李俊，夏晨，黃國平

(南京航空航天大學(xué) 能源與動力學(xué)院，江蘇 南京 210016)

0 引言

微型渦輪發(fā)動機作為一種高性能動力裝置廣泛運用于航空航天、發(fā)電等新興領(lǐng)域。在微型渦輪發(fā)動機的研制中，作為輸出功部件的渦輪部件是其重要核心部件之一。與常規(guī)渦輪發(fā)動機研制不同，微型渦輪發(fā)動機受制于尺寸、材料、結(jié)構(gòu)等影響，往往采取單轉(zhuǎn)子單級渦輪結(jié)構(gòu)，渦輪葉片與輪轂、機匣往往采取一體化制造工藝。渦輪葉片較薄，難以采取主動控制手段和精細化葉型造型技術(shù)，這給微型渦輪發(fā)動機設(shè)計帶來了困難與挑戰(zhàn)[1-5]。

如表1所示，軸流渦輪在當(dāng)今中小型發(fā)動機中使用廣泛，隨著微型渦輪發(fā)動機尺寸的減小，其壓氣機部件受制于尺寸和級數(shù)的限制，所能提供給渦輪的總壓降低，并且由于加工工藝和材料的限制，渦輪所承受的進口溫度在1000 K～1200K左右，難以進一步提高。兩種現(xiàn)象造成在中小型渦輪中，單位級負荷普遍較低。

表1 中小型航空發(fā)動機性能參數(shù)

隨著高性能微型渦輪發(fā)動機的發(fā)展，渦輪單位級負荷需求達到了220kW/kg～260kW/kg，以往微型渦輪難以滿足此高負荷性能需求。提高渦輪輸出功的方式主要有兩種：提高渦輪進口溫度和提高渦輪單位級負荷。由于微型發(fā)動機尺寸、工藝和材料的限制，進口溫度難以進一步提高，所以提高渦輪單位級負荷就顯得至關(guān)重要。因此，本文開展高負荷微型軸流渦輪葉型設(shè)計研究，著重研究其流動特性以及彎度比參數(shù)對其性能的影響。

1 高負荷微型軸流渦輪葉型設(shè)計與數(shù)值仿真

1.1 高負荷微型軸流渦輪葉型設(shè)計

本文以美國NASA Lewis研究中心[6-10]某外徑為128mm、設(shè)計落壓比為2.77的微型跨音軸流渦輪作為基礎(chǔ)葉型。根據(jù)某型微型渦輪發(fā)動機渦輪級氣動性能需求：流量1.187kg/s，轉(zhuǎn)速78000r/min，進口總壓404000Pa，進口總溫1150K，效率0.8，落壓比2.9，單位級負荷241.8kW/kg，開展高負荷微型跨音軸流渦輪葉型設(shè)計，修正后的葉型及其計算網(wǎng)格如圖1和圖2所示。

圖1 三維造型

圖2 計算網(wǎng)格

1.2 數(shù)值仿真結(jié)果

本文渦輪級計算網(wǎng)格通過NUMECA軟件中的Autogrid 5模塊生成，取單個葉輪通道作為計算域，轉(zhuǎn)子葉尖間隙取1%葉高，計算采用H-O-H網(wǎng)格，葉尖間隙采取蝶形網(wǎng)格。數(shù)值仿真計算采用Fine/turbo模塊，采用Euranus求解器求解定常Navier-Stokes方程。湍流模型采取S-A(Spalart-Allmarars)模型；采用壁面絕熱無滑移邊界條件；空間離散采用Jameson有限體積中心差分格式；時間離散采用顯示4階Runge-Kutta法；同時使用多重網(wǎng)格技術(shù)和隱式殘差光順來加速收斂。該葉型性能參數(shù)由本課題組張遠森[11]根據(jù)試驗邊界條件進行數(shù)值仿真模擬，并與NASA Lewis試驗結(jié)果進行對比，結(jié)果基本吻合，證明該軟件數(shù)值模擬方法能夠準確地模擬渦輪性能。根據(jù)圖3的網(wǎng)格無關(guān)性校驗結(jié)果顯示，本文高負荷微型軸流渦輪的計算網(wǎng)格量在150萬左右。根據(jù)表2所示，其模擬結(jié)果基本符合設(shè)計性能指標(biāo)，單位級負荷略高于設(shè)計值，出口相對馬赫數(shù)達到1.02，具有跨音特征。

