高慶,李軍

(西安交通大學(xué)葉輪機(jī)械研究所, 710049, 西安)

徑向輪緣密封封嚴(yán)效率的數(shù)值研究

高慶,李軍

(西安交通大學(xué)葉輪機(jī)械研究所, 710049, 西安)

通過SST湍流模型求解三維Reynolds-Averaged Navier-Stokes (RANS) 方程組,研究了渦輪徑向輪緣密封封嚴(yán)特性,采用附加變量法研究了主流入侵程度,數(shù)值計(jì)算獲得的主流通道壓力及輪緣密封封嚴(yán)效率分布與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合良好,在此基礎(chǔ)上研究了幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)對渦輪徑向輪緣密封的封嚴(yán)性能的影響規(guī)律。結(jié)果表明:徑向輪緣密封封嚴(yán)效率隨著密封內(nèi)齒長度的增加而升高,隨著徑向間隙尺寸的減小而升高;密封徑向內(nèi)齒向下傾斜時(shí),密封封嚴(yán)效率提高;與徑向內(nèi)齒安裝在靜盤側(cè)相比,安裝在動盤側(cè)時(shí)的密封封嚴(yán)效率更高;密封的軸向及徑向等幾何參數(shù)一定時(shí),采用迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)可以提高徑向輪緣密封的封嚴(yán)性能。

渦輪;輪緣密封;封嚴(yán)效率;數(shù)值模擬

渦輪盤是燃?xì)馔钙街兄匾某辛Σ考?靜止隔板與轉(zhuǎn)動輪盤之間存在輪盤腔室,在實(shí)際流動過程中,高溫主流氣體會通過輪緣間隙入侵輪盤腔室,從而加熱輪盤,導(dǎo)致渦輪盤變形,造成安全隱患[1]。為了避免輪盤過熱,需要采用空氣冷卻系統(tǒng)對輪盤進(jìn)行冷卻。輪緣密封是二次空氣冷卻系統(tǒng)的重要組成部分,可阻止高溫主流氣體入侵輪盤腔室。性能優(yōu)良的輪緣密封結(jié)構(gòu),可以減少從壓氣機(jī)引入的冷氣量,提高發(fā)動機(jī)的氣動效率,因此輪緣密封封嚴(yán)效率及其影響因素的研究具有重要意義。

國內(nèi)外學(xué)者在輪緣密封封嚴(yán)效率方面進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)及數(shù)值研究。Roy等在單級透平實(shí)驗(yàn)平臺上研究了2種不同靜葉/動葉布置時(shí)的輪緣密封性能,給出了利用CO2示蹤氣體濃度定義的封嚴(yán)效率在盤腔中的分布[2]。Bohn等利用LDV技術(shù)對一個(gè)1.5級模型透平上游腔室的輪緣密封及盤腔內(nèi)部的速度場進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測量,對比了各種封嚴(yán)冷氣量下不同位置的速度場分布[3]。Zhou等實(shí)驗(yàn)研究了3種高寬比和相同輪緣密封形狀的輪盤腔室結(jié)構(gòu)對主流燃?xì)馊肭州啽P腔室的影響[4]。Hills等數(shù)值研究了主流燃?xì)馔ㄟ^渦輪輪緣密封入侵輪盤腔室的非定常流動特性[5]。Mirzamoghadam等對一高壓透平的輪緣密封燃?xì)馊肭痔匦赃M(jìn)行了定常數(shù)值研究,比較了不同冷氣量下燃?xì)馊肭旨芭c主流的相互影響[6]。文獻(xiàn)[7]對軸向輪緣密封的燃?xì)馊肭痔匦赃M(jìn)行了數(shù)值研究,并利用孔板模型進(jìn)行了分析。

本文以文獻(xiàn)[8]模型為對象,采用附加變量法研究了軸向和徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率,以及徑向輪緣密封的徑向齒長度、徑向間隙尺寸、徑向齒傾斜角度、徑向內(nèi)齒安裝位置和迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)對封嚴(yán)效率的影響,以期為徑向輪緣密封幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

1 計(jì)算方法及模型

1.1 計(jì)算方法

采用濃度法實(shí)驗(yàn)測量輪緣密封封嚴(yán)效率時(shí),先在主流中加入示蹤氣體,然后測量盤腔內(nèi)固定測點(diǎn)位置的示蹤氣體濃度,由示蹤氣體濃度來表征主流入侵盤腔的程度及輪緣密封的封嚴(yán)效率[8]。封嚴(yán)效率定義為

