二維瞬態(tài)結(jié)果相似,該邊界條件下φ15 mm喉徑產(chǎn)生的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩更大,其喉徑和噴嘴變截面設(shè)計(jì)相對(duì)更為合理。渦輪轉(zhuǎn)子截面A-A壓力分布見(jiàn)圖9所示。

與模型葉片的壓力分布相比,φ15 mm模型的渦輪腔壓力普遍大于φ10 mm模型。φ10 mm和φ15mm渦輪腔最大壓力值為2.3 MPa和2.8 MPa.與瞬態(tài)不同,渦輪腔壓力主要集中在1.5～1.7 MPa之間,壓力最大值分布在葉片頂端。分析渦輪穩(wěn)態(tài)運(yùn)行狀態(tài)下,周向旋轉(zhuǎn)速度抵消部分沖擊壓力。另外,渦輪葉片頂端與渦輪腔間隙較小,受腔壁粘性流影響會(huì)產(chǎn)生部分激波,提高了壓力值。可見(jiàn)渦輪腔與渦輪轉(zhuǎn)子間隙對(duì)渦輪動(dòng)態(tài)特性的影響較大。

2)流場(chǎng)速度分布圖

渦輪腔截面A-A的速度分布如圖10所示。

由仿真結(jié)果圖10可見(jiàn):兩模型的速度場(chǎng)分布較為相似,速度Ma在0.8～0.9之間;φ10mm和φ15mm渦輪腔截面最大速度Ma分別為1.17和0.97;介質(zhì)的流速沿葉片徑向增大而增大;分析葉片根部流道間隙較小,受流體粘性和氣體膨脹因素影響,該部位氣體流速較低,計(jì)算結(jié)果與壓力場(chǎng)較為吻合。

圖9 渦輪轉(zhuǎn)子A-A截面壓力分布圖(φ10mm和φ15mm)Fig.9 Distribution of A-A section pressure in turbine rotor (throat diameter=φ10mm andφ15mm)

圖10 渦輪轉(zhuǎn)子A-A截面速度分布圖(φ10mm和φ15mm)Fig.10 Distribution of A-A section velocity in turbine rotor (throat diameter=φ10mm andφ15mm)

3)葉片受力分析

計(jì)算統(tǒng)計(jì)了渦輪運(yùn)行穩(wěn)態(tài)工況下噴嘴出口所對(duì)應(yīng)的5個(gè)葉片的氣動(dòng)力,葉片的序號(hào)和受力方向如圖11所示。

圖11 渦輪葉片受力示意圖Fig.11 Stress diagram of turbine blade

模型噴嘴口對(duì)應(yīng)的5個(gè)葉片在運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)態(tài)時(shí)x方向的氣動(dòng)力統(tǒng)計(jì)如表2所示。

表2 φ10mm和φ15mm渦輪葉片穩(wěn)態(tài)力矩情況統(tǒng)計(jì)Tab.2 Statistical steady state torque of turbine blade (throat diameter=φ10mm andφ15mm)

由表2數(shù)據(jù)可見(jiàn),噴嘴對(duì)應(yīng)的中間3號(hào)葉片受到的氣動(dòng)力最大,與渦輪啟動(dòng)瞬態(tài)略有不同。穩(wěn)態(tài)情況下進(jìn)氣口各葉片壓力分布較為均勻,沒(méi)有因湍流分離產(chǎn)生的反向力或局部較低正向力。但瞬態(tài)時(shí)進(jìn)氣口對(duì)應(yīng)葉片的平均轉(zhuǎn)動(dòng)力矩大于運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)態(tài)值。分析因穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)較為均勻,轉(zhuǎn)子全軸各葉片受氣流慣性均產(chǎn)生正向轉(zhuǎn)動(dòng)力矩,與穩(wěn)態(tài)的總有效功大于瞬態(tài)情況吻合。另外,兩模型轉(zhuǎn)動(dòng)力矩比值為115.5%,小于噴嘴直徑增大比率?？梢?jiàn)增大渦輪進(jìn)氣尺寸可增大渦輪功,但增大的效果有限。

2.2 進(jìn)氣絕對(duì)角仿真

根據(jù)渦輪速度三角形原理,進(jìn)氣絕對(duì)氣流角αi不但影響渦輪速比、反動(dòng)度,還影響各類通流部分的各種損失和效率,減少αi渦輪效率會(huì)有增加,但αi過(guò)小會(huì)影響噴嘴寬度,增大摩擦損失,并工作輪緣處產(chǎn)生氣體倒流。絕對(duì)氣流角如圖12所示。

