轴流压气机作为航空发动机核心部件之一，如何进一步提升其气动性能和工作稳定性一直是研究者关注的焦点．跨声速压气机在工程上应用广泛，但因其内部流动结构复杂，特别是叶顶泄漏涡及激波的存在[1]，致使压气机在高负荷下易发生失速或喘振等不稳定现象，对整台发动机造成严重危害．Davis等[2]和张卓勋等[3]对跨声速压气机Stage35进行数值研究，表明其流动失稳的关键因素是叶顶泄漏涡破碎后在转子压力面侧形成的较大面积的低能流体团．进一步提高轴流压气机的稳定裕度，推迟旋转失速等非稳定流动现象的发生，成为当前研究者们亟待解决的关键问题．随着对压气机叶顶间隙流动机理认识的不断深入，研究人员提出了诸多控制间隙流动的措施，如压气机机匣处理[4]、机匣非定常抽吸[5]、叶顶喷气[6]、叶尖等离子激励[7]、弯掠动叶[8-9]和动叶顶几何修型[10-11]等．叶顶小翼技术作为一种动叶叶顶几何修型方法，在叶轮机械领域也受到关注．本课题组针对压气机动叶叶顶小翼控制间隙流动开展了一系列工作[12-13]，前期的研究中叶顶小翼沿叶顶全弦长布置在动叶叶顶，叶顶小翼在有效控制泄漏流动的同时由于自身使得叶顶面积增加，不可避免地增加了叶顶的摩擦损失；同时，叶顶泄漏流在不同弦长处的强度不同，优化设计叶顶小翼沿弦向的布置方式有助于更大程度地发挥小翼的作用效果．考虑到近失速工况时，动叶叶顶泄漏涡起始于叶片前缘间隙处并沿周向向相邻叶片压力面侧发展，若能利用前缘小翼针对叶顶前缘处泄漏涡流进行有效控制，则有可能有效提高压气机的气动性能．目前，国内外尚未开展动叶前缘小翼的研究工作．本研究针对单级跨声速压气机，探索不同几何参数的前缘小翼对压气机气动性能的影响，通过与原型压气机流场结构的对比分析，揭示了前缘小翼的扩稳机理．1 研究对象及动叶前缘小翼设计研究对象为跨声速压气机NASA Stage35，详细实验数据见文献[14]，主要设计参数如表1所示．动叶前缘小翼示意图如图1所示．10.13245/j.hust.250839.T001表1Stage35设计参数参数数值级设计流量(kg∙s-1)20.188总压比1.82总温比1.225绝热效率0.828动叶叶片数36设计转速/(kr∙min-1)17.188 7叶顶切线速度/(m∙s-1)454.456叶顶间隙/mm0.408展弦比1.19静叶叶片数46展弦比1.2610.13245/j.hust.250839.F001图1动叶前缘小翼示意图动叶前缘小翼造型采用与转子叶片一体化联合成型的融合式设计．采用UG建模软件，以尾缘为基点通过叶顶型线沿弦向向前缘方向扩展得到小翼叶顶，通过调整比例因子来控制转子叶顶型线的长度．小翼与叶片的融合范围在径向上为5%叶高，前缘小翼沿弦向长度(Lw)分别为5%，10%，15%，20%叶尖弦长(Lc)，分别记为LW1~LW4，原型记为ORI．改型动叶叶顶间隙值与原型动叶一致．2 数值计算方法数值计算采用 NUMECA 软件，求解定常黏性RNS (reynolds averaged Navier-Strokes)方程组，湍流模型采用S-A(spalart-allmaras)模型，空间离散采用Jameson中心差分格式，时间项采用4阶显式Runge-Kutta法，并采用多重网格法、当地时间步长和隐式残差光顺等方法来加速收敛．计算边界条件：进口总温为288.15 K，进口总压为101.325 kPa，气流方向为轴向进气，出口给定静叶出口轮毂处的静压，并按简化的径向平衡方程确定静叶出口静压沿径向的分布．壁面采用绝热无滑移边界条件，与转子叶片联结的轮毂壁和转子叶片转动，轮毂壁的其他部分、静子叶片及机匣则定义为静止．转静子交界面数据传递采用混合平面法．所有计算均从堵塞点工况开始，通过逐渐增加背压来逼近失速点，数值失速前最后一个收敛解为数值失速边界点，近失速工况附近的背压增幅为100 Pa．采用NUMECA 软件包中的Autogrid5 模块生成的三维结构化的压气机单通道网格，如图2所示，叶片通道区为O4H型网格，动叶间隙区为蝶形网格，动、静叶靠近端壁处，前缘及尾缘部分进行局部加密．近壁面第一层网格尺寸采用Blasius方程确定为3×10-6 m．由图3显示的壁面y+分布可知满足湍流模型的要求．