周向非均勻葉尖間隙對(duì)軸流壓氣機(jī)性能的影響

向宏輝，葛寧，高杰，唐凱，楊榮菲

1.中國(guó)航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院 葉輪機(jī)試驗(yàn)研究室，江油 621703 2.南京航空航天大學(xué) 能源與動(dòng)力學(xué)院，南京 210016

軸流壓氣機(jī)理論上依據(jù)軸對(duì)稱(chēng)原理進(jìn)行設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)子葉尖與機(jī)匣之間形成的圓周徑向間隙均按照周向均勻條件給定。由于零件加工質(zhì)量(如轉(zhuǎn)子葉片葉身高度、對(duì)開(kāi)機(jī)匣橢圓度、薄壁機(jī)匣失效變形等)、組合裝配質(zhì)量(如轉(zhuǎn)子同心度、轉(zhuǎn)子組件跳動(dòng)量、機(jī)匣內(nèi)表面涂層厚度等)與轉(zhuǎn)子組件自重下沉等因素的影響，使得壓氣機(jī)試驗(yàn)件轉(zhuǎn)子葉尖真實(shí)徑向間隙在圓周方向上存在一定差異，無(wú)法滿足周向均勻的設(shè)計(jì)條件，形成了周向非均勻葉尖間隙分布現(xiàn)象。

基于轉(zhuǎn)子葉尖徑向間隙在壓氣機(jī)氣動(dòng)性能與流動(dòng)失穩(wěn)觸發(fā)機(jī)制中所起到的獨(dú)特重要作用，國(guó)外研究人員針對(duì)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖端區(qū)復(fù)雜二次流動(dòng)[1-3]、流動(dòng)失穩(wěn)[4-6]、泄漏渦系結(jié)構(gòu)[7-9]等開(kāi)展了大量數(shù)值模擬與流場(chǎng)精細(xì)化測(cè)量，中國(guó)也有多位學(xué)者圍繞壓氣機(jī)葉尖泄漏流與失速之間的關(guān)聯(lián)性[10-11]、泄漏流遷移與泄漏渦堵塞[12-14]、間隙尺寸效應(yīng)[15]等方面進(jìn)行了相關(guān)研究，這些工作極大豐富了人們對(duì)于壓氣機(jī)葉尖間隙區(qū)域流動(dòng)結(jié)構(gòu)及其對(duì)氣動(dòng)性能影響機(jī)制的理論認(rèn)知。與壓氣機(jī)均勻葉尖間隙流動(dòng)研究情況相比，圍繞周向非均勻葉尖間隙分布影響問(wèn)題的研究還比較少，并且已有研究工作主要針對(duì)低轉(zhuǎn)速低負(fù)荷壓氣機(jī)，目前還無(wú)法深入揭示特殊周向非均勻葉尖間隙對(duì)高負(fù)荷跨聲速壓氣機(jī)內(nèi)部復(fù)雜流動(dòng)影響的機(jī)理。

根據(jù)產(chǎn)生非均勻葉尖間隙的原因，可將其分為穩(wěn)態(tài)非均勻間隙和動(dòng)態(tài)非均勻間隙。針對(duì)穩(wěn)態(tài)周向非均勻轉(zhuǎn)子葉尖間隙影響問(wèn)題，Graf等[16]以低速四級(jí)壓氣機(jī)為例，從試驗(yàn)與計(jì)算兩方面研究了周向非均勻間隙下轉(zhuǎn)子葉尖流動(dòng)特征，發(fā)現(xiàn)周向非均勻間隙對(duì)壓氣機(jī)設(shè)計(jì)點(diǎn)效率影響不大，但使得最大增壓能力下降8%，并且喘振邊界明顯發(fā)生右移，導(dǎo)致穩(wěn)定裕度降低。Gordon[17]針對(duì)動(dòng)態(tài)葉尖間隙進(jìn)行了研究，指出當(dāng)轉(zhuǎn)軸渦動(dòng)頻率接近壓氣機(jī)固有失速頻率時(shí)，會(huì)使壓氣機(jī)損失急劇增大，更加提前誘發(fā)失速。Cameron等[18]對(duì)均勻間隙與非均勻間隙下的壓力信號(hào)進(jìn)行了對(duì)比測(cè)量，發(fā)現(xiàn)非均勻間隙下的失速團(tuán)明顯受到轉(zhuǎn)子偏心的影響。Mare等[19]采用旋轉(zhuǎn)變形機(jī)匣方式進(jìn)行單通道計(jì)算，指出氣流從小間隙過(guò)渡到大間隙時(shí)存在“適應(yīng)時(shí)間”，大間隙處的葉片排效率并非最低。Kang Y S和Kang S H[20]通過(guò)數(shù)值模擬得到全周方向上的氣流軸向變化，認(rèn)為設(shè)計(jì)點(diǎn)時(shí)主流區(qū)能夠顯著影響尖部流場(chǎng)，而當(dāng)偏離設(shè)計(jì)點(diǎn)時(shí)會(huì)顯示出流場(chǎng)周向不均勻性。Song 和Cho[21]提出用RSC(Rotor and Stator Clearance)模型對(duì)壓氣機(jī)流場(chǎng)進(jìn)行預(yù)測(cè)。梁武昌等[22]通過(guò)對(duì)比試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，當(dāng)存在非均勻間隙時(shí)，更容易產(chǎn)生失速，且不均勻性越大，穩(wěn)定工作裕度越低。陳穎秀等[23]采用流體軟件計(jì)算了機(jī)匣橢圓化變化對(duì)兩排轉(zhuǎn)子流場(chǎng)特性的影響，指出機(jī)匣變形會(huì)降低軸流壓氣機(jī)性能，其對(duì)失速裕度的影響最大，壓比次之，對(duì)效率的影響最小。

