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轴流压缩机动静叶不同稠度组合对性能的影响

赵养正/中国兵器工业第203研究所 刘前智/西北工业大学    

 



摘要 :采用定常流和非定常流计算方法研究了各种动静叶稠度组合对轴流压缩机性能的影响。利用高分辨率格式求解准三维非定常流动的雷诺平均 N-S 方程,以 LU-SGS 隐式方法来求定常流场解,而非定常流场计算则采用了双时间步法与 LU-SGS 隐式解法耦合的方法。

关键词: 轴流式压缩机;稠度;非定常流动;非设计工况;数值模拟

中图分类号: TH453 文献标识码:B

文章编号: 1006-8155(2007)06-0003-06

The Effects of Solidity of Rotor-stator Cascades on Axial-flow Compressor Performance

Abstract: In this paper, the effects of solidity of rotor-stator cascades on axial-flow compressor performance are investigated with steady and unsteady flow calculation. Quasi three-dimensional

Unsteady flow Navier-Stokes equation is deduced with high-resolution scheme. The steady flow field results are obtained by LU-SGS implicit method, while unsteady flow fields are solved by dual time-stepping approach in conjunction with LU-SGS implicit method.

Key words: axial-flow compressor; solidity; unsteady flow; off-design condition; numerical simulation

Key words solidity , unsteady flow , off-design condition , axial compressor


0  引言

  轴流压缩机 转子叶排与静子叶排之间的相对运动,相邻的动静叶排之间的距离又很近,会产生强烈的非定常干扰。大量的试验研究和理论分析均表明动静叶排之间的非定常干扰对气动性能有较大的影响。叶栅稠度是影响轴流压缩机性能的一个重要的几何参数,对基元级来说,当其它参数一定时,随着稠度的增加,额定气流转折角也随之增大,即能量头系数增大,但过大的稠度会使叶片数增多,摩擦损失相应增大。此外,动叶稠度与静叶稠度之间的比例改变,实际上是改变了动静叶之间非定常影响。因此采用非定常流计算研究动静叶稠度之间的组合对单级压缩机性能的影响,具有重要的工程实用价值。

  目前,国内外 对动静叶排相互干涉的非定常效应的研究主要集中在设计工况下的动静叶相互作用,有关非设计工况动静干涉的研究就更少了。 文献[1] 研究了 Rotor 67 单转子在设计转速下非设计工况的非定常流数值模拟问题,并研究了进口总压畸变对旋转失速的影响,而文献 [2-3] 采用数值模拟的方法研究了单级轴流压 缩 机非设计工况下动静叶栅非定常干涉问题。计算结果表明:在大分离流动本身的非定常流动特征与动静叶干扰的非定常特征双重因素的作用下,流场参数随时间的变化虽然仍有周期性变化的趋势,但已不具有严格的周期性。

  本文通过非定常流计算研究了 轴流 压缩机动静叶栅分别在不同稠度组合下对单级性能的影响,并对定常流和非定常流结果进行了对比分析。

1  数值方法

  采用有限差分法对雷诺平均准三维非定常N-S方程进行离散,具体是求解定常流场时,采用LU-SGS隐式时间推进方法;而解非定常流场时,时间项采用后差二阶精度隐式格式离散,可得

  式中 n 表示物理时间域的nΔt时刻。式(1)为时间隐式格式,式中 R 包括对流项 F G,F V 、G V 以及原项 H 。在定常和非定常流场的求解中,粘性项采用中心差分格式离散,而对流项则采用了二阶高分辨率NND格式。为了加速收敛,在求解非定常雷诺平均N-S方程时,采用了双时间步法 [4,6] 和 LU-SGS隐式方法[5] 。湍流模型采用 Baldwin-Lomax。

  关于边界条件,由于篇幅的关系,请参阅文献[6] 。

2 计算结果及分析

  本算例是某单级轴流压缩机某径向位置处的叶栅,设计状态动叶进口相对马赫数为 0.9 左右,转子和静子叶片数之比分别为 36:56、 41:60、 41:68、 41:80、 51:68、 59:60、 59:80、65:66。计算时选取动静叶片通道数之比分别为 2:3、2:3、3:5、1:2、3:4、1:1、3:4、1:1。

