CN114893442B - 一种导叶、压气机及压气机的气动布局设计方法 - Google Patents

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Abstract

本公开了一种导叶、压气机及压气机的气动布局设计方法，导叶和压气机通过非谐结构设计，降低压气机的非同步振动响应，达到减振的目的，压气机的气动布局设计方法通过双向流固耦合方法，对半周压气机模型进行了数值模拟，基于数值模拟的结果深入探究非同步振动的诱导机理，并通过设计导叶的非均匀布局对转子叶片所受气动力进行优化，同时，结合栅距布局对振动的影响机理以及诱导非同步振动产生的因素，合理设计气动布局方案，最终达到抑制振动的目的。

Description

一种导叶、压气机及压气机的气动布局设计方法
技术领域
本公开涉及压气机的领域，具体涉及一种导叶、压气机及压气机的气动布局设计方法。
背景技术
压气机作为飞机发动机的重要组成部分以及航空发动机最易出故障的关键部件之一，它的性能直接关系到发动机整体性能的优劣。随着现今对飞机高机动性、高可靠性的追求，对航空发动机推重比等性能指标的需求也不断提高，压气机的级增压比越来越高，叶片气动负荷则不断增大。
在压气机中，转子叶片作为主要做功部件，其寿命长短、工作效率及稳定性极大地影响着压气机性能的高低。但由于叶片的设计逐渐趋于轻薄，再加之进口来流畸变、叶尖泄漏流、静子尾迹等产生的非定常激励，这就使得振动问题愈发突出，甚至会造成叶片的直接破坏，严重影响了发动机的整体性能和可靠性。据相关资料统计，由振动引起的故障约占航空发动机总故障的39％，其中叶片振动故障占振动故障的68％以上。多种振动形式中，非同步振动是近年来才出现的一种非典型的振动现象。其主要特征为振动频率不是转子频率的整数倍，我国的某型号发动机就曾遇到过由于发生非同步振动而诱发的转子叶片断裂故障。
叶片的非同步振动现象曾在世界多个叶轮机械设计使用中被检测到，由于其严重影响发动机的使用安全，对其的抑制方法成为发动机设计过程中的关键技术。各国学者开展了相关研究，但由于非同步振动的诱导因素复杂，长期以来相关研究对其发生机理尚未达成统一的定论，对非同步振动特征随叶片排变化的内在原因总结不到位，对其进行有效控制的研究也仍处于探索阶段。
因此，为了进一步理解非同步振动故障发生的机制、降低叶片振动水平，需要对压气机进口导叶栅距进行非均匀布局设计。
发明内容
针对上述存在的问题，本公开的目的在于提供一种导叶、压气机及压气机的气动布局设计方法，降低压气机的非同步振动响应，达到抑制振动的目的。
为实现上述目的，本公开提供了导叶，包括沿圆心中心对称分布的两个半周叶轮组件，所述半周叶轮组件设置至少两个扇区，每个所述扇区内设有栅距相同的多个叶片，不同扇区内叶片栅距不同；
当所述半周叶轮组件设置成两个相同的扇区时，所述两个相同的扇区内叶片数量不同，每个所述相同的扇区内叶片均匀分布，所述两个相同的扇区内的叶片数分别为11-14个和9-6个；
当所述半周叶轮组件设置成两个角度不同的扇区时，所述两个角度不同的扇区内叶片数量相同且均匀分布，所述两个角度不同的扇区的角度分别为60-85°和95-120°；
当所述半周叶轮组件设置成三个角度皆不同的扇区时，所述三个角度皆不同的扇区内叶片数量相同且均匀分布，所述三个角度皆不同的扇区的角度分别为45-50°，55-65°和70-85°。
为实现上述目的，本公开还提供了一种压气机，包括上述所述的导叶。
为实现上述目的，本公开还提供了一种压气机的气动布局设计方法，包括以下步骤：
通过双向流固耦合方法对基准模型进行计算得到基准模型的特征频率、效率和振幅；
基于双向流固耦合方法计算结果，分析基准模型非同步振动的诱导机理；
建立权利要求2所述的压气机的半周非谐压气机模型，通过双向流固耦合方法，基于非同步振动的诱导机理，对半周非谐压气机模型进行数值模拟，得到半周非谐压气机模型相对应的特征频率、效率和振幅；
