渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)流動特點與發(fā)展趨勢

銀越千， 金海良， 陳璇

中國航發(fā)湖南動力機(jī)械研究所， 株洲 412002

渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)流動特點與發(fā)展趨勢

銀越千， 金海良， 陳璇*

中國航發(fā)湖南動力機(jī)械研究所， 株洲 412002

首先，介紹了渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)的現(xiàn)狀與發(fā)展歷程以及渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的主要結(jié)構(gòu)形式與技術(shù)特點。其次，從壓氣機(jī)的內(nèi)部流動特點角度，詳細(xì)介紹了渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)組合壓氣機(jī)中的軸流級相比大推力渦扇發(fā)動機(jī)軸流壓氣機(jī)的內(nèi)部流動特點與流場改善措施，及渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)普遍采用的離心壓氣機(jī)中離心葉輪和擴(kuò)壓器的內(nèi)部流動及匹配的特點。然后，對渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)內(nèi)部流動失穩(wěn)和擴(kuò)穩(wěn)措施進(jìn)行了分析。最后，對未來的渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的發(fā)展趨勢進(jìn)行了展望。

渦軸； 渦槳； 壓氣機(jī)； 流動特點； 發(fā)動機(jī)

特約

運輸機(jī)與直升機(jī)作為科學(xué)技術(shù)最輝煌的創(chuàng)造之一，極大地改變了人類社會經(jīng)濟(jì)生活的面貌[1]。運輸機(jī)與直升機(jī)是典型的軍民兩用產(chǎn)品，其軍事意義非常重要，自20世紀(jì)60年代越南戰(zhàn)爭首次使用武裝直升機(jī)以來，直升機(jī)已經(jīng)成為現(xiàn)代軍隊不可缺少的軍備力量，在阿富汗戰(zhàn)爭、海灣戰(zhàn)爭及歷次武裝沖突中發(fā)揮了強(qiáng)大的作用[2]；軍用運輸機(jī)可快速、靈活有效地保障作戰(zhàn)人員和物資的供應(yīng)，成為部隊開進(jìn)和部署的重要支柱以及戰(zhàn)爭物資和武器裝備后勤供應(yīng)的關(guān)鍵手段，在某種程度上是決定戰(zhàn)爭勝負(fù)的主要因素[3]。作為萬用的交通運輸工具，直升機(jī)的非軍事用途非常多：搜索營救、科學(xué)考察、空中監(jiān)視、甚至銀行運鈔等。未來直升機(jī)在千家萬戶中作為交通出行工具也不無可能。

所謂“飛天巡洋，動力先行”，隨著起飛重量及功率的不斷增大，從20世紀(jì)50年代開始渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)逐漸成為直升機(jī)及中小型運輸機(jī)的主要動力裝置，與渦扇發(fā)動機(jī)相比，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)的典型特點是尺寸小、轉(zhuǎn)速高[4]。渦軸和渦槳發(fā)動機(jī)至今已經(jīng)發(fā)展了四代。表1和表2分別給出了國外各代典型渦軸和渦槳發(fā)動機(jī)及其主要參數(shù)。從表1和表2中看出，近50年來渦軸和渦槳發(fā)動機(jī)耗油率降低了約30%，渦輪前溫度提高了200～300 K，單位功率提高了50%～70%，而壓氣機(jī)的壓比提高了整整2～3倍多，且未來其壓比將進(jìn)一步提高到25～30的量級。

渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)的壓氣機(jī)一般采用單級離心、雙級離心、軸流離心組合或斜流離心組合等幾種結(jié)構(gòu)形式。這幾種壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)形式根據(jù)其自身的技術(shù)特點，對應(yīng)不同功率量級的發(fā)動機(jī)。法國透博梅卡公司按渦軸發(fā)動機(jī)的功率、壓氣機(jī)總壓比，將渦軸發(fā)動機(jī)的壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)形式分為三檔:功率為500 kW量級，壓比為10左右的渦軸發(fā)動機(jī)一般采用單級離心壓氣機(jī)；功率為1 000 kW量級，壓比為15左右的渦軸發(fā)動機(jī)采用雙級離心或斜流離心組合壓氣機(jī)；功率為2 000 kW量級，壓比為17～20的渦軸發(fā)動機(jī)采用軸流離心組合壓氣機(jī)或斜流離心組合壓氣機(jī)。因此，在中大功率范圍和高壓比渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)中，軸流離心組合壓氣機(jī)成為該類型渦軸發(fā)動機(jī)的典型壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)形式。該類壓氣機(jī)結(jié)合了軸流級適應(yīng)大進(jìn)口流量、效率高以及離心級適應(yīng)小流量、穩(wěn)定工作范圍寬廣的特點，能夠在較小的迎風(fēng)面積和較少的級數(shù)下滿足流量、壓比和效率的多重要求[5]。與在渦軸發(fā)動機(jī)中廣泛應(yīng)用的軸流離心組合壓氣機(jī)不同，由于現(xiàn)有的軸流離心組合壓氣機(jī)的技術(shù)基本能夠滿足渦軸發(fā)動機(jī)的研制需求，使得斜流離心組合壓氣機(jī)在發(fā)動機(jī)上的應(yīng)用較少。

表1 渦軸發(fā)動機(jī)發(fā)展歷程Table 1 Development history of turboshaft engine

表2 渦槳發(fā)動機(jī)發(fā)展歷程Table 2 Development history of turboprop engine

進(jìn)入21世紀(jì)，隨著斜流壓氣機(jī)技術(shù)的不斷進(jìn)步，斜流壓氣機(jī)較離心壓氣機(jī)具有更高的流通能力和更高的效率，較軸流壓氣機(jī)具有更少的零件數(shù)、更強(qiáng)的抗外物損傷能力等特點，在渦軸發(fā)動機(jī)降低成本、提高可靠型和維護(hù)性方面的優(yōu)勢明顯，越來越受到世界各大航空發(fā)動機(jī)公司的重視。德國MTU公司研發(fā)了一種用于渦軸發(fā)動機(jī)的斜流離心組合壓氣機(jī)。目前，中國也完成了用于渦軸發(fā)動機(jī)的高壓比高效率斜流離心組合壓氣機(jī)的試驗驗證工作。除以上幾種主要結(jié)構(gòu)形式外，由于技術(shù)繼承等原因，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)還采用了多級軸流和高、低壓雙轉(zhuǎn)子雙級離心或軸流離心組合壓氣機(jī)等結(jié)構(gòu)形式。典型渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)如圖1所示。