本文在壓氣機(jī)氣動(dòng)性能試驗(yàn)研究中，以實(shí)際轉(zhuǎn)子葉尖間隙周向存在的非均勻?qū)傩詾殛P(guān)注點(diǎn)，客觀審視試驗(yàn)對(duì)象關(guān)鍵技術(shù)狀態(tài)參數(shù)的設(shè)計(jì)符合性，量化評(píng)估壓氣機(jī)設(shè)計(jì)技術(shù)狀態(tài)與真實(shí)試驗(yàn)狀態(tài)的差異，深入探索周向非均勻葉尖間隙特殊布局結(jié)構(gòu)對(duì)典型高負(fù)荷跨聲速軸流壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)與氣動(dòng)性能的影響機(jī)理，獲取有工程實(shí)用價(jià)值的完整試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)于識(shí)別壓氣機(jī)試驗(yàn)技術(shù)狀態(tài)，提高壓氣機(jī)性能試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性將具有重要意義。

1 試驗(yàn)研究方案

1.1 試驗(yàn)裝置

圖1 高轉(zhuǎn)速軸流壓氣機(jī)試驗(yàn)器Fig.1 Experimental facility of high rotating speed axial compressor

本研究在中國(guó)航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院某小流量高轉(zhuǎn)速壓氣機(jī)試驗(yàn)設(shè)備上開(kāi)展。試驗(yàn)設(shè)備為一臺(tái)大氣進(jìn)氣單軸單涵壓氣機(jī)試驗(yàn)器，試驗(yàn)器主體主要由流量管、擴(kuò)散段、進(jìn)氣節(jié)流裝置、穩(wěn)壓段、排氣系統(tǒng)、測(cè)扭器、齒輪增速箱、動(dòng)力裝置等組成(如圖1所示)。動(dòng)力裝置為一臺(tái)同步電動(dòng)機(jī)(額定功率為3 200 kW，額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min)，采用低頻軟啟動(dòng)與恒轉(zhuǎn)矩變頻調(diào)試以達(dá)到不同工作轉(zhuǎn)速。動(dòng)力電機(jī)變頻電源由專(zhuān)門(mén)變頻機(jī)組提供，采用一臺(tái)全數(shù)字同步電機(jī)晶閘管勵(lì)磁裝置。測(cè)扭器由轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器與其配套微機(jī)扭矩儀組成。試驗(yàn)設(shè)備最大流量為40 kg/s，最高轉(zhuǎn)速為45 000 r/min，最高排氣壓力為1.0 MPa，最高排氣溫度達(dá)700 K，調(diào)速精度達(dá)0.02%。

1.2 試驗(yàn)對(duì)象

試驗(yàn)研究對(duì)象為一臺(tái)跨聲速單級(jí)軸流壓氣機(jī)，壓氣機(jī)由進(jìn)氣機(jī)匣、轉(zhuǎn)子組件、靜子組件、出口測(cè)量段和排氣機(jī)匣等組成，流道采用等外徑方式，進(jìn)口無(wú)導(dǎo)流葉片。壓氣機(jī)設(shè)計(jì)流量Wd為13.6 kg/s,設(shè)計(jì)壓比πd為1.8,設(shè)計(jì)絕熱效率ηd為0.86,設(shè)計(jì)物理轉(zhuǎn)速nd為30 000 r/min,轉(zhuǎn)子葉尖切線速度為483.8 m/s,進(jìn)口輪轂比為0.405 8,轉(zhuǎn)子葉片數(shù)為19,靜子葉片數(shù)為35。壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉片采用任意多項(xiàng)式葉型，靜子葉片采用定制葉型。壓氣機(jī)與試驗(yàn)設(shè)備之間采用懸臂安裝方式，壓氣機(jī)前端通過(guò)塑膠板與設(shè)備穩(wěn)壓箱連接，排氣機(jī)匣安裝邊與試驗(yàn)設(shè)備齒輪箱安裝邊通過(guò)螺栓連接，轉(zhuǎn)子通過(guò)傳動(dòng)軸與試驗(yàn)設(shè)備輸出軸相連，圖2給出了壓氣機(jī)在試驗(yàn)設(shè)備上的安裝結(jié)果。為了產(chǎn)生不同轉(zhuǎn)子葉尖間隙分布結(jié)構(gòu)，共設(shè)計(jì)了3組轉(zhuǎn)子機(jī)匣(包含1組圓形機(jī)匣和2組橢圓形機(jī)匣)，圖3為不同轉(zhuǎn)子機(jī)匣結(jié)構(gòu)示意圖，不同機(jī)匣下轉(zhuǎn)子葉尖間隙相對(duì)于轉(zhuǎn)子葉片高度的尺寸如表1所示。

圖2 跨聲速單級(jí)軸流壓氣機(jī)Fig.2 Transonic single stage axial compressor rig

圖3 不同轉(zhuǎn)子機(jī)匣結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 3 Sketch of different rotor casing structures

表1 壓氣機(jī)機(jī)匣幾何設(shè)計(jì)參數(shù)

