葉型接受孔對高位預旋供氣系統(tǒng)流動溫降影響的實驗研究

龔文彬,劉高文,2,王斐,李鵬飛,林阿強,2,王治武

(1.西北工業(yè)大學動力與能源學院,710129,西安;2.西北工業(yè)大學陜西省航空動力系統(tǒng)熱科學重點實驗室,710072,西安;3.中國航空工業(yè)集團有限公司中國空空導彈研究院,471000,河南洛陽)

預旋供氣系統(tǒng)是為渦輪轉子葉片供給足量高品質冷氣的系統(tǒng),在結構上通常包括預旋噴嘴、預旋腔、接受孔、蓋板腔、供氣孔和內(nèi)、外封嚴。一個設計優(yōu)良的預旋供氣系統(tǒng)在保障渦輪轉子葉片正常工作的同時,還可有效延長燃氣輪機渦輪轉子葉片的工作壽命。接受孔作為預旋供氣系統(tǒng)重要的組成部件,其性能越來越受到國內(nèi)外學者的關注。

接受孔可視為一個長徑比較小的轉動孔,評價轉動孔的性能指標也同樣適用于接受孔。流量系數(shù)[1]可用于評價接受孔流動損失的大小,接受孔的幾何形狀、長徑比、入口氣流角、轉速均對接受孔的流量系數(shù)具有較大的影響[1-3]。隨著實驗測量技術的進步及工程運用的需要,為更好地評估接受孔對預旋供氣系統(tǒng)性能的影響程度,一些學者直接將接受孔放進預旋供氣系統(tǒng)中進行研究。Chew等測量了接受孔入口的相對總溫,并根據(jù)實驗測量數(shù)據(jù)驗證了簡單的預旋腔完全摻混一維流動模型[4]。Bricaud等通過3D PIV技術測量了噴嘴出口至接受孔入口之間的流場,并測量了接受孔效率[5]。數(shù)值計算研究作為一種低廉高效的研究工具,在設計、改進研究中的作用也越發(fā)突顯。為保證數(shù)值計算結果的可靠性,Javiya等研究了轉靜交界面的處理方法、湍流模型的選取以及非穩(wěn)態(tài)效應對數(shù)值計算結果的影響[6-7]。Jarzombek等研究了噴嘴相對接受孔的半徑位置,接受孔的邊緣形狀、傾斜角度、面積比和接受孔數(shù)對預旋供氣系統(tǒng)流動溫降的影響[8-9]。Lee等通過采用多目標遺傳算法對接受孔進行了優(yōu)化,以提高預旋供氣系統(tǒng)的性能[10]。

國內(nèi)的學者對接受孔也做了大量的研究工作。在實驗研究方面,劉育心等研究了轉速、壓比、雷諾數(shù)對采用直孔型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)流動溫降的影響[11]。在數(shù)值研究方面,朱曉華等發(fā)現(xiàn)接受孔入口的旋轉比是影響溫降效率和壓力損失系數(shù)的關鍵因素[12]。陳帆等研究了接受孔的周向傾角及接受孔的形狀對預旋供氣系統(tǒng)流動溫降的影響[13-16]。張建超等建立了用于預測接受孔周向速度系數(shù)的一維模型[17]。

在有關接受孔流動特性的研究中,數(shù)值計算的內(nèi)容相對較多,且所研究的接受孔多為直孔或者斜孔,鮮有學者對采用葉型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)的性能進行實驗研究。本文在西北工業(yè)大學旋轉盤腔流動換熱實驗室[18]所設計的葉型接受孔(半徑位置不變)基礎上,設計出了帶徑向傾角的葉型接受孔,在保證接受孔氣動性能的同時,又可減少噴嘴與接受孔半徑位置不匹配所帶來的流動損失。為驗證葉型接受孔相較于傳統(tǒng)直孔型接受孔的優(yōu)勢,在預旋供氣系統(tǒng)轉動實驗臺上,測量了兩種不同接受孔形狀的預旋供氣系統(tǒng)關鍵截面的壓力、溫度和流量,并進行了對比。為進一步探索采用葉型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)性能,研究了不同流量比及轉速條件下預旋供氣系統(tǒng)的壓力和溫度特性。

