洪樹立,陸惟煜,邱磊

（1.寧波工程學院 機械與汽車工程學院,浙江 寧波 315211;2.南京工業(yè)大學 理學院，江蘇 南京 211816）

0 引言

離心壓氣機廣泛應用于分布式能源系統(tǒng)、航空推進系統(tǒng)、航空輔助動力、渦輪增壓器等，而由于其內(nèi)部存在著較大的逆壓梯度，容易出現(xiàn)流動分離現(xiàn)象并形成大尺度的湍動渦。大量的研究表明，壓氣機內(nèi)的不穩(wěn)定流動結構是引起壓氣機失速的主要原因[1-3]。尤其是葉尖區(qū)域流動更加復雜，在葉尖泄漏流的影響下會形成泄漏渦，此外葉尖還存在誘導渦等。許多研究者先后提出這些渦之間的相互作用和耦合對壓氣機失速起到了決定性的作用[4-6]。

對于軸流壓氣機的內(nèi)部流場結構、各種復雜渦系及其在失速過程中的發(fā)展變化，目前已經(jīng)有大量的系統(tǒng)性研究。這些研究通過采用物面流拓撲理論等方法建立了相關渦結構模型[7-8]，并詳細探討了其在不同進氣條件下的脫落、演化以及破碎等，總結了其流動規(guī)律[9-10]。相比于軸流壓氣機離心壓氣機的研究起步較晚，盡管目前針對離心壓氣機流場渦結構和失穩(wěn)機理也開展了一些研究，如HONG等[11]對跨音速離心壓氣機的渦結構及其與損失之間的關系進行的探討，康劍雄等[12]等對離心壓氣機失穩(wěn)機理及端壁引氣擴穩(wěn)機理的研究，郭宮達等[13]對車用渦輪增壓器內(nèi)的離心壓氣機葉尖區(qū)旋渦流動特征的分析等，但這些研究側重分析離心壓氣機主要渦結構與損失或失穩(wěn)之間的關系，還沒有形成完整性的體系。

為了滿足高效率、高裕度的離心壓氣機需求，有必要對離心壓氣機內(nèi)部復雜流動結構以及其相互之間的耦合關系進行深入研究。Bayton循環(huán)系統(tǒng)廣泛運用于航空、航天、民用發(fā)電等領域，對國防及國民經(jīng)濟都具有重要意義，為此本文以一臺基于Brayton循環(huán)的熱功轉換系統(tǒng)的離心壓氣機為研究對象，通過數(shù)值模擬的方法探討離心壓氣機內(nèi)部的旋渦結構，分析影響離心壓氣機穩(wěn)定工作的主要旋渦結構及其對流場的影響，為充分認識離心壓氣機的失穩(wěn)機制及今后采取有效的優(yōu)化控制措施提供基礎。

1 研究對象與數(shù)值計算方法

本文研究的對象是一臺亞音速離心壓氣機，共計10對大小葉片。壓氣機設計壓比為2.9，質量流量為0.4 kg/s，轉速為80 000 r/min。葉輪進口內(nèi)徑為20.8 mm，外徑為59.5 mm。出口外徑為98.5 mm，出口處葉高為5.2 mm。采用NUMECA/FINE對壓氣機進行數(shù)值模擬，總網(wǎng)格數(shù)約為100萬。所采用的計算方法在我們前期的研究中和實驗對比具有良好的吻合性，因此我們認為本文所采用的方法也具有較好的可信度[14]。計算時給定進口總壓為101 325 Pa，總溫為293 K，固壁為無滑移絕熱條件，給定出口靜壓，在恒轉速下通過不斷提高出口靜壓得到壓氣機等轉速工作特性。當某個工況計算無法收斂時，認為其上一個工況為近失速點。圖1為計算所得的壓氣機特性圖。選取P1、P2和P3這三個工況為研究對象，其中P1為設計點，P3為近失速點。

圖1 壓氣機特性圖

2 離心壓氣機旋渦結構分析

為了清晰地顯示各渦系，采用Q準則對渦進行識別，將Q值以不同的等值面進行表達，如圖2所示,主要包括葉尖泄漏渦、頂部渦、誘導渦、馬蹄渦、尾緣渦、壁角渦和通道渦。這些渦系在微小的彎曲通道內(nèi)相互影響耦合。為了解這些渦的發(fā)展規(guī)律，需要對各渦都展開進一步分析。

圖2 Q準則渦識別圖:(a)Q=4×109;(b)Q=2×109

2.1 馬蹄渦和通道渦-I

從圖2可以觀察到在大小葉片前緣輪轂附近均有馬蹄渦生成。為進一步觀察其發(fā)展，引入單位化處理的無量綱螺旋度Hn，當其快速變化并且符號發(fā)生改變時可以認為旋渦發(fā)生破裂[13]。

