變幾何動力渦輪動靜葉柵與非對稱排氣道的耦合流場

變幾何動力渦輪動靜葉柵與非對稱排氣道的耦合流場

非對稱排氣道內(nèi)流場耦合通過改變導(dǎo)葉的安裝角度，可變幾何引擎可以有效調(diào)節(jié)引擎的流量，改善可變場景中的透平性能。與此同時,導(dǎo)葉安裝角的改變會導(dǎo)致整個燃氣輪機的工況點改變,動力渦輪的入口條件及內(nèi)部流場也會相應(yīng)的發(fā)生變化。由于實際空間的限制,燃氣輪機透平出口燃氣有時不能直接軸向排出,需要在非對稱排氣道內(nèi)改變一定角度。某MW級燃機出口的非對稱排氣道由入口環(huán)形擴壓段、流動導(dǎo)向器、環(huán)形向矩形的過渡段及出口截面恒定的氣腔組成。透平出口氣流經(jīng)環(huán)形擴壓器初步擴壓后,在流動分離器處分為左右兩股氣流,在過渡段內(nèi)向上折轉(zhuǎn)90°,最后通過氣腔軸向排出。由于氣流在非對稱排氣道內(nèi)會經(jīng)歷較大折轉(zhuǎn),排氣道內(nèi)的氣流流動規(guī)律相當(dāng)復(fù)雜,國外的Cunningham將數(shù)值計算結(jié)果與實驗結(jié)果對比,發(fā)現(xiàn)數(shù)值模擬可以有效地捕捉非對稱排氣道內(nèi)損失變化趨勢。目前,國內(nèi)尚無針對此種類型排氣道內(nèi)部流動規(guī)律的研究。某MW級燃機動力渦輪動/靜葉柵出口直接與非對稱排氣道相連,二者之間的流場會產(chǎn)生顯著的相互作用,排氣道內(nèi)非周向?qū)ΨQ的流場會向上游傳播,導(dǎo)致動力透平不同通道內(nèi)的流場出現(xiàn)周向差異。為了準(zhǔn)確的研究動力渦輪動/靜葉柵與非對稱排氣道之間的相互作用,有必要將整周動力渦輪與排氣道進行耦合計算。本研究使用商用CFD軟件CFX對整周動力渦輪動/靜葉柵與非對稱排氣道進行了耦合計算,在設(shè)計安裝角下研究了二者之間的相互作用,主要集中在動力渦輪動/靜葉柵內(nèi)不同葉片通道內(nèi)的周向不均勻流場,及非對稱排氣道內(nèi)的典型流場結(jié)構(gòu)。為了研究導(dǎo)葉安裝角變化對耦合流場的影響,在導(dǎo)葉旋轉(zhuǎn)7°的條件下,分析了動力渦輪動/靜葉柵和排氣道內(nèi)流場的變化。1數(shù)值模型的建立某MW級燃氣輪機為三軸形式,高、低壓渦輪分別驅(qū)動高、低壓壓氣機,負荷通過動力渦輪輸出。本研究的對象為動力渦輪動/靜葉柵與非對稱排氣道,動力渦輪導(dǎo)葉數(shù)為26,動葉數(shù)為68,定義逆時針方向為正向。為了保證導(dǎo)葉的旋轉(zhuǎn),導(dǎo)葉的頂部和根部均設(shè)有均勻的球面間隙,間隙值的大小約為導(dǎo)葉高的1.7%,且間隙值不隨導(dǎo)葉安裝角變化。動葉頂部也設(shè)有間隙值,間隙大小約為葉高的1%。排氣道關(guān)于XZ平面左右對稱,二者的幾何模型如圖1所示。動力渦輪動/靜葉柵采用商業(yè)軟件ANSYSTurbogird進行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格類型為H/J/C/L型,導(dǎo)葉頂部間隙網(wǎng)格如圖2所示。導(dǎo)葉上下端壁間隙網(wǎng)格總數(shù)約為2×7×26萬,動葉頂部間隙網(wǎng)格數(shù)約為68×7萬。由于排氣道形狀較為不規(guī)則,采用ICEM軟件進行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分,并在壁面采用棱柱形網(wǎng)格加密,網(wǎng)格數(shù)為110萬。整周動力渦輪動/靜葉柵與排氣道的網(wǎng)格總數(shù)約為1920萬。數(shù)值方法采用求解三維定常雷諾平均N-S方程組,空間離散采用高分辨率格式,湍流模型采用k-ε模型,動靜交界面、渦輪與排氣道交界面采用Frozen-rotor形式傳遞信息,壁面設(shè)為絕熱、無滑移條件。