1 參數(shù)定義及實驗方法

1.1 參數(shù)定義

(1)

旋轉馬赫數(shù)為

(2)

相對總溫為

(3)

(4)

式中:β為氣流旋轉比(β=Vφ/ωr),是氣流周向速度與同半徑位置轉盤線速度之比。

流量比為

(5)

式中:m2為供氣流量;mcr為噴嘴臨界流量。流量比反映了供氣流量的大小[19]。臨界流量的關系式如下

(6)

式中:A1為噴嘴喉部面積。臨界流量是系統(tǒng)在進口總溫、總壓一定條件下所能達到的最大流量。本實驗采用控制流量比的方法進行實驗研究。在實驗過程中進口總溫不變,在同時保證流量比和進口總壓與設計工況相等的條件下,供氣流量與設計值相等。

系統(tǒng)溫降效率η定義為系統(tǒng)溫降ΔT與系統(tǒng)理想溫降ΔTid之比[18]

(7)

(8)

式中:Vφ,1和r1分別為噴嘴出口氣流周向速度和噴嘴半徑。

相較于系統(tǒng)溫降效率,系統(tǒng)溫比可直觀反映出供氣孔出口截面的相對總溫和系統(tǒng)的溫降大小。

系統(tǒng)熵增為

Δs=cpln(T2/T0)-Rgln(p2/p0)

(9)

忽略氣體與固體壁面間的傳熱,單位質量流量的系統(tǒng)比功耗可表達為

(10)

1.2 實驗裝置及測量方法

1.2.1 實驗裝置 在西北工業(yè)大學預旋供氣系統(tǒng)旋轉實驗臺上開展了實驗和測量分析。實驗系統(tǒng)的構成如圖1所示,實驗系統(tǒng)主要由壓氣機,儲氣罐,進、排氣閥門,計算機、電機等設備構成。壓氣機可提供最高壓力為1.6 MPa、最大流量為2.5 kg/s的連續(xù)氣流。驅動旋轉實驗臺的高速轉機利用循環(huán)水冷卻,最高轉速可達10 000 r/min。靜子上測得的壓力、溫度、流量可通過計算機實時采集;而轉子上測得的壓力、溫度通過與實驗臺共轉的數(shù)據(jù)記錄儀實時存儲,實驗完成后再導入計算機中進行處理。實驗系統(tǒng)的詳細介紹可參考文獻[19]。

圖1 預旋供氣實驗系統(tǒng)示意圖

圖2給出了高位預旋供氣系統(tǒng)實驗臺的結構示意圖。實驗臺采用軸端中心進氣的方法,氣流先流入進氣腔,然后通過預旋噴嘴膨脹加速后產(chǎn)生高品質的冷氣,冷氣依次經(jīng)過預旋腔、接受孔、蓋板腔和供氣孔,最后流經(jīng)出氣腔排出。安裝好的實驗臺如圖3所示,實驗臺中預旋噴嘴、接受孔和供氣孔的個數(shù)均為48個。預旋噴嘴采用葉孔式預旋噴嘴,預旋噴嘴半徑與供氣孔出口半徑之比r1/r2為0.961,噴嘴葉高與供氣孔出口半徑之比h/r2為0.025 4,噴嘴喉部面積與供氣孔出口面積之比A1/A2為0.312。葉型接受孔(VSRH)的結構如圖4所示,接受孔的徑向傾角α=65°,接受孔出口面積與供氣孔出口面積之比AR/A2為1.086。用于對比的跑道型接受孔(RSRH)的結構如圖5所示,跑道型接受孔的出口面積與葉型接受孔的出口面積相等。詳細的葉型接受孔和跑道接受孔的幾何參數(shù)如表1所示,接受孔的入口半徑為rR,1,出口半徑為rR,2,軸向長度為l3,入口孔長度為l1,出口孔長度為l2,孔寬度為w,圓角半徑為R。在實驗過程中,進口總溫約為296 K,調節(jié)旋轉馬赫數(shù)時,保證進口總壓不變,通過調節(jié)外封嚴流量來保證流量比不變;調節(jié)流量比時,保證外封嚴占比和旋轉馬赫數(shù)不變,通過調節(jié)進口總壓,使流量比達到給定值,即在保證背壓不變的條件下,通過調節(jié)系統(tǒng)壓比來調節(jié)流量比。進口總壓的取值范圍為110～165 kPa,流量比的變化范圍為0.39～0.67,旋轉馬赫數(shù)的變化范圍為0.37～0.58。

