林阿强,刘高文,*,吴衡,畅然,冯青

1. 西北工业大学 动力与能源学院, 西安 710129 2. 西北工业大学 陕西省航空动力系统热科学重点实验室, 西安 710072 3. 新奥能源动力科技(上海)有限公司, 上海 200241

高性能燃气涡轮发动机是国家综合实力的重要象征。提高涡轮前燃气温度是改善发动机性能的主要途径,但面临着涡轮盘和涡轮叶片等热端部件的工作性能恶化趋势,直接影响发动机的安全可靠性。针对高压涡轮动叶在极高热流环境中,存在高速旋转动叶的高效冷却难度大问题,一方面需要提高叶片材料的耐温极限,另一方面需要加强涡轮动叶的冷却防护。为提升动叶的冷却效果,前人开展以气膜冷却、肋强化换热、内部冲击和陶瓷基材料铸型技术等为代表的动叶冷却研究。此外,还可通过提高涡轮二次空气系统中预旋供气系统性能,改善供气品质,进而提升涡轮动叶冷却效果。理论上,发动机高压涡轮的预旋系统可降低70～100 K的冷气相对总温。随着涡轮燃气温度升高,二次流空气系统对下游叶片冷却的影响越发不可忽视。鉴于此,预旋供气系统性能对涡轮动叶冷却效果具有潜在优势,有必要进一步开展预旋供气系统性能的研究。

涡轮二次空气系统包含复杂的转-静系和转-转系盘腔结构系统,预旋供气系统(Pre-swirl system)是二次空气系统一个重要的组成部分,既要保证涡轮转子叶片对冷气流量的需求,又要具有高品质冷气。对预旋供气系统的研究始于20世纪80年代。1998—2000年期间,欧洲重点开展了燃气涡轮内冷空气系统(ICAS-GT)的研究,并在2001—2005年开展二期计划(ICAS-GT2),将预旋供气系统作为重要的研究领域。为深入研究预旋供气系统,前人往往将其拆分为一系列独立的元件。在流量和温降特性方面,El-Oun和Owen通过雷诺相似原理的理论分析发现,预旋喷嘴出口气流旋转比与温降效应成正比关系。Alexiou和Mathioudakis基于理论和数值结果对比研究,给出了转-静盘腔中力矩的工程计算方法。刘松龄和陶智通过简化预旋腔内的影响因素,根据动量方程和能量方程给出计算掺混气流绝对总温和旋转比的方法。刘高文等研究发现增大系统压比有助于提高预旋孔流量系数和预旋效率,并且减小预旋角度同样有助于提高预旋效率。李军等研究了结构优化对预旋供气系统性能的影响。陈尧和冯青实验分析了几何因素和气动参数对孔式预旋喷嘴流动特性的影响。针对预旋喷嘴作为预旋供气系统核心元件,刘育心等研究了喷嘴流量系数和预旋效率的影响因素,指出无量纲叶高和喷嘴数目对流量系数和预旋效率有明显影响,而对下游转动部件影响较小。胡伟学等数值分析了喷嘴不同径向角度的气动损失特性,唐国庆等提出并设计了一种低损失融合式预旋喷嘴,雷昭等针对预旋喷嘴的开度调节来研究全周进气和部分进气对供气流量、压力及温度等性能参数的影响。由此可见,改善预旋供气系统性能对提高供气流量和系统温降的品质具有重要作用。

