吳中野，方祥軍,*，劉思永，馬廣健

1. 北京航空航天大學 能源與動力工程學院，北京 100083 2. 中國航發(fā)沈陽發(fā)動機設計研究所，沈陽 110015

對轉(zhuǎn)渦輪是提高航空發(fā)動機推重比的有效技術(shù)途徑之一。20世紀后半葉，美國綜合高性能渦輪發(fā)動機技術(shù)計劃(IHPTET)[1]和后續(xù)的先進可承受通用渦輪發(fā)動機計劃(VAATE)[2]始終將對轉(zhuǎn)渦輪列為關(guān)鍵性技術(shù)進行研究。在這些計劃要求的推動下，美國P&W公司成功研制出了第4代發(fā)動機F119，其采用了1+1對轉(zhuǎn)渦輪氣動布局，該發(fā)動機推重比達到了10量級[3-4]，而GE公司研制的YF120發(fā)動機，其更是采用了1+1/2無導葉對轉(zhuǎn)渦輪氣動布局[5-8]。俄羅斯Sotsenko[9]教授在直升機燃氣渦輪研究中，也指出無導葉對轉(zhuǎn)渦輪技術(shù)能夠使得渦輪進口溫度提高約60 K，這直接有益于發(fā)動機推重比的提高。

在國內(nèi)，對轉(zhuǎn)渦輪技術(shù)也取得了大量的理論研究成果。從整個發(fā)動機系統(tǒng)要求的高度出發(fā)，中國科學院工程熱物理研究所蔡睿賢[10-11]基于壓氣機(含風扇)負荷、轉(zhuǎn)速以及壓比匹配的實用可能，提出了適合于對轉(zhuǎn)渦輪的發(fā)動機系統(tǒng)，并指出目前對轉(zhuǎn)渦輪常用的特殊葉柵不是超高負荷大氣流轉(zhuǎn)折角葉柵，而是氣流轉(zhuǎn)折角較小、葉型較平，且接近平行于額線的葉柵。劉思永等[12-16]指出采用超跨聲、大負荷、低稠度、無導葉的對轉(zhuǎn)渦輪方案對于提高航空發(fā)動機推重比是一個重大的技術(shù)措施。對轉(zhuǎn)渦輪在設計自由度減少后，高低壓渦輪轉(zhuǎn)子氣動參數(shù)間相互制約。該課題組還提出了一種基于S1流面而非柱面或錐面的葉片造型方法，并建立了國內(nèi)首臺連續(xù)式超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪試驗臺。季路成等[17-19]也指出1+1/2級對轉(zhuǎn)渦輪所面臨的挑戰(zhàn)是前所未有的。1+1/2級對轉(zhuǎn)渦輪在取消了低壓渦輪進口導葉情況下，為保證低壓渦輪輸出功率要求，高壓渦輪面臨著高出口馬赫數(shù)問題，其數(shù)值達到了1.6以上，這給高壓渦輪葉型設計帶來難度。針對高壓渦輪葉型設計困難問題，季路成等[20]進行了超聲葉柵設計與試驗研究，其設計葉柵采用基元流道收擴造型，研究表明高出口馬赫數(shù)渦輪葉柵是可行的。在無導葉對轉(zhuǎn)渦輪氣動設計方面，鄒正平等[21]指出流量系數(shù)小，高壓動葉出口氣流角大以及高壓動葉進出口軸向速比大是設計滿足大出功比、高效率對轉(zhuǎn)渦輪的關(guān)鍵細節(jié)。

試驗研究是渦輪設計與優(yōu)化過程中必不可少的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。試驗研究能夠驗證與檢驗渦輪設計，并指導渦輪設計優(yōu)化。在國內(nèi)有關(guān)對轉(zhuǎn)渦輪的試驗研究工作鮮有公開文獻發(fā)表。本文基于北京航空航天大學連續(xù)式供氣的超跨聲對轉(zhuǎn)模型渦輪試驗臺[14]，對1+1/2級超跨聲模化對轉(zhuǎn)渦輪氣動性能進行了試驗研究。?；囼災軌蝻@著地降低試驗成本，縮短試驗周期。本試驗主要分為2個階段，第一階段為單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗，第二階段為高低壓渦輪雙轉(zhuǎn)子試驗。試驗主要研究高低壓渦輪膨脹比與功分配、高低壓渦輪相互影響以及高低壓渦輪特性，以便為整機匹配提供試驗數(shù)據(jù)支持。

