柴军生， 屠杰， 马佳乐， 林阿强,4， 刘高文,4

(1.中国航空发动机集团有限公司 沈阳发动机研究所，辽宁 沈阳 110015； 2.中国人民解放军第五七一九工厂，四川 成都 611936； 3.西北工业大学 动力与能源学院，陕西 西安 710129； 4.西北工业大学 陕西省航空动力系统热科学重点实验室，陕西 西安 710072)

随着高性能航空发动机涡轮前温度的逐渐提高，强化高温涡轮转子叶片的冷却是提高发动机推重比的重要方式[1-3]。预旋供气系统为涡轮转子叶片提供足够流量、压力的冷却空气源。一个设计优良的预旋供气系统在保障涡轮转子叶片正常工作的同时，还可有效延长涡轮转子叶片的工作寿命[4-5]。通过降低来流的相对总温，达到冷却叶片效果，成为航空发动机涡轮空气系统研究的热点。关于预旋供气系统的研究可追溯到1980年[6]。为适应发展高性能发动机的需求，欧洲开展了涡轮冷却计划[7]，包括预旋供气系统的研究。预旋供气系统的流动换热特性对动叶供气的影响逐渐受到关注[8-10]，系统内存在大尺度非定常流动模态，对封严特性和涡轮效率及气动稳定性有着不可忽视的影响[11]。预旋供气系统的结构形式可分为直接式和盖板式[12]。Chew等[13]在发动机状态下实验测量了预旋喷嘴的流量系数，指出流量系数是表征喷嘴性能的重要参数。Gary等[14-15]通过实验和数值计算研究了直接式预旋供气系统的预旋腔中气动参数对换热的影响。研究发现，预旋腔内的换热主要受喷嘴的射流冲击控制，预旋腔里的努塞尔数受流体的旋转雷诺数和湍流度的影响。通过对预旋供气系统流动特性的实验分析[16-18]发现，预旋喷嘴、预旋腔和接受孔的不同几何特征对系统流动温降特性具有显著敏感性。当气流的旋转比大于1时，预旋腔内的气流旋转规律满足自由涡规律[19]；并且接受孔与预旋喷嘴位于同一半径位置时流动压力损失最小[20]。吴衡等[21-22]通过实验手段研究了转速、压比等参数对预旋供气系统温降、压力等参数的影响，并引入临界流量作为参考值的无量纲流量分析预旋供气系统温降和压力特性。刘育心等[23-24]通过数值计算和实验等手段研究了一种预旋喷嘴和接受孔，可以改善预旋供气系统的特性。由此可见，预旋供气系统特性的影响因素很多，成为当前研究的热点科学问题。学者针对高转速下预旋供气系统的实验研究相对较少。在与发动机状态有着高相似性的前提下，对整个预旋供气系统进行实验研究显得越发必要，最终在实验状态下测量出预旋供气系统特性参数。

本文在西北工业大学旋转盘腔流动换热实验室[25]开展高转速预旋供气系统平台的实验测量研究，在保证实验工况与发动机工况相似的情况下，改变转子马赫数和系统流量比，研究涡轮预旋供气系统温度和压力特性变化，为涡轮预旋供气系统的设计提供参考。

1 航空涡轮发动机实验模型与测量

1.1 实验系统

为准确模拟某型航空涡轮发动机在高空高速工作时性能参数，基于一维工程算法获得发动机高空状态参数，通过保证发动机状态参数和实验状态各物理场相似，从而达到实验状态下相对较低的压力、温度和转速。因此，本文在西北工业大学预旋供气系统旋转实验台进行实验，平台转速可达10 000 r/min。实验系统主要由压气机、储气罐、进/排气阀门、稳压箱、实验段、驱动、滑油冷却、数据测量采集等部件系统构成，如图1所示。实验系统中，由大功率压气机往储气罐中打气，通过打开调节阀门将储气罐中的气流注入实验间的稳压箱，气流经过稳压箱之后会使得进入实验段的气流进口压力稳定，经过稳压箱之后的气流通过调节阀门的开合进入实验段。实验系统还包含为预旋供气系统提供动力的电机以及一系列的辅助系统。