10.13245/j.hust.250839.F002图2计算网格10.13245/j.hust.250839.F003图3壁面y+分布选取1.50×106，2.03×106，2.88×106和3.54×106四套网格(Grid1~Grid4)对Stage 35级原型级进行网格无关性验证，当网格数量超过2.88×106时，计算获得的压气机性能曲线已经基本不受网格数量的影响．考虑收敛速度及计算时间的因素，选取网格数为2.88×106进行计算．为验证数值方法的可靠性，图4给出了100%及90%设计转速下数值计算的压气机性能曲线并与文献[14]中的测量值进行对比．可以看出：数值计算的级压比和效率均与试验值趋势符合较好，流量-压比特性线的最大误差不超过1%，流量-效率特性线的最大误差不超过2%．图5和图6为级环境及设计转速下转子前后截面周向的平均绝对总压和绝对总温沿叶高的分布对比，可以看出：数值计算的绝对总压与试验值较为接近，数值计算的转子出口总温在叶顶区(90%~100%叶高范围)大于试验值．总体而言，本文数值方法是可靠的，可以用来分析前缘小翼对压气机性能的影响．10.13245/j.hust.250839.F004图4压气机级性能对比10.13245/j.hust.250839.F005图5动叶上下游周向平均绝对总压分布10.13245/j.hust.250839.F006图6动叶上下游周向平均绝对总温分布3 计算结果与讨论3.1　动叶前缘小翼对压气机总性能的影响图7为带不同前缘小翼方案的压气机级总压比和绝热效率性能曲线对比．与无前缘小翼的原型压气机相比，不同长度的前缘小翼方案对压气机级总压比影响较小，同时流量系数mnorm=0.92~1.0内绝热效率略有降低，LW1~LW4方案最高效率分别较原型压气机降低0.39%，0.93%，0.78%和0.61%，而在近失速工况附近压气机效率基本不变．10.13245/j.hust.250839.F007图7不同前缘小翼方案压气机级总压比和绝热效率性能从压气机稳定工作范围来看，不同方案前缘小翼均使得压气机流量范围发生改变，定义压气机的失速裕度(M)和失速裕度相对改进量(∆M)为M=πstallΓηmaxπηmaxΓstall-1×100%；(1)ΔM=MLW-MORIMORI×100%，(2)式中：π为单级总压比；Γ为压气机流量；下标LW表示前缘小翼方案，ORI表示原型．动叶前缘小翼LW1~LW4的ΔM分别为-6.82%，-3.85%，14.96%，9.67%．LW3方案的压气机失速裕度最高，较原型压气机增加14.96%．下面通过对比原型方案与LW3方案的压气机流场结构，探究动叶前缘小翼的扩稳机理．3.2　动叶前缘小翼的扩稳机理分析图8为原型方案和LW3方案动叶99%叶高S1流面相对马赫数云图，mnorm=0.886对应原型压气机近失速工况．可以看出：对于原型压气机，起始于动叶叶顶前缘的泄漏涡在向转子通道内发展的过程中遇到通道激波后发生破碎现象，泄漏涡破碎后在相邻叶片压力面侧形成大面积低能流体区，同时动叶吸力面附面层流体在通道激波作用下发生分离，在吸力面近尾缘处形成流动堵塞区．LW3方案中，动叶压力面侧对应叶顶泄漏涡破碎的低相对马赫数区域缩小，迫使动叶叶顶区主流向叶片吸力面流动的趋势减弱，动叶吸力面分离程度加剧．这一流动现象说明叶顶泄漏涡破碎造成的流动堵塞与叶片吸力面附面层分离造成的流动堵塞存在一定程度的相互抑制作用．10.13245/j.hust.250839.F008图8动叶99%叶高相对马赫数分布云图(mnorm=0.886)图9为原型方案和LW3方案动叶叶顶三维泄漏流线图，流线用无量纲螺旋度着色．无量纲螺旋度Hn定义为Hn=ξ∙WξW ，（3）式中：ξ为绝对涡量矢量；W为相对速度矢量．从图9中可以看出：对于原型压气机动叶，叶顶泄漏涡在转子通道内向下游发展过程中与通道激波相互作用，受通道激波引起的沿泄漏涡轴方向的强逆压梯度的影响，泄漏涡涡核发生扭结膨胀，对应泄漏涡流线的无量纲螺旋度从1变为-1，这预示着泄漏涡发生螺旋型破碎．LW3方案中受叶顶前缘负荷降低的影响，叶顶泄漏涡强度较ORI方案减弱，使得叶顶泄漏涡与通道激波作用后涡核的膨胀扭结程度明显缩小，说明此时叶顶泄漏涡破碎的程度减弱，其带来的低动量流体区对转子通道内的流动阻塞程度也明显减弱．