圖2 高位預旋供氣系統(tǒng)實驗臺的結構示意圖

表1 葉型和跑道接受孔的幾何參數(shù)

圖3 安裝好的高位預旋供氣系統(tǒng)實驗臺

圖4 葉型接受孔的二維示意圖和實驗件

圖5 跑道型接受孔的二維示意圖和實驗件

1.2.2 測點布置及壓力校準 在實驗臺的靜止部件及轉動部件上布置壓力、溫度測點,在實驗臺進、出口布置流量測點。在進氣腔布置1個總溫測點和2個總壓測點;在預旋噴嘴出口布置4個靜壓測點;在接受孔出口布置2個靜壓測點和3個相對總溫測點;在供氣孔入口布置2個靜壓測點,在供氣孔出口布置2個靜壓測點、2個相對總溫測點和一個絕對總溫測點。實驗臺接受孔出口靜壓、供氣孔進口和出口靜壓以及相對總溫的測量均在轉子上進行。實驗臺的溫度均通過K型熱電偶測得,經(jīng)陜西計量院標定后的測量精度為1 K。靜止部件上的壓力通過0.05%精度的PSI壓力掃描閥測得,轉動部件的壓力通過KuliteTM微型傳感器測得。外封嚴流量和噴嘴流量均通過孔板流量計測得,經(jīng)陜西計量院標定后的流量測量精度為1%。供氣流量可通過將噴嘴流量和外封嚴流量作差獲得。詳細的測點布置方法及位置可參考文獻[19]。

圖6給出了分別在4 800和7 500 r/min兩個轉速下接受孔出口、供氣孔入口和供氣孔出口的KuliteTM微型傳感器的壓力實驗標定結果。圖中的pK代表KuliteTM傳感器測得的壓力,pS代表壓力掃描閥測得的壓力,RO、SI和SO分別代表接受孔出口、供氣孔入口和供氣孔出口,壓力標定方法可參考文獻[19]。標定后的KuliteTM微型傳感器的壓力測量值與壓力掃描閥的壓力測量值之間的相關系數(shù)可達到0.99以上。校準后,KuliteTM微型傳感器在實驗壓力測量范圍內(nèi)的測量最大誤差為0.4%。

圖6 KuliteTM壓力傳感器壓力實驗標定結果

2 結果與討論

2.1 葉型和跑道型接受孔性能對比

為對比葉型接受孔與直孔型接受孔兩者的性能優(yōu)劣,在圖3所示的預旋轉動實驗臺上,對葉型接受孔與跑道型接受孔展開了實驗研究。實驗測量了兩者在設計工況下(供氣壓力均為100 kPa,系統(tǒng)壓比分別為1.6和1.9,對應的旋轉馬赫數(shù)分別為0.54和0.53)各個關鍵截面的靜壓、溫度以及流量。

圖7給出了葉型接受孔與跑道型接受孔在設計工況下各截面靜壓比的對比。與采用跑道型接受孔的高位預旋供氣系統(tǒng)相比,采用葉型接受孔時,噴嘴出口壓力與采用跑道型接受孔時的噴嘴出口壓力基本一致,但蓋板腔內(nèi)沒有明顯的壓力升高現(xiàn)象,接受孔出口與供氣孔入口的壓力較低。劉育心在對采用葉型接受孔的低位預旋供氣系統(tǒng)數(shù)值研究時也得到了同樣的結果[18]。

