動葉頂部泄漏流動特性及汽封結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

李錫明，曾佑杰

（杭州中能汽輪動力有限公司汽輪機(jī)研究所，杭州 310018）

對實(shí)際運(yùn)行的葉柵排，受不同工況下熱應(yīng)力和載荷的作用，動葉頂部間隙大小也在時(shí)刻變化，因此動葉頂部一般留有1 ～ 2 mm 間隙[1-2]。而對于汽輪機(jī)低壓長扭葉片，由于受載荷作用葉片頂部的徑向位移較大，使得設(shè)計(jì)的頂部間隙尺寸也隨之增大，由此帶來的泄漏損失也將快速升高。研究表明，由泄漏流動引起的損失約占透平級總損失的1/3[3]，因此研究動葉頂部泄漏流動的流動狀態(tài)和損失機(jī)理，對比不同頂部汽封結(jié)構(gòu)的封嚴(yán)特性。以此來減少頂部泄漏損失，提高葉柵排效率顯得尤為重要。

國內(nèi)外學(xué)者對泄漏流動特性及其密封結(jié)構(gòu)方面做了大量研究。Yaras[4-5]通過透平葉片的平面葉柵試驗(yàn)平臺，給出了有間隙泄漏流動葉片的表面壓力分布及葉頂泄漏通道內(nèi)的壓力分布和速度分布曲線，并對比總結(jié)了D＆C、A＆M、L＆H 等不同計(jì)算模型中頂部泄漏損失的計(jì)算結(jié)果，給出了改進(jìn)的葉頂損失計(jì)算公式：

式中Ygap——由頂部泄漏通道內(nèi)的流動損失；

ksYs，0——修正的端部二次流損失；

Ytip——頂部泄漏流動的摻混損失。

試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，頂部泄漏流動的摻混作用使得尾緣后的損失增加明顯，影響明顯區(qū)域多發(fā)生在葉柵后的一個葉柵軸向弦長的長度內(nèi)。通道內(nèi)實(shí)際流動損失很小，二次流損失通常受二次流的通道渦結(jié)構(gòu)影響。這個損失隨頂部間隙的增加而減小。而頂部間隙內(nèi)的流動蘊(yùn)含較高的動能，并在向下游流動中有序膨脹發(fā)展成泄漏渦，在尾緣后一個軸向弦長區(qū)域內(nèi)損失急劇增大。由此引起的損失占頂部損失的50%以上。

Yamamoto[6]試驗(yàn)中在頂部間隙通道及葉柵流動下游布置了大量的微型五孔皮托管，給出了詳細(xì)的泄漏通道及葉柵后通流截面的壓力分布及速度矢量曲線，試驗(yàn)結(jié)果顯示，頂部泄漏渦和通道渦的發(fā)展受沖角和間隙尺寸的影響較大，同時(shí)將頂部泄漏流道劃分為五個損失區(qū)域，以此來更好地闡述頂部泄漏損失的產(chǎn)生機(jī)理。

在對葉頂間隙流動的主動控制方面，學(xué)者們對不同葉頂汽封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了大量的試驗(yàn)及數(shù)值計(jì)算。曹麗華[7]在對汽輪機(jī)通流部分進(jìn)行三元流動特性分析中，對常用的迷宮汽封及蜂窩汽封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的汽封內(nèi)流動分析，結(jié)果顯示了良好的阻流效果。Messenger 等[8]在對比了傳統(tǒng)汽封結(jié)構(gòu)，給出了新型的空氣靜壓密封結(jié)構(gòu)，利用試驗(yàn)驗(yàn)證該汽封結(jié)構(gòu)能夠減少70%的間隙泄漏量。王迅、張文平[9]制作了5 種規(guī)格的蜂窩密封試驗(yàn)件，對轉(zhuǎn)子蜂窩密封的封嚴(yán)特性進(jìn)行研究發(fā)現(xiàn)，封嚴(yán)特性受汽封前后壓比和密封間隙影響較大。試驗(yàn)給出了汽封泄漏量的變化曲 線。

文中以某汽輪機(jī)低壓段第一扭葉級為研究對象，分析了不同動葉頂部結(jié)構(gòu)的間隙流動特性，在螺旋篦齒-刷式密封泄漏特性[10-12]及扇貝阻尼密封特性[13]基礎(chǔ)上，提出一種包含阻流孔板的葉頂迷宮汽封改進(jìn)模型，并對模型的封嚴(yán)性能進(jìn)行計(jì)算研究。為低壓扭葉級葉頂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和頂部泄漏損失計(jì)算提供指導(dǎo)和參 考。

