连续收缩扩张气膜孔排冷却特性的数值模拟

周骏飞,王新军,张峰

(西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安)



连续收缩扩张气膜孔排冷却特性的数值模拟

周骏飞,王新军,张峰

(西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安)

为研究连续收缩扩张孔的冷却特性,在C3X静叶片上分别建立了连续收缩扩张气膜孔冷却模型、圆柱气膜孔冷却模型和展向扩张气膜孔冷却模型,连续收缩扩张气膜孔每排23个、孔间距为20 mm,展向扩张孔每排19个、孔间距为24 mm,圆柱孔每排19个、孔间距为24 mm。同时,在叶片前部开设了一个U形冷却通道,尾部开设了一个直冷却通道,冷气通过这2个内部冷却通道进入气膜孔。利用ANSYS-ICEM商用软件对上述3种模型进行了结构化网格划分,采用ANSYS-CFX商用软件和SST湍流模型进行了数值计算和分析比较,结果表明:连续收缩扩张孔的气膜冷却效率高于圆柱孔和展向扩张孔,在孔口附近和高吹风比下的优势最明显;连续收缩扩张孔使冷气射流在相邻两孔的交汇处形成了类似反肾形涡结构,该涡的强度不大,但具有良好的延续性和较大的冷气覆盖面积;复合冷却时冷气射流脱离壁面的现象更明显,孔口附近总冷却效率低于绝热冷却效率。在连续收缩扩张孔的实际应用中选择偏大的吹风比和更小的入射角可以提高气膜冷却效率。

收缩扩张孔;气膜冷却;内部冷却;静叶片;数值计算

燃气轮机高温部件必须受到冷却保护,气膜冷却是在透平叶片表面形成低温气体保护层,使叶片能够承受更高的燃气温度。传统圆柱形气膜孔流动损失大,气膜覆盖率低,在高吹风比下容易产生射流而脱离壁面,且无法满足设计者的要求。Goldstein率先提出了一种带有展向扩张的成型孔结构[1]。Bunker综述了4种典型扩张孔结构并进行了系统分析[2],表明与传统的圆柱孔相比,扩张孔的气膜冷却效率更高,气膜覆盖面积更大,且在较高吹风比下有着明显的优势。Sargison提出了一种由圆形逐步变为扁平槽缝的收缩扩张气膜孔结构[3-4],其研究发现收缩扩张孔可进一步提高叶片的气膜冷却效率,降低叶栅气动损失,在孔的下游位置能保持均匀、稳定的气膜覆盖。Azzi等在平板上对单一收缩扩张孔进行了数值模拟[5]。朱惠人等对离散的收缩扩张孔排进行了实验研究和数值模拟[6-7],分析了孔型提高气膜冷却效率的机理。

上述研究均以离散的收缩扩张孔为研究对象,而离散孔未能在叶片外表面形成一条连续的槽缝,孔与孔之间的气流交互作用以及孔排的冷却性能未能完全展现出来,另外以绝热效率作为评价指标,也未考虑壁面热传导的影响,而工程应用时叶片的气膜冷却和内部冷却是同时存在的。本文采用ANSYS-CFX商用软件数值研究了不同吹风比下连续布置的收缩扩张孔的气膜冷却特性和内、外部复合冷却特性。

1 计算模型和数值方法

1.1 计算模型

采用Hylton等设计的C3X静叶型[8],并按相似理论放大了3.9倍。图1为数值计算模型,其中叶高为549 mm,轴向弦长Dx=235 mm,节距为457 mm。在叶片前部开设了一个U形冷却通道,尾部开设了一个直冷却通道。叶片上设置了4排气膜冷却孔,分别用ss1、ss2、ps1、ps2表示。连续收缩扩张气膜孔每排23个,孔间距为20 mm。展向扩张孔每排19个,孔间距为24 mm,孔直径为8 mm,展向扩张角度为15°。圆柱孔每排19个,孔间距为24 mm,孔直径为8 mm。上述孔排布置可确保3种孔型具有相同的最小通流截面积。3种孔型下ps1和ps2的入射角度为35°,分别位于0.15倍和0.6倍的轴向弦长处;ss1、ss2的入射角度为55°,分别位于0.35倍和0.55倍轴向弦长处。冷却空气从叶片上端面进入U形通道和直通道,并从气膜孔排出。U形通道为ss1、ss2、ps1提供冷气,直通道为ps2提供冷气。

