模块式高温气冷堆以其固有的安全性成为第四代反应堆的发展方向之一^[1]，而闭式Brayton循环能够充分利用堆芯出口的高温氦气，实现紧凑、高效发电^[2]。氦气压气机是氦气透平循环中的关键部件，其气动特性及影响因素是研究的难点，特别是氦气压气机的效率对整个循环效率的影响很大^[3]。

目前，国内外有关氦气压气机的研究较少，试验数据也未公开。国内针对10 MW高温气冷堆氦气透平发电系统(HTR-10GT)的氦气压气机开展的理论和试验研究工作主要集中于压气机模型级的性能研究^[4-6]，包括对模型级的气动性能试验^[7]、叶栅流动分离特性的研究^[8]以及对叶型进行一系列的研究与改进^[9-10]等。模型级的理论分析与试验研究为氦气压气机整机的设计与研究工作奠定了基础。

氦气物性导致压气机具有叶片短的特点，HTR-10GT高压压气机叶片接近轴流式压气机叶片的制造极限。氦气透平压气机转子由电磁轴承支撑，其径向间隙与常规轴承相比偏大，导致压气机叶顶间隙必须大于0.15 mm(叶高的1.07%)；而模型级的叶顶间隙达到了0.55 mm(叶高的3.93%)。因此，氦气压气机叶顶间隙的相对尺寸较传统空气压气机大，对压气机性能有较大影响^[11-12]。

HTR-10GT氦气透平压气机长约3 m，转子死点位于透平端，且转子和机匣所处温度场不同，因此在启动过程和变工况运行时造成压气机动静叶之间的轴向间隙发生显著变化，从而影响压气机内部流场^[13]。

目前，轴向、径向间隙对氦气压气机的影响机理还不清楚，因此本文利用经过氦气压气机模型级试验验证的数值模拟方法，对叶顶间隙与轴向间隙影响压气机气动性能的规律和机理进行分析，为氦气压气机整机设计与优化提供依据。

1 氦气压气机的数值计算方法及其验证 1.1 氦气压气机模型级介绍

氦气压气机以氦气作为工质。氦气由于密度较小、比热容和等熵指数较大等特点，因而难于压缩，所需体积流量较小，导致氦气压气机具有多级数、短叶片、大轮毂比等突出特点^[14]。

为了检验氦气压气机动、静叶叶型设计，建造了氦气压气机的模型级，采用等内径设计，由一级导叶、一级动叶以及一级静叶组成，叶片几何参数如表 1所示。导叶与动叶间轴向间隙为3.00 mm, 动叶与静叶间轴向间隙为2.40 mm。模型级试验在闭式试验回路上开展，转子采用常规油轴承支撑、干气密封穿壳。

氦气压气机模型级的主要参数如表 2所示。

1.2 数值计算方法及其验证

数值计算工具采用NUMECA的FINE/Turbo软件求解三维定常Renault平均N-S方程组。湍流模型为Spalart-Allmaras模型，采用空间中心差分格式和当地时间步进方法，入口为固定总压的均匀来流，出口为可调节的截面平均静压值，固体表面均为无滑移绝热条件，转子与动叶旋转、导叶和静叶与机壳静止。收敛标准为全局残差10^-6，平均需要500步左右的计算可达到收敛。

数值计算网格情况如图 1所示，从左到右依次为入口导叶、动叶、静叶。规定周向为X方向，叶高方向为Y方向，轴向为Z方向。经过比较发现，每排叶片网格数超过25万之后对于计算便不再敏感，综合考虑精度与计算量，最终方案为每排叶片约30万网格，其中叶顶间隙网格数量占总网格数的1/3。

图 2为动叶99%叶高、叶顶间隙处，30万网格与100万网格计算得到的Mach数(云图)与总压(等值线)的对比，可见结果基本相同，证明了30万网格对叶顶间隙的模拟可以得到足够精确的结果。

对比氦气工质下模型级的气动性能试验数据，分别选取了100%、90%、85%、70%特征转速工况进行计算，计算结果对比如图 3所示。

图 3中，相对值是指计算试验所得的结果相对于设计点的比值。如图 3所示，氦气压气机模型级在几种转速下，均存在相同流量下压比试验值略高于数值计算值的情况，计算值与试验值平均差别为0.15%，最大为0.41%，可见差别较小。相对效率的试验值则略低于数值计算值，平均差别在1.17%，最大为4.32%。

产生效率偏差的原因，除了商业软件数值计算过程中对工况与模型进行了假设和简化外，也可能与试验中干气密封的影响有关。干气密封所使用的密封气体会直接进入压气机，从而导致流量和压气机性能参数出现偏差。总体而言，图 3中性能曲线的数值计算值与试验值差别较小，趋势完全吻合，验证了数值计算方法的有效性，因此可以通过数值计算的结果对流场进行分析。

2 叶顶间隙对氦气压气机模型级性能影响及其分析 2.1 叶顶间隙对压气机性能的影响

压气机静叶与转子之间、动叶与机匣之间均存在着叶顶间隙。当工质在压气机内流动时，叶片背弧与内弧形成的压力差促使一部分流体进入叶顶间隙，形成泄漏流。对于叶轮机械，叶顶泄漏损失是级内损失的主要来源^[15]。因此，为了减少流动损失、提高运行效率，研究叶顶间隙对压气机气动性能的影响非常必要，尤其是间隙相对于叶片高度较大的氦气压气机。