2.1 性能分析

  不同的动静叶稠度组合对压缩机的性能有不同的影响,对常规单排叶栅来说,每一个叶栅都属于单一稠度结构,而对于非均匀栅距叶栅来说,每一个叶栅都属于多稠度结构,因此研究不同的动静叶稠度组合对压缩机性能的影响,有助于非均匀栅距叶栅的研究。

  图1为非定常 计算得到的7种不同稠度的特性线,其中横坐标为流量系数,其数值等于进口绝对M数的q函数与进口绝对气流角(与轴向的夹角)的余弦的乘积。从41:60、41:68 和 41:80 3种动叶数不变的动静叶稠度组合中看出,在动叶数不变,改变静叶数的情况下,随着静叶稠度的增加,近边界点的效率基本不变,但是设计点的效率逐渐降低,增压比也变化不大,只是当静叶数增至80时,增压比在边界点附近才略微有所增加,这是因为动、静叶数目之比较大时,静叶的导流作用增强,静叶通道的流动性能较好引起的;再从59:60、59:80两个动叶数不变的动静叶稠度组合来看,增压比不变,随着静叶稠度的增加,近边界点的效率增加较大,设计点的效率略有上升,但是两者的堵塞流量相同,与其它的曲线相比堵塞流量明显较低;对 36:56 来说,动叶数最少,虽然其设计点效率最高,但是正攻角状态的效率和压比均下降到最低。由效率图来看,除59:60之外,也是动叶的稠度越 大,边界点附近效率越高,但是设计点的效率却随着稠度增加变得越来越小,堵塞流量也有所减小,这是因为在正攻角下动叶叶片数增加,对抑制流动分离有较好的作用,因此该状态的效率有提高的趋势;在设计状态下,由于流动的分离并不大,叶片数增多会增加叶片本身的摩擦损失,使效率减小。从总的趋势来看,随着动叶数的增加,由于加功量增加,设计、堵塞状态除外增压比有明显的增大;当动叶数不变时,增压比基本不变,这说明动叶的稠度是决定级增压比的主要因素。图2为定常计算得到的 7 种不同稠度的特性线,与图 1 相比有着截然不同的结果,59:60得到了最高的效率,这是因为定常计算采用了周向平均的假设,抹去了动叶尾迹对静叶通道影响,使气流在静叶通道中的流动变得均匀顺畅所致。同时也未出现动叶稠度不变增压比基本不变的规律。堵塞状态也有不同的变化,几条曲线较为分散。

  

2.2 叶片表面压力分析

  由于动静叶排的相互干涉,不同稠度的动静叶栅组合会对叶片表面的压力造成不同的影响。

  图3中a、b、c、d、e、f、g、h分别表示了59:60、65:66、36:56、41:60、51:68、59:80、41:80、 41:68 几种动静叶稠度组合下,同背压、进口流量相近的状态点(近设计点)动叶尾缘附近和静叶前缘附近叶片叶背和叶盆表面共 4 个点的压力随时间的变化曲线,对 41:60、41:68 、41:80 3种动静叶稠度组合来说,动叶数不变,随着静叶数的增加,叶片表面压力(见d、h、g)的脉动幅度并没有一直下降,而是在静叶数为 80 时,叶片表面压力的脉动幅度又增大起来, 59:60 、 59:80 也是动叶数不变,随着静叶数的增加,叶片表面压力(见a、f)的脉动幅度却有不同的变化,动叶压力面的压力脉动幅度降了下来,动叶吸力面的压力脉动幅度增大,静叶压力面的压力脉动幅度基本没有变,静叶吸力面的压力脉动幅度减小,进一步说明见 2.3 的流场分析,再看h、e ,其动静叶稠度组合为 41:68、51:68 ,静叶数不变,随着动叶数的增加,除静叶吸力面的压力脉动幅度略微减小外,其它3个叶片表面压力的脉动幅度没有减小,反而增大,41:60、59:60是静叶数不变,增加动叶数,4条曲线中的最大幅值(见d、a)随着动叶数的增加而增大,因此在动静叶的不同稠度组合中存在着最佳稠度组合。由于a与b、c与d 、e与f动静叶片数之比分别为1:1 、 2:3、3:4 ,因此其波形也基本相同,同样的动静叶片数之比下(1:1 除外),随着动静叶稠度的增大,叶片表面压力的变化幅度有降低的趋势,但是1:1的两种情况,波形和变化幅度基本没有改变。同样的比值下,叶片表面压力的脉动频率一致,而不同的比值下,叶片表面压力的脉动频率有较大差异。从成本、性能以及可靠性方面综合考虑,在41:60、41:68、41:80 3 种动静叶稠度组合中,41:68(也就是 3:5 )的静叶片数并不是最多的,但是叶片表面压力的变化幅度较小,见图d、h、g,效率和压比变化不大,见图 1 ,因此在设计压缩机时,合理的选择动静叶稠度组合对提高压缩机叶片的疲劳寿命有较好的作用。由于时间有限,计算量很大,更多的动静叶稠度组合没有涉及,究竟什么范围的动静叶稠度组合较合理,有待以后研究,但是这里要指出并不是动静叶稠度越大越好,过大的稠度会使级中叶片数增多,摩擦损失增大,而且增加了压缩机的成本。

