高負荷壓氣機精細化設計

尹 松，郭海寧，魏 崍，趙月振，高 山

（中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015）

0 引言

為了滿足未來發動機的發展需求，在保證總壓比提高的同時，需要最大限度地減小壓氣機質量，其中收益最明顯的途徑就是減少級數，提高級壓比。限于結構強度可靠性的制約，目前的葉片根尖切線速度不宜進一步增大，所以級數減少、平均級壓比提高帶來的主要問題就是級負荷的增加。壓氣機級負荷增加會引起流場逆壓梯度增加，更容易使流場產生分離，造成局部不穩定流動的影響更明顯，從而使壓氣機整體保持高效穩定工作的難度更大。但在氣動性能要求方面，為滿足未來軍用飛機的遠航、久航、高速突防能力等的需求，對壓氣機效率和裕度指標的要求反而越來越高。因此，對于壓氣機氣動設計而言，欲同時兼顧二者，其設計難度越來越大。

從二戰結束到21 世紀初，軍用戰斗機的動力裝置經歷了數次更新換代，并呈現加速發展的趨勢。國際上現役推重比8 一級軍用渦扇發動機高壓壓氣機平均級壓比一般為1.25~1.30，級數為7~10；推重比10一級的軍用渦扇發動機高壓壓氣機平均級壓比為1.35~1.40；而對于下一代軍用發動機，要求級數進一步減少1級或2級，但葉尖切線速度不增大反而減小，使級的負荷系數遠遠超過了以往常規負荷水平。例如，GE 公司與Allison 預研公司聯合研制的4 級壓氣機達到了F100發動機10級壓氣機同樣的總壓比7.8，平均級壓比為1.67；PW 公司為PW7000 軍用發動機研制的5 級高壓壓氣機，其壓比約為9.5，平均級壓比為1.57。為了研制更高負荷的壓氣機，國內外均已開展了一系列研究。Louis 等[1]研究了壓比為12 的4 級壓氣機，通過對前2級采用3維葉片反設計，使數值評估設計點主流區的效率提升約1.5%；Kerrebrock 等[2]采用吸附技術設計出了壓比為27 的3 級壓氣機氣動方案；陳懋章[3]采用大小葉片技術設計了壓比為6的2級壓氣機氣動方案。由此可見，為了保證壓氣機在負荷提高的同時還具有良好的氣動性能，需要采用一些新的氣動設計思想和設計技術。

本文梳理了高負荷壓氣機設計的關鍵問題，并在級間流場匹配設計、泄漏流控制、端區流動組織等方面開展了精細化設計研究。

1 高負荷壓氣機設計關鍵問題梳理

（1）隨著壓氣機平均級負荷的提高，壓氣機設計中一直存在的效率與裕度的矛盾會加劇，二者作為衡量壓氣機性能的2 個關鍵參數，一直是設計中難以調和的矛盾體，尤其對于高負荷壓氣機而言，二者的矛盾更為激化。從葉型基元設計方面分析，若要使葉型在一個寬的穩定攻角范圍內工作，通常會將設計點攻角取為偏堵塞攻角，這樣損失就會偏大，就不容易獲得高的效率。當負荷增加后，表征葉型負荷水平的葉型擴散因子會增大，葉型損失就不容易控制，同時可用攻角范圍也會減小，這樣更不容易對二者進行取舍。從整個壓氣機的匹配來看，為了保證裕度，關鍵級的匹配壓比點會選擇偏低的工作點，比如為了保證高轉速裕度，出口級的匹配壓比點會偏低，處于偏堵的狀態，這樣就會既不利于壓氣機本身效率的提升，也不利于保證中低轉速裕度。

因此，在高負荷壓氣機設計中要保證良好的效率和裕度性能，一方面需要在葉型設計上擴大葉型穩定的可用攻角范圍和降低葉型損失；另一方面需要合理分配各級以及各轉子/靜子的負荷，構建良好的級間流場匹配。

（2）受端壁附面層和葉片表面邊界層之間相互阻滯作用的影響，角區附面層相比主流區來說會更容易分離，引起損失的增大，Lakshminarayana 等[4]曾總結出端壁區的二次流損失大約占總損失的50%～70%。而隨著負荷的提高，壓氣機單位長度通道內的氣流擴張會增加，這樣通道內的逆壓梯度會增強、吸力面和壓力面的壓差會加大，端區流動更容易發生分離，并與端壁區的各種間隙泄漏流相互作用，二次流動會更顯著，使損失大大增加，同時角區分離流會發展擴散，與主流相互作用，最終嚴重影響壓氣機的效率和裕度。對于高負荷壓氣機而言，端區流動的控制相比常規負荷壓氣機更具挑戰性[5]。