Table 1 Geometry design parameters of compressor

casing

No.ConfigurationUniformclearancetorotorbladeheight/%Smallclearancetorotorbladeheight/%Largeclearancetorotorbladeheight/%1Circularcasing0.52Ellipticcasing0.50.83Ellipticcasing0.51.0

1.3 試驗(yàn)方法

試驗(yàn)中，為避免壓氣機(jī)試驗(yàn)件上下臺(tái)分解安裝可能引發(fā)的狀態(tài)變化，機(jī)匣換裝工作在壓氣機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行。為考察設(shè)計(jì)工況和非設(shè)計(jì)工況下周向非均勻葉尖間隙的影響規(guī)律，試驗(yàn)件轉(zhuǎn)速n選擇在60%～100%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速變化范圍內(nèi)。高轉(zhuǎn)速試驗(yàn)時(shí)，為減輕壓氣機(jī)支點(diǎn)軸承所受到的軸向力，通過(guò)調(diào)節(jié)試驗(yàn)設(shè)備進(jìn)氣節(jié)流裝置對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)口進(jìn)行了物理節(jié)流，但保證進(jìn)氣雷諾數(shù)處于自動(dòng)模化區(qū)域。通過(guò)調(diào)節(jié)設(shè)備排氣節(jié)流裝置開(kāi)度來(lái)控制壓氣機(jī)出口背壓，可實(shí)現(xiàn)壓氣機(jī)等轉(zhuǎn)速特性線錄取。喘振點(diǎn)參數(shù)的錄取由測(cè)試系統(tǒng)瞬態(tài)采集功能模塊完成。試驗(yàn)時(shí)，實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)壓氣機(jī)出口氣流動(dòng)態(tài)壓力信號(hào)，當(dāng)壓氣機(jī)接近喘振邊界時(shí)，將測(cè)試系統(tǒng)瞬態(tài)采集程序打開(kāi)，連續(xù)采集氣動(dòng)參數(shù)，直至自動(dòng)退喘裝置使壓氣機(jī)恢復(fù)穩(wěn)定工作狀態(tài)。

1.4 測(cè)試方法

為獲取壓氣機(jī)性能特性，在壓氣機(jī)進(jìn)口和出口分別安裝探針進(jìn)行總壓和總溫測(cè)量。采用設(shè)備進(jìn)氣流量管進(jìn)行進(jìn)口質(zhì)量流量測(cè)量。在試驗(yàn)設(shè)備穩(wěn)壓段內(nèi)布置4支徑向7點(diǎn)總壓探針(共28個(gè)測(cè)量點(diǎn))和4支高精度鉑電阻，采用算術(shù)平均計(jì)算方法得到壓氣機(jī)進(jìn)口總壓和進(jìn)口總溫。在壓氣機(jī)出口沿周向不同葉片槽道中安裝6支徑向5點(diǎn)總壓總溫復(fù)合探針(共30個(gè)測(cè)量點(diǎn))，采用面積積分計(jì)算方法得到壓氣機(jī)出口總壓和出口總溫(在數(shù)據(jù)處理時(shí)，對(duì)上下端壁附近壓力和溫度測(cè)點(diǎn)加入了附面層經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù))。性能數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)主要由DELL計(jì)算機(jī)、DSA (Digital Sensor Array)電子壓力掃描閥、VXI (Vmebus eXtensions for Instrumentation)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、溫度參考接點(diǎn)箱等組成。各項(xiàng)性能參數(shù)測(cè)量精度為：質(zhì)量流量±1.0%、壓比±0.5%、絕熱效率±1.0%。

為獲取不同機(jī)匣結(jié)構(gòu)下轉(zhuǎn)子葉尖間隙區(qū)域流場(chǎng)數(shù)據(jù)，清晰地捕獲跨聲速轉(zhuǎn)子葉尖區(qū)域的激波結(jié)構(gòu)，采用在轉(zhuǎn)子機(jī)匣上布置高頻壓力傳感器進(jìn)行動(dòng)態(tài)壓力測(cè)量。動(dòng)態(tài)壓力傳感器在機(jī)匣上的布局方式通常有以下兩種[24]：一種是按軸向分布，另一種是按轉(zhuǎn)子葉片弦向分布。本試驗(yàn)采用軸向分布方式，針對(duì)橢圓形機(jī)匣特殊結(jié)構(gòu)形式，為對(duì)比不同葉尖徑向高度下的流動(dòng)差異，同時(shí)在機(jī)匣長(zhǎng)軸位置與短軸位置沿軸向開(kāi)設(shè)安裝孔，分別安裝7支直徑為1.7 mm的高頻響應(yīng)微型動(dòng)態(tài)壓力傳感器(由于試驗(yàn)中安裝在長(zhǎng)軸位置距轉(zhuǎn)子葉尖前緣0.8L(L為轉(zhuǎn)子葉尖軸向弦長(zhǎng))處的傳感器損壞，因此該位置上僅保留6支傳感器，即P1～P6，安裝位置如圖4所示)。試驗(yàn)前，在機(jī)匣相應(yīng)位置按要求開(kāi)好靜壓孔，將壓力傳感器放入安裝孔后再利用硅橡膠進(jìn)行定位和密封(如圖5所示)。通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)周期鎖相和等相位平均處理消除隨機(jī)脈動(dòng)量和隨機(jī)噪聲，從而詳細(xì)獲取不同工作狀態(tài)下壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖間隙壓力場(chǎng)分布。

