吴晨飞， 余 锐， 赵连会

(上海电气燃气轮机有限公司 燃气轮机研究所，上海 200240)

排气扩散器连接在透平末级叶片后，主要作用是把来自透平的气体进行减速扩压，将部分动能转化为压力能，以提高透平的输出功率，然后根据循环形式的不同，排入大气或送入余热锅炉[1]。作为透平的重要组成部分，排气扩散器的内部结构如支板、轮毂和油管等，在排气通过时会产生较大的流动损失，从而降低透平的输出功率和效率[2-5]。Farokhi等[6]指出排气扩散器的静压恢复系数提升0.2，燃气轮机的效率可以提高0.4%。林军等[7]指出WP6G工业燃气轮机排气装置总压损失减少1 kPa，燃气轮机输出功率可以提升1%，输出功率可增加60 kW,热效率可以提高1.2%。因此，减少排气扩散器的流动损失对透平整体性能有着至关重要的影响。

由于排气扩散器对透平的性能有着非常大的影响，学者们对排气扩散器的优化设计进行了大量的研究。其中，支板作为排气扩散器的重要组成部分，许多学者对其进行了优化研究，并取得了良好的优化效果[8-12]。Pradeep等[13]对排气扩散器的流道型线进行优化研究，优化后的静压恢复系数相比原型有所增加，总压损失系数相比原型也有大幅的降低。林军等[7]对流道带中间收敛的排气扩散器进行了试验研究，结果表明改型排气扩散器的性能有显著的提升。Babu等[14]提出了两种结构的轮毂优化改型，与原型相比排气扩散器的出口静压都有一定程度增加，总压损失也都有所减小。

为了减小排气扩散器的总压损失，提升透平的效率，本文利用一种椭球形轮毂端盖结构来抑制轮毂下游流动分离的形成，以达到减小排气扩散器的总压损失和提升透平效率的目的。文章主要探究了椭球形轮毂端盖的轴向长度对排气扩散器性能的影响，并对改型排气扩散器的变工况特性进行分析。

1 计算模型

1.1 相关参数

在相关研究中，通常采用总压损失系数ω和静压恢复系数C这两个参数对排气扩散器的工作性能进行评价，定义见式(1)和式(2)：

(1)

(2)

总压损失δ为进出口总压变化与进口总压的相对值，定义见式(3)：

(3)

式中：P01为进口总压，Pa；P02为出口总压，Pa；P1为进口静压，Pa；P2为出口静压，Pa。

1.2 模型结构

排气扩散器的模型结构见图1，主要由轴承座和排气扩散段两部分组成，通过其扩张形成的流道结构对气体进行减速扩压。

(a) 整体结构

1.3 计算方法

数值计算方法是研究排气扩散器流场及其特性的常用手段之一。由于本文的研究对象具有非轴对称性，为了描述流体域中周向上的非均匀流动情况，采用整体的排气扩散器模型进行建模。排气扩散器对上游来流即透平末级出口流场分布十分敏感，因此需要与透平末级一起进行联合计算分析。此外，由于流场中存在不稳定的分离区，计算域还需从实际扩散器出口位置沿轴向延伸出一段区域，以保证流场计算能达到稳定的收敛解。末级叶片、排气扩散器与虚拟延伸段构成的联合计算域见图2。

图2 联合计算域示意图

透平末级采用结构化网格进行划分，排气扩散器和虚拟延伸段采用非结构化网格，总网格量约为400万。为了能更好地捕捉流场的变化，叶片表面和排气扩散器各部分壁面的边界层网格都进行了加密处理。由于扩散器尺寸较大，因此需要对网格数量进行严格的控制，对进口和轮毂附近进行精细的网格划分，越接近出口，排气扩散器主流区域网格的密度越稀疏，这样就可以在准确预测流动现象的前提下，有效地控制计算域网格数量，节省计算资源。透平末级和排气扩散器局部网格见图3。

图3 透平末级和排气扩散器局部网格

数值计算的湍流模型为k-ωSST，动静叶之间的交界面采用混合平面法。计算域进口设置为压力进口，为透平第四级静叶进口的压力、温度和速度分布；出口设置为压力出口。

2 改型方案

图4为设计工况(OP1)下原型排气扩散器的流线图。通过对原型OP1工况的流场进行分析可以看出，当气流通过轮毂后，流动面积突然增大，由于逆压梯度的存在，在轮毂的下游产生了较大的分离区，这将增大气体在流动中的损失，从而降低排气扩散器的工作性能，进而影响透平的输出功率和效率。

图4 设计工况下原型排气扩散器子午面流线图

为了抑制轮毂下游流动分离的形成，本文设计了一种椭球形轮毂端盖，见图5，D为轮毂的直径，L为椭球形轮毂端盖的轴向长度。通过改变L的长度，制定了若干方案，见表1，探究椭球形轮毂端盖对排气扩散器性能的影响。同时考虑到实际工程应用、结构强度和安装维修的需求，限定L最长为D的1倍。

图5 原型和改型排气扩散器轮毂端盖结构

表1 排气扩散器改型方案

3 计算结果及分析

3.1 椭球形轮毂端盖轴向长度对排气扩散器性能影响分析

为了探究椭球形轮毂端盖的轴向长度L对排气扩散器性能的影响，在OP1工况下，计算得到改型排气扩散器的主要性能参数与原型进行对比，并对改型排气扩散器的流场特性进行分析。