（3）高負荷壓氣機在設計過程中更容易出現因設計不合理而導致分離失穩較大的情況，而對分離失穩現象的捕捉往往是影響3 維仿真軟件性能預估精度的關鍵所在，要想在設計階段準確診斷流場中的不利因素，從而指導氣動方案的修改設計，保障設計方案的成功率，3維數值仿真技術的應用也需要同步完善，采用先進的CFD工具可以有效地指導設計出一個性能良好的突破目前空氣動力學限制的軸流壓氣機[1]。

2 高負荷壓氣機流場匹配設計

Wisler 等[6]指出流場速度三角形是影響風扇/壓氣機性能的主要因素，而流量系數?、負荷系數H、反力度R這3 個無因次參數又直接決定了速度三角形的形狀，為保證壓氣機在中低轉速均具有良好的效率和裕度，就需要根據各級的流場特征合理設計速度三角形，即合理選取這3 個無因次參數。對于常規負荷來說，流場參數比較容易控制在一個合理的范圍，也就比較容易同時獲得高的效率和裕度。但對于高負荷壓氣機來說，要想獲得一個良好的綜合性能，就需要考慮全局流場的平衡，避免顧此失彼。

從Smith總結的流量系數、負荷系數、效率關系可知，在相同的負荷系數下，適當增加流量系數有利于穩定裕度的提高，而效率呈現先增后減的趨勢。擴散因子D為

式中：τ為葉片的稠度。

從式中可見，擴散因子隨流量系數的增大而減小。因此隨著負荷的增大，在設計中首先想到的是提高流量系數以保證獲得較好的穩定性，但為了兼顧效率，流量系數存在一個最佳取值。

采用1D設計和特性計算程序進行了進口級不同流量系數和負荷系數的方案評估，進口級不同流量系數?和負荷系數H下的效率和裕度如圖1 所示。通過對效率和裕度二者的平衡，進口級的負荷系數約為0.43，流量系數約為0.495。

圖1 進口級不同流量系數?和負荷系數H下的效率和裕度

為保證壓氣機在負荷增加后具有良好的氣動性能，在進行流場構建時還需要充分考慮負荷在各級間和轉靜子間的分配，即反力度的確定。Tony 和Ivor[7]通過CFD 程序計算不同級負荷水平下1 個單級壓氣機的性能，計算結果表明負荷增大至超過傳統設計值后，靜子中的損失增加明顯，且根部出現大的分離區，但若增大級的反力度，靜子的損失迅速下降，而轉子由于不斷有能量加入，其承載能力高于靜葉的承載能力，負荷增加后，轉子的損失雖然有增加，但相比靜子明顯緩和很多，且沒有表現出失速特征。因此可以通過增加級的反力度來減小靜子負荷，將負荷轉移到轉子上，保證整個級具有較強的穩定增壓能力。進口級反力度R沿葉高的分布如圖2 所示。通常，常規負荷壓氣機基元級的反力度一般在0.55～0.70 范圍內，為研究反力度對流場的影響，調整反力度的大小。不同反力度下轉子、靜子擴散因子D的對比分別如圖3、4所示。從圖中可見，通過調整反力度可以使轉、靜子的擴散因子均得到較好的控制，這樣更有利于流場的匹配和葉型基元性能的優化。

圖2 進口級反力度R沿葉高的分布

圖3 不同反力度下轉子擴散因子D的對比

圖4 不同反力度下靜子擴散因子D的對比

3 引氣對流場的影響

在發動機整機工作環境下，需要從壓氣機中間級引出一部分氣體，用于渦輪冷卻、封嚴或提供合適的艙壓等。對壓氣機本身而言，以往的研究認為引氣不一定會帶來不利影響，適當的引氣反而能夠控制局部流場分離，減小損失，提高增壓能力[8]。但對于未來發動機，由于熱負荷的增加，渦輪對用于冷卻的高壓級間引氣量的需求明顯增加，因此引氣所帶來的不利影響需要重新考慮。不僅僅引氣量對流動會產生影響，引氣結構設計不合理造成較大的堵塞和周期不均勻也對流動產生影響。帶與不帶引氣結構的葉尖流場對比如圖5 所示。從圖中可見，距集氣腔出口越近，氣流速度越快，進而使葉排間的流動不均勻，造成下游葉排的攻角周向不均勻。位于引氣位置的2 級靜子S2出口氣流角如圖6所示。從圖中可見，引氣使出口氣流角發生了改變，60%葉高以上區域角度減小約1.5°，即落后角減小，且引氣也影響了整個葉高的氣流流動，50%葉高以下氣流角相應增加了1°；引氣位置下游3 級轉子葉片排R3進口相對氣流角分布如圖7所示。從圖中可見，75%葉高以上氣流角最多增大了約2°。這就意味著對于整個匹配來說，各級已經偏離了原設計預定值，導致壓氣機的效率和裕度受到影響。因此在第2 輪壓氣機設計過程中，在進行各排攻角、落后角選取時做了相應的補償，另外，更重要的是對壓氣機的引氣結構專門做了引氣流路的優化并增加了導流環結構，進而降低了引氣沿途損失。