圖4 動(dòng)態(tài)壓力傳感器安裝位置示意圖Fig.4 Sketch of installation position of dynamic pressure sensors

圖5 機(jī)匣表面動(dòng)態(tài)壓力傳感器固化安裝效果Fig.5 Picture of dynamic pressure sensors installed at casing surface

葉尖流場(chǎng)測(cè)試系統(tǒng)由Kulite XCE-062型壓阻式傳感器、信號(hào)調(diào)理器、信號(hào)采集器、信號(hào)觸發(fā)器以及微機(jī)構(gòu)成。傳感器頻響為500 kHz。動(dòng)態(tài)信號(hào)測(cè)試系統(tǒng)具有防疊混低通濾波功能，單通道最高采樣率達(dá)200 kHz，低通濾波截止頻率為50 kHz，空間分辨率優(yōu)于3 mm/點(diǎn)，可以清晰捕捉設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子葉片通過(guò)頻率的10階諧波特性和通道激波結(jié)構(gòu)。動(dòng)態(tài)壓力系統(tǒng)采集精度為滿量程的0.5 %，采樣時(shí)間為每個(gè)狀態(tài)點(diǎn)10～20 s，采集前對(duì)每個(gè)通道進(jìn)行零點(diǎn)校準(zhǔn)。采用磁電式傳感器作為轉(zhuǎn)速同步定位裝置，在轉(zhuǎn)軸上開(kāi)槽采集觸發(fā)信號(hào)，開(kāi)槽周向位置對(duì)應(yīng)于兩個(gè)轉(zhuǎn)子葉片尾緣中間以方便試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理與分析。試驗(yàn)時(shí)，轉(zhuǎn)速傳感器輸出TTL(Transistor Transistor Logic)電平信號(hào)，高電平不低于2.4 V，低電平不大于0.4 V。

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 周向非均勻葉尖間隙對(duì)總性能的影響

圖6 周向非均勻葉尖間隙對(duì)壓氣機(jī)特性的影響Fig.6 Effect of circumferential non-uniform tip clearance on compressor performance characteristics

通過(guò)繪制標(biāo)準(zhǔn)試驗(yàn)特性曲線可觀察周向非均勻葉尖間隙對(duì)壓氣機(jī)總體性能的影響，圖6給出了帶不同轉(zhuǎn)子機(jī)匣的壓氣機(jī)特性試驗(yàn)結(jié)果，圖中橫坐標(biāo)和縱坐標(biāo)數(shù)值均采用壓氣機(jī)設(shè)計(jì)點(diǎn)參數(shù)進(jìn)行無(wú)量綱化處理。可以發(fā)現(xiàn)，不同轉(zhuǎn)子機(jī)匣的壓比特性線與效率特性線均保持了較好的一致性，只是穩(wěn)定工作邊界出現(xiàn)了明顯差異，表明在所研究的機(jī)匣橢圓度變形范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)子葉尖周向非均勻間隙對(duì)壓氣機(jī)流通能力、做功加壓能力和氣動(dòng)效率基本上沒(méi)有產(chǎn)生影響，只是氣動(dòng)穩(wěn)定性對(duì)轉(zhuǎn)子葉尖周向非均勻?qū)傩员憩F(xiàn)出了較高的敏感性。安裝圓形機(jī)匣的壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍最為寬廣，而安裝橢圓形機(jī)匣的壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍變窄，并且隨著轉(zhuǎn)子機(jī)匣橢圓度的增大，即轉(zhuǎn)子葉尖徑向最大間隙增大，穩(wěn)定工作邊界逐漸向右下方偏移，壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍不斷減小。

為了精確量化轉(zhuǎn)子機(jī)匣橢圓度對(duì)壓氣機(jī)氣動(dòng)穩(wěn)定性的影響程度，圖7給出了不同轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子葉尖間隙對(duì)壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍的影響程度，這里分別采用兩種穩(wěn)定裕度量化表征方法，其中，流量裕度變化量ΔSM1定義為

ΔSM1=Wsurge,ell/Wsurge,cir-1

(1)

式中：Wsurge,ell為橢圓形機(jī)匣的喘振點(diǎn)流量；Wsurge,cir為圓形機(jī)匣的喘振點(diǎn)流量。綜合裕度變化量ΔSM2定義為

圖7 安裝橢圓形機(jī)匣壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度的變化Fig.7 Variation in steady operating margin of compressor installed with elliptic casing

(2)

式中：πsurge,cir為圓形機(jī)匣的喘振點(diǎn)壓比；πsurge,ell為橢圓形機(jī)匣的喘振點(diǎn)壓比?？梢钥闯?，無(wú)論是流量裕度，還是綜合裕度，不同轉(zhuǎn)速下壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度損失程度并不完全一致。總體上看，高轉(zhuǎn)速工作區(qū)域(90%轉(zhuǎn)速以上)的壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度損失程度均要大于中低轉(zhuǎn)速工作區(qū)域(80%轉(zhuǎn)速以下)。與圓形機(jī)匣相比，安裝No.2橢圓形機(jī)匣的壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度在100%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下?lián)p失程度最大，流量裕度損失達(dá)到3.32%，綜合裕度損失達(dá)到3.43%；在70%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下?lián)p失程度最小，流量裕度損失為0.82%，綜合裕度損失為0.61%。不同轉(zhuǎn)速下，安裝No.3橢圓形機(jī)匣的壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度損失程度均大于安裝No.2橢圓形機(jī)匣的，尤其是在90%轉(zhuǎn)速下表現(xiàn)得更為突出，使得該轉(zhuǎn)速下安裝No.3橢圓形機(jī)匣的壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度衰減最為嚴(yán)重，流量裕度損失高達(dá)5.31%，綜合裕度損失高達(dá)6.16%。