(1)

式中:cs為參考點(diǎn)示蹤氣體濃度;ca為主流進(jìn)口示蹤氣體濃度;c0為冷氣流進(jìn)口示蹤氣體濃度。

本文采用添加附加變量的方法來數(shù)值研究輪緣密封的封嚴(yán)效率,通過添加附加變量、求解湍流輸運(yùn)方程來模擬示蹤氣體在主流通道及盤腔內(nèi)的輸運(yùn)擴(kuò)散過程。湍流流動的標(biāo)量輸運(yùn)方程通用式為

(2)

式中:φ為示蹤氣體的比體積濃度;Sφ為體積源項(xiàng);Dφ為動能擴(kuò)散系數(shù);μt為湍流黏度;Sct為湍流施密特?cái)?shù)。溫度為300K時(shí),標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下CO2在空氣中的Dφ=1.6e-5m2/s。

計(jì)算中冷氣進(jìn)口示蹤附加變量值為1,主流進(jìn)口示蹤附加變量值為0,主流入侵和封嚴(yán)冷氣流的摻混將使得計(jì)算域中示蹤附加變量值介于0和1之間。根據(jù)式(1),當(dāng)盤腔處于完全封嚴(yán)狀態(tài)時(shí),輪緣密封的封嚴(yán)效率為1;當(dāng)盤腔處于完全入侵狀態(tài)時(shí),封嚴(yán)效率為0。

1.2 方法驗(yàn)證

本文考核的對象是單級模型透平的輪緣密封結(jié)構(gòu)[8]。由于主流透平級通道涉及靜止域和旋轉(zhuǎn)域的數(shù)據(jù)信息傳遞,以及動靜葉交接面位置對渦輪盤腔的影響,所以考核涉及4種模型(A～D)。計(jì)算模型為周期性的,定常時(shí)采用混合平面法處理交界面,非定常時(shí)采用滑移面法處理交界面。為了保證動靜邊界處的周向范圍相同,非定常計(jì)算中對動葉進(jìn)行了區(qū)域縮放,以滿足計(jì)算要求。圖1為計(jì)算模型靜止域、旋轉(zhuǎn)域以及動靜葉交界面位置示意。在模型A、B中,盤腔計(jì)算域?yàn)殪o止域,動靜葉交界面在輪緣密封進(jìn)口下游,其中模型A為定常的,模型B為非定常的;在模型C、D中,盤腔計(jì)算域?yàn)樾D(zhuǎn)域,動靜葉交界面在輪緣密封進(jìn)口上游,其中模型C為定常的,模型D為非定常的。

(a)模型A、B (b)模型C、D

圖2為冷氣量Cw=986時(shí)4種模型的封嚴(yán)效率沿徑向分布的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值對比。冷氣量定義如下

(3)

式中:m為質(zhì)量流量;μ為動力黏性系數(shù);b為輪緣端壁面半徑。

圖2 Cw=986時(shí)封嚴(yán)效率沿徑向分布的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值對比

由圖2可知,采用附加變量法時(shí),動靜葉交界面位置的選取對輪緣密封封嚴(yán)效率計(jì)算有顯著影響。動靜葉交界面位于密封進(jìn)口下游時(shí),如模型A、B,封嚴(yán)效率計(jì)算值較實(shí)驗(yàn)值高,表明該模型低估了主流入侵的程度,其中非定常模型B優(yōu)于定常模型A,但模型B計(jì)算結(jié)果仍低估了主流入侵的程度。當(dāng)動靜葉交界面位于密封進(jìn)口上游時(shí),模型C、D的封嚴(yán)效率計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值吻合得更好,模型D與實(shí)驗(yàn)值吻合最好。模型C在r/b<0.9(r為輪盤半徑)的低位區(qū)域的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值有些偏差,但總體趨勢與實(shí)驗(yàn)值保持一致,在入侵主流影響明顯的區(qū)域r/b>0.9的計(jì)算值仍與實(shí)驗(yàn)值吻合。