圖1 典型渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī) Fig.1 Typical compressor in turboshaft/turbopropengine

渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)用的小流量軸流離心組合壓氣機(jī)中軸流壓氣機(jī)的技術(shù)特點與渦扇發(fā)動機(jī)用的大流量軸流壓氣機(jī)并沒有本質(zhì)區(qū)別，只是由于流道窄、葉片尺寸小，使得機(jī)匣輪轂環(huán)壁附面層損失和端壁泄漏及二次流損失占總損失的比例更大，三維特性及黏性影響更為突出，從而導(dǎo)致軸流壓氣機(jī)的效率有所降低。由于要兼顧離心壓氣機(jī)的設(shè)計，軸流離心組合壓氣機(jī)中軸流壓氣機(jī)通常采用駝背形流道形式，與常規(guī)多級軸流壓氣機(jī)相比，氣動負(fù)荷更高，設(shè)計難度更大。軸流離心組合壓氣機(jī)中離心壓氣機(jī)與單級離心壓氣機(jī)或者雙級離心壓氣機(jī)相比，其技術(shù)特點主要體現(xiàn)在兩方面，一是較低的比轉(zhuǎn)速，二是較大的進(jìn)出口半徑比。正是上述特點決定了軸流離心組合壓氣機(jī)適宜采用駝背形流道形式，以降低離心壓氣機(jī)的設(shè)計難度，提高離心壓氣機(jī)的性能，從而獲得更好的組合壓氣機(jī)性能。

盡管渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)采用的組合壓氣機(jī)的某些流動特點與大推力渦扇發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的流動特點相似，但是，鑒于組合壓氣機(jī)的獨特結(jié)構(gòu)，其內(nèi)部流動也有自身的特征，而了解、分析和利用這些特征將會是突破新一代渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)中高負(fù)荷、高效率壓氣機(jī)技術(shù)的關(guān)鍵。

1 軸流壓氣機(jī)內(nèi)部流動特點

相比大推力渦扇發(fā)動機(jī)，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)中軸流壓氣機(jī)的轉(zhuǎn)速高、尺寸小，這導(dǎo)致軸流壓氣機(jī)內(nèi)部流動逆壓梯度大，三維性更強(qiáng)，整體流域的小尺寸使得葉頂間隙區(qū)與端壁附面層區(qū)在整個流域中所占的比例增大，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)中壓氣機(jī)普遍采用的小展弦比葉片使端壁附面層所占比例進(jìn)一步增大，導(dǎo)致?lián)p失增大(尺寸效應(yīng))。隨著組合壓氣機(jī)中軸流壓氣機(jī)不斷向高通流、高負(fù)荷方向發(fā)展，流場中不可避免地存在著大量的分離流動及旋渦結(jié)構(gòu)[6]，這些復(fù)雜的流體運動對壓氣機(jī)的正常運轉(zhuǎn)及實現(xiàn)高負(fù)荷、高效率的雙重效果起著至關(guān)重要的作用。

1.1 轉(zhuǎn)子通道內(nèi)部流動特點

渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)軸流壓氣機(jī)進(jìn)口級一般為跨聲級，馬赫數(shù)較高，在轉(zhuǎn)子槽道內(nèi)會產(chǎn)生較強(qiáng)的激波，當(dāng)氣流經(jīng)過激波后，動能減小壓力增大。在葉片吸力面表面，激波會與附面層相互作用，使附面層內(nèi)部的低能流體動能進(jìn)一步減小，抵抗分離的能力減弱[7]；此外，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)的尺寸小、轉(zhuǎn)速高，氣流所受的離心力較大，葉片附面層內(nèi)的流體本就有徑向的潛移，經(jīng)過激波后附面層內(nèi)流體的動能進(jìn)一步減少，徑向潛移趨勢增大，此時低能流體會在葉頂區(qū)域過度積累，使得壓氣機(jī)尖部大面積區(qū)域效率較低[8]。另外，由于間隙的存在，氣流由壓力面經(jīng)過間隙流向吸力面并卷起旋渦，對高負(fù)荷壓氣機(jī)吸壓力面的壓差增大，使得葉頂間隙泄漏流增大[9-11]，如圖2所示。由于葉片尺寸較小，間隙所占比例遠(yuǎn)大于大流量的風(fēng)扇/壓氣機(jī)，間隙泄漏損失更加顯著。最終激波、激波與附面層干擾、徑向潛移、間隙泄漏使得渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)軸流壓氣機(jī)的轉(zhuǎn)子尖部性能顯著降低[12]，如圖3所示。

圖2 壓氣機(jī)葉頂間隙泄漏示意圖Fig.2 Schematic of tip leakage of compressor

圖3 典型渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)進(jìn)口級轉(zhuǎn)子效率隨展高變化Fig.3 Efficiency of inlet rotor of typical compressor in turboshaft/turboprop engine vs span

針對小流量壓氣機(jī)進(jìn)口級尖部的激波損失、激波與附面層干擾損失、間隙泄漏損失較大的特點，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)進(jìn)口級轉(zhuǎn)子廣泛采用任意中弧線的葉片造型方式，該類型葉片能夠有效降低激波的強(qiáng)度，延緩激波附面層干擾后的分離，減弱附面層徑向潛移的趨勢，避免低能流體在葉頂區(qū)域的過度積累，大幅提高壓氣機(jī)進(jìn)口級的效率。圖4給出了某渦軸發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)在改進(jìn)前后的進(jìn)口級轉(zhuǎn)子葉片角分布對比[13]，其中造型采用從根到尖的9個截面，橫坐標(biāo)為無量綱的弦長，縱坐標(biāo)為中弧線β角。

圖4 改進(jìn)前后轉(zhuǎn)子葉片角分布[13] Fig.4 Angle of camber distribution before and afterimprovement[13]

圖5給出了該壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉片改進(jìn)前后尖部截面的流場對比，由圖可以看出，采用任意中弧線葉片造型后，激波波前馬赫數(shù)明顯降低，且激波與附面層干擾產(chǎn)生的低速區(qū)域的面積明顯減??；此外，尖部熵增明顯減小，泄漏損失減少，轉(zhuǎn)子尖部的性能得到提升；最后，給出了優(yōu)化前后轉(zhuǎn)子吸力面的極限流線及靜壓分布對比，可以明顯看出，優(yōu)化后，60%葉高以上、激波后氣體附面層徑向潛移趨勢減弱，這將延緩低能流體在葉頂區(qū)域的堆積，對壓氣機(jī)性能提高具有積極意義。