在流阻和压力特性方面,Bricaud等实验研究了预旋供气系统的气体动力损失和热力学损失。预旋喷嘴的流阻特性成为了关注对象。Mirzamoghadam等研究发现径向和轴向预旋喷嘴的流量系数相差在2%以内。Javiya等对圆柱式、气动孔式及叶片式预旋喷嘴进行了对比研究,指出叶型流道可显著改善预旋喷嘴性能。针对叶型式预旋喷嘴,柴军生和刘育心等研究总结出,叶型式预旋喷嘴具有出口气流角度变化小、总压损失系数小的特点。薛彪和陈尧通过数值模拟和实验测量,获得了预旋喷嘴流量系数及预旋效率随预旋角度及预旋喷嘴长径比的变化规律。针对转动孔和转动盘腔元件的流阻特性,Popp和Dittmann等分别开展了盖板式和直接式预旋供气系统的接受孔流量特性研究,定义了绝对坐标系和相对坐标系下转动孔流量系数。在相对坐标系下流量系数可以不考虑转子做功问题,转动孔流量系数小于1。预旋喷嘴下游预旋腔内出现较大的总压损失,该总压损失随流量和喷嘴出口旋转比的增大而增大,随喷嘴数目的增大而减小；随着接受孔进口旋转比接近1,接受孔流量系数逐渐增大。基于相似分析法,冯青等开展了转静腔流阻特性研究。王锁芳等揭示了旋转雷诺数和无量纲流量对径向预旋供气系统温降和流阻特性的影响。基于熵分析法,吴衡等发现系统温降程度与熵增具有强关联,当熵增为0时温降达到最大；并且预旋系统存在着温降与功耗的关联。龚文彬和丁水汀等从热力学理论出发,建立了预旋喷嘴、封严篦齿等流阻元件的质量流量模型和熵产模型,揭示了流阻元件的损失机理。由此可见,预旋供气系统并不仅仅是一个简单的通流结构,其流阻熵增特性与供气流量、温度特性有着关联机制。

以上阐述了国内外对预旋供气系统的研究现状,针对系统供气流量和温降换热特性,国内外已进行大量的研究。关于流阻和压比特性研究中,主要关注预旋喷嘴、接受孔、转动盘腔等单一元件的流动特性,而对预旋供气系统整体压比的主要影响因素尚未有明确的结论。尽管前期西北工业大学刘高文等综合了实验测量、数值仿真、理论推导的研究方法,对预旋供气系统性能进行了详细研究；但关于预旋供气系统内压比和熵增的关联及其影响因素仍需系统性开展机理分析。由此,本文在文献[44]理论评估燃气涡轮发动机预旋系统温降和功耗的研究基础上,采用理论推导方法,新颖性得到随供气流量和涡轮盘转速变化时预旋供气系统压比和熵增特性强关联的数学关联式。并通过将系统压比分解为静子系和转子系压比,深入揭示系统内压力和熵增特性的主要影响因素及其作用机制。为改善系统供气压力品质,评述了国内外对预旋供气系统内置叶轮流道影响的研究现状,指出预旋供气系统实质上与压气机和涡轮并无区别,是一个旋转驱动的做功系统。基于此,结合本文理论推导结论,评估预旋供气系统内叶轮增压效应和作用机制。本文结论对预旋供气系统和带有叶轮转动件部件的优化设计具有重要的理论和工程指导意义。

1 研究对象和参数化定义

燃气涡轮发动机二次空气系统为涡轮高温热防护、燃气入侵和封严提供重要屏障,直接关系到发动机安全和可靠工作。图1给出典型涡轮二次空气系统内冷源空气流路循环,高压冷却空气源通常由压气机级间引出。由图所示,预旋供气系统是二次空气系统重要的组成部分,直接为极端热流冲击环境的高转速涡轮动叶提供冷却气源,而高品质冷却气源对提升涡轮动叶热防护效果至关重要。预旋供气系统涉及由涡轮静子盘和转子盘形成转动/静止组合腔室的复杂流动状态,气流经过涡轮静子盘上预旋喷嘴的膨胀加速及偏转作用,产生与转盘转动方向相同的周向速度,并通过复杂转-静系和转-转系流动作用的功热转换后,为涡轮动叶提供满足要求的供气流量、供气温度和供气压力。其中,系统供气增压特性是保障冷却气源供给的动力。基于此,本文重点研究燃气涡轮发动机预旋供气系统的压比、流阻特性与温度、供气流量的影响机制及其内在关联。

图1 典型涡轮二次空气系统流路示意图[46]Fig.1 Schematic diagram of typical flow path in secondary air cooling system of turbine[46]