将半周非谐压气机模型相对应的特征频率、效率和振幅与基准模型的特征频率、效率和振幅进行对比，选取效率变化在0.5％以内，且振幅最小的半周非谐压气机模型为优化后的压气机的压气机模型。
可选的，所述分析基准模型非同步振动的诱导机理包括：
对基准模型中叶片的振动响应进行分析，确定叶片振动主频的相对振幅，判断非同步振动的强弱；
对发生非同步振动的工况开展流场全局压力脉动分析，确定引发非同步振动的非定常激励区域；
通过流场的云图以及流线图对非定常激励区域进行分析，确定非定常激励的来源，得出非同步振动的诱导因素；
所述云图包括熵云图和马赫数云图。
可选的所述基准模型为导叶栅距和安装角皆均匀分布的压气机模型。
本公开的有益效果是：本公开提供的导叶和压气机通过非谐结构设计，降低压气机的非同步振动响应，达到减振的目的，本公开提供压气机的气动布局设计方法，通过双向流固耦合方法，对半周压气机模型进行了数值模拟，基于数值模拟的结果深入探究非同步振动的诱导机理，并通过设计导叶的非均匀布局对转子叶片所受气动力进行优化，同时，结合栅距布局对振动的影响机理以及诱导非同步振动产生的因素，合理设计气动布局方案，最终达到抑制振动的目的。
附图说明
附图示出了本公开的示例性实施方式，并与其说明一起用于解释本公开的原理，其中包括了这些附图以提供对本公开的进一步理解，并且附图包括在本说明书中并构成本说明书的一部分。
图1为压气机的气动布局设计方法的步骤流程图；
图2为ANSYS时域推进流固耦合方法求解示意图；
图3为故障状态下转子叶片应力频谱图；
图4为静子域50％叶高处沿流向压力频谱图；
图5为不同叶高处马赫数云图；
图6为转子通道入口处马赫数云图；
图7为转子通道内不同叶高处流线图；
图8为转子叶尖附近流线图；
图9为均分两扇区布局示意图；
图10为均分两扇区布局导叶叶片排截面图；
图11为非均分两扇区布局示意图；
图12为非均分两扇区布局导叶叶片排截面图；
图13为非均分三扇区布局示意图；
图14为不同模型转子域90％叶高处流线图；
图15为不同模型转子叶片沿叶高受分离涡影响范围图；
图16为数值计算模型子午流道图。
具体实施方式
下面结合附图和实施例对本公开作进一步的详细说明。可以理解的是，此处所描述的具体实施例仅用于解释相关内容，而非对本公开的限定。另外还需要说明的是，为了便于描述，附图中仅示出了与本公开相关的部分。
需要说明的是，在不冲突的情况下，本公开中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本公开
请参阅图1至图16，本实施例包括：
一种压气机，压气机包括导叶，该导叶包括沿圆心中心对称分布的两个半周叶轮组件，半周叶轮组件设置至少两个扇区，每个所述扇区内设有栅距相同的多个叶片，不同扇区内叶片栅距不同。
其中，半周叶轮组件包括两个相同的扇区，两个扇区内叶片数量不同，每个扇区内叶片均匀分布，即称为均分两扇区，见图9-10，导叶被分为两个角度相等的扇区，每个扇区内部叶片分布均匀但两扇区的叶片数目不相等；半周叶轮组件包括两个角度不同的扇区，两个所述扇区内叶片数量相同且均匀分布，即称为非均分两扇区，见图11-12，导叶被分为两个角度不相等的扇区，两扇区内叶片数目相等且均匀分布，但扇区角度不相等；半周叶轮组件包括三个角度皆不同的扇区，三个所述扇区内叶片数量相同且均匀分布，即称为均分三扇区布，见图13，导叶被分为三个角度不相等的扇区，两扇区内叶片数目相等且均匀分布，但扇区角度不相等。
本公开还提供了一种压气机的气动布局设计方法，以降低叶片非同步振动响应的气动优化方法。本公开从计算流体力学和流固双向耦合理论出发，研究发生非同步振动故障状态下压气机的流场细节，探究非同步振动的诱导因素。在此基础上针对导叶栅距设计不同的非谐布局，通过判断流场特征和叶片振动响应的差异，选取在维持压气机性能前提下的最优气动布局。