表2 高負荷微型跨音軸流渦輪數(shù)值仿真模擬結(jié)果

圖3 網(wǎng)格密度對數(shù)值仿真的影響

2 高負荷微型軸流渦輪流動特征分析

為了更好地分析高負荷微型跨音軸流渦輪和常規(guī)微型軸流渦輪在流場特點、損失特性上的區(qū)別，同時為了盡量避免因為葉型不同而帶來的差異性，本文選取張遠森[11]同樣以NASA Lewis葉型作為基礎(chǔ)葉型改型得到的微型軸流渦輪作為比較對象(其數(shù)值仿真結(jié)果為設(shè)計點落壓比2.3，效率86.6%，相對葉尖間隙同樣為1%)。在兩種渦輪葉型相對葉尖間隙尺寸相同的情況下，高負荷微型跨音軸流渦輪的落壓比高于常規(guī)微型軸流渦輪，而效率卻低于常規(guī)微型軸流渦輪。

圖4為馬赫數(shù)云圖。從圖中可以看出，常規(guī)微型軸流渦輪流動狀況良好，氣流膨脹加速弱，無明顯超音區(qū)，轉(zhuǎn)子尾緣葉背有分離，轉(zhuǎn)子葉尖前緣氣流有較大正攻角，產(chǎn)生局部滯止區(qū)和葉背分離。而高負荷微型跨音軸流渦輪導(dǎo)向器葉根處流道面積小，“縮擴”特點鮮明，氣流加速膨脹能力加強，尾緣葉背產(chǎn)生較強斜激波以及較大葉背分離，進而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子葉根前緣氣流產(chǎn)生正攻角，造成較大葉背分離。轉(zhuǎn)子葉尖前緣氣流具有一定負攻角，有效阻止葉背分離，尾緣葉背處受葉尖泄漏流影響，產(chǎn)生較大氣流分離區(qū)。

圖4 馬赫數(shù)云圖

從前面的分析可以看出，高負荷微型跨音軸流渦輪氣流在流場中具有較高的流速以及較強的流動分離，這必然對其流動損失造成影響。為了更好地對其流動損失進行研究，需要將流動損失剝離出來。渦輪級流動損失主要分為葉型損失、二次流損失、葉尖泄漏損失。本文采取CFD損失分離方法，將高負荷微型軸流渦輪和常規(guī)微型軸流渦輪流動損失分別剝離出來，其渦輪各項損失如表3所示。

表3 渦輪各項損失

由表3可以看出，高負荷微型跨音軸流渦輪總損失值大于常規(guī)微型軸流渦輪，其中葉型損失高負荷微型軸流渦輪相比常規(guī)微型軸流渦輪差距最大，達到0.0435，高負荷微型軸流渦輪二次流損失略小于常規(guī)微型軸流渦輪，泄漏損失比常規(guī)微型軸流渦輪大0.02，其中葉型損失為最大損失項。

從圖5-圖6渦輪級沿程熵圖可以看出，高負荷微型跨音軸流渦輪損失區(qū)域與強度均明顯大于常規(guī)微型軸流渦輪，其主要集中于導(dǎo)向器葉根出口、轉(zhuǎn)子葉根、轉(zhuǎn)子葉尖處。結(jié)合圖4及其流場分析可以看出，主要是導(dǎo)向器葉根分離、轉(zhuǎn)子葉根正攻角引起的分離、葉尖泄漏增強、較強的激波損失等原因所造成的。而常規(guī)微型軸流渦輪無明顯高熵區(qū)，其流動損失區(qū)域主要集中在靜子葉背、轉(zhuǎn)子葉背和轉(zhuǎn)子葉尖處，整體流動狀況良好。