1.1 研究对象

典型的预旋供气系统如图2所示。该系统的特点在于预旋喷嘴位于低半径处,为减小气流径向外流的损失,在涡轮转盘上附着一盖板盘,盖板盘与涡轮盘之间形成转-转腔,称作盖板腔,气流于盖板腔中径向外流。为使气流顺利流入盖板腔,盖板盘于预旋喷嘴所在半径位置处预留通孔,称作接受孔。预旋腔为典型的转-静腔,存在封严内流和外流,并通过篦齿实现内外封严。由于预旋喷嘴所在半径位置较低,盖板式预旋供气系统可较好地控制预旋腔处内外封严的面积,实现更好的封严效果。相对于直接式预旋系统,其结构更复杂,损失元件更多,冷却效果较差。而预旋系统内更高的预旋增压效应将对系统的供气品质十分有益。

为便于进行理论分析,图2给出系统内各界面编号：S0为系统进口界面,S1为预旋喷嘴出口界面,S2为预旋腔中间界面,S3为系统出口界面。本文以S1界面作为系统的转-静系交界面。

图2 盖板式预旋供气系统简化示意图Fig.2 Simplified schematic diagram of cover-plate type pre-swirl system

1.2 预旋供气系统坐标系转换和工况定义

(1)

式中：为静温；为定压比热；为涡轮盘旋转角速度；为半径；、和分别为绝对坐标系下轴向、径向和周向速度。

相对总温与绝对总温()的关系式为

(2)

(3)

根据文献[47],将系统温降无量纲化：

(4)

为研究变工况对系统特性的影响,通过无量纲速度系数表征系统供气流量的工况条件,而无量纲转子马赫数表征涡轮盘转速的工况条件。考虑到绝热条件下静止的预旋喷嘴内静温变化较大而总温保持不变,可直接由进口总温计算获得。无量纲速度系数表示为

(5)

式中：为气流速度；为临界速度,取决于气体总温,而非气体静温；为气体绝热指数；为气体常数。

考虑到供气孔内部气流会随转盘同步转动,供气孔半径位置处的转盘线速度近似认为是供气孔内部气流的速度。参照马赫数定义的形式,确定无量纲转子马赫数,可理解为发动机换算转速和供气孔半径位置相关系数的函数关系式,具体表达式为

(6)

2 系统压比和熵增的作用机制和理论分析

2.1 系统压比和熵增的作用机制

涡轮动叶冷却除对冷却气的流量和温度品质有需求外,对冷却气的压力品质同样有迫切需求。在预旋供气系统进口,压力主要受压气机出口参数的影响。而在预旋供气系统内部,预旋喷嘴处的膨胀加速以及预旋供气系统转动部分的转子做功会对冷却气压力产生显著影响,进而影响涡轮叶片冷却通道进口处的供给压力。由于之前的研究对预旋供气系统重点关注的是供气流量和温降特性,而对压比和熵增特性的研究较少。鉴于此,为明确预旋供气系统增压与熵增的机理,本文在前人所得理论的基础上,对绝热条件下预旋供气系统压比和熵增相互关系进行深入推导分析,并揭示系统压比、静子系压比和转子系压比的影响因素及其熵增的关联机制,进一步评估压比-熵增关联模型对预旋供气系统性能的影响机制。

(7)

(8)

=

(9)

易知,系统压比为静子系压比和转子系压比的乘积,即

=·

(10)

考虑到燃气涡轮发动机预旋供气系统的工质为高温压缩纯净空气,空气的压缩因子在1～1.01 范围,可将流动工质近似为理想气体。为研究系统元件的阻力特性,在定比热条件下,将系统出口相对系统进口的熵增定义为系统熵增Δ,即

(11)

同理,可获得喷嘴出口相对喷嘴进口熵增的静子系熵增Δ,以及系统出口相对喷嘴出口熵增的转子系熵增Δ。绝热条件下,预旋供气系统内熵增变化反映了内部的流动损失情况。为便于理论分析,将熵增无量纲化,分别为系统、静子系和转子系的无量纲熵增,即

(12)

(13)

2.2 系统压比-熵增关联的理论分析

考虑到系统同一状态点总、静参数的转化为等熵过程,由式(11)可得：

(14)

进而由式(7)和式(14)可确定系统压比的计算式为

(15)

(16)

于是,式(16)等号右侧温比项具体为

(17)

