廖虹宇 ，劉軍和 ，趙家毅 ，陸慶飛

（1.中國(guó)航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院，成都 610599；2.空軍裝備部駐沈陽(yáng)地區(qū)第二軍事代表室，沈陽(yáng) 110043；3.航空工業(yè)成都飛機(jī)工業(yè)（集團(tuán)）有限責(zé)任公司，成都 610073；4.西華大學(xué)智能空地融合載具及管控教育部工程研究中心，成都 610039）

0 引言

在航空發(fā)動(dòng)機(jī)壓氣機(jī)設(shè)計(jì)中，靜子內(nèi)環(huán)與轉(zhuǎn)子鼓筒間隙泄漏流對(duì)壓氣機(jī)的真實(shí)性能影響顯著。在使用篦齒封嚴(yán)的情況下，壓氣機(jī)真實(shí)性能的預(yù)測(cè)及相關(guān)機(jī)理分析成為工程界亟需解決的問(wèn)題。軸承腔封嚴(yán)泄漏是壓氣機(jī)封嚴(yán)泄漏因素中十分重要的一種，其泄漏流主要由軸承腔經(jīng)轉(zhuǎn)子前端輪轂側(cè)安裝間隙射入主流并與之發(fā)生摻混，從而誘發(fā)顯著的主流損失，最終導(dǎo)致壓氣機(jī)效率與穩(wěn)定性大幅降低。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)壓氣機(jī)主流泄漏問(wèn)題開(kāi)展了一系列研究。Schramm 等[1]針對(duì)不同封嚴(yán)幾何參數(shù)下封嚴(yán)篦齒內(nèi)部流動(dòng)特征進(jìn)行了研究；陳雷[2]和陳美寧等[3]采用數(shù)值計(jì)算方法對(duì)封嚴(yán)容腔內(nèi)復(fù)雜旋渦結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析，表明封嚴(yán)腔內(nèi)渦流以及由容腔旋轉(zhuǎn)壁面帶來(lái)的風(fēng)阻熱會(huì)導(dǎo)致顯著的容腔損失，由此引發(fā)壓氣機(jī)效率進(jìn)一步降低；Wellborn 等[4-5]指出，封嚴(yán)泄漏流主要作用區(qū)域集中于壓氣機(jī)葉片吸力面?zhèn)?，其聚集效?yīng)會(huì)增大角區(qū)分離范圍，并引發(fā)靜葉根部的流動(dòng)阻塞和總壓損失；Demargne 等[6]發(fā)現(xiàn)壓氣機(jī)靜子葉片氣動(dòng)性能在封嚴(yán)泄漏流的作用下略有提升；Kato 等[7]發(fā)現(xiàn)考慮容腔泄漏的影響，某多級(jí)壓氣機(jī)的實(shí)際計(jì)算效率降低1.7%，此外，容腔泄漏流的主要作用區(qū)域位于靜葉角區(qū)；孟德君等[8]研究表明，封嚴(yán)泄漏流會(huì)強(qiáng)化端壁二次流動(dòng)，由此誘發(fā)嚴(yán)重的葉片角區(qū)分離，最終影響壓氣機(jī)性能；Sohn[9]和Kim 等[10]發(fā)現(xiàn)，隨著封嚴(yán)泄漏旋流的增強(qiáng)，壓氣機(jī)端壁二次流偏轉(zhuǎn)效應(yīng)減弱，使靜子角區(qū)分離強(qiáng)度明顯減弱，展向高度明顯減?。籋ei?degger 等[11]研究發(fā)現(xiàn)，當(dāng)旋流強(qiáng)度顯著增強(qiáng)時(shí)，封嚴(yán)泄漏流會(huì)攜帶端壁二次流在葉柵壓力面?zhèn)榷逊e，其展向范圍顯著擴(kuò)大，從而導(dǎo)致壓氣機(jī)性能顯著降低；孔曉治[12]對(duì)壓氣機(jī)級(jí)間封嚴(yán)流動(dòng)特性進(jìn)行了詳細(xì)分析，表明級(jí)間盤腔的存在使封嚴(yán)泄漏流量顯著減??；Pao?lillo 等[13]通過(guò)試驗(yàn)表明，提升篦齒封嚴(yán)腔內(nèi)流動(dòng)的周向速度可以顯著抑制泄漏流量；Yoon等[14]研究了基于級(jí)間泄漏腔結(jié)構(gòu)參數(shù)的泄漏流損失模型；孫丹等[15]提出了一種可以有效減小封嚴(yán)泄漏量的高低齒篦齒封嚴(yán)結(jié)構(gòu)。