2.2 周向非均勻葉尖間隙對(duì)出口流場(chǎng)的影響

圖8 不同工作狀態(tài)下壓氣機(jī)出口壓比徑向分布Fig.8 Radial distribution of compressor outlet pressure ratio at different working conditions

從上面分析中可知，轉(zhuǎn)子葉尖間隙周向非均勻分布屬性對(duì)壓氣機(jī)氣動(dòng)穩(wěn)定性產(chǎn)生了較大影響，由于壓氣機(jī)氣動(dòng)穩(wěn)定性與其轉(zhuǎn)子氣動(dòng)負(fù)荷密切相關(guān)，有必要了解間隙周向非均勻?qū)傩允侨绾斡绊憵鈩?dòng)負(fù)荷與做功能力的。由于試驗(yàn)沒(méi)有直接在轉(zhuǎn)子葉片排出口測(cè)量參數(shù)，因此利用壓氣機(jī)出口截面參數(shù)來(lái)表征轉(zhuǎn)子工作特性。圖8給出了均勻葉尖間隙條件下壓氣機(jī)出口壓比徑向分布情況。可以看出，100%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速時(shí)，壓氣機(jī)工作狀態(tài)由堵點(diǎn)向喘點(diǎn)的移動(dòng)過(guò)程中，靠近流道尖部的壓力明顯提高，而流道根部附近的壓力變化較小，出口徑向壓力梯度隨之增大，這表明隨著出口背壓的提高，壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉片尖部氣動(dòng)負(fù)荷顯著加重。80%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下，當(dāng)壓氣機(jī)處于近堵點(diǎn)工作狀態(tài)時(shí)，此時(shí)靠近流道根部的壓力最高，流道尖部附近的壓力均低于流道根部壓力；當(dāng)壓氣機(jī)工作狀態(tài)沿等轉(zhuǎn)速線向喘點(diǎn)逼近時(shí)，整個(gè)流道高度的壓力均逐漸增大，相比之下，仍然是流道尖部附近的壓力提升幅度更大；當(dāng)壓氣機(jī)處于喘點(diǎn)工況時(shí)，此時(shí)流道尖部附近的壓力要高于流道根部的。

圖9為相近流量條件下轉(zhuǎn)子葉尖徑向間隙對(duì)壓氣機(jī)出口壓比徑向分布的影響(No.3橢圓形機(jī)匣對(duì)應(yīng)的狀態(tài)點(diǎn)為近喘點(diǎn))，可以看出，在相近流量條件下，周向非均勻葉尖間隙使得壓氣機(jī)出口壓力沿徑向分布整體上產(chǎn)生了變化，導(dǎo)致原有轉(zhuǎn)子葉片氣動(dòng)負(fù)荷沿徑向重新分布。100%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速時(shí)，在轉(zhuǎn)子葉尖周向非均勻間隙作用下，壓氣機(jī)出口約50%流道高度以上區(qū)域壓力均降低，而50%流道高度以下區(qū)域的壓力增大，并且影響程度隨著徑向間隙的增大而增大。80%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速時(shí)，轉(zhuǎn)子葉尖周向非均勻間隙仍然使壓氣機(jī)出口壓力沿徑向重新分布，整個(gè)流道約30%以上區(qū)域內(nèi)的壓力均出現(xiàn)降低。

圖9 葉尖間隙對(duì)壓氣機(jī)出口壓比徑向分布的影響Fig.9 Effect of tip clearance on radial distribution of compressor outlet pressure ratio

2.3 周向非均勻葉尖間隙流場(chǎng)的變化

為進(jìn)一步揭示轉(zhuǎn)子葉尖間隙對(duì)壓氣機(jī)氣動(dòng)失穩(wěn)的影響機(jī)理，本文對(duì)100%設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子外機(jī)匣周向兩個(gè)位置動(dòng)態(tài)壓力傳感器測(cè)量數(shù)據(jù)進(jìn)行了處理?？紤]到變形度更大的No.3橢圓形機(jī)匣對(duì)壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度的影響作用更為顯著，為了突顯出流場(chǎng)變化特征，主要圍繞No.3橢圓形機(jī)匣周向兩個(gè)不同位置(大間隙和小間隙)的動(dòng)態(tài)壓力測(cè)量數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析。

圖10給出了壓氣機(jī)在不同工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子葉尖間隙壓力脈動(dòng)時(shí)域圖?？梢钥闯?，非均勻間隙導(dǎo)致轉(zhuǎn)子機(jī)匣周向不同位置的壓力脈動(dòng)幅值存在一定差異，當(dāng)壓氣機(jī)工作在穩(wěn)定工況時(shí)，對(duì)應(yīng)P3和P4位置大間隙處的壓力脈動(dòng)幅值和平均靜壓值均要大于小間隙處的壓力脈動(dòng)幅值和平均靜壓值(見(jiàn)表2)，而在壓力脈動(dòng)幅值最大的P5位置，大間隙處的壓力脈動(dòng)幅值和平均靜壓值則小于小間隙處的壓力脈動(dòng)幅值和平均靜壓值。當(dāng)壓氣機(jī)工作在近喘點(diǎn)工況時(shí)，在轉(zhuǎn)子葉尖前緣P2位置和之后的P3位置，大間隙處的壓力脈動(dòng)強(qiáng)于小間隙處的壓力脈動(dòng)，而在轉(zhuǎn)子葉尖中后部位置(P4和P5)，大間隙處的壓力脈動(dòng)則又弱于小間隙處的壓力脈動(dòng)。