(a)模型A (b)模型B (c)模型C (d)模型D

圖3為Cw=986、轉(zhuǎn)速為2000r/min時(shí),4種計(jì)算模型獲得的周期面封嚴(yán)效率云圖。當(dāng)動靜葉交界面位于密封進(jìn)口下游時(shí),從模型A的計(jì)算結(jié)果可以看出,盤腔內(nèi)部區(qū)域的封嚴(yán)效率基本為1,說明此計(jì)算方法并沒有準(zhǔn)確地捕捉到主流入侵現(xiàn)象,而非定常計(jì)算模型B的計(jì)算結(jié)果對主流入侵現(xiàn)象有所反映,但未能反映盤腔內(nèi)所有主流入侵情況;當(dāng)動靜葉交界面位于密封進(jìn)口上游時(shí),從模型C、D的計(jì)算結(jié)果均可以清楚地顯示主流侵入盤腔的現(xiàn)象。在靜盤面附近,封嚴(yán)效率較低,在動盤面,封嚴(yán)效率較高,同一半徑處沿著軸向從靜盤到動盤,封嚴(yán)效率存在從低到高的梯度。這是因?yàn)?盤腔中冷氣流受轉(zhuǎn)盤旋轉(zhuǎn)引起的“泵效應(yīng)”的作用沿著動盤向上流動,靜盤中主流入侵氣體在滲入靜盤邊界層后向下流動,流動過程中會有部分流體發(fā)生橫向移動,通過盤內(nèi)的旋流核心進(jìn)入動盤邊界層內(nèi),導(dǎo)致動盤區(qū)域封嚴(yán)效率較高,而靜盤區(qū)域封嚴(yán)效率較低,由此產(chǎn)生軸向濃度梯度。采用附加變量計(jì)算方法時(shí),將動靜葉交界面設(shè)置在密封進(jìn)口上游的模型C、D,均可有效捕獲到主流入侵現(xiàn)象。2種方法的主要區(qū)別是,在低于半徑位置處靜盤面附近區(qū)域,模型D捕捉入侵現(xiàn)象的能力更強(qiáng),在盤腔內(nèi)大多數(shù)區(qū)域兩者計(jì)算結(jié)果類似。相對于模型D,模型C可以大大縮短計(jì)算時(shí)間。因此,本文采用模型C研究密封齒結(jié)構(gòu)對徑向輪緣密封封嚴(yán)性能的影響。

壓力系數(shù)定義為

(4)

圖4為采用模型C時(shí)不同冷氣量下輪緣密封的封嚴(yán)效率的實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值比較。實(shí)驗(yàn)及計(jì)算中的封嚴(yán)效率基準(zhǔn)點(diǎn)為r/b=0.958。圖5為采用模型C時(shí)主流通道處周向壓力分布的實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值的比較。

圖4 采用模型C時(shí)不同冷氣量下輪緣密封的封嚴(yán)效率的實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值比較

圖5 采用模型C時(shí)主流通道處周向壓力分布的實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值的比較

從圖4和5中可以看出,計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值吻合良好,從而驗(yàn)證了模型C的有效性。

1.3 計(jì)算模型

計(jì)算模型:軸向和徑向輪緣密封的軸向間隙均為4mm;主流通道高度h=50mm;b=345mm;封嚴(yán)效率參考點(diǎn)半徑r0=330mm;輪緣密封軸向間隙Sc,ax=4mm;輪緣密封徑向間隙Sc,rad=2～6 mm;輪緣密封軸向齒厚度H1=5mm;輪緣密封徑向內(nèi)齒長度L=0～10mm;輪緣密封徑向內(nèi)齒厚度H2=5mm;輪緣密封徑向內(nèi)齒傾斜角度α=-10°,0°,10°;輪緣密封軸向間隙比Gc,ax=Sc,ax/b=0.011 6;盤腔間隙比G=S/b=0.087。表1為徑向輪緣密封基準(zhǔn)(baseline)及結(jié)構(gòu)參數(shù)。圖6為軸向及徑向輪緣密封的幾何結(jié)構(gòu),其中濃度效率參考點(diǎn)r0/b=0.956。

表1 徑向輪緣密封基準(zhǔn)及結(jié)構(gòu)參數(shù)