图1 预旋供气系统实验系统测试示意Fig.1 Test schematic diagram of pre-swirl air supply system

根据某型发动机预旋供气系统的实际模型，保证实验段基本几何尺寸相同，简化后盖板式预旋供气系统的实验测试段的物理结构如图2所示。实验段主要由预旋喷嘴、盖板盘、涡轮转盘以及进气腔、预旋腔、盖板腔和出气腔等组成。实验台采用轴端中心进气的方法，气流先流入进气腔，然后通过预旋喷嘴膨胀加速后产生高品质的冷气，冷气依次经过预旋腔、接受孔、盖板腔和供气孔，最后流经排气腔排出。本文的预旋喷嘴设计为叶型式流道(喷嘴半径为2 465 mm)，供气孔型设计为直跑道型。为便于分析，分别用0、1、1′和2分别表示喷嘴进口、喷嘴出口、预旋腔截面和供气孔出口。

图2 预旋供气系统的实验平台Fig.2 Test bench of pre-swirl air supply system

1.2 实验测量系统

本文开展预旋供气系统压力和温度特性的实验研究，依赖于对预旋供气系统内气流压力、温度和流量等参数的高精度测量，特别是对转子上的气流压力和相对总温的测量。为此，在高转速实验台的静止部件及转动部件上各布置压力和温度测点，在实验台的进、出口布置流量测点。其中，气流温度均通过K型热电偶测得，经陕西计量院标定后的测量精度为1 K。静止部件上的压力通过0.05%精度的PSI压力扫描阀测得，转动部件的压力通过Kulite微型传感器实时测量。外封严流量和喷嘴流量均通过孔板流量计测得，经陕西计量院标定后的流量测量精度为1%。供气流量可通过将喷嘴流量和外封严流量作差获得。测点布置方法及位置可参考文献[25]。

1.3 系统参数定义

(1)

(2)

系统温比T02表示为预旋喷嘴进口总温与供气孔出口相对总温之比为：

(3)

(4)

转子压比π1′2定义为预旋腔出口静压p1′与供气孔出口静压p2之比：

π1′2=p1′/p2

(5)

系统压比π02是喷嘴入口总压与供气孔出口静压的比值为：

(6)

通过无量纲流量比qλ有利于本文采用控制流量比的方法进行实验研究。临界流量mcr是系统在进口总温、总压一定条件下所能达到的最大流量。

qλ=m/mcr

(7)

(8)

式中：A1为预旋喷嘴喉部面积；m为供气流量。

相似准则数转子马赫数Maφ反映涡轮转盘线速度U与当地声速的比值，有利于开展控制转子马赫数开展不同工况的实验分析。当地温度T取实验室温度计所测室温。

(9)

式中：Rg是气体常数；k是定熵指数；ω转盘角速度；r1是供气孔中心所在半径位置。

相似准则数流动马赫数Ma反映气流速度V与当地声速的比值：

(10)

1.4 实验工况条件

为获得预旋供气系统的温度和压力特性，在实验条件下，保证转子半径等主要尺寸不变，并保证无量纲流动马赫数Ma、转子马赫数Maφ相等时，所得无量纲结果(如：流量系数、温比和压比等)与发动机模型工况相等，便可满足实验模型与发动机模型工况的相似。因此，为了保证实验模型工况相似，系统压比达到1.781(即，进口压力为178.1 kPa、出口压力100 kPa)，转速达到9 207 r/min，供气流量为0.473 kg/s。在表1给出通过相似换算后确定的实验设计点工况。

本文主要开展涡轮盘转速4 800～9 207 r/min和供气流量比0.45～0.72条件下，研究预旋供气系统温度和压力的特性规律。表2给出实验运行特性工况点。由于实验工况主要满足供气流量和封严占比要求，并不能保证供气压力同时满足设计点的要求，表现为在转盘转速9 207 r/min时，对应设计点和工况点的转子马赫数略有不同。特性实验中外封严流量占比是由设计点工况的实验结果确定，将供气压力与供气流量均调节到设计点工况，此时外封严流量占比即确定为特性实验工况下的外封严流量占比，即保证供气流量、进气压力与设计点工况一致。进气温度保证与设计点温度相差±5 K，对相似准则数的计算结果影响较小。