相比于靜子端泄漏流（重點(diǎn)影響區(qū)域多集中在轉(zhuǎn)子尾緣至靜子前緣區(qū)間），壓氣機(jī)軸承腔封嚴(yán)泄漏流的作用區(qū)域更多集中在轉(zhuǎn)子前緣，這就導(dǎo)致其對(duì)轉(zhuǎn)子性能的影響更為顯著。然而，目前的相關(guān)研究較為有限，導(dǎo)致軸承泄漏流與主流相互作用的形式以及泄漏流與主流摻混損失機(jī)理尚存在爭(zhēng)議，還無(wú)法合理地評(píng)估該泄漏流對(duì)壓氣機(jī)性能的影響程度。為此，本文開(kāi)展了基于多種封嚴(yán)篦齒以及封嚴(yán)空腔壓力模型的軸承腔泄漏流機(jī)理分析。

1 數(shù)值模擬方法

本文的研究對(duì)象為某1.5級(jí)跨聲速壓氣機(jī)及近轉(zhuǎn)子前緣輪轂側(cè)泄漏腔的組合體，其模型如圖1 所示。壓氣機(jī)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為11000 r/min。3 維數(shù)值模擬基于定常雷諾平均方程（Reynolds Average Navier Stokes，RANS）并采用湍流模型。計(jì)算網(wǎng)格拓?fù)洳捎肙H 型，葉片單通道網(wǎng)格數(shù)取值區(qū)間為35~40 萬(wàn)。在該網(wǎng)格數(shù)條件下，各級(jí)壁面網(wǎng)格Y+值控制不大于1。早期研究結(jié)果表明，k-ω湍流模型在該Y+取值范圍內(nèi)均可較好地模擬葉輪機(jī)械固壁附面層流動(dòng)。數(shù)值計(jì)算基于工作站80 核并行計(jì)算。在定常計(jì)算中，動(dòng)靜交界面選取混合平面法。由于軸承腔內(nèi)氣壓周向分布較為均勻，使封嚴(yán)泄漏流沿泄漏孔周向分布不均勻度較小。因此，使用混合交界面不會(huì)對(duì)泄漏流與主流摻混特性的模擬精度產(chǎn)生顯著影響。進(jìn)口邊界條件采用總溫總壓邊界法，出口邊界條件采用平均靜壓邊界法。定常計(jì)算收斂準(zhǔn)則采用總殘差不大于10-6標(biāo)準(zhǔn)。軸承腔供氣端壓力分別取80047（該供氣壓力下篦齒封嚴(yán)兩端壓力差幾乎為0，泄漏流量幾乎為0）、101325、151988、202650 Pa。研究發(fā)現(xiàn)，當(dāng)供氣端壓力大于202650 Pa時(shí)，篦齒齒端間隙流極易超過(guò)聲速，進(jìn)而引發(fā)篦齒泄漏流不穩(wěn)定情況。因此，文中軸承腔供氣端壓力最大值取202650 Pa。

圖1 某1.5級(jí)跨聲速壓氣機(jī)及其泄漏腔模型

為了驗(yàn)證本文選取的數(shù)值計(jì)算方法的準(zhǔn)確性，對(duì)某壓氣機(jī)性能試驗(yàn)測(cè)量與數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，對(duì)比結(jié)果如圖2 所示。從圖中可見(jiàn)，除局部流量偏差外，數(shù)值計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果的量值整體偏差低于2%。在試驗(yàn)測(cè)量中，壓比測(cè)量最大誤差約為0.057%，效率測(cè)量最大誤差約為0.43%，各工況下試驗(yàn)測(cè)量誤差見(jiàn)表1。對(duì)于絕熱效率曲線，試驗(yàn)與數(shù)值模擬結(jié)果最大偏差約為2.15%（位于近阻塞區(qū)）。在設(shè)計(jì)點(diǎn)下，絕熱效率的試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果為88.6%，數(shù)值計(jì)算結(jié)果為88.86%，二者之間的誤差約為0.29%。