圖7 系統(tǒng)內(nèi)各截面靜壓比的對比

表2給出了分別采用葉型接受孔和跑道型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)在壓比為1.6和1.9的兩個設計點工況下的比功耗和溫降的實驗測量結果。表2中的比功耗為負值代表氣流對轉盤做功。在設計工況下,相較于采用跑道型接受孔的預旋供氣系統(tǒng),采用葉型接受孔時的預旋腔壓力基本不變,系統(tǒng)比功耗明顯降低,系統(tǒng)溫降和溫降效率明顯增加。系統(tǒng)壓比為1.6和1.9時的系統(tǒng)比功耗分別降低了23.9%和41.2%,系統(tǒng)溫降分別增加了3.4 K和3.1 K,溫降效率分別增加了約14.6%和13.7%,實驗條件下的最大系統(tǒng)溫降可達28.1 K,系統(tǒng)溫降效率可達0.58。圖8給出了兩個設計工況下采用兩種不同接受孔時系統(tǒng)熵產(chǎn)的對比。從圖8可以看出,采用葉型接受孔時系統(tǒng)熵產(chǎn)明顯降低,說明采用

圖8 兩個設計工況下采用兩種不同接受孔時系統(tǒng)熵產(chǎn)的對比

表2 采用葉型和跑道型接受孔時系統(tǒng)功耗和溫降的對比

葉型接受孔時轉子部分的流動損失明顯減小,降低了轉子溫升,進而增大了系統(tǒng)溫降。

由上文的分析可知,相較于直孔型接受孔,葉型接受孔具有更為優(yōu)異的氣動性能。為進一步探索采用葉型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)的性能,在圖3所示的預旋轉動實驗臺上,進行了該預旋供氣系統(tǒng)的流動溫降特性研究。實驗中系統(tǒng)出口靜壓為100 kPa,流量比的變化范圍為0.39～0.67,旋轉馬赫數(shù)的變化范圍為0.37～0.58。

2.2 流量比對系統(tǒng)流動溫降的影響

圖9和圖10分別給出了采用葉型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)的系統(tǒng)壓比和系統(tǒng)溫比隨流量比q(λ)變化的實驗測量結果。從圖9中可以看出,隨流量比的增加,系統(tǒng)壓比逐漸增大,相較于q(λ)=0.39時的噴嘴壓比,不同旋轉馬赫數(shù)下系統(tǒng)壓比的增幅約為43.2%。在實驗流量比的變化范圍內(nèi),最大系統(tǒng)壓比為1.70。由圖10可知,系統(tǒng)溫比隨流量比增加而降低,且系統(tǒng)溫比始終小于1,表示預旋供氣系統(tǒng)產(chǎn)生了溫降。實驗測得的系統(tǒng)溫比的變化范圍為0.924～0.994之間,對應的系統(tǒng)溫降在1.9～22.4 K。當旋轉馬赫數(shù)為0.46時,系統(tǒng)溫比的降幅約為5.0%,對應實驗狀態(tài)下的系統(tǒng)溫降增加了約9.8 K。

圖9 系統(tǒng)壓比隨流量比變化的實驗結果

圖10 系統(tǒng)溫比隨流量比變化的實驗結果

圖11給出了系統(tǒng)溫降效率η隨流量比q(λ)變化的實驗結果。從圖中可以看出,隨流量比的增加,系統(tǒng)溫降效率大致呈增加的趨勢。在流量大于0.45時,系統(tǒng)溫降效率均大于0.33,系統(tǒng)溫降效率最高可達0.54。在旋轉馬赫數(shù)Maφ為0.46時,流量比從0.39增加到0.67,溫降效率增加了21.8%。在流量比q(λ)為0.39、Maφ為0.58時的系統(tǒng)溫降效率遠低于其他工況下系統(tǒng)溫降效率。這是因為在小流量比時噴嘴出口速度較小,在高旋轉馬赫數(shù)下接受孔入口前的旋轉比遠小于1,造成預旋供氣系統(tǒng)流動損失較大。