由于壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子與機(jī)匣之間存在相對(duì)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)子葉片葉尖間隙內(nèi)部流動(dòng)必然呈現(xiàn)出強(qiáng)烈的非定常特征。為了解和掌握轉(zhuǎn)子葉尖間隙流場(chǎng)內(nèi)引起壓力脈動(dòng)的主要擾動(dòng)源，有必要詳細(xì)獲取轉(zhuǎn)子葉尖間隙中非定常泄漏流動(dòng)的主導(dǎo)頻率。為此，采用工程上常用的快速傅里葉變換技術(shù)將上述時(shí)域信號(hào)轉(zhuǎn)換到與其對(duì)應(yīng)的頻率空間，從而得到轉(zhuǎn)子葉尖間隙壓力脈動(dòng)頻譜特性。圖11給出了壓氣機(jī)在不同工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子葉尖間隙壓力脈動(dòng)頻譜圖?？梢钥闯?，不同工況下，大間隙和小間隙所對(duì)應(yīng)的頻譜特征總體上幾乎沒(méi)有差異。穩(wěn)定工況時(shí)，主要存在轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)頻率及其多階倍頻成分，而在近喘點(diǎn)工作狀態(tài)下，無(wú)論是大間隙還是小間隙，均出現(xiàn)了210 Hz的旋轉(zhuǎn)失速頻率，說(shuō)明周向非均勻間隙對(duì)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子失速頻率沒(méi)有影響，即沒(méi)有從本質(zhì)上改變壓氣機(jī)氣動(dòng)失穩(wěn)的物理機(jī)制。

為了繪制轉(zhuǎn)子葉尖間隙流場(chǎng)壓力分布云圖，首先找出轉(zhuǎn)速信號(hào)脈沖上升沿， 以此作為相位起

圖10 不同工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子葉尖間隙壓力脈動(dòng)時(shí)域圖(n=100%nd)Fig.10 Time-domain diagram of rotor tip clearance pressure fluctuation at different working conditions (n=100%nd)

表2 葉尖間隙靜壓脈動(dòng)均值

Table 2 Mean value of tip clearance static pressure fluctuation kPa

圖11 不同工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子葉尖壓力脈動(dòng)頻譜圖 (n=100%nd)Fig.11 Spectrum diagram of rotor tip pressure fluctuation at different working conditions (n=100%nd)

始點(diǎn)截取直至下一個(gè)負(fù)脈沖壓力數(shù)據(jù)作為一個(gè)周期。為排除壓氣機(jī)試驗(yàn)件加工誤差、轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速不均勻性和其他干擾的影響，按上述方法截取相同轉(zhuǎn)速下多圈數(shù)據(jù)，鎖相后進(jìn)行等相位平均。圖12詳細(xì)構(gòu)造了壓氣機(jī)在不同工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子葉尖間隙靜壓(p)分布云圖，可以看出，堵點(diǎn)工況時(shí)，相比于小間隙情況，大間隙下起始于轉(zhuǎn)子葉片吸力面前緣的間隙泄漏流向通道下游發(fā)展運(yùn)動(dòng)和傳播擴(kuò)散趨勢(shì)更為劇烈，當(dāng)葉尖泄漏渦穿過(guò)前緣激波時(shí)，在靠近相鄰葉片壓力面?zhèn)刃纬闪烁鼑?yán)重的高靜壓低速區(qū)，同時(shí)葉尖泄漏渦仍然以一定的尺度和強(qiáng)度繼續(xù)向通道下游傳遞，使得泄漏渦影響范圍變大。當(dāng)葉尖泄漏渦穿越轉(zhuǎn)子通道中后部第2道正激波后，在激波逆壓梯度干擾作用下，葉尖泄漏渦與周?chē)黧w發(fā)生強(qiáng)烈摻混，使得葉尖泄漏渦向相鄰葉片壓力面方向偏轉(zhuǎn)和擴(kuò)散程度更大。當(dāng)壓氣機(jī)工作在最高效率點(diǎn)時(shí)，隨著出口背壓的提高，此時(shí)轉(zhuǎn)子通道正激波起始點(diǎn)位置向進(jìn)口方向移動(dòng)，相比于小間隙情況，大間隙下的泄漏渦與通道激波相互作用，使得相鄰葉片壓力面?zhèn)鹊母哽o壓低速區(qū)域擴(kuò)大，加重了對(duì)轉(zhuǎn)子通道的堵塞作用。當(dāng)壓氣機(jī)繼續(xù)向近喘點(diǎn)工況逼近時(shí)，轉(zhuǎn)子葉尖通道靠近相鄰葉片壓力面處的低速堵塞區(qū)面積將進(jìn)一步增大，泄漏渦在通道強(qiáng)激波的逆壓梯度作用下發(fā)生破碎進(jìn)而加劇轉(zhuǎn)子通道的流動(dòng)堵塞程度，氣流無(wú)法順利流出，最終將會(huì)觸發(fā)壓氣機(jī)內(nèi)部流動(dòng)失穩(wěn)。