由系统无量纲温降的定义式(4),可得

(18)

结合式(18),此时式(17)可转化为

(19)

将式(19)代入式(16)得到

(20)

(21)

值得注意的是,本文是基于无量纲温降已知的条件下推导确定理想系统压比,然而理想系统压比并不对应理想系统无量纲温降。由式(21)可知,理想系统压比取决于转子马赫数和系统无量纲温降。

根据式(21)关联函数,图3给出了不同转子马赫数工况时理想系统压比随系统无量纲温降的变化情况。由图可知,当小于0时,恒大于1.0且随增大而增大；而当大于0时,恒小于1.0且随增大而减小。当不变时,随着逐渐增大,逐渐减小。可见,增大温降意味着理想系统压比(增压效果)降低,温降的提高是以牺牲预旋供气系统的整体增压性能为代价的。

一方面,理想系统压比和温降的关系突出了预旋供气系统进口引气压力的重要性。系统出口压力需求一定的条件下,更大的进口引气压力意味着预旋供气系统对增压性能的要求更低,预旋供气系统可实现的温降也更大。另一方面,理想系统压比和温降的关系也对预旋供气系统的优化设计提出要求。预旋供气系统的优化不仅应考虑增大温降,也应综合考虑压力以及温度各自对下游叶片冷却的具体影响大小,并选择合适的参数。

图3 理想系统压比与系统无量纲温降的关系Fig.3 Relation between ideal system pressure ratio and system dimensionless temperature drop

联合式(20)和式(21)得到系统压比与理想系统压比的关联式：

(22)

于是,依据式(22),定义实际系统压比与理想系统压比的比值为系统压比效率(),即

(23)

为此,系统熵增的大小受预旋供气系统内部结构以及气流参数等多重因素影响,其影响机制十分复杂。

2.3 转-静系压比-熵增关联的理论分析

系统转动元件熵增主要有两大因素,一个是主流和旋流分界面处较大的速度梯度,一个是气流对壁面的冲击。为揭示预旋供气系统内压力与熵增特性的影响机制和关联性,有必要将以预旋喷嘴为主要作用机制的静子系和以预旋腔、盖板腔、接受孔、供气孔为主要作用机制的转子系作为对象开展研究。

2.3.1 静子系压比-熵增的关联机制

(24)

式(24)等号右侧的温比可转化为

(25)

对于绝热系统,根据能量守恒定律,预旋喷嘴前后温度差可表示为

(26)

式中：为静子系喷嘴所做的功。显然,预旋喷嘴做功为0,将式(26)简化为

(27)

将式(27)代入式(25)后,整理为

(28)

于是,再将式(28)代入式(24),得到

(29)

(30)

依据式(30),理想静子系压比随喷嘴出口气流速度系数的变化如图5所示,其中主要受预旋供气系统的流量影响。理想静子系压比为喷嘴出口气流速度系数的函数,随的增大而减小,但不随转子马赫数和系统温降的变化而变化。当=0即流量为0时,压比为=1；当=1即为临界状态时,临界压比为=0.528。

由图5可知,在喷嘴出口速度系数=0～1.0范围内,理想静子系压比的范围为=0.528～1.0。为描述静子系压比-流量与静子系熵增的具体关联,依据式(29)和图5得到静子系熵增云图,如图6所示。随着喷嘴速度系数(流量工况)或静子系压比增大,静子系熵增逐渐降低,静子系无量纲熵增最高值为0.64。一方面,在维持预旋供气系统供气流量工况不变时,静子系压比越大,所产生的熵增损失越小；另一方面,在维持静子系压比不变时,系统供气流量越大,所产生的熵增损失也越小。由此可见,具有高性能预旋喷嘴的结构可有效降低流动损失。结合图5和图6 可知,在考虑静子系内熵增损失存在时,随着系统供气流量增加,静子系压比和熵增损失均逐渐降低。

图5 静子系理想压比特性的二维变化Fig.5 Two-dimensional variation of ideal pressure ratio characteristics of stationary component

图6 随静子系压比-流量变化的熵增云图Fig.6 Contours of entropy increase with variation of pressure ratio-mass flow rate of stationary component