圖11 溫降效率隨流量比變化的實驗結果

2.3 旋轉馬赫數(shù)對系統(tǒng)流動溫降的影響

圖12 系統(tǒng)壓比隨旋轉馬赫數(shù)變化的實驗結果

圖13 系統(tǒng)溫比隨旋轉馬赫數(shù)變化的實驗結果

圖14給出了系統(tǒng)溫降效率η隨旋轉馬赫數(shù)Maφ變化的實驗結果。從圖中可以看出,隨旋轉馬赫數(shù)的增加,不同流量比下的系統(tǒng)溫降效率的變化規(guī)律有所差異。在流量比q(λ)小于0.5時,系統(tǒng)溫降效率隨旋轉馬赫數(shù)的增加而降低,最小系統(tǒng)溫降效率為0.165,相較同流量比條件下Maφ為0.37時的系統(tǒng)溫降效率,降低了62.8%。這是由于流量比一定時,噴嘴出口速度基本不變,小流量比條件下接受孔前的旋轉比始終小于1,隨旋轉馬赫數(shù)的增加,接受孔入口前的旋轉比逐漸減小,會導致轉動部件內(nèi)的流動損失隨之增大,進而使轉動部件的溫升增大,系統(tǒng)溫降效率降低。流量比足夠大時,系統(tǒng)溫降效率隨旋轉馬赫數(shù)的增加而增大,最大系統(tǒng)溫降效率達到了0.54,最大增幅約為20.7%。這是由于流量比足夠大時,接受孔入口前的旋轉比始終大于1,旋轉馬赫數(shù)的增加使接受孔入口前的旋轉比逐漸接近1,轉動部件內(nèi)的流動損失降低,系統(tǒng)溫降效率增大。

圖14 溫降效率隨旋轉馬赫數(shù)變化的實驗結果

對比圖11和圖14可知,對于采用葉型接受孔的預旋供氣系統(tǒng),流量比和旋轉馬赫數(shù)分別在不同的階段對溫降效率的變化起著主導作用。在流量比較小時,旋轉馬赫數(shù)對溫降效率的影響更大;在流量比q(λ)為0.39時,隨旋轉馬赫數(shù)的增加,溫降效率降低了63%。在旋轉馬赫數(shù)Maφ足夠大時,流量比對溫降效率的影響更大;在旋轉馬赫數(shù)Maφ為0.58時,隨流量比的增加,溫降效率增加了127%。實質上,溫降效率反映的是流動損失的相對大小,而對于預旋供氣系統(tǒng)而言,轉動件和靜止件之間的流動不匹配所造成的流動損失往往最大。流量比和旋轉馬赫數(shù)分別決定著靜止件和轉動件的流動狀況,因此,溫降效率的變化趨勢受兩者相對大小的影響。

3 結 論

本文實驗研究了葉型接受孔對預旋供氣系統(tǒng)流動溫降特性的影響,并與采用跑道型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)的性能進行了對比,經(jīng)過分析可以得出如下的結論。

(1)與采用跑道型接受孔的預旋供氣系統(tǒng)相比,采用葉型接收孔時預旋供氣系統(tǒng)的性能明顯提升。在系統(tǒng)壓比為1.6和1.9的兩個設計點工況下,系統(tǒng)比功耗分別降低了23.9%和41.2%;系統(tǒng)溫降效率分別增加了約14.6%和13.7%,設計工況下的系統(tǒng)溫降效率最高可達0.58。

(2)隨流量比的增加,系統(tǒng)壓比逐漸增大,系統(tǒng)溫比逐漸減小,系統(tǒng)溫降效率逐漸增大。隨旋轉馬赫數(shù)的增加,系統(tǒng)壓比略有增加,系統(tǒng)溫比逐漸減小,小流量比條件下系統(tǒng)溫降效率逐漸降低,大流量比條件下系統(tǒng)溫降效率逐漸增加。

(3)對預旋供氣系統(tǒng)進行設計優(yōu)化時,氣動性能良好的葉型接受孔可大幅提升預旋供氣系統(tǒng)的性能。因此,在對預旋供氣系統(tǒng)性能有較大需求的工程設計中,可針對接受孔元件進行詳細的氣動設計,以進一步提升系統(tǒng)性能。