(a)軸向密封 (b)徑向密封

圖7為徑向輪緣密封基準(zhǔn)計(jì)算網(wǎng)格。采用NUMECA-AUTOGRID生成多塊結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,其中主流透平級流道采用H-O-H拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,葉片表面采用O型拓?fù)滟N體網(wǎng)格,葉片進(jìn)出口延伸處及盤腔結(jié)構(gòu)處采用H型結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。生成網(wǎng)格時(shí)主流通道與盤腔內(nèi)密封間隙處的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)完全匹配,以保證求解精度。主流通道中靜葉沿周向布置了49個(gè)節(jié)點(diǎn),沿軸向布置了62個(gè)節(jié)點(diǎn);動葉片沿周向布置了47個(gè)節(jié)點(diǎn),沿軸向布置了83個(gè)節(jié)點(diǎn);主流通道沿葉高布置了47個(gè)節(jié)點(diǎn),在密封間隙處布置了30個(gè)節(jié)點(diǎn)。計(jì)算網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)總數(shù)為120萬,滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求[9],網(wǎng)格最小正交角度為37°時(shí)質(zhì)量良好。

圖7 徑向輪緣密封基準(zhǔn)計(jì)算網(wǎng)格

計(jì)算工質(zhì)采用空氣,主流進(jìn)口總壓給定,總壓pinlet=113484Pa,總溫為320K;主流出口平均靜壓給定,平均靜壓pout=101 325Pa;冷卻氣流進(jìn)口質(zhì)量流量給定,m=1.47～11.73g/s,冷卻氣流進(jìn)口總溫給定,為300K,轉(zhuǎn)速為3600r/min。固壁面為無滑移絕熱壁面,計(jì)算中動靜葉交接面以混合平面法(stage)連接。當(dāng)連續(xù)方程、動量方程、能量方程、湍流方程的均方根殘差小于10-6、觀測點(diǎn)效率值保持不變時(shí),認(rèn)為計(jì)算收斂。

2 結(jié)果分析

2.1 軸向和徑向輪緣密封封嚴(yán)效率

圖8為Cw=1 853、轉(zhuǎn)速為3600r/min時(shí),軸向和徑向輪緣密封盤腔內(nèi)壓力分布云圖。受旋轉(zhuǎn)離心力的作用,盤腔內(nèi)氣流沿徑向存在明顯的壓力梯度,半徑越大,壓力越高,而沿軸向,壓力場分布較為均勻。對比軸向和徑向輪緣密封結(jié)構(gòu)發(fā)現(xiàn),同一半徑下盤腔內(nèi)壓力分布基本相同,表明該工況下軸向和徑向輪緣密封的盤腔內(nèi)壓力分布相似。

(a)軸向輪緣密封 (b)徑向輪緣密封

圖9為3種冷氣量下軸向和徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率。當(dāng)Cw=243時(shí),軸向輪緣密封的封嚴(yán)效率為0.04,徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率為0.34。當(dāng)Cw=1 853時(shí),軸向輪緣密封的封嚴(yán)效率為0.32,徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率達(dá)到0.9,已處于基本封嚴(yán)狀態(tài),表明徑向輪緣密封的封嚴(yán)性能優(yōu)于軸向輪緣密封。

圖9 3種冷氣量下軸向和徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率

圖10為軸向和徑向輪緣密封的盤腔內(nèi)子午面流場形態(tài)。在盤腔內(nèi),冷氣流沿動盤向上流動,主流入侵氣體在密封間隙與冷卻氣體混合后沿動靜盤向下運(yùn)動。對于軸向輪緣密封,主流入侵氣體通過軸向間隙后受到的阻礙較小,可以較為順暢地沿靜盤向下運(yùn)動,盤腔無法得到有效保護(hù)。對于徑向輪緣密封,由于內(nèi)齒結(jié)構(gòu)會提前迫使沿動盤上升的冷卻氣流向靜盤一側(cè)運(yùn)動,使得冷卻氣流與入侵氣流的摻混力度增強(qiáng),摻混下密封間隙狹縫處會形成渦系結(jié)構(gòu),這些渦系結(jié)構(gòu)又會增大主流氣體侵入盤腔時(shí)的流動阻力,從而達(dá)到了減少主流入侵的目的。