表1 各工況下試驗(yàn)測(cè)量誤差

圖2 某壓氣機(jī)性能試驗(yàn)測(cè)量與數(shù)值計(jì)算結(jié)果對(duì)比

2 結(jié)果與討論

2.1 泄漏腔流動(dòng)機(jī)理

首先，通過(guò)對(duì)比不同工況下篦齒數(shù)為5、齒端間隙為1 mm 的封嚴(yán)模型計(jì)算結(jié)果，說(shuō)明軸承腔篦齒封嚴(yán)基本泄漏特性。

當(dāng)軸承腔氣壓為101325 Pa 時(shí)，封嚴(yán)模型流場(chǎng)絕對(duì)速度分布及速度矢量分布局部放大分別如圖3、4所示。從圖中可見(jiàn)，泄漏流由軸承腔進(jìn)氣端移動(dòng)至壓氣機(jī)近輪轂側(cè)主流的過(guò)程中保持下述傳播發(fā)展途徑：（1）在篦齒封嚴(yán)中誘發(fā)渦系結(jié)構(gòu)；（2）篦齒端間隙射流泄漏；（3）齒端間隙射流受封嚴(yán)腔空腔效應(yīng)影響，產(chǎn)生回流渦系結(jié)構(gòu)，使一部分射流泄漏由封嚴(yán)泄漏側(cè)進(jìn)入壓氣機(jī)近輪轂側(cè)主流，另一部分維持在封嚴(yán)腔內(nèi)。

圖3 封嚴(yán)模型絕對(duì)速度分布

圖4 封嚴(yán)模型速度矢量分布局部放大

當(dāng)軸承腔氣壓變化至202650 Pa 時(shí)，封嚴(yán)腔流場(chǎng)速度分布以及篦齒腔速度矢量分布局部放大分別如圖5、6 所示。上述封嚴(yán)泄漏流特性主要變化在于右封嚴(yán)腔內(nèi)回流渦強(qiáng)度以及篦齒出口齒端間隙射流狀態(tài)：（1）當(dāng)軸承腔氣壓上升時(shí)，篦齒出口齒端間隙射流泄漏增強(qiáng)；（2）當(dāng)軸承腔氣壓上升時(shí)，篦齒出口大尺度回流渦強(qiáng)度下降，其對(duì)于泄漏流的阻礙作用減小，從而使泄漏流強(qiáng)度增大。

圖5 封嚴(yán)腔速度分布

圖6 篦齒腔速度矢量分布局部放大

2.2 泄漏流摻混機(jī)理

背壓為121590 Pa 條件下壓氣機(jī)2%葉高截面總壓分布如圖7 所示。從圖中可見(jiàn)，當(dāng)泄漏流作用于壓氣機(jī)主流時(shí)，近輪轂側(cè)總壓分布發(fā)生顯著變化：（1）轉(zhuǎn)子葉背前端貼近葉面?zhèn)瓤倝簻p小，表明其葉面流動(dòng)分離損失程度增大；（2）轉(zhuǎn)子前緣斜激波、通道正激波強(qiáng)度減小，正激波位置向下游偏移，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子增壓能力減弱。

圖7 背壓為121590 Pa條件下壓氣機(jī)2%葉高截面總壓分布

在Q=10000條件下R1轉(zhuǎn)子流道分離渦特性如圖8 所示（此處采用Q準(zhǔn)則定義渦的形狀）。從圖中可見(jiàn)，泄漏流與主流的摻混效應(yīng)會(huì)誘發(fā)近輪轂側(cè)2 股顯著分離渦的出現(xiàn)（如圖8（b）紅色虛線所示）。其中，葉盆側(cè)分離渦范圍最為顯著，其軌跡由前緣延伸至出口。該類分離渦會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子近輪轂側(cè)流動(dòng)損失增大。綜上所述，在激波增壓能力減弱與分離渦損失2 種因素的疊加影響下，轉(zhuǎn)子出口平均總壓顯著降低。以壓氣機(jī)出口背壓為121590 Pa 工況為例（對(duì)應(yīng)進(jìn)口流量為32.7 kg/s），在泄漏流量為0.72%進(jìn)口流量條件下，R1出口平均總壓下降1.82%。