圖5 高負荷微型跨音軸流渦輪沿程熵圖

圖6 常規(guī)微型軸流渦輪沿程熵圖

綜上所述，高負荷微型跨音軸流渦輪氣流膨脹加速較快，氣流分離加劇，激波干擾增強，流動損失較大，需要進一步研究葉型參數(shù)對其性能的規(guī)律性影響。

3 彎度比對高負荷微型跨音軸流渦輪性能影響

3.1 彎度比控制規(guī)律介紹

葉片的加載形式主要有前加載、均勻加載、后加載三種形式。研究表明前加載形式有利于減弱氣流分離，后加載可以降低激波干擾。在高負荷微型跨音軸流渦輪中，加載形式的影響值得做進一步的研究。修改葉片的加載形式一般通過修改其中弧線布置形式來實現(xiàn)，但對于在不同工況下、不同偏轉(zhuǎn)角的葉型，其影響難以做規(guī)律性研究，因此本文通過定義彎度比參數(shù)來進行渦輪葉型的修改，并研究其對渦輪性能的影響。

圖7為葉型彎度比參數(shù)化示意圖，其中α為轉(zhuǎn)子葉型幾何偏轉(zhuǎn)角，β為轉(zhuǎn)子葉型安裝角，彎度比定義為：τ=β/α。將安轉(zhuǎn)角和偏轉(zhuǎn)角統(tǒng)一成無量綱參數(shù)彎度比，可有效避免不同工況對渦輪性能的影響，進而做規(guī)律性研究。

圖7 葉型彎度比參數(shù)化示意圖

本文在保證轉(zhuǎn)子軸向長度以及葉型其他參數(shù)不變的前提下，通過修改葉型安裝角來實現(xiàn)彎度比τ變化。所研究基礎(chǔ)葉型葉中的安裝角β為20.3°，所有葉型葉中的幾何偏轉(zhuǎn)角α均為58°，即基礎(chǔ)葉型的彎度比τ為0.35。故本文選取彎度比τ在0.0078～0.5517之間開展研究。

3.2 彎度比對渦輪性能的影響

圖8為不同彎度比轉(zhuǎn)子葉中截面相對馬赫數(shù)圖。從圖8可以看出，當(dāng)彎度比τ較低時，如圖8(a)和圖8(b)，轉(zhuǎn)子前緣氣流有較大的正攻角，葉背產(chǎn)生分離，并一直影響至轉(zhuǎn)子出口；隨著彎度比τ增加，如圖8(c)和圖8(d)正攻角逐漸削弱，葉背分離減弱，喉道后移，氣流沿程加速比較均勻，流動狀況較好；隨著彎度比進一步增加，如圖8(e)和圖8(f)，轉(zhuǎn)子前緣產(chǎn)生負攻角，對葉背氣流分離產(chǎn)生一定抑制作用，葉型曲率變化較大，造成流通面積下降，“縮擴”特點明顯，氣流后半段膨脹加速快，尾緣葉背附近產(chǎn)生斜激波，造成尾緣處氣流分離加劇。

圖8 不同彎度比轉(zhuǎn)子葉中截面相對馬赫數(shù)圖

圖9為不同彎度比下轉(zhuǎn)子葉中的載荷分布圖。由圖9可以看出，隨著彎度比的增加，葉型加載能力逐漸后移，在彎度比τ=0～0.2時，轉(zhuǎn)子前緣至20%軸向弦長處產(chǎn)生較大的負載荷。這主要是由于當(dāng)轉(zhuǎn)子處于低彎度比下時，轉(zhuǎn)子前緣造型下移，使得氣流沖擊轉(zhuǎn)子滯止點在前緣點靠下方，造成氣流在吸力面和壓力面加速不均勻，從而造成葉背處靜壓大于葉盆，產(chǎn)生負載荷。隨著彎度比的增加，轉(zhuǎn)子前緣滯止點上移，葉盆與葉背靜壓差降低，負載荷范圍減小并消失。當(dāng)轉(zhuǎn)子彎度比τ=0.45～0.54時，轉(zhuǎn)子尾緣附近產(chǎn)生較大的負載荷。這主要是由于尾緣氣流速度較高，產(chǎn)生較強的斜激波，氣流經(jīng)斜激波后減速且產(chǎn)生分離，造成葉背處速度低于葉盆，從而在尾緣處產(chǎn)生負載荷。