1、运用双向流固耦合方法，对半周压气机模型进行数值模拟，求解流程见图2。根据流固耦合理论，流体域求解得到流固交界面的节点压力，并将其通过插值传递给固体域，固体域以此为边界条件计算得到结构变形和应力分布，而结构变形又作为边界条件导入流体域再次进行计算。如此反复迭代，直至结果趋于收敛进入下一时间步，从而实现两个物理场的耦合求解，计算得到非定常气动力作用下的动态响应。
基于流固耦合计算结果，进一步对该压气机开展非同步振动的诱导机理分析，分析主要包括以下三个方面：首先，对各模型中叶片的振动响应进行分析，通过MATLAB对叶片应力的快速傅里叶变换确定叶片振动主频的相对振幅，判断非同步振动的强弱。结果显示，试验中发生非同步振动的故障工况模型振动占优频率为转频的4.43倍，频谱如图3所示。其次，对发生非同步振动的工况开展流场全局压力脉动分析，具体包括支板域、0级静止域、1级转子域及1级静子域的不同叶高位置和周向位置，获取复杂三维流场中非定常激励的频率，确定引发非同步振动的非定常激励区域。其中静子域50％叶高处沿流向压力频谱如图4所示，静子叶片中的压力脉动频率基本固定，转子叶片通过频率沿流向幅值越来越大。最后，通过流场的熵、马赫数等云图以及流线图(如图5-7所示)等对该区域进行分析，确定该非定常激励的来源，从而得出非同步振动的诱导因素。
研究发现该压气机中大部分转子间隙泄漏流具有较大的负轴向速度，逆流至转子通道入口，与主流掺混后流入相邻通道，在其中受到出口高压流体阻塞作用，形成分离涡，再次逆流至通道入口并汇入下一流道(流线图见图8)。由此产生的周期性非定常气动力频率接近一弯动频，进而诱发共振，由于该叶片一弯动频约为转频的4.4倍，因此属于非同步振动。
2、通过导叶栅距非谐设计，改变掺混流强度，削弱间隙涡，进而实现减振。
本公开对压气机进口导叶栅距进行非谐布局设计。拟将半周压气机模型划分为不同扇区，每扇区内部栅距均匀，不同扇区中栅距不同，通过改变叶片数目或扇区角度以实现栅距非谐布局。
(1)均分两扇区
该压气机导叶栅距非谐均分两扇区布局示意图见图9-10，导叶被分为两个角度相等的扇区，每个扇区内部叶片分布均匀但两扇区的叶片数目不相等。对其设计了四种不同的布局方案，如表1所示。
表1均分两扇区布局方案
Figure GDA0004076730810000061
(2)非均分两扇区
该压气机导叶栅距非谐非均分两扇区布局示意图见图11-12，导叶被分为两个角度不相等的扇区，两扇区内叶片数目相等且均匀分布，但扇区角度不相等。对其设计了六种不同的布局方案，如表2所示。
表2非均分两扇区方案
Figure GDA0004076730810000062
(3)非均分三扇区
该压气机导叶栅距非谐非均分三扇区布局示意图见图13，导叶被分为三个角度不相等的扇区，两扇区内叶片数目相等且均匀分布，但扇区角度不相等。对其设计了六种不同的布局方案，如表3所示。
表3非均分三扇区方案
Figure GDA0004076730810000071
3、通过ANSYS对上述布局方案进行稳态计算以及双向流固耦合计算，提取叶片应力脉动数据进行傅里叶变换，振动程度与基准模型对比结果如表4所示。
表4栅距非谐万案计算结果
Figure GDA0004076730810000072
对所得结果进行分析发现：非均匀度较小的布局没有达到减振目的，反而使得振动加剧；而非均匀度较大的布局(扇区角度为60°，65°，70°)能够显著降低振动与应力水平，相较于基准模型，三者分别降低87％，77％和39％。因此，综合减振效果、对压气机性能的影响以及工程实际可行性，认为Φ70度方案为兼具减振效果和高性能的最优方案。
对各模型转子叶尖附近的流场进行进一步分析，从90％叶高处流线图(见图14)对比中发现：非均分两扇区模型中，非同步振动幅度与转子通道分离涡的强度呈正相关，振动越剧烈的布局形式，其对应流场中分离涡便越明显。并且通过不同叶高处的流线图对比得到：非同步振动越剧烈的布局形式，其对应流场中沿叶高受分离涡影响范围也越广(见图15)，这一特点在三扇区布局中也得到了印证。