1 超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪試驗臺

北京航空航天大學超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪試驗臺是一個連續(xù)式供氣并加熱供氣驅(qū)動?；瘻u輪試驗件的試驗臺。該超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪試驗臺組成系統(tǒng)如圖1所示。此試驗臺能夠連續(xù)式提供0～3.5 kg/s的壓縮空氣，氣源供氣壓力可達0.7 MPa(絕對壓力)，經(jīng)過加溫系統(tǒng)后氣流溫度可達473 K，出口排氣壓力為0.11 MPa，試驗件轉(zhuǎn)速最高為40 000 r/min，試驗件最大外徑為200 mm，兩臺電渦流測功器吸收功率最高為400×2 kW，該技術(shù)指標滿足本次試驗要求。

試驗過程中，加溫壓縮空氣調(diào)試到試驗狀態(tài)所需的溫度、壓力和流量后，由進氣調(diào)節(jié)閥徑向流入進氣蝸殼，然后軸向依次流入高、低壓渦輪試驗件，推動渦輪轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)做功，溫度和壓力降低，經(jīng)排氣蝸殼，徑向流入排氣管道。試驗渦輪流量采用進口孔板流量計測量，測量誤差小于0.3%。高低壓渦輪轉(zhuǎn)子分別連接齒輪箱減速器和電渦流測功器。渦輪發(fā)出的功由電渦流測功器吸收，并由循環(huán)冷卻水將熱量帶走，測功器扭矩測量誤差小于0.1%。

2 ?；瘜D(zhuǎn)渦輪

2.1 ?；瘜D(zhuǎn)渦輪試驗方法

渦輪的運行狀態(tài)由兩個參數(shù)完全確定，膨脹比和折合轉(zhuǎn)速。在高低壓渦輪雙軸試驗中，由于高壓渦輪出口和低壓渦輪進口間軸向距離過小，無法安裝測試桿頭直接測量其截面總溫與總壓參數(shù)。因此，無法直接確定高、低壓渦輪的膨脹比和折合轉(zhuǎn)速，即高、低壓渦輪的運行狀態(tài)無法直接確定。

根據(jù)本課題組進行的高低壓1+3/2級[22]對轉(zhuǎn)渦輪試驗經(jīng)驗可知，低壓渦輪的存在對高壓渦輪特性影響極小。因此，低壓渦輪進口總壓的確定可以利用第一階段單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗獲取的壓力特性，通過測量高壓渦輪出口外徑靜壓與高壓渦輪進口總壓，然后利用特性關(guān)系式反推算出高壓渦輪出口總壓,具體表達式為

(1)

低壓渦輪進口總溫的確定，則是根據(jù)第一階段單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗獲取的高壓渦輪效率特性以及反推算出的低壓渦輪進口總壓，利用渦輪效率公式計算出低壓渦輪進口總溫。最終，高、低壓渦輪運行狀態(tài)便可確定。

由?；瘜D(zhuǎn)渦輪試驗方法可知，本次1+1/2級超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪試驗包含2個階段，第1階段單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗，第2階段高低壓渦輪雙軸試驗。因此，本課題組設計加工3部分渦輪試驗件，高壓渦輪試驗件，排氣機匣以及低壓渦輪試驗件。在進行單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗時，高壓渦輪試驗件與排氣機匣裝配進行試驗，而進行高低壓渦輪雙轉(zhuǎn)子試驗時，去掉排氣機匣，安裝低壓渦輪試驗件以完成試驗。