1 計(jì)算模型及方法

模型包含一級導(dǎo)葉，一級動葉及動葉延伸段，加入不同的頂部結(jié)構(gòu)，表1 給出動葉的基本幾何參數(shù)。

表1 動葉基本參數(shù)Table 1 Rotor basic parameters

計(jì)算模型分類如表2 所示。

葉柵排網(wǎng)格劃分采用專業(yè)旋轉(zhuǎn)機(jī)械網(wǎng)格劃分工具，采用H-O-H 網(wǎng)格拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)。計(jì)算域全部采用六面體網(wǎng)格，流域壁面網(wǎng)格尺度保證近壁面Y+小于2。Model1 及Model2 的網(wǎng)格拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 計(jì)算網(wǎng)格拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)Fig.1 Calculation mesh topology structures

本文數(shù)值模擬采用CFX 商用軟件，采用有限體積法離散N-S 方程，對流項(xiàng)離散格式采用高階精度（High Resolution），湍流模型采用SST+Trans 模型，殘差收斂標(biāo)準(zhǔn)為1e-5。網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證標(biāo)準(zhǔn)為汽封出口截面流量變化小于0.1%。

2 葉頂泄漏流動狀態(tài)

數(shù)值模擬自變量為葉頂間隙尺寸及動葉前后壓比，葉頂間隙τ采用絕對尺寸。壓比ε定義為：

ε=Pin/Pout

其中，Pin為動葉進(jìn)口靜壓，Pout為動葉出口靜壓。

Model1 在不同間隙下的頂部泄漏流線如圖2 所示，當(dāng)間隙尺寸較小時(shí)，頂部區(qū)域的間隙流引起的分離由兩部分組成，靠近端壁的漩渦結(jié)構(gòu)主要由葉片中后部的間隙流體與角區(qū)的低能流體摻混形成。而靠近角區(qū)分離線的漩渦結(jié)構(gòu)由葉片中前部的間隙流體與吸力面附面層以及上端壁通道渦摻混形成，且后者由于分離發(fā)生較早，分離發(fā)生的區(qū)域距離吸力面的距離也越遠(yuǎn)。間隙尺寸的增加導(dǎo)致間隙流動的動能隨之增加，角區(qū)內(nèi)兩處漩渦結(jié)構(gòu)的作用強(qiáng)度和尺度都逐漸增大，隨著間隙增大到一定程度，以間隙流動為主導(dǎo)的近端壁漩渦結(jié)構(gòu)逐漸摻混合并另一個旋渦結(jié)構(gòu)，形成一個新的更大的角區(qū)分離結(jié)構(gòu)，該旋渦的分離強(qiáng)度和尺度都比之前的明顯要大。

圖2 Model1 葉頂泄漏流線Fig.2 Tip leakage streamlines in Model1

流動分離的增加會導(dǎo)致?lián)p失提升，從而降低渦輪的級效率，從圖3 可以看到，流道內(nèi)損失主要分為三個區(qū)域，包括葉頂旋渦分離區(qū)形成的高損失區(qū)域，葉展中部分離區(qū)形成的高損失區(qū)，下端壁渦流形成的損失區(qū)。

圖3 Model1 動葉出口截面總壓損失系數(shù)Fig.3 Total pressure loss coefficient of rotor out-plane in Model1

動葉總壓損失系數(shù)的定義為：

式中Pt，out——動葉出口相對總壓；

Pt，in——動葉入口相對總壓；

Pout——動葉出口截面靜壓。

出口截面選取標(biāo)準(zhǔn)為：動葉尾緣后一個弦長距離位置的截面。

圖4 給出了Model2 不同間隙下的流動曲線，圖中顯示汽封齒的存在將整個泄漏流道分割成了若干個小室，由通道的黏性摩擦和汽流在小室內(nèi)的渦旋作用使得汽封具有良好的摩擦阻流效果，使得泄漏流量快速下降。泄漏流在汽封出口與主流摻混，在汽封出口后段頂部形成一個低壓區(qū)，氣流卷起形成的泄漏渦也會沿軸向流動逐漸增大。

圖4 Model2 葉頂汽封徑向截面流線Fig.4 Radial plane streamline of Model2 tip seal

3 迷宮汽封性能分析

圖5、圖6 給出了Model1 和Model2 在不同壓比下，動葉效率隨間隙尺寸的變化曲線。

圖5 Model1 動葉效率Fig.5 Rotor efficiency of Model1

圖6 Model2 動葉效率Fig.6 Rotor efficiency of Model2

其中動葉效率ηr定義為：

式中W——功率；

m——流量；

Tt——入口總溫；

k——工質(zhì)的絕熱系數(shù)，k=Cp/Cv；

Cp——定壓比熱容；

Cv——定容比熱容。由圖可以看到，間隙尺寸為0.2 mm 時(shí)自由的頂部泄漏流動在動葉效率較無間隙流動減小2.5%左右，隨著間隙增大，動葉效率不斷下降，下降速率較小間隙范圍內(nèi)速率要小。隨著壓比增大，動葉效率也呈現(xiàn)階梯式下降趨勢。在汽輪機(jī)動葉頂部常用汽封間隙0.5 ～ 1 mm 范圍，葉頂汽封結(jié)構(gòu)的密封作用使得Model2 的效率較Model1 提高1.5% ～ 2.5%。