圖3為近輪轂附近S1流面Hn和馬赫數(shù)分布圖，從圖3(a)可以判斷大小葉片壓力面?zhèn)锐R蹄渦分支都快速破裂，加之逆壓梯度和子午曲率的影響，使得大小葉片壓力面前緣輪轂附近形成低速區(qū)，如圖3(b)所示。大葉片低速流體區(qū)域有一部分在離心力和科氏力的作用下形成徑向潛流，最終到達葉尖區(qū)域并穿過葉尖間隙進一步發(fā)展，如圖4所示。從圖5可以看出通道渦-Ⅰ的產(chǎn)生是由于壓力面向橫流與徑向氣流的相互作用。通道渦-Ⅰ大致發(fā)生于軸向導風輪部分，此后受到子午曲率的影響向葉尖逐漸靠攏，最終到達葉尖區(qū)域和其他流團互相摻雜，會形成局部堵塞。

圖3 近輪轂S1流面Hn和馬赫數(shù)分布圖

圖4 通道渦-Ⅰ的結構圖

圖5 主葉片前緣壓力面和輪轂處極限流線

2.2 壁角渦和通道渦-Ⅱ

受到橫向壓力剪切的作用，輪轂環(huán)壁附面層內(nèi)的低能流向葉片吸力面?zhèn)葏R聚，并在角區(qū)形成壁角渦，大小葉片都出現(xiàn)了壁角渦，如圖6所示。從圖6可以還可以看出，壁角渦貫穿整個流道，但它影響的區(qū)域相比其他渦系要小得多，因此可以判斷壁角渦對離心壓氣機性能的影響不大。

圖6 壁角渦與通道渦-Ⅱ結構圖

通道渦-Ⅱ的產(chǎn)生與發(fā)展和壁角渦并沒有直接聯(lián)系，但是其產(chǎn)生位置與壁角渦、馬蹄渦吸力面分支的破碎點十分接近，這一區(qū)域流場也較為復雜。通道渦-Ⅱ從形態(tài)上看與通道渦-Ⅰ十分相似，兩者都起始于前緣附近，來源于吸力面前緣的低能流，最后都發(fā)展到葉尖附近（圖4和圖7）。相比于通道渦-Ⅰ，通道渦-Ⅱ到達機匣區(qū)域的位置更加靠近前緣，大致位于50%弦長位置；此外由于吸力面?zhèn)攘鲃痈訌碗s，最后形成的通道渦-Ⅱ影響范圍比通道渦更大。

圖7 通道渦-Ⅱ

圖8給出了主葉片10%弦長位置S3截面極限流線，該圖反映了通道渦-Ⅱ的生成。從圖8中可以看到，受橫流與主流的剪切作用，主葉片會在葉根附近形成旋渦，這就是通道渦-Ⅱ的起始位置。此后又受到徑向氣流和彎曲通道的影響，通道渦-Ⅱ沿著葉高斜向發(fā)展。

圖8 10%弦長S3截面極限流線

2.3 泄漏渦和誘導渦

本文研究的離心壓氣機在設計點P1工況下，泄漏渦產(chǎn)生于葉尖前緣并且向小葉片前緣傳播，如圖9所示。在圖9中無量綱螺旋度并沒有發(fā)生明顯的階躍變化，泄漏渦在該研究的工況下并未發(fā)生破碎。泄漏渦受到主流和泄漏流的影響一部分沿著小葉片壓力面與主葉片吸力面通道流向下游，另一部分穿過小葉片，如圖10所示。

圖9 泄漏渦和誘導渦結構圖

圖10 泄漏渦和誘導渦軌跡

一般通過計算能夠明顯觀察到泄漏渦，而對于誘導渦較難發(fā)現(xiàn)[8,12,14]。本文通過Q準則明顯地捕獲了誘導渦的結構，如圖9所示。誘導渦沿著圖10箭頭方向發(fā)展。受到小葉片的影響，大概位于小葉片周向齊平位置發(fā)生破碎，此后又重新生成。

圖11為葉尖靜壓分布圖，從圖中可以分析誘導渦的生成機制。受到葉尖泄漏渦的影響，吸力面和泄漏渦之間形成局部低壓區(qū)，導致吸力面和壓力面的壓差增強，也就意味著泄漏流的驅動力得以增強，因此誘發(fā)了誘導渦。圖12為吸力面葉尖處的極限流線圖，可以看出在葉尖附近存在一條附著線和一條分離線。附著線是由于葉尖的二次泄漏產(chǎn)生的，而分離線則是由于誘導渦的作用。由此可以分析誘導渦的生成機理：在泄漏渦的影響下，氣流附著到吸力面，其中一部分氣流具有向心速度，這股氣流與泄漏流相互作用誘導出與泄漏渦相反的旋渦，進一步反應了誘導渦的生成機理。