联合式(29)和式(30),静子系压比效率可定义为实际静子系压比与理想静子系压比的比值，即

(31)

2.3.2 转子系压比-熵增的关联机制

如图2所示,在盖板式预旋供气系统中,气流经过预旋喷嘴处的膨胀加速后,会流经预旋腔以及一系列转动元件,最后流入涡轮转盘。由于存在转子做功以及半径位置的变化,喷嘴下游气流的压力同样发生较大变化。考虑到预旋腔静止部分压力变化不大,更高的转子压比对预旋供气系统十分有益。一方面,下游叶片冷却通道对供气压力的要求使得预旋供气系统转子压比不能过小。另一方面,若预旋供气系统出口压力已满足供气压力的需求,在出口压力不需进一步提高的条件下,更大的转子压比也意味着预旋腔处的压力更低,喷嘴前后落压比更大。此时,喷嘴前后更大的落压比意味着气流在预旋喷嘴的膨胀加速更充分,进而可获得更大的温降。式(9)给出转子系压比为系统出口静压与喷嘴出口静压之比。结合式(10)、式(20)和式(29)三者的关系,可得出转子系压比的表达式为

(32)

(33)

(34)

根据式(33)和式(34),转子系压比效率可定义为转子系实际压比与转子系理想压比的比值。

(35)

上述分析表明,转子系压比-熵增特性关联机制较为复杂,不仅与转盘转速、供气流量工况有关,还与系统温降相关联。

3 系统压比-熵增特性的关联评估

3.1 压比-熵增特性的关联机制

针对转子系,由式(33)确定转子系压比的关联参数较多,其中系统无量纲温降本身既受转速()影响也受流量()影响。可见,式(33) 无法明确说明转速和流量对系统压比的具体影响方式。

通过对气流的预旋作用,预旋供气系统可降低涡轮转子感受到的气流的相对总温,进而实现温降。在预旋供气系统内,惯性力既影响径向速度又影响周向速度,而黏性力主要影响周向速度。为评估预旋温降效应,引入无量纲参数气流旋转比,其定义为气流周向速度()与转盘线速度(=)的比值。El-Oun和Owen通过理论推导表明,系统的温降主要取决于预旋喷嘴出口旋转比()。预旋喷嘴出口处气流旋转比越大,预旋温降效应越大。若已知预旋喷嘴出口气流出气角,依据文献[11]可进一步推导获得的关联式为

(36)

同时,根据式(4)整理可得：

(37)

式中：/为预旋半径比(Pre-swirl Radius Ratio),即预旋喷嘴所在半径位置和供气孔所在半径位置的比值。文献[49-50]指出无量纲预旋半径比/是系统中一个重要的结构尺寸参数,对系统性能有着显著的影响。

联合式(36)和式(37)可推导到：

(38)

依据式(38),图7显示随供气流量()和转盘转速()工况变化的系统温降()特性云图,其中给定喷嘴出口气流出气角为=12°。由图可知,在高速度系数和高转子马赫数工况时,并未出现高系统温降,这是由于预旋供气系统中涉及旋转盘腔中的转-静盘腔、转-转盘腔,存在着复杂的功热转换问题。系统温降随着预旋喷嘴出口速度系数与转子马赫数之间比值(即/)的增大而线性增大；也就是说,随增加而增大,而随增大而减小。

结合式(38),进一步分解式(33)中系统无量纲温降。于是,转子系压比可表达为

(39)

图7 系统温降特性与流量-转速关联的三维变化Fig.7 Three-dimensional variation of system temperature drop with mass flow and rotation speed

(40)

根据式(40),图8给出理想转子压比随喷嘴出口速度系数以及转子马赫数的变化情况,其中给定喷嘴出口气流出气角为=12°。分析图8可知理想转子压比分布的变化规律:首先,在高转速、小流量或低转速、大流量的区域,理想转子压比最大；接着,在高转速、大流量的区域,较小；最后,在低转速、小流量区域,最小。高转速、小流量工况下喷嘴出口旋转比较小；低转速、大流量工况时,喷嘴出口旋转比较大。然而,过小和过大的喷嘴出口旋转比对预旋供气系统转子部分的设计都会带来困难。