10.13245/j.hust.250839.F009图9动叶叶顶间隙三维泄露流线图(mnorm=0.886)为了进一步阐明动叶前缘小翼降低叶顶泄漏涡强度的物理机制，图10给出了两种方案下动叶99%叶高处静压系数(Cp)分布．10.13245/j.hust.250839.F010图10动叶99%叶高处静压系数分布静压系数Cp定义为Cp=p-pin0.5ρut2，(4)式中：p为当地静压；pin为动叶进口静压；ut为转子叶尖切线速度．可以看出：动叶前缘小翼使得动叶叶顶弦长增加，前缘处负荷较原型动叶明显降低，这有助于降低产生于近前缘叶顶处的泄漏流的驱动力，从而降低了叶顶泄漏涡流的强度．同时还可以发现，前缘小翼使得通道激波位置前移．为了分析前缘小翼对叶顶泄漏涡流强度的影响，图11所示为两种方案下转子通道内截面绝对涡量分布图．绝对涡量ξn定义如下ξn=ξ/(2ω)，(5)式中ω为压气机转子的角速度．可以看出：前缘小翼使得叶顶泄漏涡发展轨迹更靠近叶片吸力面侧，对应于泄漏涡涡核的高涡量区面积减小．两种方案中泄漏涡破碎后涡核处的高涡量区均消失，这也是泄漏涡发生破碎的典型特征．LW3方案中叶片吸力面的高涡量区对应吸力面分离程度的增加，受激波位置前移的影响，通道激波诱导的吸力面分离起始位置也向动叶前缘迁移．10.13245/j.hust.250839.F011图11动叶叶顶切面绝对涡量分布(mnorm=0.886)图12为两种方案下动叶吸力面极限流线及壁面静压系数分布，图中SL代表流体分离线，RL代表流体再附线．可以看出：对于原型动叶，吸力面附面层流体在通道激波作用下产生分离流动，分离后的流体在转子旋转的离心力作用下向叶顶区集聚．LW3方案中，由于近叶顶区激波位置前移，因此在近叶顶端区产生了径向压力梯度．在该压力梯度的影响下，吸力面分离流体向叶顶区集聚的程度有所减弱；同时，前缘小翼处出现了再附线，对应于前缘小翼诱导产生的前缘涡，其产生机理与外流中三角翼前缘涡的产生类似．10.13245/j.hust.250839.F012图12动叶吸力面极限流线及静压系数分布(mnorm=0.886)3.3　前缘小翼对动叶叶顶旋涡结构的影响为了探究前缘小翼对压气机动叶叶顶区旋涡结构的影响，图13给出了采用Q准则涡识别方法得到的动叶通道内的旋涡结构．对于原型压气机动叶，叶顶端区主要存在着叶顶泄漏涡(TLV)和径向涡(RV)两大集中涡系．与之相比，前缘小翼改变了动叶叶顶区的主要旋涡结构．10.13245/j.hust.250839.F013图13动叶叶顶旋涡结构(mnorm=0.886，Q=1×109 s-2)前缘小翼使得动叶叶顶泄漏涡较早生成，受叶顶负荷的影响，强度降低．叶片吸力面分离流体形成的径向涡受径向压力梯度的影响，其发展并未到达叶顶，这有助于降低叶顶区低能流体的集聚．同时，前缘小翼的存在也诱导出前缘涡(LV)．3.4　前缘小翼对压气机峰值效率的影响分析为了分析前缘小翼造成压气机峰值效率降低的原因，图14给出了压气机峰值效率点99%叶高熵分布云图．对于原型压气机，动叶通道内存在着较大范围的高熵区，是由于叶片吸力面及机匣端壁附面层流体与通道激波作用后分离集聚造成的．此时，叶顶泄漏流起到了一定程度上抑制端区流体分离的作用，使得压气机绝热效率在此工况点达到峰值．对于LW3方案，受转子叶尖单位弦长负荷降低的影响，动叶顶泄漏流对动叶吸力面及端壁区分离流体的吹除作用减弱，转子通道内高熵区范围显著增加，从而导致压气机绝热效率有所降低．10.13245/j.hust.250839.F014图14压气机峰值效率点99%叶高熵分布云图(mnorm=0.997，色标单位：J∙(kg∙K)-1)4 结论a．与原型压气机相比，不同长度的动叶前缘小翼均使得压气机峰值效率有所降低．前缘小翼对压气机近失速工况附近的压比和效率基本无影响，随着前缘小翼长度的增加，压气机失速裕度先降低后增加，LW3方案裕度较原型压气机增加14.96%．b．原型Stage35近失速工况下转子通道内叶顶泄漏涡破碎造成的低能流体堵塞区是造成压气机失稳的关键因素，动叶前缘小翼使得叶顶前缘处负荷降低，从而降低了叶顶泄漏涡强度及其与通道激波作用形成的流动堵塞．c．前缘小翼使得动叶叶顶区通道激波位置前移，抑制了叶片吸力面分离涡的径向迁移及其在叶顶的堆积，同时在叶片前缘区诱导产生前缘涡．d．前缘小翼造成压气机峰值效率降低的原因是前缘小翼使得叶顶泄漏流对动叶吸力面及端壁区分离流体的吹除作用减弱．