具体到本实施例中，压气机的气动布局设计方法包括以下步骤：
S1：通过双向流固耦合方法对基准模型进行计算得到基准模型的特征频率、效率和振幅；
S2：基于双向流固耦合方法计算结果，分析基准模型非同步振动的诱导机理；
S3：建立表1-表3中的16种压气机的半周非谐压气机模型，通过双向流固耦合方法，基于非同步振动的诱导机理，对半周非谐压气机模型进行数值模拟，得到半周非谐压气机模型相对应的特征频率、效率和振幅；同时，也得到半周非谐压气机模型相对应的流量变化和压比，半周非谐压气机模型的压气机效率变化如表5-表7所示：
表5对半均分扇区方案计算结果
序号 命名(N1-N2) 流量/％ 压比/％ 效率/％
0 基准 0 0 0
1 11-9 -0.489 -0.090 -0.400
2 12-8 -0.406 0.009 -0.207
3 13-7 -0.871 -0.018 -0.552
4 14-6 -1.344 -0.279 -0.411
表6非均分两扇区方案计算结果
序号 命名(Φ1值) 流量/％ 压比/％ 效率/％
5 Φ85° -0.100 -0.027 0.239
6 Φ80° -0.514 -0.099 -0.595
7 Φ75° -0.058 0.099 -0.424
8 Φ70° -0.738 -0.027 -0.421
9 Φ65° -0.887 0.000 -0.625
10 Φ60° -1.344 -0.054 -0.794
表7非均分三扇区方案计算结果
序号 命名(Φ1-Φ2-Φ3) 流量/％ 压比/％ 效率/％
11 40-55-85 -0.984 0.015 -0.607
12 45-55-80 -0.763 0 -0.248
13 40-60-80 -1.000 0.010 -0.355
14 45-60-75 -0.611 0.018 -0.398
15 50-60-70 -0.182 0.055 0.317
16 45-65-70 -0.913 -0.075 0.283
S4：将半周非谐压气机模型相对应的特征频率、效率和振幅与基准模型的特征频率、效率和振幅进行对比，选取流量变化在1％以内、效率变化在0.5％以内、且振幅最小的半周非谐压气机模型为优化后的压气机的压气机模型。
通过以上结果对导叶栅距非谐布局的气动设计方法进行如下总结：该非谐布局方法可影响转子叶尖泄漏流与尾迹掺混后掺混流的周向传播强度，恰当的非谐程度可改善流场，降低转子叶片振动响应水平。当非谐程度较小时，间隙逆流与尾迹掺混后流入转子通道，在叶片间产生不规则的较大涡团，使得振动加剧；随着非谐程度的增大，叶片间分离涡强度以及其影响范围逐渐减小，进而振动减弱。并且实现减振的栅距非谐布局对压气机性能影响很小，可在工程实际的应用中起到指导性作用。
为更清楚地描述本方法，具体实施方式以国内某型出现非同步振动故障的压气机为例，分步骤对减振方案的设计作进一步的说明：
步骤1：根据该故障压气机结构参数，采用建模软件建立半周四排叶片的几何模型，具体包括支板、0级静子、1级转子和1级静子(见图16)。根据计算流体力学理论，采用NUMECA AutoGrid对该模型的流体域进行网格划分，并进行网格无关性验证；
步骤2：采用建模软件建立固体域的转子叶片模型，输入转子叶片材料参数如密度5100kg/m3、弹性模量79GPa、泊松比0.3等。根据有限元理论，采用ANSYS ICEM划分有限元网格，并对网格进行无关性验证；
步骤3：流场求解采用了ANSYS CFX软件，参考试验中真实条件，采用总温、总压和速度方向作为进口边界条件，采用静压作为出口边界条件，压气机壁面则设置为无滑移、无穿透和绝热固壁边界。湍流模型选取RANS模型中的标准k-ε湍流模型；