(a)流道示意 (b)叶片示意图1 数值计算模型

图2为3种孔型结构,其中收缩扩张孔如图2a所示。孔为圆形,分布在叶片内表面,直径为10 mm,且沿展向逐步扩张,沿轴向逐步收缩。靠近叶片表面,相邻气膜孔相交并形成了一条连续的槽缝,槽缝宽度l=2 mm。

使用ICEM软件对计算模型进行了结构化网格划分,叶片、冷却通道及气膜冷却孔采用O型网格,冷却通道表面、叶片表面以及上下端壁网格进行加密处理。图3为连续收缩扩张气膜孔附近的网格示意。

(a)收缩扩张孔

(b)展向扩张孔

(c)圆柱孔图2 3种气膜冷却孔型的结构

图3 连续收缩扩张气膜孔附近的网格示意

1.2 参数定义

本文中x为轴向(主流来流方向),y为叶片展向(叶高方向),z为叶片外表面法向。

相对轴向弦长

(1)

式中:Dx为叶片弦长沿x方向的投影。

叶片表面的对流换热系数

he=qw/(T∞-Tw)

(2)

式中:qw为通过叶片表面的热流量。

定义吹风比

M=(ucρc)/(u∞ρ∞)

(3)

式中:ρc为冷气密度;ρ∞为主流气体密度;uc为冷气出口速度;u∞为主流气体速度。

定义绝热冷却效率

η=(T∞-Taw)/(T∞-Tc)

(4)

式中:T∞为主流气体总温;Taw为壁面绝热温度;Tc为冷却气流离开气膜孔时的温度。

定义总冷却效率

φ=(T∞-Tw)/(T∞-Tc)

(5)

式中:Tw为壁面温度。

1.3 数值计算方法与网格无关性验证

采用ANSYS-CFX商用软件数值求解了叶片冷却气体与主流气体的三维定常黏性流动雷诺时均N-S方程,同时进行了网格无关性和湍流模型验证。

图4为不同网格数时计算得到65%相对叶高处的绝热冷却效率。网格数大于320万时,网格数对计算结果的影响显著降低,网格数为520万、620万时计算结果差别极小。因此,后续计算选定的网格数为520万。

图4 网格无关性验证

本文同时涉及到内部冷却和气膜冷却2种冷却方式,湍流模型的验证分为内部冷却湍流模型验证和外部气膜冷却湍流模型验证。内部冷却湍流模型验证的计算条件与文献[9]实验条件完全相同,该实验为叶片内部通道气流冷却叶片、外部高温来流加热叶片的共轭换热实验。图5为4种湍流模型下计算得到的65%相对叶高处的叶片外表面对流换热系数分布与Jason实验结果[9]的对比。在压力面,除RNGk-ε模型外的4种湍流模型预测结果均与实验数据吻合良好;在吸力面,SST(含γ-θ转变)模型(SST-γ-θ)能够预测叶片外部流动从层流到湍流的转变,其在绝大部分区域与实验数吻合良好,并在叶片前缘到吸力面的0.3倍轴向弦长内的误差小于20%,这主要是叶片吸力面前缘气流不断加速、流动过程较复杂、对换热系数影响较大的缘故。

外部气膜冷却湍流模型验证的计算条件与Dyson等的实验条件[10]完全相同,该实验是叶片在绝热条件下测量压力面单排圆柱形气膜孔气膜冷却效率的实验。图6为4种湍流模型下计算得到的压力面气膜孔下游的冷却效率与实验结果的对比。可以看出,SST-γ-θ的计算结果与实验数据最为接近。

综上所述,本文的后续计算均选择SST-γ-θ。

图5 内部冷却的湍流模型验证

r:孔下游轴向距离与孔直径的比图6 外部气膜冷却的湍流模型验证

2 数值计算结果与分析

计算条件同文献[10],给定叶栅的主流进口速度、温度,给定U形通道和直通道的冷气进口速度、温度,设定流道沿周向为周期的边界条件,出口压力取一个标准大气压。设定流体域工质为理想空气,使用Sutherland公式对空气的导热系数和黏性系数进行修正。在内部冷却和气膜冷却的耦合计算时,设定固体域的导热系数为1.04 W/(m·K),比热容为1.25 J/(kg·K)。

2.1 连续收缩扩张孔的优势

在相同条件下,对圆柱孔、展向扩张孔和连续收缩扩张孔3种气膜孔的冷却特性进行了数值研究。计算条件:固体域为绝热;U形通道的冷气进口速度为16 m/s,给定相应的各孔排吹风比(ss1为1.5,ss2为1.6,ps1为4.5);给定的直通道冷气进口速度分别为2、3、4、6、8 m/s,相应的ps2吹风比分别为0.5、0.7、1.0、1.5、2.0。