圖5 改進(jìn)前后轉(zhuǎn)子流場對比 Fig.5 Flow field comparison of rotor before and after improvement

1.2 靜子通道內(nèi)部流動特點

為確保組合壓氣機(jī)中離心壓氣機(jī)有足夠的加功能力，必須降低離心壓氣機(jī)進(jìn)口半徑，這要求軸流壓氣機(jī)后面級流道必須下壓，使葉片根部擴(kuò)壓度增大。渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)普遍采用小展弦比葉片，其端壁附面層本就較厚，此時，擴(kuò)壓梯度過大會使端壁區(qū)附面層內(nèi)的低能流體發(fā)生流動分離，這對壓氣機(jī)的穩(wěn)定工作范圍影響很大。圖6 給出了某渦軸發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)末級靜子的德哈爾數(shù)與流場示意圖，從圖中可以看出該靜子在13%葉高以下德哈爾數(shù)小于0.64，這時該區(qū)域會發(fā)生流動分離[14]。

圖6 壓氣機(jī)末級靜子的德哈爾數(shù)與流場分布 Fig.6 Dehaller number and flow field distribution in outlet stator of compressor

為限制流動的分離，在渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)后面級靜子的設(shè)計中廣泛采用彎曲靜子(弓形靜子)，該類型葉片在周向彎曲可以降低通道內(nèi)的二次流損失，葉片正向彎曲后，在葉片吸力面形成了兩端壓力高、中間壓力低的“C”型壓力分布，在此壓力梯度下，端部的低能流體被吸入主流區(qū)，減少了附面層低能流體在吸力面與角區(qū)的堆積，避免了分離的發(fā)生，減少了能量損失[15-16]。從流動本質(zhì)看，彎曲葉片利用其表面作用力在徑向的大小與方向控制徑向的壓力梯度，使葉片負(fù)荷沿葉高方向分布更加合理[17]。圖7給出了彎葉片與直葉片試驗和計算流場特性對比，ω為總壓損失系數(shù)，β1為實際進(jìn)口氣流角，βd為設(shè)計進(jìn)口氣流角，由圖可以看出采用彎葉片后端壁分離區(qū)明顯減小[18]，且在各迎角狀態(tài)下的彎葉片的損失均小于直葉片。

由于尺寸較小，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的靜子大部分采用懸臂結(jié)構(gòu)，懸臂靜子結(jié)構(gòu)能夠通過間隙泄漏流動，吹除吸力面與輪轂形成的角區(qū)低速流體團(tuán)，可有效抑制角區(qū)分離，增加壓氣機(jī)的穩(wěn)定工作范圍，圖8給出了懸臂靜子與雙支撐靜子的結(jié)構(gòu)對比，其中δ1為葉片與輪轂的間隙，δ2為葉片內(nèi)支撐環(huán)與篦齒的間隙，h為內(nèi)支撐環(huán)與腔體下端面的距離。

圖9給出了某渦軸發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)采用雙支撐靜子(0% axial chord)與懸臂靜子不同間隙的流場對比，從圖中可以看出采用懸臂靜子后根部角區(qū)附近的分離區(qū)大面積減小，但是隨著間隙增大，根部角區(qū)的分離面積沒有進(jìn)一步減小，反而因為泄漏流的增加，在葉片根部前緣附近產(chǎn)生了類旋渦狀流動，這表明有無間隙對流場的分離影響較大，但隨著間隙的增大，分離區(qū)的面積沒有持續(xù)減小。圖10給出了采用懸臂靜子與雙支撐靜子壓氣機(jī)的性能對比，從圖中可以看出，采用懸臂靜子后，壓氣機(jī)的效率略有減小，但穩(wěn)定工作范圍大幅增大[19-20]。

圖7 彎葉片與直葉片試驗和計算流場及氣動特性對比[18] Fig.7 Comparison of flow field and aerodynamic characteristics of straight-stacking blade and bowed-stacking blade in test and computation[18]

圖8 懸臂靜子與雙支撐靜子結(jié)構(gòu)對比Fig.8 Structure comparison of cantilever stator and common stator

圖9 懸臂靜子和雙支撐靜子不同間隙流場結(jié)構(gòu)對比Fig.9 Flow field structure comparison of cantilever stator and common stator in different clearances

為改善渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)部分轉(zhuǎn)速性能，靜子一般均設(shè)計為可調(diào)靜葉，可調(diào)靜葉兩端不可避免留有間隙，氣體通過間隙從葉片壓力面泄漏到吸力面，在吸力面角區(qū)形成渦流，導(dǎo)致流動損失。相比大推力渦扇發(fā)動機(jī)，渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的展弦比更小、葉片弦長更長，這導(dǎo)致可調(diào)靜葉轉(zhuǎn)過同樣角度時，葉片在葉頂必須留夠更多的間隙，并且由于尺寸較小，逆壓梯度更大，使得渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)中可調(diào)靜子間隙的損失遠(yuǎn)大于大推力渦扇發(fā)動機(jī)。

為減小可調(diào)靜葉的間隙區(qū)損失，采用被稱為“無升力”(Zero-Lift)的端壁葉型設(shè)計技術(shù)[21]。圖11 和圖12分別給出了修改前后不同葉型的可調(diào)靜葉的葉型以及流場對比。由圖12可知兩端葉型修改后，流場明顯得到改善，葉片自由端間隙處的泄漏流動基本消除。

可調(diào)靜葉的間隙對于壓氣機(jī)性能有重要影響，特別對于高負(fù)荷壓氣機(jī)更是如此。對可調(diào)靜葉間隙流動的研究表明可調(diào)靜葉前緣間隙對性能的影響大于后緣間隙[22]，因此在渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的可調(diào)靜葉設(shè)計中，應(yīng)盡可能將旋轉(zhuǎn)軸前移，并且增加旋轉(zhuǎn)軸端部的圓盤直徑，使其覆蓋葉片前緣，減少葉片前緣間隙處的泄漏流動，改善壓氣機(jī)失速裕度；此外，在更為先進(jìn)的渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)中采用了可調(diào)靜葉的非徑向旋轉(zhuǎn)軸設(shè)計。