2.2 單轉(zhuǎn)子高壓渦輪測試截面探針布置方式

單轉(zhuǎn)子高壓渦輪(High Pressure Turbine, HPT)的子午流道和各測試截面位置如圖2所示，其中S代表渦輪進口導葉，R代表渦輪動葉，Z為葉片數(shù)。有關(guān)各測試截面和測試探針的布置如表1所示。2截面布置4點外徑靜壓，作用是利用測量的外徑靜壓以及2′截面測量的氣流總壓，繪制渦輪壓力特性曲線。然后在第2階段高低壓雙軸渦輪試驗中利用此特性曲線確定低壓渦輪進口總壓。其中壓力、溫度測點經(jīng)校核后，在研究范圍內(nèi)，壓力測量誤差小于0.2%，溫度測量誤差小于±1 ℃。

探針測點徑向按等環(huán)面方式布置，探針周向分布如圖3和圖4所示，測點數(shù)據(jù)處理采用算數(shù)平均方法。渦輪進口氣流為軸向進氣，氣流方向基本上不受渦輪狀態(tài)變化的影響，進口馬赫數(shù)較低(Ma<0.25)，進口氣流參數(shù)相對均勻，渦輪進口雷諾數(shù)處于自模區(qū)?？倝号c靜壓測點布置于同一軸向位置以便計算截面馬赫數(shù)分布。1截面布置內(nèi)外徑靜壓各4點，以便獲取靜壓的徑向分布，靜壓孔軸向位置為間隙中間，靜壓孔周向分布如圖4所示。出口截面總壓、總溫、方向探針設計成可旋轉(zhuǎn)形式并帶刻度盤，以適應出口氣流角周向變化。方向探針用于測量截面氣流出口方向。

Table1ArrangementofprobeattestsectionofHPTwithoneshaft

截面位置探針類型測點數(shù)渦輪進口0′總溫4支×3點0靜壓內(nèi)外徑各4點0總壓4支×3點高壓導葉出口1靜壓內(nèi)外徑各4點渦輪出口2靜壓外徑4點2′方向1支×1點2′總壓3支×3點2′靜壓內(nèi)外徑各4點2″總溫4支×3點

2.3 雙轉(zhuǎn)子高低壓渦輪測試截面探針布置方式

由于雙轉(zhuǎn)子高低壓渦輪試驗是在單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗完成后，去掉排氣機匣，安裝低壓渦輪(Low Pressure Turbine,LPT)試驗件進行的。因此，雙轉(zhuǎn)子高低壓渦輪試驗件中高壓渦輪測試截面探針布置方案與單轉(zhuǎn)子高壓渦輪一致。低壓渦輪出口測試截面探針的布置方案如表2所示。雙轉(zhuǎn)子渦輪的流道和各測試截面位置如圖5所示。3截面總壓、內(nèi)外徑靜壓、方向以及3′截面總溫探針周向布置與圖3一致，探針測點徑向也按等環(huán)面方式布置。

表2雙轉(zhuǎn)子低壓渦輪出口測試截面探針布置

Table2ArrangementofprobeatoutlettestsectionofLPTwithtwoshafts

截面位置探針類型測點數(shù)渦輪出口3總壓3支×4點3方向1支×9點3靜壓內(nèi)外徑各4點3′總溫4支×4點

3 試驗結(jié)果及分析

?；叩蛪簻u輪設計點參數(shù)根據(jù)相似準則以及原型渦輪設計點參數(shù)，通過式(2)和式(3)給出的折合轉(zhuǎn)速以及折合流量計算公式推導得到，如表3所示。表中相對葉頂間隙為葉頂間隙與葉片高度之比，文中提到的相對折合值，即為試驗狀態(tài)與設計狀態(tài)之比。

表3 模型渦輪設計點參數(shù)Table 3 Parameters of model turbine at design point

(2)

(3)

式中：n為渦輪運行轉(zhuǎn)速；G為渦輪流通流量；M為原型渦輪尺寸與縮型后對應尺寸之比(縮型比)，本試驗渦輪縮型比為4.2；k為氣體工質(zhì)比熱比；R為氣體工質(zhì)通用氣體常數(shù)；g為當?shù)刂亓铀俣龋籘為工質(zhì)溫度；P為工質(zhì)壓力；下標“模型”指試驗渦輪；下標“原型”指原型設計渦輪；下標“0”代表渦輪進口截面；上標“*”代表滯止參數(shù)；