動力渦輪進口給定均勻總溫、總壓以及氣流方向,各參數(shù)的值利用文獻中的通流程序計算得到,該通流程序的計算結(jié)果與設(shè)計參數(shù)吻合情況較好,排氣道出口給定大氣壓。2結(jié)論分析2.1到動力渦輪的功率某MW級燃機動力渦輪的設(shè)計流量為4.65kg/s,且該燃機試車后得到動力渦輪的功率為730MW。設(shè)計安裝角62°時的CFD計算結(jié)果顯示,流量與設(shè)計流量之間的相對誤差為0.8%,功率與試車結(jié)果的相對誤差為0.7%,這表明針對該動力透平的CFD計算能夠很好的預(yù)測動力透平的性能。2.1.1相對氣流角沿周向分布圖3是4個位置點的導(dǎo)葉50%葉高處壓力分布線,該葉型屬于后部加載葉型,最大載荷點位于82%～85%弦長處,流道內(nèi)部逆壓梯度較短,可以削弱流動附面層的發(fā)展。理論和實驗證明,這種類型的葉型具有較大的沖角適應(yīng)性和較小的二次流損失。對比四條壓力分布線可以發(fā)現(xiàn),4個周向位置處的葉片載荷分布基本保持一致,僅在吸力面尾緣略有差異。動葉進口30%葉高處的相對氣流角沿周向分布如圖4所示,相對氣流角沿周向分布比較均勻,呈現(xiàn)明顯的周期性。這表明導(dǎo)葉內(nèi)的流場幾乎不受排氣道內(nèi)非對稱流場的影響。4個周向位置點的動葉50%葉高處的壓力分布如圖5所示,動葉屬于均勻加載葉型,尾緣的逆壓梯度很小,可以有效地減輕流動分離程度,從而控制流動損失。對比4條壓力分布線可以發(fā)現(xiàn),4個位置的動葉表面壓力分布相差較大,主要集中在吸力面前緣附近。對于位于下側(cè)的葉片2,由于排氣道下半部內(nèi)強烈的旋渦影響(如圖10所示),壓力分布線2的偏差最大,在0.1～0.15流向位置處出現(xiàn)了壓力最小值點。圖6中為動葉出口30%葉高處相對氣流角沿周向的分布,動葉出口氣流角的周向不均勻性非常明顯,在周向角度120°時達到極小值,此后隨著周向角度增加,氣流角逐漸增加,與310°時達到極大值,此后氣流角急劇下降,排氣道下半部內(nèi)的較大旋渦是造成這一現(xiàn)象的原因。由此可見,由于動葉出口與排氣道直接相連,排氣道內(nèi)非對稱的流場會顯著的影響動葉不同通道內(nèi)的流場,使不同動葉載荷分布和出口相對氣流角分布出現(xiàn)明顯的周向不均勻性。2.1.2排氣道內(nèi)流場對比耦合條件下,排氣道入口總壓及軸向速度分布如圖7和圖8中所示,二者均呈現(xiàn)較大的不均勻性:外環(huán)總壓值總體較高,軸向速度較大,流通能力較強;內(nèi)環(huán)總壓較低,軸向速度很小,局部地區(qū)流動能力接近于零,這一現(xiàn)象是由動葉根部氣流的分離導(dǎo)致的,如圖9所示。同時,總壓分布與軸向速度沿周向也存在較大的不均勻性,尤其是下半環(huán)處存在局部低總壓區(qū),且出現(xiàn)回流,造成這一現(xiàn)象的原因是不同周向位置處的排氣道流動阻力不同。圖10為排氣道內(nèi)三維流線圖,排氣道的下半部分存在著較大的漩渦,由于排氣道入口氣流存在旋流,排氣道內(nèi)的流場沿著X-Z平面不對稱,右半側(cè)(Y>0)內(nèi)漩渦強度和范圍明顯大于左半側(cè)流場。為了進一步了解非對稱排氣道內(nèi)的流場細節(jié),圖12中給出了不同軸向位置處排氣道截面的二維流線圖,各個截面位置如圖11所示。截面1為排氣道進口位置,進口氣流整體正向流動,在左側(cè)內(nèi)環(huán)處部分氣流方向相反,在X=0的位置與右半環(huán)的氣流相遇,折轉(zhuǎn)之后與外環(huán)的氣流匯合。截面2為排氣道壁面曲率開始變化的位置,內(nèi)環(huán)反向氣流的區(qū)域沿著徑向范圍有所擴大,整體流動的周向不均勻性略有增強。截面3為排氣道外徑最大的位置,左右兩側(cè)壁面附近出現(xiàn)斜向上流動的氣流,這兩部分氣流與整體正向流動的氣流匯合,形成兩條分離線,同時內(nèi)側(cè)反向流動的氣流在壁面的作用下形成兩個旋向相反的渦I和II。