圖10 采用懸臂靜子與雙支撐靜子壓氣機(jī)性能對比Fig.10 Compressor performance comparison of cantilever stator and common stator

圖11 采用不同葉型的可調(diào)靜葉結(jié)構(gòu)Fig.11 Blade profiles of different variable stators

圖12 采用不同葉型的可調(diào)靜葉流場對比Fig.12 Blade flow field comprison of different variable stators

2 離心壓氣機(jī)內(nèi)部流動特點

離心壓氣機(jī)是渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)采用的最普遍的結(jié)構(gòu)形式。離心壓氣機(jī)內(nèi)部流道長且折轉(zhuǎn)角度大，受葉輪旋轉(zhuǎn)、壁面曲率和葉頂間隙等因素的影響，在渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)中廣泛應(yīng)用的半開式葉輪內(nèi)部存在著泄漏、分離、回流以及射流尾跡等非常復(fù)雜的流動特征。且隨著離心壓氣機(jī)壓比的不斷升高，葉輪逐漸由早期的高壓亞聲葉輪變?yōu)楦邏嚎缏暼~輪，除了激波損失增大外，激波還會與附面層和各種渦系發(fā)生強(qiáng)相互作用，這種復(fù)雜的相互作用會帶來更多損失，影響離心壓氣機(jī)的效率與穩(wěn)定工作范圍。此外，擴(kuò)壓器進(jìn)口馬赫數(shù)也會隨著壓比的升高而增大，這會進(jìn)一步導(dǎo)致離心壓氣機(jī)的損失增大，效率與穩(wěn)定工作范圍減小。

2.1 離心葉輪內(nèi)部流動特點

激波在高壓比離心壓氣機(jī)內(nèi)部流場中廣泛存在[23]。在高壓比離心壓氣機(jī)葉輪的吸力面，通常伴隨著最高馬赫數(shù)達(dá)1.5的強(qiáng)激波，如圖13所示。激波是氣動設(shè)計中的雙刃劍。一方面，激波會帶來大量的流動損失。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口馬赫數(shù)為1.4時，激波將造成4.2%的進(jìn)口總壓損失；而對于進(jìn)口馬赫數(shù)超過1.4的流動，激波損失將急劇上升。激波還會與附面層和各種渦系發(fā)生強(qiáng)相互作用。這種復(fù)雜的相互作用甚至?xí)砀鄵p失。另一方面，激波是非常有效的增壓方式。當(dāng)壓氣機(jī)進(jìn)口馬赫數(shù)為1.4時，激波能帶來靜壓比2.1的收益。因此，在平衡壓比、效率與穩(wěn)定性的需求下，調(diào)整壓氣機(jī)進(jìn)口激波結(jié)構(gòu)是高壓比離心壓氣機(jī)氣動設(shè)計的關(guān)鍵難點。

高壓比離心壓氣機(jī)的速度場波動更劇烈，二次流的強(qiáng)度更大，流場均勻性更差[24]，如圖14所示,給出了沿流向不同位置處S3面上的相對速度分布，圖中W代表相對速度，R代表截面上的半徑，SS為大葉片吸力面，PS為大葉片壓力面，SP代表小葉片，Vst代表軸向速度，Ut為該截面葉輪

葉尖的切線速度，從圖中可以看出不同位置、不同半徑處流場的差別較大，流場存在較強(qiáng)的三維性。強(qiáng)三維性也是流場內(nèi)強(qiáng)激波與附面層強(qiáng)相互作用所導(dǎo)致的結(jié)果。

離心葉輪出口氣流具有典型的“射流尾跡結(jié)構(gòu)”，射流與尾跡之間存在著動量與能量的交換，導(dǎo)致較大的摻混損失[25]，且會導(dǎo)致下排徑擴(kuò)進(jìn)口的進(jìn)氣條件極為惡劣，如圖15所示，給出了相對子午速度Wm的云圖。

為降低跨聲速葉輪中的損失，部分高壓比跨聲速離心葉輪采用多截面的全三維葉片造型技術(shù)，削弱激波與間隙渦相互作用，抑制二次流對低能流體的遷移，控制尾跡區(qū)內(nèi)低能流體，從而減小損失。圖16和圖17分別給出了某前掠改型葉輪與原始葉輪的造型及性能結(jié)果對比，其中圖17(a)的橫、縱坐標(biāo)分別為無量綱流量Mass/Massmax與無量綱壓比Pr/Prmax，圖17(b)的橫、縱坐標(biāo)分別為無量綱流量與效率，從圖中可知前掠離心葉輪的壓比與效率均增高。

圖13 高壓比跨聲速離心葉輪進(jìn)口激波 Fig.13 Shock wave in high pressure-ratio transonic impeller inlet

圖14 高壓比跨聲速離心葉輪內(nèi)部三維流場[24]Fig.14 3D flow field in high pressure-ratio transonic impeller inlet[24]

為了設(shè)計出高性能的軸流-離心組合壓氣機(jī)，離心級和軸流級的氣動負(fù)荷必須進(jìn)行合理的匹配。通常為提高離心級的加功能力，會盡可能減小離心葉輪進(jìn)口的預(yù)旋角度，從而改善徑向擴(kuò)壓器乃至整個壓氣機(jī)的性能。此外，為更加充分利用離心力，增加離心壓氣機(jī)的加功能力，會減小離心壓氣機(jī)進(jìn)口半徑，而同時為保證軸流壓氣機(jī)的切線速度，其末級轉(zhuǎn)子的半徑不會減到過小，所以軸流與離心間會采用大半徑落差的過渡段，此時要求離心葉輪進(jìn)口具有一定抗分離能力。圖18和圖19分別給出了在保證壓比、效率的前提下，將某組合壓氣機(jī)的三級軸流(3A)改為兩級軸流(2A)及軸流壓氣機(jī)出口氣流角βout的對比，由圖19 可知改進(jìn)后離心進(jìn)口的半徑壓低，軸流離心間采用了過渡段，軸流出口的氣流角度基本轉(zhuǎn)為軸向。

圖15 高壓比跨聲速離心葉輪出口流場[25] Fig.15 Flow field in high pressure-ratio transonic impeller outlet[25]

圖16 離心葉輪前掠葉片造型Fig.16 Forward swept blade in impeller

圖17 離心葉輪前掠葉片造型前后性能對比 Fig.17 Performance comparison of original blade and forward swept blade in impeller