表1 预旋供气系统实验设计点工况

表2 预旋供气系统实验运行工况点

2 实验结果和分析

2.1 供气压力校核的实验结果

供气压力校核实验主要目的是判断供气压力是否满足设计值要求，通过调节喷嘴流量和封严流量以保证供气流量和封严占比来实现。实验中流量参数可以实时监控，通过调控进口流量总阀门和外封严流量电动阀门来达到某一相似点供气流量和封严占比要求。表3对比基于发动机相似计算点与实验测量结果的2种状态参数。

表3 实验工况下相似点和实验结果对比

由表3可知，当发动机工况相似计算得到实验工况下供气流量为0.587 kg/s，而实验测量结果为0.590 kg/s，二者偏差仅为0.5%。相似点工况点喷嘴流量为0.696 kg/s，而实验测得的喷嘴流量为0.701 kg/s，二者偏差0.7%。相似点工况点封严流占比为15.7%，而实验测得的封严流占比为15.8%，偏差0.6%。在满足供气流量和封严流占比前提下，实验测量得到系统进出口压比值比相似点小2.0%。这种情况意味着该预旋供气系统在进气总压一定时，当实验的供气压力为98 kPa时，与相似点供气压力100 kPa降低了2 kPa。综合认为，本文基于满足流动马赫数和转子马赫数相等的相似准则，使实验工况与发动机工况二者具有高度的相似性。也就是说，实验结果可以准确地反映实际发动机工况。

2.2 温比特性分析

图3给出了流量比qλ和转子马赫数Maφ对预旋喷嘴温比T01的影响规律。从图3(a)中可得，随着流量比的增加，喷嘴温比逐渐增加，这是由于流量比增大导致喷嘴出口气流周向速度增大，即喷嘴出口旋转比增大，气流相对总温降低，从而使预旋喷嘴温比增加。且转子马赫数越大，喷嘴温比变化越剧烈。转子马赫数为Maφ=0.67时，随着流量比qλ由0.45增加到0.72，喷嘴温比T01由1.007增加到1.113，相对提高了10.5%；而在转子马赫数Maφ=0.35时，随着流量比qλ由0.452增加到0.684，喷嘴温比T01由1.027增加至1.071，增加了4.3%。从图3(b)中可得，流量比一定时，随着转子马赫数的增大，喷嘴温比呈二次曲线变化趋势。这是由于流量比一定时，意味着喷嘴出口周向速度基本不变，气流静温不变，影响喷嘴出口相对总温的只是相对动温，而相对动温只与气流与转盘的相对速度的平方有关系，即喷嘴温比与转子马赫数为平方关系。

图3 流量比和转子马赫数对预旋喷嘴温比的影响Fig.3 Effect of flow ratio and rotor Mach number on temperature ratio of the pre-swirl nozzle

图4给出了系统流量比和转子马赫数对转子温比T1′2的影响。图4(a)显示，随着流量比的变化，转子温比略微降低，在转子马赫数Maφ=0.35时，转子温比T1′2由0.998降低至0.992，降低了0.6%。图4(b)中可以得出，随转子马赫数变化时，转子温比基本维持不变，上下浮动范围不超过0.01。这是因为在高位预旋供气系统中，预旋喷嘴与供气孔的半径差很小，离心升温不明显。

图4 流量比和转子马赫数对转子温比的影响Fig.4 Effect of flow ratio and rotor Mach number on the rotor temperature ratio

图5给出了系统流量比和转子马赫数对系统温比T02的影响。从图5(a)中可以得到，转子马赫数一定时，系统温比随流量比的增大而增加，这是由于流量比增大意味着喷嘴出口气流旋转比增大，喷嘴处温降升高，系统温降增大，从而导致系统温比增加；流量比qλ=0.712、转子马赫数Maφ=0.7的工况下，系统温比能够增加到约1.076，系统温降约21.2 K。从图5(b)中可以得到，流量比一定时，随着转子马赫数的变化，系统温比先增加后减小。在流量比为qλ=0.69时，随着转子马赫数Maφ由0.35增加至0.67，系统温比T02由1.054增加至1.072再减小到1.067。可见，系统温降与转盘转速具有非线性关系，则系统温比与转子马赫数也具有函数非线性关系。

图5 流量比和转子马赫数对系统温比的影响Fig.5 Effect of flow ratio and rotor Mach number on the system temperature ratio