图7为3种孔型在ps2下游65%相对叶高处的绝热冷却效率对比。由于圆柱孔射流最易出现冷却气体脱离壁面,且形成的肾形涡使主流高温气体被卷吸至叶片表面,所以各吹风比下的绝热冷却效率均低于0.4,孔口附近的绝热冷却效率最低。展向扩张孔对肾形涡的抑制效果较好,孔口附近的绝热冷却效率较高,整体绝热冷却效率大约是圆柱孔的2倍。连续收缩扩张孔的绝热冷却效率高于展向扩张孔,它能将高冷却效率维持至约0.7倍的轴向弦长处,这一优势随着吹风比的增大而增大。

图7 3种孔型在ps2下游65%相对叶高处的绝热冷却效率对比

2.2 连续收缩扩张孔的强化换热机理

图8为在吹风比为1.0下,ps2的某个收缩扩张孔及其相邻气膜孔下游的速度矢量图。冷气射流沿z方向的分速度在收缩扩张孔的交汇处最大,该处的冷气射流间相互作用形成的涡结构使冷气射流向收缩扩张孔的射流中心区域流动,因而在气膜孔下游形成了扁平椭圆状的类似反肾形涡结构,该涡结构持续到了沿轴向距离约40倍槽缝宽度处。值得注意的是,冷气进入气膜孔前有大约90°的横向流动,而横向射流会影响冷却气在气膜孔内的流动[11],使得涡结构并非完全对称,该涡与肾形涡不同的是,它有助于冷气沿展向扩散,并使得射流能更好地贴附于叶片表面,这将是2.1节中的连续收缩扩张孔孔口附近以及整个孔排下游的绝热冷却效率要高于展向扩张孔的原因。上述分析结果与文献[6]中离散布置的收缩扩张孔的部分实验结果吻合,然而涡强度却没有文献[6]中的高,这是连续布置的收缩扩张孔使冷气在到达孔口前就与相邻孔的冷气汇合,从而导致冷却气流间的相互作用位置前移,同时表现出部分槽缝孔的特性,并使类反肾形涡提前出现,出口射流更均匀。

(a)x/l=5

(b)x/l=20

(c)x/l=40图8 气膜孔下游的速度矢量图

图9为吹风比分别为0.5、2.0时,ps2孔排部分冷却气流的流线。无论吹风比高还是低,冷气均可较好地贴附在叶片表面。

(a)M=0.5 (b)M=2.0图9 ps2孔排的部分冷却气流流线

2.3 连续收缩扩张孔的复合冷却特性

设定固体域为导热,直通道的冷气进口速度为4 m/s,U形通道进口冷气速度分别为10、11、12、13 m/s。表1为不同U形通道在冷气进口速度下的孔排吹风比。

图10为叶片内部冷却与外部气膜冷却耦合计算得到的部分冷却气的流线。为了比较,图11给出了单独气膜冷却时的计算结果。耦合冷却时,ps1冷气出流后紧贴叶片表面,而吸力面射流发生脱离壁面的现象,但随着吹风比的增大,该现象减弱。单独气膜冷却时,冷气射流脱离壁面的现象不明显,而吸力面最为明显。

表1 不同U形通道在冷气进口速度下的孔排吹风比

(a)10 m/s (b)13 m/s图10 耦合冷却时的部分冷却气流流线

(a)10 m/s (b)13 m/s图11 单独气膜冷却时的部分冷却气流流线

图12 耦合冷却时65%相对叶高处的总冷却效率

图12为内部与外部气膜冷却耦合计算得到的65%相对叶高处的总冷却效率。吸力面上,总冷却效率随U形通道进口冷气速度的增加而增大,这主要是冷气射流脱离壁面的现象随吹风比的增加而逐渐消失。压力面上,ps1下游的总冷却效率随着吹风比的增大而先增后减,最佳吹风比约为2.4。ps2下游的总冷却效率也有一定程度的增大,这是受上游ps1影响的缘故,当ps1吹风比增大时,ps2的吹风比略微下降,所以冷却效率增大。

图13为单独气膜冷却计算得到的65%相对叶高处的绝热冷却效率。吸力面上,绝热冷却效率随着U形通道进口冷气速度的增加几乎保持不变。压力面上,ps1下游的绝热冷却效率随吹风比的增加而降低,吹风比大于2.4时射流脱离壁面的现象明显,吹风比分别为2.0和2.4时绝热冷却效率相差不大,因此无内部冷却时压力面的最佳吹风比略小于2。