2.3 流场分析

  图4中a 、b、c分别给出了 41:60 、 41:68 、 41:80 3 种动静叶稠度组合的瞬态熵分布图(与图3同状态),通过比较看出,在动叶数不变的情况下,静叶数的增加对静叶通道造成了较大的影响,转子转一圈,扫过静 叶的尾迹流减少,静叶通道中就出现了逐渐减少的低能流体。从出流情况来看,a中一个涡连着一个涡; b中逐渐出现了断开的痕迹; c中有明显的断开涡。

  图5 给出了51:68动静叶稠度组合 的瞬态熵分布图,与41:68相比(见图4b),由于动叶数增加,静叶数未变,流出动叶的尾迹较小,因而流入静叶通道中的低能流体的范围较小,并不像41:68那样连通整个通道。

  下面对59:60作进一步研究,图6给出了59:60的瞬态熵分布图,41:60的瞬态熵分布图见图4a , 59:60与41:60相比,由于动叶数增加,静叶数未变,转子转一圈,扫过静叶的尾迹流增加,一个静叶通道中就出现了更多的低能流体,从图中看出,流出静叶通道的分离涡连成了一片。当工作状态处于近边界点时(见图7) , 由于动叶的流动分离较大,流入静叶通道的低能流体的范围会增大,因而损失增大,效率降低。而59:80由于静叶数增加了1/3,流入每一个静叶通道种的尾迹流相应较少,因此其效率较高。

3 结 论

  本文研究了动静叶不同稠度组合下 轴流 压缩机非设计性能的定常和非定常流的数值计算问题,通过计算分析得出如下结论:

  (1) 压缩机在不同稠度下定常和非定常流动 计算结果 有较大差别;

  (2) 动叶的稠度是影响级增压比的主要因素;

  (3) 随着动叶稠度的增加,设计点的效率逐渐降低,而近边界点的效率逐渐升高;同时设计点的压比基本不变,但近边界点的压比却逐渐升高, 而动叶稠度减小时,效果正好相反;

  (4) 静叶稠度的变化对性能的影响取决于动叶稠度的大小,当动叶稠度较大时,静叶稠度也增大较多时,有可能使整个等转速线上各状态的效率均下降。

参 考 文 献

[1] Saeid Niazi, Alex Stein and Lakshmi N. Sankar. Numerical Studies of Stall and Surge Alleviation in a High-Speed Transonic Fan Rotor AIAA Paper2000-0225.

[2] 王正明, 王嘉炜.非设计工况下动静叶相互干扰的非定常流动特性[J]. 工程热物理学报,2004 , 25 (2):232-234.

[3] 赵养正,刘前智.考虑压气机动静干涉效应的非设计工况性能数值模拟[J]. 推进技术, 2006(5): 422-425,430.

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  评论人:wxw   打分:100 分  发表时间:2010-10-7 14:14:09
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