3.1 單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗結(jié)果

相對折合轉(zhuǎn)速為1.0的情況下，單轉(zhuǎn)子超跨聲高壓渦輪相對折合流量特性如圖6所示。從圖6中可以看出，在設計膨脹比為3.58的工況下，渦輪相對折合流量為0.9，其比設計值1.0低了10%。由渦輪折合流量公式可知，影響渦輪折合流量的參數(shù)為導向器總壓恢復系數(shù)、導向器出口環(huán)形面積、導向器出口密流函數(shù)以及導向器出口氣流角4個參數(shù)。本文通過數(shù)值軟件對設計與加工葉型對比分析發(fā)現(xiàn)，加工導向器出口幾何角高于設計值約3.3%，出口氣流角高約為3%，這將導致渦輪折合流量下降近10%，這是渦輪相對折合流量嚴重下降的根本原因。出口幾何角偏差較大的原因是小尺寸?；瘻u輪試驗件采用3D打印加工技術(shù)所致?？梢?，在加工渦輪試驗件過程中，嚴格控制導向器出口幾何角是保證渦輪流通流量的重要措施。此外，圖6試驗數(shù)據(jù)的擬合曲線也表明，超跨聲高壓渦輪相對折合流量特性在研究的膨脹比范圍內(nèi)幾乎不隨著渦輪膨脹比變化。原因是高壓渦輪動葉采用收擴葉型設計，在膨脹比為2.2下，渦輪動葉喉道便已達到聲速。這可以通過試驗獲得的導向器進出口靜壓比在不同膨脹比下表現(xiàn)為常值得出。因此，下游擾動無法傳遞到渦輪上游，從而渦輪相對折合流量特性表現(xiàn)為常值狀態(tài)。

相對折合轉(zhuǎn)速為1.0的情況下，單轉(zhuǎn)子超跨聲高壓渦輪效率特性如圖7所示。在設計膨脹比為3.58處，渦輪總對總效率為0.81，其值比設計值低4%。分析其直接原因是高壓渦輪動葉出口絕對氣流角(渦輪出口氣流角定義為軸向，與高壓渦輪旋向相同為正)以及出口絕對馬赫數(shù)低于設計狀態(tài)(見圖8)造成的。由葉輪機歐拉方程可知，動葉出口絕對氣流角偏低將使得渦輪輸出功降低，進而使得渦輪效率下降。其根本原因是加工使得導向器出口幾何角偏離設計狀態(tài)，渦輪流道內(nèi)流動狀態(tài)與設計狀態(tài)不相匹配，流動損失增加。圖7也表明，超跨聲高壓渦輪效率特性隨著膨脹比變化較大。膨脹比從2.2變化到設計膨脹比3.58附近時，渦輪效率變化達到了近15%。分析其原因可能是渦輪膨脹比偏離設計狀態(tài)使得渦輪流道內(nèi)激波強度顯著增大，損失顯著增加。從圖8(a)可以看出，超跨聲高壓渦輪出口絕對氣流角絕對值隨著膨脹比的增大是先增大后減小，大約在設計膨脹比附近達到最大值。此變化趨勢表明，在高壓渦輪偏離設計狀態(tài)下，低壓渦輪進口均會處于負攻角狀態(tài)。因此，建議低壓渦輪進口采用一定負攻角設計，以降低攻角損失。圖8(b)指出，隨著膨脹比增大，超跨聲高壓渦輪出口絕對馬赫數(shù)幾乎線性增大，在設計膨脹比附近出口絕對馬赫約為0.5。

3.2 雙轉(zhuǎn)子高低壓渦輪試驗結(jié)果

高、低壓渦輪相對折合轉(zhuǎn)速為1.0、渦輪總膨脹比為6.08時，渦輪總效率為0.816，高壓渦輪效率為0.81，低壓渦輪效率為0.84，整級渦輪效率特性如圖9所示。從圖9中可以看出，在渦輪總膨脹比從4.8變化到6.2時，低壓渦輪效率變化相對較大，而高壓渦輪效率幾乎保持不變，這體現(xiàn)出超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪特性，即高壓渦輪動葉喉道已達聲速而擾動無法傳遞到渦輪上游，膨脹比變化的影響主要是下游低壓渦輪。此外，下游低壓渦輪進口為無導向器設計，高壓渦輪出口氣流狀態(tài)對低壓渦輪影響較大。