图13 单独气膜冷却时65%相对叶高处的绝热冷却效率

图14 13 m/s下2种冷却在65%相对叶高处的总冷却效率和绝热冷却效率

图14为U形通道进口冷气速度为13 m/s时,65%相对叶高处的总冷却效率和绝热冷却效率。耦合冷却时,孔口冷气射流的速度分布以及冷气在内部通道的速度分布与单独气膜冷却时相比有一定差异,冷气在内部通道开始换热且在到达孔口时温度已有所提高,因而孔口附近的绝热冷却效率要高于总冷却效率。ps1下游的绝热冷却效率先大于总冷却效率,后逐渐低于总冷却效率,ps2下游的绝热冷却效率则一直大于总冷却效率。ss1和ss2遵循着和ps1类似的结论。在叶片前缘,总冷却效率比绝热冷却效率高0.2左右。

实际应用时,气膜冷却和内部冷却是同时存在的,所以上述研究为连续收缩扩张孔的实际应用提供了更可靠的理论依据。

3 结 论

本文基于C3X静叶数值研究了连续收缩扩张孔单独气膜冷却特性和耦合冷却特性,比较了圆柱孔、展向扩张孔和连续收缩扩张孔的气膜冷却性能,分析了连续收缩扩张孔的强化换热机理,对比了耦合冷却和单独气膜冷却的冷却效率,结论如下。

(1)连续收缩扩张孔的整体冷却性能要优于圆柱孔和展向扩张孔,在孔口附近和高吹风比(2.0)下,连续收缩扩张孔的优势最明显。

(2)冷气通过连续布置的收缩扩张孔后在相邻两孔交界处形成了类似反肾形涡结构,该涡强度不大,但具有良好的持续性,使冷气射流紧贴壁面并增加了气膜覆盖面积。

(3)耦合冷却下冷气射流脱离壁面的现象比单独气膜冷却时更为严重。耦合冷却时孔口附近的总冷却效率低于绝热冷却效率,ps1的最佳吹风比(2.4)要大于单独气膜冷却时ps1的最佳吹风比(2.0)。在连续收缩扩张孔的实际应用中,选择偏大的吹风比和更小的入射角可以降低射流脱离壁面带来的不利影响,进一步提高气膜冷却效率。

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(编辑 苗凌)

Numerical Simulation for Cooling Characteristics with Continuous Arranged Converging Slot-Hole Rows

ZHOU Junfei,WANG Xinjun,ZHANG Feng

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

Continuously arranged converging slot-holes are set on a C3X stator, which contains a U-bend channel at the front of the airfoil and a radial channel near the trailing edge inside the airfoil by solidworks. Cylindrical hole model and fan-shaped hole model are also constructed in the same way. Each model has four rows of film cooling holes. In the slot-hole case, there are 23 holes with a pitch of 20 millimeters in one film cooling hole row. In the cylindrical and fan-shaped hole case, there are 19 holes with a pitch of 24 millimeters in one film cooling hole row. Cooling air is supplied to film cooling holes through the U-bend channel and the radial channel. These three models are meshed by structured grids with ANSYS-ICEM. ANSYS-CFX and SST turbulence model is used to calculate the turbulent flow. The adiabatic cooling performance of converging slot-holes is compared with that of cylindrical holes and fan-shaped holes in different blowing ratio, the heat transfer enhancement mechanism of converging slot-holes is analyzed, and the adiabatic cooling effectiveness and the overall cooling effectiveness are compared. The Result shows that converging slot-hole has the highest adiabatic cooling effectiveness and the advantages become more obvious at the larger blow ratio. A kind of vortex which looks like anti-kidney vortex is found downstream of continuous arranged converging slot-holes. The intensity of the vortex is not very high but maintains in a long distance and increases the coverage of the coolant film on the surface of the stator. The internal cooling has a non-ignorable influence on the numerical result. As a consequence, conjugate cooling has less resistance to jet lift-off. The overall effectiveness is lower than the adiabatic effectiveness at the exit of slot-holes. In the practical application of the continuous arranged converging slot-hole rows, large blowing ratio and small injection angle are beneficial to promote the film cooling efficiency.

converging slot-hole; film cooling; internal cooling; stator; numerical calculation

10.7652/xjtuxb201603006

2015-07-08。 作者简介:周骏飞(1990—),男,硕士生;王新军(通信作者),男,副教授。

时间:2015-12-10

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20151210.1524.016.html

TK263

:A

:0253-987X(2016)03-0038-07