(a)軸向輪緣密封 (b) 徑向輪緣密封

圖11為Cw=243,1 853時(shí)軸向和徑向輪緣密封盤腔內(nèi)封嚴(yán)效率分布云圖。當(dāng)Cw=243時(shí),冷氣量較少,2種密封結(jié)構(gòu)下盤腔內(nèi)均發(fā)生較為嚴(yán)重的主流入侵現(xiàn)象。如圖11a所示,對于軸向輪緣密封,盤腔內(nèi)入侵氣體摻混;對于徑向輪緣密封,主流入侵主要集中在由內(nèi)齒和外齒構(gòu)成的狹縫區(qū)域,該區(qū)域封嚴(yán)效率較低。在內(nèi)齒以下的盤內(nèi)區(qū)域,相對于軸向輪緣密封,徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率從0.1左右提高到0.4左右。當(dāng)Cw=1 853時(shí),對于軸向輪緣密封,盤腔內(nèi)入侵現(xiàn)象明顯,與Cw=243相比,盤腔內(nèi)封嚴(yán)效率大幅度提高。對于徑向輪緣密封,當(dāng)Cw由243增加到1 853時(shí),由于冷氣的吹掃作用使得停滯在內(nèi)外齒之間狹縫區(qū)域的主流流體減少,密封間隙處的封嚴(yán)效率提高,同時(shí)在該冷氣流量下,內(nèi)齒結(jié)構(gòu)以下的盤腔內(nèi)的封嚴(yán)效率在0.8以上,處于一個(gè)良好的封嚴(yán)狀態(tài),可見封嚴(yán)效率得到提升。

(a)Cw=243

(b)Cw=1 853

2.2 幾何結(jié)構(gòu)對封嚴(yán)效率的影響

圖12為3種冷氣量、不同L下的徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率比較。從圖中可以看出:Cw=243時(shí),L從5mm增加到10mm,徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率從0.12提高到0.59;Cw=1 853時(shí),L從5mm增加到10mm,封嚴(yán)效率從0.81提高到0.92。這表明,在冷氣量相同的情況下,L越大,密封封嚴(yán)性能越好。

圖12 3種冷氣量、不同L下的徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率比較

圖13為3種冷氣量、不同Sc,rad下的徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率比較。Cw=243時(shí),對比結(jié)構(gòu)3、4發(fā)現(xiàn),Sc,rad從2mm增加到6 mm,徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率從0.76降低到0.18;Cw=1 853時(shí),2種結(jié)構(gòu)的封嚴(yán)效率均大幅提高,結(jié)構(gòu)3的封嚴(yán)效率略高于結(jié)構(gòu)4。這表明,徑向間隙越小,密封封嚴(yán)性能越好。

圖13 3種冷氣量、不同Sc,rad下的徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率比較

圖14 3種冷氣量、不同α下的徑向密封的封嚴(yán)效率比較

圖14為3種冷氣量、不同α下的徑向密封的封嚴(yán)效率比較。Cw=243時(shí),對比結(jié)構(gòu)5、6發(fā)現(xiàn),α從-10°變化到10°,封嚴(yán)效率從0.24增加到0.49。L一定時(shí),內(nèi)齒向下傾斜結(jié)構(gòu)的徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率較高。這是因?yàn)?L一定,當(dāng)密封齒向下傾斜時(shí),徑向密封在靠近軸向間隙處的轉(zhuǎn)折通道口位置的有效間隙S1減小,如圖15所示,因此入侵主流進(jìn)入盤腔的流動阻力增大,封嚴(yán)效率提升;同理,當(dāng)密封齒向上傾斜時(shí),S1增大,封嚴(yán)效率降低。

圖15 有效間隙示意圖

圖16為3種冷氣量工況下且存在迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)時(shí)輪緣密封的封嚴(yán)效率的變化。結(jié)構(gòu)7是基于密封基準(zhǔn)結(jié)構(gòu)且在內(nèi)齒端部增加了迎風(fēng)齒,其余幾何參數(shù)均保持不變。增加迎風(fēng)齒后封嚴(yán)效率提高,Cw=243時(shí),封嚴(yán)效率從基準(zhǔn)結(jié)構(gòu)的0.34提高到0.6;Cw=463時(shí),封嚴(yán)效率從基準(zhǔn)結(jié)構(gòu)的0.71提高到0.78。因此,實(shí)際工程中,在密封間隙等參數(shù)確定后,可以考慮增加迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)來進(jìn)一步提高輪緣密封的封嚴(yán)性能。

圖16 3種冷氣量工況下且存在迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)時(shí)輪緣密封的封嚴(yán)效率的變化