截面4為內(nèi)、外壁面開始合并的位置,此處壁面曲率變化非常劇烈,流場左側(cè)壁面附近新出現(xiàn)兩個旋向相反的渦III、IV,同時渦I向上移動至X=0的位置,范圍也有所擴大。流動發(fā)展到截面5時,渦III逐漸增強,位置有所下移,渦IV由于壁面的作用逐漸消失,渦I則逐漸遠離內(nèi)壁面,向流道中部發(fā)展,且范圍和強度都有所增加。截面6接近排氣道的出口,上下壁面的曲率基本保持不變,因此渦Ⅲ消失,整個流場由較大的渦I和較弱的渦II、以及新生成的渦V組成,渦II與V的旋向相反。2.2導(dǎo)葉開度對傳動的影響為了研究導(dǎo)葉安裝角變化對動力透平及排氣道性能的影響,在設(shè)計安裝角的基礎(chǔ)上逆向旋轉(zhuǎn)導(dǎo)葉,對應(yīng)導(dǎo)葉的開度逐漸增大,至導(dǎo)葉旋轉(zhuǎn)7°達到一個極限位置,進一步開大導(dǎo)葉會導(dǎo)致計算發(fā)散。因此這里以導(dǎo)葉旋轉(zhuǎn)7°為例研究導(dǎo)葉開度增加后動力渦輪及排氣道的流場變化。導(dǎo)葉旋轉(zhuǎn)7°后,動力渦輪動/靜葉柵性能下降明顯,效率降低7%,功率降低了20%;同時,排氣道的總壓損失系數(shù)增加了21%。導(dǎo)葉開度增大后,動力渦輪導(dǎo)葉進口正沖角增加、動葉進口負攻角增大導(dǎo)致葉片載荷不足是造成渦輪性能下降的主要原因。文獻中的通流程序給出,導(dǎo)葉開大后進口總壓下降了25.4%,進口氣流正沖角增加了26.3°,如圖13所示。2.2.1葉片的壓力梯度對比兩個安裝角下動力渦輪動/靜葉柵流場,如圖13所示,55°時動力渦輪進口氣流的正沖角較大,導(dǎo)葉整個吸力面出現(xiàn)了大范圍的分離,在前緣附近存在一個較大的閉式分離渦。從圖14的導(dǎo)葉靜壓分布可以看出,吸力面前緣的分離導(dǎo)致頭緣處的橫向壓力梯度的增加,這樣會導(dǎo)致二次流較早的形成,損失會相應(yīng)增加。由于葉片吸力面表面分離流的存在,葉片附近的氣流沒有得到有效的加速擴壓,導(dǎo)致吸力面尾緣附近的壓力值較高,整個葉片的載荷下降。兩個安裝角下的熵分布如圖15中所示,導(dǎo)葉開大后,吸力面的分離導(dǎo)致導(dǎo)葉出口的尾跡非常強烈,這會嚴重的惡化動葉內(nèi)的流動狀況,導(dǎo)致動葉段整體熵增較大。圖16中為兩個安裝角下某片動葉表面壓力分布對比圖,由流線圖14知,55°時動葉進口氣流存在較大的負沖角,動葉壓力面整個弦長都出現(xiàn)了分離,這既導(dǎo)致了頭緣附近壓力面壓力太低而出現(xiàn)負載荷,同時也造成了整個壓力面壓力較低,動葉的整體載荷下降非常嚴重,這也是55°時動力渦輪功率下降較大的原因。2.2.2不同排氣道下半部分的熵圖17中給出了兩個安裝角下排氣道XZ截面的二維流線圖,對比可以發(fā)現(xiàn):55°時排氣道下半部分的渦1的強度和范圍明顯增加,渦2的范圍則有所減小;由圖18知,渦1所導(dǎo)致的熵增明顯高于渦2。此外55°時排氣道出口附近出現(xiàn)非常大的回流渦3,這些都導(dǎo)致了導(dǎo)葉開大后排氣道損失的增加。3非對稱排氣道內(nèi)的流場對某MW級燃機變幾何動力渦輪動/靜葉柵與非對稱排氣道進行了耦合計算,分析了二者流場之間的相互影響,對非對稱排氣道內(nèi)的復(fù)雜流場結(jié)構(gòu)進行了研究,并分析了導(dǎo)葉開大時二者性能及耦合流場的變化,得到了以下結(jié)論:(1)動力渦輪動/靜葉柵與非對稱排氣道內(nèi)的流場相互作用非常明顯,受排氣道內(nèi)非周向?qū)ΨQ流場的影響,動力渦輪動/靜葉柵不同周向位置動葉的載荷分布及出口氣流參數(shù)分布呈現(xiàn)明顯的周向不均勻性,導(dǎo)葉則幾乎不受排氣道的影響。(2)非對稱排氣道內(nèi)的流場呈現(xiàn)復(fù)雜的旋渦結(jié)構(gòu),且由