圖5 帶與不帶引氣結構的葉尖流場對比

圖6 2級靜子S2出口氣流角

圖7 3級轉子葉片排R3進口相對氣流角分布

4 篦齒間隙泄漏流的影響及控制

Wisler[9]指出，軸流風扇/壓氣機的效率高度依賴于通過動葉徑向間隙、葉根燕尾榫頭、靜葉根部篦齒氣體的泄漏量。尤其對于高負荷壓氣機來說，葉片前后壓差和吸壓力面壓差的增大會導致結構間隙產生的氣體泄漏變得嚴重，壓氣機榫連結構根部泄漏流如圖8所示。

關于封嚴泄漏會引起性能衰減的問題，國內外學者均進行了大量研究。Wellborn 等[10]指出葉根處的封嚴泄漏會影響下游葉排整個葉高的流動，封嚴間隙增大1%，總壓升下降3%，效率降低1%，封嚴結構的影響程度與轉子葉尖間隙的影響程度相當[11]；Lejambre 等[12]又指出上游封嚴間隙的泄漏流主要以射流的方式進入主流，下游的封嚴間隙會對端區流動產生抽吸作用。中國也逐漸開展了這方面的研究[13-15]。本文一方面針對高負荷壓氣機研究篦齒間隙泄漏流的影響程度，另一方面探索研究如何控制這部分的間隙泄漏量。

考慮篦齒間隙泄漏流的計算總特性對比如圖9所示。相比不考慮封嚴泄漏流，考慮封嚴泄漏流的特性與實際更接近，堵點流量誤差由+1.1%減小到-0.2%，設計點效率偏差由2.36%減小到1.1%。泄漏流使總壓升能力下降，本文計算結果顯示大約有0.9%的總壓降幅?？紤]篦齒間隙泄漏流的總壓比分布對比如圖10 所示。從圖中可見，相比無泄漏情況，考慮泄漏流真實地反映出了出口流場特征，基本體現出試驗測得的30%葉高附近總壓的虧損?？紤]篦齒間隙泄漏流的流場對比如圖11所示。從圖中可見，泄漏流使靜子根部尾緣產生了較大的分離。由此可見，對于高負荷壓氣機設計而言，必須盡量控制這部分泄漏流。

圖9 考慮篦齒間隙泄漏流的計算總特性對比

圖10 考慮篦齒間隙泄漏流的總壓比分布對比

圖11 考慮篦齒間隙泄漏流的流場對比

在第1 輪設計中，壓氣機試驗件轉靜子下緣板間距偏大，導致篦齒容腔內的泄漏流量過大，且采用的篦齒形式為3 平齒式，其上存在的間隙直接連通了靜子前后，使得泄漏流更容易流入靜子前緣。

為了控制泄漏流的大小，在第2 輪試驗件設計過程中，將2葉排間的軸向間隙縮小，同時將靜子下原3平齒封嚴結構改為臺階齒封嚴結構，平齒封嚴改為臺階齒封嚴如圖12 所示。經部件試驗驗證，出口根部的總壓虧損情況得到較好的改善。

圖12 平齒封嚴改為臺階齒封嚴

5 轉子葉尖間隙泄漏流控制設計

轉子葉尖間隙泄漏流與主流、端壁附面層存在相互干擾作用，對壓氣機的效率和氣動穩定性有較大影響，在滿足壓氣機可靠性的前提下，間隙取值越小越有利于效率的提高。但隨著發動機工作包線的擴大，轉子葉片熱負荷水平不斷提高，轉子葉尖間隙的取值相對越來越大，這樣就不得不充分考慮間隙泄漏流對性能的影響，甚至需要通過某些手段控制葉尖間隙泄漏流帶來的不利影響。

在評估葉尖間隙泄漏流對壓氣機性能水平的影響時，為了量化多級壓氣機的間隙大小，采用了平均相對葉尖間隙Δave評估多級壓氣機的轉子葉尖間隙大小

式中：Δ為轉子葉尖間隙；h為轉子葉片高度；n為壓氣機級數。

不同葉尖間隙條件下的壓氣機性能如圖13 所示。從圖中可見，隨著間隙的增大，壓氣機的壓比和效率均有所降低，且性能衰減速度加快。當間隙由0.17% 增大至0.52%、0.87%時，壓氣機喘點壓比分別降低了0.5%、2.2%。