图6和图7为原型和改型排气扩散器不同轴向位置的ω和C值。 其中，x为不同轴向位置的长度，LD为排气扩散器的轴向长度。可以看出，改型排气扩散器的性能与原型相比均有不同程度的改善，且随着椭球形端盖轴向长度L的增加，改善效果越好。其中C3和C4方案的改善效果较为显著，C4方案的改善效果最为显著，排气扩散器整体的总压损失系数ω由 0.146 1 下降到 0.130 4，相对改善了10.75%，整体静压恢复系数C由0.821 1上升到0.839，增加了2.18%。

图6 原型和改型总压损失系数ω随排气扩散器轴向位置的变化

图7 原型和改型静压恢复系数C随排气扩散器轴向位置的变化

如图8(a)中排气扩散器原型所示，气流首先在支板的位置处产生了较小的流动分离区，当气流离开支板后，则在轮毂下游处形成了一个较大的分离区，会增加排气扩散器的流动损失，严重影响排气扩散器的性能。通过观察图8中四种改型方案轮毂下游区域分离情况发现：C1方案中，轮毂下游分离区没有明显变化，但是随着椭球形轮毂端盖轴向长度的增大，C2、C3和C4方案中轮毂下游的分离区明显减小。

(a) C0

图9为改型排气扩散器子午面轴向流线图，其中，V表示截面上不同位置处流体的速度，Vmax表示该截面上流体的最大速度。在设计工况下，C2、C3和C4方案与原型图4相比，原来回流区的流体可以沿椭球形轮毂端盖贴壁流动，并且使排气扩散器下游流场更加稳定。C1方案虽然对轮毂下游回流区的改善相比其他改型较差，仍然存在较大的回流区，但是与原型相比，轮毂下游的流场也得到了一定的改善。

3.2 改型排气扩散器的变工况特性分析

在评价透平的性能时，不仅要考虑设计工况下透平的性能指标，同时要考虑在变工况时透平的性能参数，因此需要对改型排气扩散器的变工况特性进行分析。综合对改型排气扩散器主要性能参数进行分析，可以看出在设计工况下，C3和C4改型方案的改善效果较为显著，同时考虑到椭球形轮毂端盖轴向长度过长会增加制造、安装和维修的难度，下面主要对轴向长度较短的C3改型方案在夏季工况(OP2)、冬季工况(OP3)、最小环保负荷(OP4)和全速空载(OP5)下的特性进行分析。

由图10可以看出：在OP2工况时，改型C3的总压损失和原型相接近；在OP4工况时，改型C3的总压损失略高于原型；在OP1、OP3和OP5工况时，改型C3的总压损失则低于原型。总体来说，在OP4和OP5小流量工况下，无论是原型还是改型，总压损失相对较大；在OP1、OP2和OP3工况附近时总压损失相对较小。同时，改型C3在OP1和OP3工况对排气扩散的性能改善效果明显。

图10 不同工况下原型和改型排气扩散器总压损失

从图11和图12可以看出，在OP5和OP4工况下，改型C3与原型排气扩散器的轮毂下游都存在较大的回流区，这与图10中OP5和OP4工况总压损失较大的结论一致。由图11可已看出，在OP5工况下，改型C3轮毂下游的分离区相比原型有一定程度的减小，且在壁面形成的附壁分离区的大小也有所减小，使得改型C3的总压损失小于原型。由图12可已看出，在OP4工况下，改型C3轮毂下游流场仍有较大的分离流动，并未起到改善作用。

图11 OP5工况排气扩散器子午面流线图

图12 OP4工况排气扩散器子午面流线图

从图13中可以看出，虽然改型排气扩散器在OP2工况下轮毂下游流场得到了改善，分离区明显减小，但是与原型相比排气扩散器下游流场的波动变大，出现了一定程度的恶化，这也使得改型排气扩散器在OP2工况下的总压损失与原型接近。由图14可以看出，改型排气扩散器在OP3工况下，轮毂下游流场得到了改善，分离区明显减小，同时对排气扩散器流场下游流场也有一定程度的改善，流动不稳定区域减小，也就使得改型排气扩散器的总压损失相比原型有所减小。

图13 OP2工况排气扩散器子午面流线图

图14 OP3工况排气扩散器子午面流线图

4 结论

本文通过数值计算的方法，探究椭球形轮毂端盖的轴向长度对排气扩散器性能的影响，并对改型排气扩散器的变工况特性进行分析，得出以下结论：

(1) 一定轴向长度的椭球形轮毂端盖结构能有效的抑制轮毂下游流动分离的形成，减小排气扩散器的总压损失，提升排气扩散器的总体性能。

(2) 在探究的长度范围内，当椭球形轮毂端盖轴向长度L与轮毂直径D之比为1时，改型排气扩散器的改善效果最为显著，总压损失系数相比原型减少约10.75%，静压恢复系数相比原型增加约2.18%。

(3) 在不同工况下,改型排气扩散器C3与原型的总压损失变化整体趋势一致，且在设计工况和流量相对较大的工况下取得了较好的改善效果，对透平机组在大流量方向升级时的优化设计具有重要的意义。