高低壓渦輪相對折合轉(zhuǎn)速為1.0的情況下，高低壓渦輪膨脹比分配如圖10所示。從圖10中可以看出，當渦輪總膨脹比為設計值6.08時，高壓渦輪膨脹比為4.17，低壓渦輪膨脹比為1.46。其值相較于設計膨脹比分配，高壓渦輪膨脹比增大，低壓渦輪膨脹比降低。分析其原因，從圖11可以看出，在渦輪總膨脹比達到設計狀態(tài)時，低壓渦輪的相對折合流量為1.01，而設計相對折合流量約為1.04，比設計狀態(tài)低約3%。此外，從圖6看出，高壓渦輪的相對折合流量為0.9，比設計狀態(tài)低約10%。此相對折合流量分配表明高、低壓渦輪喉道面積比相較于設計狀態(tài)偏低。即低壓渦輪喉道開度增大，從而導致了高壓渦輪膨脹比增大，低壓渦輪膨脹比降低。其直觀理解可以想象低壓渦輪作為一個閥門，其開度增大，導致高壓渦輪膨脹比增大。可見，高、低壓渦輪喉道面積比在渦輪膨脹比分配中起到重要作用。此外，圖11也表明低壓渦輪在設計膨脹比下并沒有達到堵塞狀態(tài)，具備一定儲備功能力。

高、低壓渦輪處于設計折合轉(zhuǎn)速1.0下，低壓渦輪出口絕對氣流角以及出口絕對馬赫數(shù)分布如圖13所示。從圖中可以看出，低壓渦輪出口絕對氣流角以及出口絕對馬赫數(shù)低于設計狀態(tài)。原因是在渦輪總膨脹比為設計狀態(tài)時，低壓渦輪膨脹比低于設計值。因此，低壓渦輪出口絕對氣流角和出口絕對馬赫數(shù)會低于設計狀態(tài)。此外，低壓渦輪出口絕對氣流角隨著膨脹比幾乎線性增大。大約在總設計膨脹比下，低壓渦輪出口絕對氣流角約為-10°左右，出口絕對馬赫數(shù)約為0.33。

4 結(jié) 論

本文采用試驗方法，對設計的1+1/2級超跨聲對轉(zhuǎn)渦輪的氣動性能進行了研究與分析。本試驗主要分為兩個階段，單轉(zhuǎn)子高壓渦輪試驗以及高低壓渦輪雙軸試驗。通過本次試驗，得到了如下主要結(jié)論：

1) 在無導葉對轉(zhuǎn)渦輪試驗中，由于高低壓渦輪間軸向間隙過小無法直接測量其截面氣動參數(shù)，本文提出并實現(xiàn)了無導葉對轉(zhuǎn)渦輪高低壓渦輪分步試驗方法，用高壓渦輪試驗特性獲取低壓渦輪進口氣動參數(shù)分布，從而可以確定低壓渦輪運行狀態(tài)。

2) 在低壓渦輪進口無導向器的情況下，設計少一個自由度，增加了設計難度，要想獲得好的渦輪性能，必須通過試驗研究，反復修正設計。無導葉對轉(zhuǎn)渦輪設計中重要的參數(shù)為高壓渦輪出口氣流角的評估。高壓渦輪出口氣流角對低壓渦輪運行性能影響顯著，應在設計階段，根據(jù)渦輪葉柵試驗反復迭代修正，以便取得準確的低壓渦輪進口氣流狀態(tài)。

3) 高低壓渦輪膨脹比的分配，應嚴格在設計階段控制高低壓渦輪的相對折合流量，即控制高低壓渦輪喉道面積比。高、低壓渦輪喉道面積比在渦輪膨脹比分配中起到重要作用。

4) 高低壓無導葉對轉(zhuǎn)渦輪設計中，若使渦輪處于高效率狀態(tài)，高低壓渦輪的相對折合轉(zhuǎn)速將有一個最佳匹配狀態(tài)，此最佳匹配應通過試驗得出。