圖11 葉尖靜壓分布圖

圖12 主葉片吸力面葉尖附近極限流線圖

2.4 尾緣渦和葉尖渦

壓力面的氣流越過葉片尾緣，在吸力面氣流的剪切下形成尾緣渦，圖13給出了尾緣渦及其流動機理示意圖?？梢钥闯鑫簿墱u大概占據(jù)了3/4的葉高，而在靠近葉尖附近，由于大范圍的堵塞，靜壓升高，使得吸力面的氣流轉向壓力面，在中弧線附近與壓力面氣流匯合，沒有形成尾緣渦。同樣的在小葉片尾緣壓力面處也有尾緣渦生成。在設計點P1工況下（最高效率點）下，葉尖頂部的旋渦并沒有從葉尖分離出來，而是附著在葉頂和機匣間隙中，圖14低壓區(qū)對應的就是葉尖渦區(qū)域。KANG[8]提出的軸流壓氣機葉頂旋渦模型觀察到的葉尖渦最終在尾緣處發(fā)生分離，這與本文觀察到的有所不同，可能是由于離心壓氣機后半部分根尖速度接近，沒有形成足夠的剪切作用。

圖13 尾緣渦結構

圖14 50%弦長葉尖渦

2.5 離心壓氣機旋渦模型

根據(jù)上述分析，可以得到如圖15所示的離心壓氣機旋渦結構模型。其中虛線代表了各類渦的運動軌跡。這些渦在通道內(nèi)發(fā)展并在機匣附近形成三個大范圍堵塞區(qū)，圖15陰影部分所示。

圖15 離心壓氣機旋渦模型

3 近失速過程主要流動結構變化特征

為了探討離心壓氣機的失速機理，需要觀察近失速過程中的流場變化，本文選取P1、P2、P3三個工況進行分析。圖16給出了這三個工況下泄漏渦和二次泄漏渦結構圖，可以看出在近失速過程中，泄漏渦更加偏向葉片吸力面，向橫跨葉片通道的趨勢發(fā)展，同時二次泄漏渦的軌跡與葉片間的角度有所增大。從機匣壁面附近分離形態(tài)看，壓氣機在近失速過程中，從開式分離（P1）向閉式分離（P3）過渡（圖17）。在P2工況下主葉片壓力面和小葉片吸力面形成鞍結點組合的形式，此為過渡階段拓撲結構；在P3工況下形成螺旋形結點，此時流動極不穩(wěn)定，損失迅速加大。從圖16還可以看到，在P1工況下，二次泄漏渦幾乎貼著主葉片吸力面。而在P3工況下，二次泄漏渦也更加脫離吸力面表面發(fā)展，相比其他工況下更加壯大。泄漏渦和二次泄漏的橫向發(fā)展與壯大，使得有效通流面積降低，造成了更為嚴重的葉尖堵塞。

圖16 近失速過程中泄漏渦和二次泄漏渦的變化

圖17 機匣壁面極限流線圖

通道的堵塞不僅改變了葉尖的流動形態(tài)，對葉根和葉中也有影響。受到更強逆壓梯度的影響，馬蹄渦壓力面分支開始偏離葉片，壓力面輪轂附近分離區(qū)加大（圖18），根據(jù)通道渦-Ⅰ的形成機理可以判斷分離區(qū)加大會誘導出更強的通道渦-Ⅰ。在吸力面輪轂側，近失速過程中環(huán)壁附面層的內(nèi)橫流加強，使得通道渦-Ⅱ的產(chǎn)生更加靠近前緣（圖19），并提前發(fā)展到機匣壁面。

圖18 輪轂極限流線圖

圖19 20%和25%通道S3截面極限流線

通過對上述堵塞區(qū)以及其形成機理的分析，本研究認為：葉尖失速是離心壓氣機失速的主要形式。葉尖部分的流動較為復雜，且受到子午曲率和離心力的影響，即使在葉根附近形成的擾動也極有可能傳達到葉尖。另外，泄漏渦對離心壓氣機的失速起到了重要作用。在非失速點泄漏渦破碎造型的擾動不足以形成失速團，壓氣機可以保持穩(wěn)定工作狀態(tài)。但是在失速點，由葉片吸力面附面層大尺度分離形成的分離渦（大概起始于前緣80%葉高位置）會加大葉尖的不穩(wěn)定流動結構，由此引發(fā)了失速。

4 結論

本文以一臺基于Brayton循環(huán)的微小型熱功轉換系統(tǒng)的離心壓氣機為研究對象，通過數(shù)值模擬的方法建立了離心壓氣機內(nèi)流旋渦模型，并通過對比不同工況下的流場結構變化，探討了離心壓氣機的失速機理，得到如下結論：

（1）離心壓氣機的旋渦模型主要包括葉尖泄漏渦、二次泄漏渦、誘導渦、馬蹄渦、尾緣渦、壁角渦和通道渦。

（2）在近失速過程中泄漏渦和二次泄漏渦軌跡偏向額線方向，通道渦有所加強，在近失速點由前緣攻角變化造成的大尺度分離引起的分離渦使得流場更為惡化。

（3）葉尖失速是離心壓氣機失速的主要形式，即使葉根區(qū)域的擾動也會在彎曲通道和離心力作用下傳達到葉尖。

（4）泄漏渦在離心壓氣機失速過程中起著重要作用，前緣分離渦的出現(xiàn)加大了尖部氣流的不穩(wěn)定性，這是造成失速的重要原因。