2.3 压比特性分析

图6给出了系统流量比和转子马赫数对喷嘴压比π01的影响规律。从图6(a)中可以得到，转子马赫数一定时，随着流量比的增大，喷嘴压比增加，在转子马赫数为Maφ=0.67时，随着流量比qλ由0.45增加至0.72，喷嘴压比π01由1.114增加到1.531，增加了27.2%。这是因为随着喷嘴流量比增加，喷嘴流量增加，进口压力增加从而压比增大。从图6(b)中可以得到，流量比一定时，转子马赫数对喷嘴压比的影响很小，在流量比为qλ=0.72时，随着转子马赫数Maφ从0.35增加至0.67，喷嘴压比π01由1.524增加到1.531。由此可见，喷嘴压比基本不随转子马赫数的变化而变化。

图6 流量比对喷嘴压比的影响Fig.6 Effect of flow ratio on pressure ratio of pre-swirl nozzle

图7给出了转子压比(π1′2)随系统流量比和转子马赫数的变化情况。从图7(a)中可以得出，转子马赫数一定时，随着流量比的增加，转子压比呈增加的趋势。其中，转子马赫数为Maφ=0.67，在流量比qλ由0.45增加至0.72时，转子压比π1′2从1.009增加到1.080，增加了7%。从图7(b)中可以得出，流量比一定时，随着转子马赫数的增大，转子压比不变。

图7 流量比和转子马赫数对转子压比的影响Fig.7 Effect of flow ratio and rotor Mach number on the rotor pressure ratio

图8给出了系统压比(π02)随流量比和转子马赫数的变化情况。从图8(a)中可以得出，在转子马赫数一定的情况下，随着流量比增大，系统压比呈上升趋势，在转子马赫数为Maφ=0.67时，随着流量比qλ从0.45增加至0.72，系统压比π02从1.197增加至1.687。在转子马赫数为Maφ=0.35时，随着流量比qλ从0.45增加至0.72，系统压比π02从1.13增加至1.55。从图8(b)中可以得出，流量比一定时，随着转子马赫数的增大，系统压比基本不变。

图8 流量比和转子马赫数对系统压比的影响Fig.8 Effect of flow ratio and rotor Mach number on pressure ratio

2.4 系统温降特性分析

图9给出了系统温降随流量比和转子马赫数的变化情况。从图9(a)中可以得到，在转子马赫数一定的情况下，随着流量比增大，温降呈增大趋势；在流量比为qλ=0.72时，最大温降可达到23 K。在转子马赫数为Maφ=0.67、流量比为qλ=0.45时温降为-3 K，表明该工况下存在系统温升。这是因为喷嘴出口气流周向低，而转子速度高、气流的旋转比低，从而导致系统温升。从图9(b)中可以得到，流量比一定的情况下，随着转速的增大，系统温降先增大后减小。

图9 流量比和转子马赫数对系统温降的影响Fig.9 Effect of flow ratio and rotor Mach number on the system temperature drop

3 结论

1)基于物理结构模型相同，并保证流动马赫数和转子马赫数相等的相似准则数，预旋供气系统的实验工况与真实发动机工况的最大误差仅为2%，二者具有高度的相似性。

2)在涡轮盘转速4 800～9 207 r/min和系统流量比0.45～0.72条件下，在满足供气流量和供气压力下，实验获得温度和压力特性的变化规律。随着系统流量比的增加，系统压比和温比随流量比的增加而增加，喷嘴流量系数增加，系统温降增加。流量比的变化对预旋喷嘴静子温度和压力的敏感性大于转子马赫数。随着流量比由0.45增加到0.72时，喷嘴温比和喷嘴压比分别提高了10.5%和27.2%。在流量比为0.72时，系统温降最高达到23 K。随着转子马赫数的增加，系统压比和温比基本不变，在给定流量比时，系统温降呈现先增加后减小。

3)通过温度-压力特性变化规律，可得出系统温比和压比主要与喷嘴压比有关，转子部分的改进难度较大，在发动机设计中，可以优化喷嘴结构来增加喷嘴压比，从而有效提高系统温降。发动机预旋供气系统在高温、高压和高转速的工作环境下，转盘与气流存在较大的热传递，并直接影响预旋冷却特性。针对系统内热传递的作用机制，有必要进一步考虑传热现象对预旋供气系统特性影响的实验研究。