圖7 給出了Model1 和Model2 的間隙泄漏相對量的比較。這里給出汽封流量系數(shù)φ和流量系數(shù)下降比Δφ的定義：

式中mc——汽封泄漏流量；

mc0——葉柵通道流量；

φf——相對參考點(diǎn)的流量系數(shù)。

圖7 中Δφ為Model2 相 對 參 考 點(diǎn)Model1 的流量系數(shù)下降比。結(jié)果顯示在間隙小于1 mm 時(shí)，model2 能夠減小50%左右的泄漏流量，在間隙大于1 mm 后，流量減小量在不斷降低，在間隙為3 mm 時(shí)，流量減少20%左右。

圖7 Model1 與Model2 的葉頂泄漏量比較Fig.7 Comparison of tip leakage mass on Model1 ＆ Model2

4 優(yōu)化汽封結(jié)構(gòu)分析

在Model2 的簡化迷宮汽封結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，添加周向阻流孔板，阻流孔板面積占整個汽封徑向流通截面的46%。板厚1mm，周向均勻布置4 塊。計(jì)算模型中汽封結(jié)構(gòu)部分采用90°周期對稱扇形區(qū)域。孔板模型及局部網(wǎng)格示意如圖8 所示。計(jì)算中通流葉柵模型及計(jì)算條件設(shè)置同Model2。

圖8 汽封幾何及網(wǎng)格Fig 8 Geometry and mesh of the seal

圖9 給出了壓比為1.2 工況下，優(yōu)化汽封結(jié)構(gòu)在0.5 mm 間隙下通過阻流孔板的周向截面流線和孔板后徑向截面流線圖。迷宮密封腔內(nèi)汽流沿周向貫通流動，而阻流孔板結(jié)構(gòu)能夠有效阻礙密封腔室內(nèi)汽體的周向流動，使其周向流動速度相對迷宮汽封大幅降低。增加汽流在密封腔室內(nèi)的漩渦運(yùn)動，汽流更多地在密封腔室內(nèi)被壓縮或膨脹，使得整個汽封能夠達(dá)到很好的阻流效果。

圖9 周向和徑向截面流線Fig.9 Streamlines on circle and radius plane

對比Model2 的汽封性能，優(yōu)化后的阻流孔板汽封流量系數(shù)明顯下降，圖10 給出壓比為1.2 工況下優(yōu)化前后的流量曲線對比，其中Δφ為優(yōu)化汽封模型相對參考點(diǎn)Model2 的流量系數(shù)下降比。由圖顯示，在0.2 ～ 1 mm 的常用汽封間隙范圍優(yōu)化后流量系數(shù)較優(yōu)化前降低19.7% ～ 24.3%，平均下降20%左右，且有隨間隙增大Δφ減小的趨勢。

圖10 汽封流量系數(shù)對比Fig.10 Comparison of seal flow coefficient

考慮增加阻流孔板對汽封密封性能影響在于降低汽封內(nèi)流體周向速度，增加汽封腔室內(nèi)的渦流擾動。圖11 給出了壓比1.2 工況，泄漏間隙0.5mm 的優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)速敏感曲線，由圖可得：優(yōu)化后汽封結(jié)構(gòu)對轉(zhuǎn)速具有較高的敏感性，隨轉(zhuǎn)速升高，汽封泄漏的流量系數(shù)不斷增大，流量系數(shù)的增長速率逐漸下降。

圖11 轉(zhuǎn)速敏感曲線Fig.11 Sensitive curves of rotation speed

5 結(jié)論

本文通過對某汽輪機(jī)低壓第一扭葉級的不同動葉葉頂汽封結(jié)構(gòu)進(jìn)行數(shù)值分析研究，并在迷宮汽封基礎(chǔ)上提出了一種新的優(yōu)化結(jié)構(gòu)，對優(yōu)化結(jié)構(gòu)進(jìn)行了計(jì)算分析。得到以下結(jié)論：

（1）汽輪機(jī)低壓扭葉頂部迷宮汽封結(jié)構(gòu)能夠有效降低泄漏流量，計(jì)算顯示當(dāng)汽封間隙小于1 mm 時(shí)，簡化的迷宮汽封結(jié)構(gòu)能夠減少50%的流量泄漏，動葉效率提高1.5% ～ 2.5%。

（2）對迷宮汽封進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，添加周向阻流孔板，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)較迷宮汽封流量系數(shù)平均下降20%。

（3）對比顯示，優(yōu)化后汽封結(jié)構(gòu)對轉(zhuǎn)速更加敏感，隨轉(zhuǎn)速升高，汽封泄漏的流量系數(shù)不斷增大，流量系數(shù)的增長速率逐漸下降。

（4）本文提出了在迷宮汽封中添加周向阻流孔板以提高汽封阻流效果的方法，后續(xù)在孔板結(jié)構(gòu)和軸向布置對汽封性能的影響，孔板的周向氣流力對汽封的推力影響等方面還需要做更多的深入研究。