在设计工况下，分别选取叶顶间隙1.0、0.5、0.4、0.3、0.2、0.1、0.0 mm进行计算。计算结果如图 4所示。

从图 4中可以看出，在设计工况下，随着叶顶间隙的减小，压比与效率均会单调增加，当叶顶间隙为0 mm时，压比和效率均达到极大值。图 4a中，压比的变化规律以叶顶间隙0.3 mm(占总叶高2%左右)为分界：当叶顶间隙大于0.3 mm时，压比随叶顶间隙的减小缓慢增加，甚至可近似不变；当叶顶间隙小于0.3 mm时，压比会迅速提高。同一流量下的相对效率几乎是随叶顶间隙线性变化的。经过计算，在其余工况下叶顶间隙对性能的影响也符合此规律。

2.2 叶顶间隙对性能影响的机理分析

观察流场可直观获得不同叶顶间隙带来的影响。图 5给出的分别是1.0、0.4、0.1 mm叶顶间隙条件下动叶吸力面(图 1中YZ方向)附近的流线。

图 5中叶顶间隙的影响主要集中在叶顶附近，对动叶主流区的流场情况影响不大。叶顶间隙为1.0 mm时，动叶表面在叶顶附近发生明显的沿叶高方向的流动，而叶顶间隙为0.1 mm时，这一现象几乎没有。

图 6展示的是动叶重心位置的剖面(图 1中XY方向)和在此剖面上动叶附近的速度分布。

图 6中，白色区域为叶片的剖面，剖面左右分别为动叶的吸力面与压力面。通过动叶附近速度场的对比可以发现：叶顶间隙为1.0 mm时，泄漏流、回流与二次流均非常明显，并在动叶吸力面和压力面分别形成了泄漏涡、二次涡；而叶顶间隙为0.1 mm时，相应影响均大幅减小，并没有明显的涡产生。

图 7展示的为动叶90%叶高平面的压力场，同样可以发现叶顶间隙为1.0 mm时，压力场在吸力面形成泄漏涡。

从图 6和7中可清楚地观察到，压力面附近的流体流入叶顶间隙，在壁面转折处由于惯性发生边界层分离，从而导致回流。从叶顶间隙泄漏的流体再次在壁面转折处发生边界层分离，之后与吸力面主流掺混，形成泄漏涡。叶顶间隙越大，泄漏的流体越多，泄漏流的动量影响范围更大更远，随着叶顶间隙的减小，泄漏流、回流、二次流都相应减小，可见减小叶顶间隙有利于流动的稳定。

3 轴向间隙对氦气压气机模型级性能影响及其分析

当氦气透平循环启动和偏离设计工作点时，压气机所处温度场的变化导致机匣和转子产生不同的热膨胀量，进而导致动静叶间的轴向间隙偏离设计点，从而对压气机性能产生影响。因此，本文开展了轴向间隙变化对压气机性能影响的分析。

计算中保持入口导叶与静叶相对位置不变，通过沿Z方向(图 1)前后移动动叶，来计算轴向间隙变化对压气机气动性能的影响，动叶的移动幅度为±2 mm。

图 8给出了动叶移动+2 mm、+1 mm、原始位置、-1 mm、-2 mm对压气机设计工况性能的影响。可以看出，动叶向导叶移动1 mm(弦长6%)将导致压比小幅提高0.002左右，再向导叶移动会导致压比下降；动叶向静叶移动将导致压比下降。动叶向两个方向移动都会导致效率下降，其中向静叶移动的下降幅度大于向导叶移动相同距离的下降幅度。图 8表明，在±1.0 mm范围内移动动叶，对压气机气动性能产生的影响不大。

图 9为50%叶高截面处，动叶位置对压力场的影响，各图中压力场梯度线上下限相同，从上到下依次为动叶前移2 mm、动叶原始位置、动叶后移2 mm。

从图 9中可看出，动叶位置对压力场的影响非常明显。动叶向前移动会导致工质由导叶尾缘流出后更早地流经动叶，流体转向过早导致动叶吸力面产生更大的湍流；向后移动会导致动静叶之间间距减小，静叶前压力差梯度加大，造成气动损失。

综合考虑，动叶所处的位置可以容许前后±1 mm左右的区间以应对转子热胀冷缩，因此在氦气压气机设计时，应充分考虑到冷热态差别，保证合理的轴向间隙。

4 结论

由于氦气压气机具有多级数、短叶片、大轮毂比等特点，径向间隙和轴向间隙对其气动性能有重要影响。本文利用计算流体动力学方法研究了叶顶间隙和轴向间隙对氦气压气机气动性能的影响规律及其机理。首先通过氦气压气机模型级气动性能试验的数据对所提出的模型和方法进行了验证，发现结果符合较好，验证本文模型与方法可信、有效。

通过对氦气压气机模型级的数值计算与分析，发现：

1) 叶顶间隙对氦气压气机模型级的压比和效率都有影响。叶顶间隙对流场的影响主要集中在叶顶附近，会引起回流、泄漏流与二次流。叶顶间隙对效率的影响近似线性，减小叶顶间隙能改善压气机的效率。当叶顶间隙大于0.3 mm时，间隙减小对压比的影响不大；当叶顶间隙小于0.3 mm时，减小间隙会导致压比迅速增加。

2) 氦气压气机动叶可以允许的轴向间隙移动范围为±1 mm，超出该范围将导致其压比和效率的下降。

本文的研究结果可为氦气压气机整机的设计与优化提供依据。