由图8可知,在给定流量-转速(-)工况范围内,理想转子压比在=1.004～1.894范围内。根据式(39),在给定=12°和=1时,图9(a)绘制出随转子系压比-流量变化的转子系熵增云图。当转盘转速()不变时,较大的转子系压比和系统供气流量工况()均引起较小的熵增损失,转子系无量纲熵增最大值为0.635。转子系压比和供气流量工况二者关联对转子系熵增呈现线性变化关系。而在给定=12°和=1时,图9(b)绘制出随转子系压比-转速变化的转子系熵增云图。当系统供气流量不变时,较大的和均产生较小的熵增损失,此时转子系无量纲熵增最大值为0.425。并且,转子系压比和转盘转速()工况二者关联对转子系熵增呈现明显非线性关系。

图8 转子系理想压比特性的三维变化Fig.8 Three-dimensional variation of ideal pressure ratio in rotation component

图9 与转子系压比关联的转子系熵增云图Fig.9 Contour of entropy increase with pressure ratio in rotation component

针对系统压比,结合式(20)和式(37),可将式(20)中系统无量纲温降项分解,即：

(41)

(42)

根据式(42),图10给出理想系统压比随喷嘴出口速度系数以及转子马赫数的变化情况。随的变化规律较明确,随增大,逐渐减小。随增大,基本都呈增大趋势,但在较大、较小区域,出现随增大反而减小的情况。

图10 理想系统压比特性的三维变化Fig.10 Three-dimensional variation of ideal system pressure ratio

图11 与系统压比关联的系统熵增云图Fig.11 Contours of system entropy increase with system pressure ratio

为解释图10中随的变化趋势,需要对式(41)进一步分解。于是,系统压比可表达为

(43)

(44)

结合式(36),将式(44)进一步简化可得

(45)

由式(45)可知,当喷嘴出口旋转比大于预旋系统预旋半径比倒数(即/)时,系统压比随转盘转速()增大而减小。因此,在较大的、较小的区域,出现随增大反而减小的情况。因此,有必要进一步开展系统增压效应的机制分析。

3.2 系统增压效应的机制分析

本文的理论分析结果均适用于直接式和盖板式预旋供气系统,而对于一般的低位盖板式预旋供气系统,气流在盖板腔内离心外流,压力以及温度都随半径的增加而增大,与离心压气机十分类似,是一个旋转驱动的做功系统。有必要结合文本的理论模型进一步评估预旋供气系统的供气压力品质的作用机制。

3.2.1 盖板盘上叶轮结构的影响

为提高预旋供气系统转动部分的增压效果,参考离心压气机转子的结构形式,部分盖板式预旋供气系统会考虑在盖板腔内安装叶轮,如图12 所示。田淑青等研究了高压涡轮叶片式预旋喷嘴预旋供气系统中的叶轮设计,结果表明盖板腔中的径向叶轮对冷气有一定的抽吸作用,可以显著提高供气孔的旋转比以至于减小压力损失。Wu和Gupta等通过数值模拟的方法研究了不同形状、不同分布方式的叶轮在增压以及维持气流旋转比方面的作用。研究发现叶轮可以改善供气孔入口处的流动特性并提供更高的出口压力,但由于叶轮对气流的作用力会消耗发动机更多的功,从而导致发动机效率下降。

图12 预旋供气系统内盖板盘上叶轮流道结构示意图[51]Fig.12 Structure diagram of impeller on cover-plate disc of pre-swirl system[51]

由此可见,叶轮可显著增加气流在盖板腔内的周向速度,盖板腔内的增压效果会有一定提高。但由于预旋供气系统转子部分依然有其他元件,盖板腔内增压效果提高并不等同于整个转子增压一定会变大。盘腔内压力也直接影响封严泄漏。目前针对预旋供气系统叶轮增压效应(Impeller Effect)影响机制的研究尚不完善。