通過(guò)二維模型仿真計(jì)算了φ15進(jìn)氣喉徑模型對(duì)應(yīng)的20°～35°四種氣流絕對(duì)角情況,仿真計(jì)算壓力云圖如圖13所示。

計(jì)算模型噴嘴7個(gè)葉片的氣動(dòng)氣動(dòng)力及正向轉(zhuǎn)動(dòng)力矩。計(jì)算結(jié)果如表3所示。

圖12 渦輪葉片受力示意圖Fig.12 Stress diagram of turbine blade

圖13 4種氣流絕對(duì)角噴管壓力示意圖Fig.13 Pressures of four absolute air angle nozzles

表3 渦輪葉片瞬態(tài)力矩情況統(tǒng)計(jì)Tab.3 Statistical transientmoments of turbine blade

由仿真結(jié)果可見(jiàn),壓力分布上20°、25°、35°均在渦輪進(jìn)氣點(diǎn)有激波出現(xiàn),其中25°的激波最為明顯,與計(jì)算的渦輪轉(zhuǎn)子受力相同,進(jìn)氣絕對(duì)角30°情況下的渦輪轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)力矩最大。結(jié)果表明30°為該模型最佳進(jìn)氣絕對(duì)角。

2.3 渦輪間隙仿真

渦輪的進(jìn)排氣損失是影響渦輪功的重要因素,本文仿真計(jì)算了渦輪間隙1 mm和2 mm運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)態(tài)情況下的噴嘴對(duì)應(yīng)葉片的壓力值和轉(zhuǎn)動(dòng)力矩,渦輪葉片間隙圖如圖14所示。

圖14 渦輪葉片間隙示意圖Fig.14 Schematic diagram of turbine blade clearance

仿真計(jì)算的1 mm和2 mm渦輪間隙模型運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)態(tài)時(shí)x方向的氣動(dòng)力統(tǒng)計(jì)見(jiàn)表4所示。

表4 1mm和2mm間隙的渦輪葉片穩(wěn)態(tài)力矩情況統(tǒng)計(jì)Tab.4 Statistical steady state torques of turbine blades with 1mm and 2mm clearances

仿真計(jì)算的1 mm和2 mm渦輪間隙轉(zhuǎn)動(dòng)力矩差值為115.5%,可見(jiàn)減小渦輪腔與轉(zhuǎn)子間隙可有效減小渦輪進(jìn)氣損失,大幅提高渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)力矩和渦輪有效功。

3 試驗(yàn)研究

通過(guò)試驗(yàn)對(duì)數(shù)值計(jì)算和仿真結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證,重點(diǎn)對(duì)某渦輪樣機(jī)噴嘴喉徑、進(jìn)氣絕對(duì)角、葉片間隙對(duì)渦輪效率的影響進(jìn)行了摸底試驗(yàn)。試驗(yàn)均采用轉(zhuǎn)子直徑為100 mm的沖擊式徑流渦輪,同軸安裝直徑40mm的離心式油泵。通過(guò)氦吹試驗(yàn)系統(tǒng)對(duì)渦輪進(jìn)行恒壓沖擊加載,氦氣氣源壓力為8～10MPa.油泵負(fù)載介質(zhì)為航空液壓油。試驗(yàn)主要通過(guò)測(cè)量油泵輸出的流量和壓力,計(jì)算渦輪實(shí)際輸出功。具體試驗(yàn)結(jié)果及分析如下(試驗(yàn)數(shù)據(jù)含油泵、密封摩擦等損失)。

3.1 進(jìn)氣喉徑影響試驗(yàn)

進(jìn)氣喉徑試驗(yàn)選擇φ10 mm和φ15mm兩種渦輪噴嘴樣機(jī),測(cè)試了10MPa恒定壓力氦氣氣源壓力下,10 s內(nèi)油泵的輸出流量和輸出壓力,試驗(yàn)結(jié)果如表5所示。

表5 不同渦輪進(jìn)氣喉徑的試驗(yàn)結(jié)果統(tǒng)計(jì)Tab.5 Test output flows and pressures of oil pump

測(cè)試最高功率PQ(輸出流量和壓強(qiáng)乘積)點(diǎn)在200 L/min附近,φ15mm進(jìn)氣喉徑渦輪噴嘴樣機(jī)輸出功率明顯大于φ15mm,與仿真結(jié)果較為相似。該條件下,增大進(jìn)氣喉徑可以明顯提升渦輪功率。

3.2 進(jìn)氣絕對(duì)角影響試驗(yàn)