步骤4：通过ANSYS求对叶片进行振动模态分析，求解前四阶模态振型和固有频率(表8)，并生成inp文件作为CFX流固耦合计算的固体域输入文件；
表8叶片固有频率(前四阶口
Figure GDA0004076730810000101
步骤5：进行定常数值模拟计算，得到定常流场信息，为之后定常流场参数分析以及非定常数值模拟打下基础；
步骤6：以定常计算结果为初始条件，利用时域推进双向流固耦合数值模拟方法对该模型开展计算；
步骤7：首先计算试验中非同步振动故障发生时的工况，并与试验数据进行对比，验证所采用的数值模拟方法正确性；
步骤8：在数值计算的可靠性得到验证后，对导叶栅距、安装角均为均匀分布的模型进行时域推进的流固耦合计算，为之后的减振设计确定基准模型；
步骤9：基于流固耦合计算结果，进一步对该压气机开展非同步振动的诱导机理分析，发现激励源为叶尖间隙泄漏流与导叶尾迹掺混后周向传播，进而进入转子通道形成的分离涡所致；
步骤10：建立进口导叶栅距非谐模型，各模型的栅距非谐程度与上文中非均分两扇区中的Φ70度模型接近，在该非谐程度附近既可以保证压气机效率几乎不受影响，还可在工程实际中实现；
步骤11：对所建立的非谐模型进行双向流固耦合计算，提取叶片应力脉动数据，通过快速傅里叶变换进行数据处理，与基准的特征频率以及振幅进行对比，同时兼顾压比、效率等性能指标，从中选取最优布局，实现抑制非同步振动的目标。
本领域的技术人员应当理解，上述实施方式仅仅是为了清楚地说明本公开，而并非是对本公开的范围进行限定。对于所属领域的技术人员
而言，在上述公开的基础上还可以做出其它变化或变型，并且这些变化或变型仍处于本公开的范围内。

Claims (3)

1.一种压气机的气动布局设计方法，其特征在于：包括以下步骤：
通过双向流固耦合方法对基准模型进行计算得到基准模型的特征频率、效率和振幅；
基于双向流固耦合方法计算结果，分析基准模型非同步振动的诱导机理；
建立压气机的半周非谐压气机模型，通过双向流固耦合方法，基于非同步振动的诱导机理，对半周非谐压气机模型进行数值模拟，得到半周非谐压气机模型相对应的特征频率、效率和振幅；
将半周非谐压气机模型相对应的特征频率、效率和振幅与基准模型的特征频率、效率和振幅进行对比，选取效率变化在0.5％以内，且振幅最小的半周非谐压气机模型为优化后的压气机的压气机模型；
所述压气机包括导叶；
所述导叶包括沿圆心中心对称分布的两个半周叶轮组件，所述半周叶轮组件设置至少两个扇区，每个所述扇区内设有栅距相同的多个叶片，不同扇区内叶片栅距不同；
当所述半周叶轮组件设置成两个相同的扇区时，所述两个相同的扇区内叶片数量不同，每个所述相同的扇区内叶片均匀分布，所述两个相同的扇区内的叶片数分别为11-14个和9-6个；
当所述半周叶轮组件设置成两个角度不同的扇区时，所述两个角度不同的扇区内叶片数量相同且均匀分布，所述两个角度不同的扇区的角度分别为60-85°和95-120°；
当所述半周叶轮组件设置成三个角度皆不同的扇区时，所述三个角度皆不同的扇区内叶片数量相同且均匀分布，所述三个角度皆不同的扇区的角度分别为45-50°，55-65°和70-85°。
2.根据权利要求1所述的压气机的气动布局设计方法，其特征在于：所述分析基准模型非同步振动的诱导机理包括：
对基准模型中叶片的振动响应进行分析，确定叶片振动主频的相对振幅，判断非同步振动的强弱；
对发生非同步振动的工况开展流场全局压力脉动分析，确定引发非同步振动的非定常激励区域；
通过流场的云图以及流线图对非定常激励区域进行分析，确定非定常激励的来源，得出非同步振动的诱导因素；
所述云图包括熵云图和马赫数云图。
3.根据权利要求1所述的压气机的气动布局设计方法，其特征在于：所述基准模型为导叶栅距和安装角皆均匀分布的压气机模型。
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