圖17 3種冷氣量工況下不同徑向內(nèi)齒安裝位置對徑向密封封嚴(yán)效率的影響

圖17為3種冷氣量工況下不同徑向內(nèi)齒安裝位置對封嚴(yán)性能的影響。結(jié)構(gòu)8中徑向內(nèi)齒安裝在靜盤一側(cè),基準(zhǔn)結(jié)構(gòu)中徑向內(nèi)齒安裝在動盤一側(cè),其余幾何參數(shù)均保持不變。Cw=243時(shí),徑向輪緣密封基準(zhǔn)結(jié)構(gòu)的封嚴(yán)效率比結(jié)構(gòu)8高約0.12;Cw=463時(shí),徑向輪緣密封基準(zhǔn)結(jié)構(gòu)的封嚴(yán)效率比結(jié)構(gòu)8高約0.13。這表明,徑向內(nèi)齒安裝在動盤一側(cè),有助于提高密封的封嚴(yán)性能。這是因?yàn)?入侵氣體從主流進(jìn)入盤腔時(shí)軸向速度仍然很高,若將徑向內(nèi)齒安裝在動盤,則入侵主流在沖擊外密封齒凸臺后反向流動,并沿著由內(nèi)外密封齒形成的間隙向盤內(nèi)流動,流動阻力較大,然而若將徑向內(nèi)齒安裝在靜盤,則入侵主流進(jìn)入內(nèi)外密封齒形成的間隙后向盤腔內(nèi)流動,流動阻力較小。因此,動盤側(cè)安裝內(nèi)齒,徑向輪緣密封具有較高的封嚴(yán)性能。

3 結(jié) 論

本文采用添加附加變量的方法,通過數(shù)值方法求解了三維RANS方程組和SST湍流模型,分析了9種不同徑向輪緣密封結(jié)構(gòu)在3種冷氣量工況下的封嚴(yán)效率,得出如下結(jié)論。

(1)采用附件變量法研究主流侵入時(shí),動靜葉交界面的位置對計(jì)算結(jié)果影響很大,動靜葉交界面位于密封進(jìn)口上游時(shí),計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值吻合良好且可對輪緣密封的封嚴(yán)性能做出有效預(yù)估,而當(dāng)動靜葉交接面位于密封進(jìn)口下游時(shí),計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值偏差較大,無法對輪緣密封的封嚴(yán)性能做出可靠預(yù)測。

(2)相同冷氣量工況下,徑向輪緣密封的封嚴(yán)效率隨著L的增加而升高,隨著Sc,rad的減小而升高。當(dāng)徑向內(nèi)齒向下傾斜時(shí),有效間隙減小,徑向密封的封嚴(yán)效率提升;當(dāng)徑向內(nèi)齒向上傾斜時(shí),徑向密封的封嚴(yán)效率下降。徑向內(nèi)齒安裝位置會影響密封的封嚴(yán)效率,對比徑向內(nèi)齒安裝位置時(shí)發(fā)現(xiàn),將徑向內(nèi)齒安裝在動盤側(cè),密封的封嚴(yán)效率較高。在確定了軸向及徑向間隙等幾何參數(shù)的情況下,采用迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)可以進(jìn)一步提高徑向輪緣密封的封嚴(yán)性能。

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(編輯 苗凌)

NumericalInvestigationsforSealingEfficiencyoftheTurbineRimRadialSeal

GAO Qing,LI Jun

(Institute of Turbomachinery, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

The sealing efficiency of turbine rim radial seal is numerically investigated by 3-D Reynolds-averaged Navier-Stokes (RANS) equations and SST turbulence model, and the additional passive tracer method is used to simulate the mainstream ingestion phenomenon. The rim seal experimented in Bath university is selected as the calculation objective to verify the numerical accuracy, and the predicted distribution of pressure in blade passage and sealing efficiency of the rim seal at different cooling flow rates well agree with the experimental data. The influence of geometry parameter on sealing effectiveness of turbine radial rim seal is numerically investigated. The numerical results show that sealing efficiency of the rim seal increases with increasing inner fin length; the sealing efficiency of rim seal increases with decreasing radial clearance; the rim seal set with inner fin set on rotor disk has the higher efficiency than that on stator disk. With the same axial and radial parameters, upwind fin structure can improve the sealing performance of the radial rim seal.

turbine; rim seal; sealing efficiency; numerical simulation

2013-12-15。

高慶(1988-),男,博士生;李軍(通信作者),男,教授,博士生導(dǎo)師。

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51376144);中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目。

時(shí)間:2014-06-18

10.7652/xjtuxb201409010

TK474.7

:A

:0253-987X(2014)09-0055-07

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