圖18 某組合壓氣機(jī)改進(jìn)前后對比Fig.18 Comparison of combined compressor before and after improvement

圖19 某組合壓氣機(jī)改進(jìn)前后軸流出口角度對比Fig.19 Comparison of flow angle at outlet of axial combined compressor before and after improvement

2.2 徑向擴(kuò)壓器內(nèi)部流動特點

徑向擴(kuò)壓器從上游至下游依次分為上游無葉區(qū)、半無葉區(qū)、有葉區(qū)和下游無葉區(qū)4部分，各部分的分界位置分別為擴(kuò)壓器葉片前緣、擴(kuò)壓器喉口和擴(kuò)壓器尾緣，如圖20所示。由于葉輪出口氣流的極度不均勻性，在擴(kuò)壓器上游無葉區(qū)進(jìn)口氣流會發(fā)生劇烈的摻混，使得該區(qū)域的損失增大[26]，如圖21所示，其中m′代表無量綱的位置，即當(dāng)前半徑除以葉輪出口半徑，Vm代表子午速度，U2代表葉輪切線速度；此外，隨著葉輪壓比的不斷提高，高切線速度使得擴(kuò)壓器進(jìn)口的馬赫數(shù)超過1，如圖22所示，激波的出現(xiàn)使得進(jìn)口無葉擴(kuò)壓器區(qū)的損失進(jìn)一步增大。

圖20 傳統(tǒng)葉片式擴(kuò)壓器Fig.20 Traditional vaned diffuser

為適應(yīng)高壓比跨聲速離心葉輪高的出口馬赫數(shù)，擴(kuò)壓器的設(shè)計大量采用了管式擴(kuò)壓器，該類型擴(kuò)壓器在前緣具有大前掠結(jié)構(gòu)，能夠很好適應(yīng)超聲速來流，可有效改善前排離心葉輪出口氣流不均勻?qū)笈艛U(kuò)壓器的不利影響，提高擴(kuò)壓器的性能[27-28]。圖23和圖24分別給出了某高壓比離心壓氣機(jī)管式擴(kuò)壓器的前緣結(jié)構(gòu)以及流場示意圖[29]，圖24中給出了PIV試驗與CFD計算結(jié)果的10%、50%、90%展高處無量綱速度Vred,norm云圖對比。從圖中可以明顯看出3個展高中吸力面一側(cè)(SS)均存在明顯的射流結(jié)構(gòu)(Jet),壓力面一側(cè)(PS)存在大的分離區(qū)(Separation)。

圖21 氣流在無葉擴(kuò)壓器區(qū)域的摻混Fig.21 Mixing process in vaneless diffuser of flow

圖22 傳統(tǒng)葉片式擴(kuò)壓器流場結(jié)構(gòu)Fig.22 Flow field structure in traditional vaned diffuser

圖23 離心壓氣機(jī)管式擴(kuò)壓器[29]Fig.23 Pipe diffuser in centrifugal compressor[29]

圖24 離心壓氣機(jī)管式擴(kuò)壓器流場[29]Fig.24 Flow field of pipe diffuser in centrifugal compressor[29]

3 失穩(wěn)流動特點與機(jī)匣處理

3.1 軸流壓氣機(jī)內(nèi)的流動失穩(wěn)

葉頂區(qū)域的間隙泄漏流動對壓氣機(jī)的失穩(wěn)有著重要的影響[30-31]。隨著壓氣機(jī)負(fù)荷不斷提高，其內(nèi)部流動的逆壓梯度增大，穩(wěn)定工作范圍減小，需要對壓氣機(jī)失穩(wěn)機(jī)理進(jìn)行研究。圖25給出了某組合壓氣機(jī)軸流轉(zhuǎn)子峰值效率、近喘點工況葉頂流動結(jié)構(gòu)對比。由圖可知：首先，間隙泄漏渦的尺度發(fā)生顯著膨脹，間隙泄漏流沿著更加垂直于吸力面的方向發(fā)出，使得其可以運動到更加靠近通道中部的位置發(fā)生卷起，形成通道渦；其次，激波結(jié)構(gòu)的變化。設(shè)計狀態(tài)下可以比較清晰地指示出激波的位置，如圖中褐色粗點劃線所示。然而在近喘點，隨著葉頂堵塞的加劇，葉頂流向靜壓梯度明顯變小。清晰可見的激波在葉頂區(qū)域變得更加像一道壓縮波，以至于無法明確標(biāo)示出激波面的位置。最后是有關(guān)葉頂流動堵塞的變化?？梢郧逦乜吹?，相比于峰值效率工況，近喘點工況下由間隙泄漏渦核心發(fā)展出的低能區(qū)對前半通道造成嚴(yán)重的堵塞。該堵塞團(tuán)堆積于壓力面前緣附近，使得自30%弦長發(fā)出的間隙泄漏流因無法流向下游而向相鄰?fù)ǖ腊l(fā)生溢流，這是具有“突尖型”先兆的旋轉(zhuǎn)失速流場特征。

圖25 某組合壓氣機(jī)軸流轉(zhuǎn)子峰值效率和近喘點工況流動結(jié)構(gòu)Fig.25 Flow structures of peak efficiency point and near stall point in rotor of combined compressor

針對轉(zhuǎn)子葉頂間隙泄漏渦導(dǎo)致的失速，采用處理機(jī)匣提高壓氣機(jī)穩(wěn)定工作裕度，該技術(shù)結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉，再加上可靠性高、擴(kuò)穩(wěn)效果好、抗進(jìn)口畸變能力強(qiáng)等特點在渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)中也得到大量應(yīng)用。

圖26給出了某渦軸發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的機(jī)匣處理結(jié)構(gòu)與網(wǎng)格示意圖[32]，該壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子為高負(fù)荷、跨聲速轉(zhuǎn)子，選定的處理機(jī)匣位置以CFD計算結(jié)果為依據(jù)。該處理機(jī)匣為斜縫式處理機(jī)匣，對于縫式機(jī)匣處理而言，縫內(nèi)的回流具有抽吸或者吹除端部低能流體的能力，縫內(nèi)產(chǎn)生的回流越強(qiáng)，處理機(jī)匣的擴(kuò)穩(wěn)效果就越顯著，產(chǎn)生回流的主要動力是縫的下游端感受到的高靜壓與縫的上游端感受到的低靜壓所形成的壓差。