圖12 不同工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子葉尖靜壓分布云圖 (n=100%nd)Fig.12 Contours of rotor tip static pressure distribution at different working conditions (n=100%nd)

3 結(jié) 論

本文針對(duì)軸流壓氣機(jī)氣動(dòng)性能試驗(yàn)中存在的試驗(yàn)對(duì)象技術(shù)狀態(tài)識(shí)別問(wèn)題，以轉(zhuǎn)子機(jī)匣橢圓度變化為關(guān)注點(diǎn)，開(kāi)展了周向非均勻葉尖間隙對(duì)單級(jí)跨聲速軸流壓氣機(jī)氣動(dòng)性能與失穩(wěn)機(jī)制影響的試驗(yàn)研究，獲取了包括轉(zhuǎn)子機(jī)匣橢圓度幾何參數(shù)、壓氣機(jī)總體性能參數(shù)與轉(zhuǎn)子葉尖間隙流場(chǎng)參數(shù)等在內(nèi)的完整試驗(yàn)數(shù)據(jù)。通過(guò)對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的整理與分析，揭示了周向非均勻葉尖間隙對(duì)壓氣機(jī)內(nèi)部流動(dòng)失穩(wěn)的觸發(fā)機(jī)制，從中得出以下結(jié)論：

1) 在所研究的機(jī)匣橢圓度變形范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)子葉尖周向非均勻間隙對(duì)壓氣機(jī)流量、壓比和效率基本沒(méi)有產(chǎn)生影響，但對(duì)氣動(dòng)穩(wěn)定性具有顯著影響。與常規(guī)周向均勻間隙相比，轉(zhuǎn)子葉尖周向非均勻間隙能夠誘發(fā)壓氣機(jī)提前進(jìn)入非穩(wěn)定工況，并且隨著轉(zhuǎn)子機(jī)匣橢圓度的增大，穩(wěn)定工作邊界逐漸向右下方偏移，壓氣機(jī)穩(wěn)定工作范圍不斷減小。

2) 不同轉(zhuǎn)速下，壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度損失程度并不完全一致，總體上看，高轉(zhuǎn)速工作區(qū)域的壓氣機(jī)穩(wěn)定裕度損失程度要大于中低轉(zhuǎn)速工作區(qū)域。

3) 不同轉(zhuǎn)速下，當(dāng)壓氣機(jī)逼近喘點(diǎn)工況時(shí)，轉(zhuǎn)子葉片尖部氣動(dòng)負(fù)荷逐漸加重，周向非均勻葉尖間隙會(huì)導(dǎo)致原有轉(zhuǎn)子葉片氣動(dòng)負(fù)荷沿徑向重新分布，總體上弱化轉(zhuǎn)子葉片尖部氣動(dòng)加功能力。

4) 設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速時(shí)，葉尖間隙泄漏渦通過(guò)脫體激波后會(huì)發(fā)生突然膨脹而出現(xiàn)“渦破裂”現(xiàn)象，葉尖間隙泄漏渦在轉(zhuǎn)子通道內(nèi)形成了大面積的高靜壓低速堵塞區(qū)，對(duì)轉(zhuǎn)子葉尖區(qū)域通道造成嚴(yán)重堵塞，迫使葉尖泄漏流在相鄰轉(zhuǎn)子葉片葉尖前緣發(fā)生溢流，進(jìn)而觸發(fā)壓氣機(jī)內(nèi)部流動(dòng)失穩(wěn)。相比于小間隙情況，大間隙下的泄漏渦與通道激波相互作用，使得相鄰葉片壓力面?zhèn)鹊母哽o壓低速區(qū)域擴(kuò)大，加重對(duì)轉(zhuǎn)子通道的堵塞作用。

[1] RAINS D A. Tip clearance flows in axial compressors and pumps[D]. Pasadena，CA: California Institute of Technology, 1954: 1-88.

[2] SAKULKAEW S, TAN C S, DONAHOO E, et al. Compressor efficiency variation with rotor tip gap from vanishing to large clearance[J]. Journal of Turbomachinery, 2013, 135(3): 35-48.

[3] DU J, LIN F, ZHANG H W, et al. Numerical investigation on the originating mechanism of unsteadiness in tip leakage flow for a transonic fan rotor: GT2008-51463 [R]. New York: ASME, 2008.

[4] ADAMCZYK J J, CELESTINA M L, GREITZER E M. The role of tip clearance in high-speed fan stall[J]. Jour-nal of Turbomachinery, 1993, 115(1): 28-39.

[5] HAH C, BERGNER J, SCHIFFER H. Short length-scale rotating stall inception in a transonic axial compressor criteria and mechanisms: GT2006-90045[R]. New York: ASME, 2006.

[6] VO H D, TAN C S, GREITZER E M. Criteria for spike initiated rotating stall[J]. Journal of Turbomachinery, 2008, 130(1): 1-9.

[7] COPENHAVER W W, MAYHEW E, HAH C, et al. The effect of tip clearance on a swept transonic compressor rotor: GT1994-363[R]. New York: ASME, 1994.

[8] YAMADA K, KIKUTA H, FURUKAWA M, et al. Effects of tip clearance on the stall inception process in an axial compressor rotor: GT2013-95479[R]. New York: ASME, 2013.