圖13 不同葉尖間隙條件下的壓氣機性能

平均相對間隙分別為0.17%、0.52%、0.87%時轉子葉尖的總壓分布如圖14 所示。從圖中可見，在泄漏流與主流的干涉作用下，轉子葉尖流場結構發生了較大變化。隨著間隙的增大，泄漏流與主流的摻混區域明顯增大，摻混損失逐漸增大。當間隙為0.17%時，泄漏流損失的影響區域主要集中于靠近吸力面部分，由于泄漏流能量較低，在近吸力面部分與主流摻混后，獲取了足夠的動能后順利的流向下游。當間隙增大至0.52%時，泄漏流的橫向遷移作用增強，其影響區域逐漸擴大至全通道，與相鄰葉片壓力面相交于A點。當間隙增大至0.87%時，泄漏流進一步加強，泄漏流軌跡在葉片壓力面的交點A前移，與主流的摻混損失以及在通道內的影響區域均明顯增大。

轉子葉尖不同間隙的葉片表面靜壓沿軸向分布如圖15 所示。從圖中可見，在20%軸向弦長之前，增大間隙后靜壓升高，主要原因在于泄漏流堵塞效應的不斷增強導致來流的進口攻角增大，前緣駐點逐漸向壓力面偏轉。在20%軸向弦長后，一方面，從壓力面的靜壓對比來看，隨間隙的增大，由于泄漏流與主流的摻混軌跡逐漸發展至相鄰葉片壓力面，并產生了較大的流動摻混損失，導致壓力面增壓能力不斷降低；另一方面，從吸力面靜壓曲線對比來看，葉尖間隙為0.17%、0.52%時的壓力分布基本一致，葉尖間隙增大至0.87%時，由于堵塞作用增強，激波位置前移且激波強度減弱，導致增壓能力進一步降低。

圖15 轉子葉尖不同間隙的葉片表面靜壓沿軸向分布對比

為減小葉尖泄漏流對轉子效率和穩定性帶來的不利影響，可以通過改變葉尖上方機匣型線的方式重新組織間隙泄漏流，轉子尖部斜槽幾何結構如圖16 所示。從圖中可見，在轉子葉尖處的機匣內壁上開斜槽。H2、L1、L2的大小通過結構強度來確定。H1的大小影響了端部氣流向下游流動產生分離的大小，進而影響對間隙泄漏渦的阻止作用，合理的凸臺高度可以有效緩解尖部泄漏流的影響，提高壓氣機的效率。凸臺高度0.6 mm和光壁機匣的末級轉子0.975葉高軸向速度分布如圖17 所示。從圖中可見，轉子尖部斜槽明顯緩解了葉尖泄漏與端壁附面層的作用所帶來的流通堵塞。轉子尖部斜槽對工作點效率的影響如圖18 所示。從圖中可見，存在最佳的凸臺尺寸H1使凸臺帶來的分離損失和間隙泄漏流引起的損失總和最小。

圖16 轉子尖部斜槽幾何結構

圖17 末級轉子0.975葉高軸向速度分布

圖18 轉子尖部斜槽對工作點效率的影響

6 波浪壁控制端區流動

當葉片負荷高時，葉片根部氣流因來流馬赫數較高和氣流折轉角大而容易發生分離，除了常用葉片3維復合彎掠造型設計控制端區角區分離之外，為了進一步控制分離流損失，還可將復合彎掠葉片與流路波浪型設計技術相結合[16]，波浪壁流路對比如圖19 所示，這樣可以有效降低葉型吸力面的峰值馬赫數，降低根部的逆壓梯度，進而減小根部分離的可能性，采用波浪壁流路根部分離區控制對比如圖20所示。從圖中可見平直流路和波浪壁流路對根部流動的控制情況，波浪壁流路大大減小了葉片根部的分離區。

圖19 波浪壁流路對比

圖20 采用波浪壁流路根部分離區控制對比

7 結論

(1)通過增大級的反力度，可以有效利用轉子高的穩定性，緩解負荷提高后靜子損失大的問題，同時轉靜子的擴散因子均可以得到較好地控制，有利于壓氣機整體的流場匹配。

(2)引氣對壓氣機的匹配存在較大影響。一方面在進行流場搭建時需要預先考慮這部分影響，對轉靜子的攻角、落后角作出相應補償；另一方面需要對引氣結構進行優化，降低引氣損失，進而提高壓氣機整體效率。

(3)對篦齒間隙泄漏流、轉子葉尖泄漏流的研究表明，對于高負荷壓氣機而言，必須對結構設計帶來的泄漏流進行控制，采用合理的結構優化可以有效控制泄漏流損失。

(4)采用波浪壁流路設計可以較好地控制端區流動，減小端區流動分離，提高壓氣機效率。