圖9 不同彎度比下轉(zhuǎn)子葉中載荷分布

從圖10中的彎度比-流量曲線可以看出，隨著彎度比的增加，流量先略微增加然后快速下降。這主要是由于在低彎度比下時，葉背分離嚴重，對主流道形成一定阻礙，隨著彎度比的增加，葉背分離現(xiàn)象減弱，流量略微增加。但是，當(dāng)彎度比進一步增加后，葉型曲率變化過大造成流通面積快速下降，流量急劇下降。從彎度比-落壓比和效率曲線可以看出，落壓比隨彎度比的增加先增加后降低。這主要是由于在低彎度比下正攻角和在高彎度比下尾緣斜激波均造成氣流葉背分離，氣流偏轉(zhuǎn)不足，效率和做工能力均比較低。但由于在高彎度比時氣流分離位置接近出口，對轉(zhuǎn)子整體影響較小，效率降低較小。圖11為彎度對作功能力的影響。從圖11可以看出，隨著彎度比的增加，其做功能力先增加后減小，這是流量、落壓比、效率共同作用的結(jié)果。

圖10 彎度比對總體性能的影響

圖11 彎度比對做功能力的影響

當(dāng)彎度比τ=0.42時效率最高，選取其與基礎(chǔ)葉型進行流動損失對比，可以分析彎度比對高負荷微型跨音軸流渦輪流動損失上的提升。如表4所示，相較于基礎(chǔ)葉型，彎度比τ=0.42時總損失略有降低，其中葉型損失增加，主要是由于喉道縮小，使得尾緣附近流速加快，激波增強導(dǎo)致葉型損失增加；二次流損失和葉尖泄漏損失降低，主要是由于喉道后移，轉(zhuǎn)子大部分流道中氣流流速降低，環(huán)面附面層對主流阻礙降低從而降低二次流損失，葉尖泄漏量減少從而降低葉尖泄漏損失。

表4 不同彎度比下各項損失

從綜合性能和做功能力來看，彎度比在0.30～0.35之間時，該高負荷微型跨音軸流渦輪表現(xiàn)較好，能有效避免葉背分離、強激波、負載荷、流通面積變小等不利影響。

4 結(jié)語

本文通過數(shù)值模擬方法，根據(jù)高負荷微型渦輪發(fā)動機性能要求，設(shè)計出一款高負荷微型跨音軸流渦輪部件，對其流場特點、損失特性進行分析并研究彎度比對其性能影響，結(jié)論如下：

1)高負荷微型跨音軸流渦輪相比于常規(guī)微型軸流渦輪，其氣流加速膨脹能力變強，導(dǎo)向器葉根葉背出口附近容易產(chǎn)生分離，轉(zhuǎn)子進口葉根有較大正攻角及較強葉背分離，葉尖處間隙泄漏影響較強。

2)高負荷微型跨音軸流渦輪的總損失高于常規(guī)微型軸流渦輪，其葉型損失遠高于常規(guī)微型軸流渦輪，占總損失的70.9%；二次流損失略小，葉尖泄漏損失較大。無論在哪種渦輪葉型中，葉型損失占比均超過一半。在高負荷微型跨音軸流渦輪中，損失主要集中于導(dǎo)向器葉根出口附近，轉(zhuǎn)子葉根和葉尖后半段。

3)高負荷微型軸流渦輪隨著彎度比的增加，前緣正攻角及葉背分離現(xiàn)象減弱、負載荷逐漸消失，在彎度比τ=0.35左右時具有良好的流場結(jié)構(gòu)和加載表現(xiàn)，當(dāng)彎度比進一步增加，尾緣受出口強激波影響形成葉背分離，尾緣出現(xiàn)負載荷。

4)隨著彎度比的增加，流量、落壓比、效率、做功能力均呈現(xiàn)先增大再減小的特點。但在低彎度比下，流量變化微弱，合適的彎度比可以降低其流動損失，提高效率。當(dāng)彎度比在0.30～0.35之間時，該高負荷微型跨音軸流渦輪具有較好的性能表現(xiàn)和做功能力。