[9] HOYING D A, TAN C S, VO H D, et al. Role of blade passage flow structures in axial compressor rotating inception[J]. Journal of Turbomachinery, 1999, 121(4): 735-742.

[10] 謝芳, 楚武利, 李相君, 等.葉尖間隙對(duì)跨聲速軸流壓氣機(jī)近失速的影響[J]. 航空動(dòng)力學(xué)報(bào), 2014, 29(10): 2417-2423.

XIE F, CHU W L, LI X J, et al. Influence of blade tip clearance at near-stall condition on transonic axial-flow compressor[J]. Journal of Aerospace Power, 2014, 29(10): 2417-2423 (in Chinese).

[11] 付磊, 宋西鎮(zhèn), 袁巍, 等.跨聲速壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖非定常流場(chǎng)數(shù)值研究[J]. 航空動(dòng)力學(xué)報(bào), 2013, 28(12): 2821-2828.

FU L, SONG X Z, YUAN W, et al. Numerical investigations on unsteady flow field at tip region in transonic compressor rotor[J]. Journal of Aerospace Power, 2013, 28(12): 2821-2828 (in Chinese).

[12] 劉東健, 李軍, 李建偉, 等. 轉(zhuǎn)子葉頂間隙泄漏流軌跡前移的動(dòng)力學(xué)機(jī)制[J]. 航空動(dòng)力學(xué)報(bào), 2014, 29(7): 1680-1687.

LIU D J, LI J, LI J W, et al. Dynamics mechanism of tip leakage flow trajectory movement in rotor[J]. Journal of Aerospace Power, 2014, 29(7): 1680-1687 (in Chinese).

[13] 張晨凱, 胡駿, 王志強(qiáng), 等. 軸流壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖間隙流動(dòng)結(jié)構(gòu)的數(shù)值研究[J]. 航空學(xué)報(bào), 2014, 35(5): 1236-1245.

ZHANG C K, HU J, WANG Z Q, et al. Numerical study on tip clearance flow structure of an axial flow compressor rotor[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2014, 35(5): 1236-1245 (in Chinese).

[14] 劉寶杰, 張志博, 于賢君. 軸流壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖泄漏堵塞特性的試驗(yàn)研究[J]. 航空學(xué)報(bào), 2013, 34(12): 2682-2691.

LIU B J, ZHANG Z B, YU X J. Experimental investigation on characteristics of tip leakage blockage in an axial compressor[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2013, 34(12): 2682-2691 (in Chinese).

[15] 于洋, 劉巧英, 沈倍毅, 等. 高壓壓氣機(jī)徑向間隙分析[J]. 推進(jìn)技術(shù), 2013, 34(3): 339-346.

YU Y, LIU Q Y, SHEN B Y, et al. Radial clearance analysis on high pressure compressor[J]. Journal of Propulsion Technology, 2013, 34(3): 339-346 (in Chinese).

[16] GRAF M B, WONG T S, GREITZER E M, et al. Effects of nonaxisymmetric tip clearance on axial compressor performance and stability[J]. Journal of Turbomachinery, 1998, 120(4): 648-661.

[17] GORDON K A. Three-dimensional rotating stall inception and effects of rotating tip clearance asymmetry in axial compressor[D]. Boston, MA: Massachusetts Insitute of Technology, 1999: 1-388.

[18] CAMERON J D, BENNINGTON M A, ROSS M H, et al. Effects of steady tip clearance asymmetry and rotor whirl on stall inception in an axial compressor: GT2007-28278[R]. New York: ASME, 2007.

[19] MARE L D, IMREGUN M, GREEN J S. Effect of real geometry on compressor performance predictions: GT2009-59824[R]. New York: ASME, 2009.

[20] KANG Y S, KANG S H. Prediction of the nonuniform tip clearance effect on the axial compressor flow field[J]. Journal of Fluids Engineering, 2010, 132(5): 051110.

[21] SONG S J, CHO S H. Nonuniform flow in a compressor due to asymmetric tip clearance[J]. Journal of Turbomachinery, 2000, 122(4): 751-760.

[22] 梁武昌, 楚武利, 朱俊強(qiáng), 等. 非軸對(duì)稱(chēng)尖部間隙對(duì)軸流壓氣機(jī)性能影響的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 航空動(dòng)力學(xué)報(bào), 2004, 19(2): 233-236.

LIANG W C, CHU W L, ZHU J Q, et al. Effects of asymmetric tip clearance on axial flow compressor performance[J]. Journal of Aerospace Power, 2004, 19(2): 233-236 (in Chinese).

[23] 陳穎秀, 侯安平, 張明明, 等. 軸流壓氣機(jī)機(jī)匣變形對(duì)多排轉(zhuǎn)子流場(chǎng)特性的影響[J]. 航空學(xué)報(bào), 2016, 37(11): 3284-3295.

CHEN Y X, HOU A P, ZHANG M M, et al. Effects of casing deformation on blade rows flow field characteristics in an axial-flow compressor[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2016, 37(11): 3284-3295 (in Chinese).

[24] 桂幸民, 王同慶, 于清, 等. 跨音壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖流場(chǎng)試驗(yàn)與分析[J]. 工程熱物理學(xué)報(bào), 1998, 19(5): 553-558.

GUI X M, WANG T Q, YU Q, et al. Investigation on the tip clearance flow field in a transonic compressor rotor[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 1998, 19(5): 553-558 (in Chinese).