圖26 某渦軸發(fā)動機(jī)機(jī)匣處理結(jié)構(gòu)與網(wǎng)格[32]Fig.26 Casing treatment structure and mesh in turboshaft engine[32]

圖27給出了機(jī)匣處理前后葉頂區(qū)域流場對比，從圖中可以看出引入縫式處理機(jī)匣后，葉頂通道出現(xiàn)低速流體的現(xiàn)象得到了很大程度的改善，有效地解除了轉(zhuǎn)子葉頂通道堵塞狀況，進(jìn)而顯著地提高了葉頂通道的流通能力。在處理機(jī)匣縫噴射流的作用下，很大程度上削弱了原型中的大迎角狀態(tài)，使得葉尖通道中的流動分離得到抑制，增加了通道的有效流通面積及流通能力，從而推遲壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子失速的發(fā)生，如圖28所示。

圖29給出了處理機(jī)匣前后壓氣機(jī)性能對比，兩圖橫縱坐標(biāo)均進(jìn)行了無量綱化處理，從圖中可以看出帶處理機(jī)匣的軸流壓氣機(jī)在不同轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)穩(wěn)定裕度均有提高，尤其是中低換算轉(zhuǎn)速下裕度的增加非常顯著；對于效率而言，帶處理機(jī)匣后該跨聲壓氣機(jī)在設(shè)計轉(zhuǎn)速下效率僅低于原型0.5%，而在非設(shè)計轉(zhuǎn)速下效率與原型相當(dāng)。

圖27 機(jī)匣處理前后轉(zhuǎn)子葉頂區(qū)域流場對比Fig.27 Flow field comparison of rotor in top section of blade before and after casing treatment

圖28 機(jī)匣處理前后葉尖前緣流場對比Fig.28 Flow field comparison of tip in blade leading edge before and after casing treatment

圖29 應(yīng)用機(jī)匣處理前后壓氣機(jī)性能對比Fig.29 Performance comparison of compressor before and after casing treatment

3.2 離心壓氣機(jī)內(nèi)的流動失穩(wěn)

為增加高負(fù)荷擴(kuò)壓葉輪的穩(wěn)定工作范圍，需要采用擴(kuò)穩(wěn)技術(shù)，傳統(tǒng)的擴(kuò)穩(wěn)技術(shù)會使葉輪的壓比損失增大，效率降低，因此，在離心壓氣機(jī)上嘗試了自循環(huán)機(jī)匣處理技術(shù)，如圖30所示。在近失速工況，后槽靜壓大于前槽，機(jī)匣壁面附近的氣體經(jīng)處理槽由下游流向上游；在堵塞工況時，后槽靜壓小于前槽，此時氣體由處理槽上游流向下游[33-35]。

圖31給出了某起動機(jī)的自循環(huán)處理性能對比，其中SW表示光滑壁面機(jī)匣，RC表示自循環(huán)機(jī)匣結(jié)構(gòu)形式，US表示自循環(huán)機(jī)匣處理前縫處封閉的結(jié)構(gòu)形式。從圖31中可以看出，采用自循環(huán)機(jī)匣結(jié)構(gòu)形式能夠大幅增加該離心壓氣機(jī)的壓比裕度，同時增大壓氣機(jī)的效率[36]。

圖30 離心壓氣機(jī)自循環(huán)機(jī)匣處理Fig.30 Self recirculation casing treatment in centrifugal compressor

圖31 某起動機(jī)的自循環(huán)機(jī)匣處理性能對比[36]Fig.31 Performance comparison of compressor before and after self recirculation casing treatment[36]

4 結(jié) 論

在下一代渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)低油耗、低成本、高推重比和高可靠性需求的推動下，未來渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)的發(fā)展趨勢始終是在保持并盡可能改善效率水平的基礎(chǔ)上增加壓比，擴(kuò)大失速邊界，并具備良好的性能保持、輕重量、長壽命、結(jié)構(gòu)簡單和零件數(shù)少等特征。

在軸流壓氣機(jī)方面，主要體現(xiàn)在進(jìn)一步提高平均級壓比，以便在改善渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)熱力循環(huán)的同時減少級數(shù)，減輕重量并提高轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的可靠性。在離心壓氣機(jī)方面，主要體現(xiàn)在進(jìn)一步提高壓比和效率，同時采用新的輪盤結(jié)構(gòu)，降低重量。

在壓氣機(jī)氣動熱力方面，大量采用先進(jìn)的氣動設(shè)計和分析技術(shù)將是下一代渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)技術(shù)發(fā)展的一大特點。壓氣機(jī)設(shè)計將充分利用先進(jìn)的全三維設(shè)計和分析方法，通過采用先進(jìn)葉型和全三維葉片設(shè)計，控制通道內(nèi)激波強(qiáng)度，降低葉片損失。應(yīng)用端區(qū)流動控制技術(shù)，抑制角區(qū)分離，改善端區(qū)流動，提高壓氣機(jī)效率。應(yīng)用新型機(jī)匣處理結(jié)構(gòu)等擴(kuò)穩(wěn)措施，擴(kuò)展壓氣機(jī)的失速邊界。

其他方面還包括發(fā)展變流量壓氣機(jī)、離心壓氣機(jī)變幾何擴(kuò)壓器等技術(shù)。此外，還應(yīng)關(guān)注壓氣機(jī)的非定常流動特征，一方面，通過合理利用非定常特征來改善壓氣機(jī)的穩(wěn)態(tài)性能，更重要的是關(guān)注非定常力與壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)的相互作用，避免由此引發(fā)的嚴(yán)重振動而導(dǎo)致壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)的破壞。

在壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)和材料方面，結(jié)構(gòu)的持續(xù)簡化和輕質(zhì)、高比強(qiáng)度新材料的應(yīng)用也將是下一代渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)技術(shù)發(fā)展的顯著特征之一。壓氣機(jī)將大量采用葉盤、焊接組件等整體化結(jié)構(gòu)，簡化結(jié)構(gòu)，減少零件數(shù)，降低振動和強(qiáng)度關(guān)鍵點的數(shù)目。大量輕質(zhì)、高比強(qiáng)度材料的采用也使壓氣機(jī)的重量得到顯著降低，如拓展高溫鈦合金和復(fù)合材料的使用范圍，采用輕質(zhì)復(fù)合材料結(jié)構(gòu)件或碳纖維強(qiáng)化結(jié)構(gòu)，以及應(yīng)用可極大降低重量的壓氣機(jī)葉環(huán)、空心葉片設(shè)計技術(shù)。

[1] 張彥重. 中國直升機(jī)運輸機(jī)的未來發(fā)展[J]. 中國工程科學(xué), 2002, 4(8): 1-7.