圖8 在Q=10000條件下R1轉(zhuǎn)子流道分離渦特性

當(dāng)篦齒數(shù)或齒端間隙發(fā)生變化時(shí)，其對(duì)壓氣機(jī)性能的影響本質(zhì)上來(lái)自于泄漏流量變化（從而使泄漏流與主流之間相互作用特性在一定程度上發(fā)生改變）。當(dāng)泄漏流量為1.9%進(jìn)口流量時(shí)，在背壓為121590 Pa條件下壓氣機(jī)2%葉高截面總壓分布如圖9 所示，在Q=10000下R1轉(zhuǎn)子流道分離渦特性如圖10所示。從圖9、10 中可見(jiàn)，當(dāng)泄漏流量由前文的0.72%進(jìn)口流量增大至1.9%進(jìn)口流量時(shí)，轉(zhuǎn)子激波進(jìn)一步后移，一方面會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子增壓能力進(jìn)一步減弱，另一方面會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子葉背分離增大。對(duì)比圖8和圖10可知，當(dāng)泄漏流量增大時(shí)，其與主流摻混導(dǎo)致的分離渦強(qiáng)度增大、范圍顯著擴(kuò)大，從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子流道損失進(jìn)一步加大。綜上所述，泄漏流與轉(zhuǎn)子主流摻混作用對(duì)流場(chǎng)的影響主要在于：（1）使轉(zhuǎn)子通道激波后移；（2）產(chǎn)生摻混分離渦。隨著泄漏流量的增大，激波后移程度加大，分離渦強(qiáng)度增強(qiáng)，這是導(dǎo)致壓氣機(jī)性能隨泄漏量增大不斷降低的根本原因。

圖9 在背壓為121590 Pa條件下壓氣機(jī)2%葉高截面總壓分布（泄漏流量為1.9%進(jìn)口流量）

圖10 在Q=10000下R1轉(zhuǎn)子流道分離渦特性

3 結(jié)論

（1）泄漏流由軸承腔進(jìn)氣端向壓氣機(jī)近輪轂側(cè)主流延展的途徑主要有：在篦齒封嚴(yán)中誘發(fā)渦系結(jié)構(gòu)；篦齒端間隙的射流泄漏；齒端間隙射流受封嚴(yán)腔空腔效應(yīng)影響產(chǎn)生回流渦系結(jié)構(gòu)，使一部分射流泄漏。

（2）由封嚴(yán)泄漏側(cè)進(jìn)入壓氣機(jī)近輪轂側(cè)主流，泄漏流另一部分維持在封嚴(yán)腔內(nèi)；當(dāng)篦齒出口齒端間隙泄漏流以射流方式進(jìn)入右封嚴(yán)腔，其在篦齒出口區(qū)會(huì)誘發(fā)一大尺度回流渦，該回流渦對(duì)齒端間隙泄漏射流起阻礙作用。

（3）泄漏流與轉(zhuǎn)子主流的摻混作用對(duì)流場(chǎng)損失的影響主要在于轉(zhuǎn)子通道激波后移及2 股摻混分離渦被觸發(fā)。

（4）隨著泄漏流量的增大，激波后移程度加大，分離渦強(qiáng)度增強(qiáng)，這是導(dǎo)致壓氣機(jī)性能隨泄漏量增大不斷下降的根本原因。

基于上述結(jié)論，后期工作可以在引氣量一定的情況下對(duì)引氣流路及出口結(jié)構(gòu)布局進(jìn)行優(yōu)化，以進(jìn)一步降低軸承腔泄漏流對(duì)壓氣機(jī)性能的影響。例如，可以通過(guò)調(diào)整封嚴(yán)腔泄漏縫隙幾何參數(shù)的方法改變封嚴(yán)泄漏射流方向，從而削弱泄漏流與主流摻混渦的強(qiáng)度，以提升在軸承腔泄漏影響下壓氣機(jī)的性能。