針對(duì)φ15mm徑流式渦輪泵樣機(jī),改變了渦輪進(jìn)氣噴嘴與渦輪轉(zhuǎn)子的絕對(duì)進(jìn)氣角(原進(jìn)氣絕對(duì)角30°更改為25°),測(cè)試了10 MPa恒定氦氣壓力下油泵的最大輸出流量和輸出壓力,如表6所示。

表6 不同進(jìn)氣絕對(duì)角的試驗(yàn)結(jié)果統(tǒng)計(jì)Tab.6 Experimental results for different inlet absolute angles

由試驗(yàn)結(jié)果可見(jiàn),減小進(jìn)氣絕對(duì)角后渦輪輸出功率略有提高,與理論和仿真分析的趨勢(shì)相同,但功率變化不明顯。

分析得出25°～30°均為該渦輪樣機(jī)最佳進(jìn)氣角范圍,該范圍內(nèi)渦輪功率最優(yōu)。

3.3 渦輪間隙影響試驗(yàn)

試驗(yàn)φ15mm徑流式渦輪泵殼體進(jìn)行了改造,增大了渦輪泵殼體與渦輪轉(zhuǎn)子的間隙,同樣測(cè)試了10MPa恒定氦氣壓力下油泵的最大輸出流量和輸出壓力,如表7所示。

表7 不同葉片間隙的試驗(yàn)結(jié)果統(tǒng)計(jì)Tab.7 Experimental results for different blade clearances

從試驗(yàn)數(shù)據(jù)可見(jiàn),相對(duì)第1輪氦吹試驗(yàn),增大渦輪進(jìn)氣間隙后渦輪泵的最大功率點(diǎn)降低了約6.1 kW. 1mm和2mm渦輪間隙轉(zhuǎn)動(dòng)力矩比值為111.2%,與仿真計(jì)算結(jié)果較為相似?？梢?jiàn)減小渦輪泵進(jìn)氣損失可有效提高徑流渦輪泵效率。但受渦輪轉(zhuǎn)子高速工況下的柔性擺動(dòng)影響,間隙過(guò)小可能發(fā)生渦輪轉(zhuǎn)子與渦輪殼體接觸摩擦的問(wèn)題。因此,根據(jù)渦輪轉(zhuǎn)速和材料柔性,設(shè)計(jì)最小的進(jìn)氣間隙是提供渦輪效率的有效途徑。

4 結(jié)論

1)對(duì)渦輪進(jìn)行了數(shù)值仿真和試驗(yàn),用試驗(yàn)數(shù)值校驗(yàn)了數(shù)值仿真結(jié)果,二者相對(duì)誤差小于10%,證明數(shù)值仿真計(jì)算準(zhǔn)確度較高。

2)仿真計(jì)算表明,沖擊式渦輪的啟動(dòng)瞬態(tài)流場(chǎng)較為復(fù)雜,流場(chǎng)內(nèi)存在部分超低壓區(qū),部分葉片產(chǎn)生反向力矩。渦輪進(jìn)氣角是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵,過(guò)大或過(guò)小的進(jìn)氣角都可能產(chǎn)生激波或氣體倒流,影響渦輪啟動(dòng)效率和整體轉(zhuǎn)動(dòng)力矩。

3)試驗(yàn)和計(jì)算結(jié)果均表明,在相同超音速流場(chǎng)邊界條件下,減小渦輪葉片間隙、選擇與流量匹配進(jìn)氣喉徑均可有效提高渦輪功率。

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The Simulation Analysis and Experiment Research of Turbine Aerodynam ic Force

YU Guo-bin1,YU Guang-wei2
(1.School of Astronautics,Beihang University,Beijing 100191,China;
2.Beijing Research Institute of Precise Mechatronics and Controls,Beijing 100076,China)

A calculation method of turbine efficiency is proposed in order to study the influence of turbo inlet hose diameter,inlet gap and other factors on the turbine performance,aswell as verify the difference between the simulated and test results.The aerodynamic characteristics of the flow field are simulated and analyzed with the help of simulation software.The results show that the simulated results are in agreement with the test results.The start-up transient flow field of impact-type turbine is relatively complex.Inlet angle is a key to affect the start-up efficiency of the turbine.The efficiency of the turbine can be improvedby reducing the gaps of turbine and selecting the throat diameter thatmatches with the flow.

powermachinery engineering;turbine;aerodynamic;simulation

TH117

A

1000-1093(2014)12-2050-08

10.3969/j.issn.1000-1093.2014.12.017

2014-09-09

國(guó)防科工局基礎(chǔ)研究項(xiàng)目(2010年)

于國(guó)斌(1971—),男,研究員。E-mail:guobin_yu@163.com