ZHANG Y Z. Developmental trend of helicopter and military transport in the future[J]. Engineering Sciences, 2002, 4(8): 1-7 (in Chinese).

[2] 王適存. 面向21世紀(jì)的直升機(jī)發(fā)展[J]. 南京航空航天大學(xué)學(xué)報, 1997, 29(6): 601-606.

WANG S C. Developmental trend of helicopter in 21st century[J]. Journal of Nanjing University of Aeronautics and Astronautics, 1997, 29(6): 601-606 (in Chinese).

[3] 侯樹榮, 董彥斌， 劉圣宇， 等. 軍用運輸機(jī)在現(xiàn)代戰(zhàn)爭中的作用及發(fā)展趨勢[J].吉林工程技術(shù)師范學(xué)院學(xué)報, 2010, 26(4): 69-71.

HOU S R, DONG Y B， LIU S Y， et al. Function and developmental trend of military transport in modern war[J]. Journal of Jilin Teachers Institute of Engineering and Technology, 2010, 26(4): 69-71 (in Chinese).

[4] 周新新, 陳玉春, 樊巍, 等. 渦軸發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)與發(fā)展趨勢評估[J]. 航空工程進(jìn)展, 2013, 4(2): 150-157.

ZHOU X X, CHEN Y C， FAN W， et al. Evaluation of technical parameters and developing trends for turboshaft engines[J]. Advances in Aeronautical Science and Engineering, 2013, 4(2): 150-157 (in Chinese).

[5] 錢篤元, 周拜豪. 航空發(fā)動機(jī)設(shè)計手冊： 第八冊[M]. 北京： 航空工業(yè)出版社, 2000.

QIAN D Y, ZHOU B H. Aero engine design handbook： The eighth volume[M]. Beijing: Aviation Industry Press, 2000 (in Chinese).

[6] 周盛. 葉輪機(jī)械新一代流型探索[R]. 國家自然科學(xué)基金重大項目建議書, 1992.

ZHOU S. New generation of flow pattern in turbomachinery[R]. Major Program of the National Natural Science Foundation of China, 1992 (in Chinese).

[7] JEFF L H, ROBERT A D. Advanced small turboshaft compressor (ASTC) performance and range investigation[R]. Indianapolis: Allison Engine Company, 1997.

[8] 李湘君, 楚武利. 高負(fù)荷跨聲速軸流壓氣機(jī)的葉型優(yōu)化設(shè)計[J]. 計算機(jī)仿真, 2012, 29(7): 75-79.

LI X J, CHU W L. Optimization design for high-loading transonic axial compressor blade profile[J]. Computer Simulation, 2012, 29(7): 75-79 (in Chinese).

[9] WU Y H, CHU W L. Behavior of tip leakage in an axial flow compressor rotor: GT2006-90399[R]. New York: ASME, 2006.

[10] DOMENICO B, FRANCO R. Prediction of tip-leakage flow in axial flow compressor with second moment closure: GT2006-90535[R]. New York: ASME, 2006.

[11] ZHANG H H, DENG X Y. A study on the mechanism of tip leakage flow unsteadiness in an isolated compressor rotor: GT2006-91123[R]. New York: ASME, 2006.

[12] 陳璇, 吳仕鈺. 級環(huán)境下高負(fù)荷跨聲壓氣機(jī)優(yōu)化設(shè)計[J]. 南華動力學(xué)報, 2016(1): 32-37.

CHEN X, WU S Y. Optimization design for high-loading transonic compressor under stage environment[J]. Journal of Nanhua Power, 2016(1): 32-37 (in Chinese).

[13] 徐國華, 張錦綸. 某組合壓氣機(jī)改進(jìn)設(shè)計[J]. 南華動力學(xué)報, 2016(3): 14-18.

XU G H, ZHANG J L. Optimization design for a combined compressor[J]. Journal of Nanhua Power, 2016(3): 14-18 (in Chinese).

[14] CUMPSTY N A. Compressor aerodynamics[M]. Malabar: Krieger Publishing Company, 2004.

[15] WANG Z C, LAI S K. Aerodynamic calculation of turbine stator cascade with curvilinear leaned blades and some experimental results: IAA Paper No.A81-29072[R]. 1981.

[16] 張華良. 采用葉片彎/掠及附面層抽吸控制擴(kuò)壓葉柵內(nèi)渦結(jié)構(gòu)的研究[D]. 哈爾濱： 哈爾濱工業(yè)大學(xué), 2006.

ZHANG H L. Investigation on application of dihedral/swept blade and boundary layer suction to control vortex configuration in compressor cascades[D]. Harbin: Harbin Institute of Technology, 2006 (in Chinese).

[17] LI L T. Effect of vortex generator jet on flow separations in bowed compressor cascades: GT2015-42308[R]. New York: ASME, 2015.

[18] TAKAHASHI Y， HAMATAKE H，KATOH Y， et al. Experimental and numerical investigations of endwall flow in a bowed compressor cascade: AIAA-2005-3638[R]. Reston, VA: AIAA, 2005.

[19] YANG C W, LU X G. Numerical investigation of a camtilevered compressor stator at varting clearance sizes: GT2015-42124[R]. New York: ASME, 2015.

[20] 王立志, 陽誠武. 級負(fù)荷系數(shù)0.42的小流量軸流壓氣機(jī)設(shè)計與試驗驗證[J]. 航空發(fā)動機(jī), 2016, 42(3): 54-60.

WANG L Z, YANG C W. Design and measurements for a small flow rate axial compressor with stage work coefficient of 0.42[J]. Aeroengine, 2016, 42(3): 54-60 (in Chinese).

[21] WEHLE P, WENGER U. Development of the rolls-royce 10 stage high pressure compressor family: ISABE 2009-1300[R]. 2009.

[22] KLINGER H， LAZIK W， ROLLS-ROYCE T W. The engine 3E core engine: GT2008-50679[R]. New York: ASME, 2008.

[23] HIROTAKA H. Detailed flow study of mach number 1.6 high tarnsonic flow in a pressure ratio 11 centrifugal compressor impeller: GT2007-27694[R]. New York: ASME, 2007.