3.2.2 叶轮对系统增压效应的理论评估

由文献[54]可知,预旋供气系统的无量纲温降和功耗取决于预旋腔处的旋流恢复系数和喷嘴出口气流旋转比。一方面,旋流恢复系数取决于预旋腔的静子力矩；另一方面由式(36)可知,对于预旋半径比(/)以及喷嘴出气角()不变的预旋供气系统,喷嘴出口气流旋转比主要受喷嘴出口速度系数(,即表征供气流量工况)和转子马赫数(,即表征转盘转速工况)的影响。基于此,在预旋半径比(/)、喷嘴出气角()、速度系数()和转子马赫数()一定时,布置在盖板盘上叶轮对预旋供气系统的无量纲温降、无量纲功耗并无直接影响。

预旋供气系统转动部分的做功元件不仅仅是叶轮,还包括接受孔和供气孔等转动孔。在绝热等熵情况下,相对无叶轮结构,采用叶轮会导致盖板腔内对气流的做功量增加,但由于出口气流的周向速度不变,预旋供气系统其余转动元件的整体做功量会相应减小,最终系统整体功耗保持不变。系统温降与系统功耗直接相关,功耗不变温降自然也不变。由式(21)可证实,预旋供气系统理想最大增压比取决于转子马赫数和系统无量纲温降。当无量纲参数和不变时,则也不变。

4 结论与展望

本文开展了燃气涡轮发动机预旋供气系统的理论分析,揭示了预旋供气系统压比和熵增特性的关联机制和演化规律,理论评估了转动部件中叶轮增压效应的影响机制,得到以下结论。

1) 基于预旋供气系统转静坐标系下总、静参数等熵的转化过程,获得系统压比和熵增、温降相互作用的关联函数,通过详细分解出系统压比、静子系压比和转子系压比的影响因素及其熵增的关联函数,提出了压比效率预测的数学模型。引入无量纲化工况参数速度系数和转子马赫数分别表征系统供气流量和转盘转速,由理论推导发现,静子系压比-熵增特性主要取决于速度系数工况,而转子系压比-熵增特性主要取决于速度系数、转子马赫数和系统温降的影响。而系统温降主要取决于速度系数、转子马赫数、喷嘴出口气流旋转比和预旋半径比的关联机制。

2) 在绝热定比热条件下对转盘转速和供气流量变工况规律的分析发现,随喷嘴出口速度系数增大,静子系压比和熵增损失均单调递减,并且静子系无量纲熵增最高为0.64。由于系统存在着复杂的功热转换问题,高系统温降情况出现在高速度系数和低转速工况区域。基于系统温降随速度系数与转子马赫数之间比值的增大而线性增大,将系统温降进一步分解为速度系数和转子马赫数的强关联函数。由此明确获得,系统压比随供气流量增加而减小,并随转盘转速增加基本呈现增大趋势。然而,当预旋喷嘴旋转比大于预旋半径比的倒数时,随转盘转速增大,系统压比反而减小。在既定工况范围内,系统无量纲熵增达到0.255～1.09范围。由此可知,在进口参数和预旋半径比一定的条件下,减小预旋供气系统内的熵增大小是增大系统压比的重要途径。

3) 当喷嘴出口旋转比大于预旋系统半径比倒数时,系统压比随转盘转速增大而减小,有必要开展系统增压效应分析。在不改变供气流量和转盘转速工况条件下,转动部件单独增设叶轮部件不会影响实际温降、实际功耗以及理想系统压比；叶轮仅能通过减小预旋供气系统内部的熵增来增大实际系统压比。针对内置叶轮流道的预旋供气系统,在保证实际系统压比和转速不变时,供气质量流量增加,可提高系统温降,并降低系统功耗。

本文理论推导结果有助于评估和预测预旋供气系统压比和熵增2个性能指标的作用机制,为系统及带叶轮转动部件的优化设计提供理论指导。然而,在实际燃气涡轮发动机预旋供气系统中气流和壁面存在换热现象。下一步的研究应考虑气流与壁面换热的影响,揭示转动部件叶轮增压效应对预旋系统换热和熵增特性的影响,并开展压比和熵增特性关联的理论模型验证；同时,基于本文的理论分析基础,通过实验测量确定预旋系统性能预测的关联式。

致 谢

感谢西北工业大学旋转盘腔流动传热实验室的支持。