[24] 孫志剛, 胡良軍. Eckardt葉輪二次流與射流尾跡結(jié)構(gòu)研究[J]. 工程熱物理學(xué)報, 2011, 32(12): 2017-2021.

SUN Z G, HU L J. Investigation on the secondary flow structures and jet-wake structure of the Eckardt’s impeller[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 2011, 32(12): 2017-2021 (in Chinese).

[25] MICHELE M, FILIPPO R. Numerical analysis of the vaned diffuser of a transonic centrifugal compressor: GT2007-272009[R]. New York: ASME, 2007.

[26] SEIICHI L. Investigation of unsteady flow in vaned diffuser of a transonic centrifugal compressor: GT2006-902689[R]. New York: ASME, 2006.

[27] BENNETT I， TOURLIDAKIS A， ELDER R L. The design and analysis of pipe diffusers for centrifugal compressor[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy, 2000, 214(1): 87-96.

[28] 王毅, 趙勝豐. 高負(fù)荷離心壓氣機(jī)管式擴(kuò)壓器特點及機(jī)理分析[J]. 航空動力學(xué)報, 2011, 26(3): 649-655.

WANG Y, ZHAO S F. Analysis of characteristic and mechanism of pipe diffuser for a highly loaded centrifugal compressor[J]. Journal of Aerospace Power, 2011, 26(3): 649-655 (in Chinese).

[29] KUNTE R， SCHWARZ P， WILKOSZ B, et al. Experimental and numerical investigation of tip clearance and bleed effects in a centrifugal compressor stage with pipe diffuser[C]//ASME 2011 Turbo Expo: Turbine Technical Conference and Exposition. New York: ASME, 2011.

[30] 謝芳, 楚武利. 跨聲軸流壓氣機(jī)激波/泄漏渦/邊界層分離相互作用的影響[J]. 航空動力學(xué)報, 2012, 27(2): 425-430.

XIE F, CHU W L. Influence of blade tip clearance at near-stall condition on transonic axial-flow compressor[J]. Journal of Aerospace Power, 2012, 27(2): 425-430 (in Chinese).

[31] 張晨凱, 胡駿. 軸流壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖間隙流動結(jié)構(gòu)的數(shù)值研究[J]. 航空學(xué)報, 2014, 35(5): 1236-1245.

ZHANG C K, HU J. Numerical study of tip clearance flow structure of an axial flow compressor rotor[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2014, 35(5): 1236-1245 (in Chinese).

[32] 趙偉光, 朱玲. 處理機(jī)匣對某跨聲壓氣機(jī)氣動性能影響的數(shù)值研究[J]. 南華動力學(xué)報, 2014(5): 9-13.

ZHAO W G, ZHU L. Numerical smulation of casing treatment effect at tronsonic compressor[J]. Journal of Nanhua Power, 2014(5): 9-13 (in Chinese).

[33] HIDEAKI T. Effect of recirculation device on performance of high pressure ratio centrifugal compressor: GT2010-22570[R]. New York: ASME, 2010.

[34] 卜遠(yuǎn)遠(yuǎn), 楚武利, 張皓光, 等. 高壓比離心葉輪自循環(huán)機(jī)匣處理擴(kuò)穩(wěn)研究[J]. 推進(jìn)技術(shù), 2013, 34(2): 194-201.

BU Y Y, CHU W L, ZHANG H G， et al. Stability improvement in high pressure-ratio centrifugal impeller with self recirculation casing treatment[J]. Journal of Propulsion Technology, 2013, 34(2): 194-201 (in Chinese).

[35] 康劍雄, 黃國平, 溫殿忠. 離心壓氣機(jī)自循環(huán)機(jī)匣處理擴(kuò)穩(wěn)機(jī)理分析[J]. 航空學(xué)報, 2014, 35(12): 3264-3272.

KANG J X, HUANG G P, WEN D Z. Mechanism analysis of stability enhancement by self-recirculating casing treatment for centrifugal compressor[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2014, 35(12): 3264-3272 (in Chinese).

[36] 曹四. 機(jī)匣處理對跨聲速離心壓氣機(jī)性能影響[J]. 南華動力學(xué)報, 2016(2): 56-61.

CAO S. Influence of casing treatment at tronsonic centrifugal compressor[J]. Journal of Nanhua Power, 2016(2): 56-61 (in Chinese).

(責(zé)任編輯： 鮑亞平, 李明敏)

*Corresponding author. E-mail: xuanfeiyang@sina.com

Flow features and developing trends of compressor in turboshaft/turboprop engine

YIN Yueqian, JIN Hailiang, CHEN Xuan*

AECCHunanPowerplantResearchInstitute,Zhuzhou412002,China

First, this paper briefly introduces the present situation and development history of the turboshaft/turboprop engine, as well as the main structural forms and technical features of the compressor in the turboshaft/turboprop engine. Second, the axial compressor of the combined compression system in this type of aero engine is different from high thrust turbofan engine. The special inner flow features and improvement measures of the axial compressor in the turboshaft/turboprop engine are given. The inner flow features of the impeller and diffuser, which are the typical section of the centrifugal compressor, are also discussed. Then, the instability process and stall margin enhancement in the compressor of the turboshaft/turboprop engine is analyzed. The developing trends of the turboshaft/turboprop engine in the future are given.

turboshaft; turboprop; compressor; flow features; engine

2016-12-02； Revised： 2017-03-20； Accepted： 2017-04-17； Published online： 2017-06-12 11:42

URL： www.cnki.net/kcms/detail/11.1929.V.20170612.1142.004.html

Aeronautical Science Foundation of China (2015ZB08006)

V231.3

A

1000-6893(2017)09-521011-16

2016-12-02； 退修日期： 2017-03-20； 錄用日期： 2017-04-17； 網(wǎng)絡(luò)出版時間： 2017-06-12 11:42

www.cnki.net/kcms/detail/11.1929.V.20170612.1142.004.html

航空科學(xué)基金 (2015ZB08006)

*通訊作者.E-mail: xuanfeiyang@sina.com

銀越千， 金海良， 陳璇． 渦軸/渦槳發(fā)動機(jī)壓氣機(jī)流動特點與發(fā)展趨勢[J]． 航空學(xué)報, 2017, 38(9): 521011. YIN Y Q, JIN H L, CHEN X. Flow features and developing trends of compressor in turboshaft/turboprop engine[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2017, 38(9): 521011.

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10.7527/S1000-6893.2017.621011