不同工況下分隔式雙流道渦輪非穩態性能的研究

范厚傳，劉云崗，王 航，朱智富，劉 臻

（1.山東大學能源與動力工程學院，山東 濟南 250061；2.康躍科技股份有限公司，山東 壽光 262718）

渦輪增壓技術作為一項提高發動機動力性和燃油經濟性的有效措施，正越來越受到重視，盡可能地利用發動機廢氣能量對進氣道新鮮空氣做功，是渦輪增壓技術發展的動力。從發動機的工作原理可知，發動機的排氣過程是一個周期性的非穩態過程，安裝在排氣歧管后的渦輪增壓器的進氣也是非穩態過程［1］，所以，目前普遍采用的穩態研究方法不能更好地反映增壓器渦輪的實際工作過程。

渦輪的非穩態研究開始于20世紀60年代，早期的研究主要專注于試驗［2－4］，隨著科學技術的發展，渦輪非穩態研究手段不斷豐富，PIV（粒子圖像測速儀）、LDV（激光多普勒測速儀）等新技術的應用［5－6］使渦輪非穩態參數的測量更為精確，而計算機技術的發展使采用模擬計算方法研究渦輪非穩態成為可能，渦輪的研發成本因此大幅降低。

本研究在文獻［7］的基礎上，采用模擬方法對180°分隔式雙流道渦輪進行非穩態特性研究，探索在不同發動機工況下渦輪的實際工作過程，希望找出渦輪非穩態特性規律及原因，以較為全面地評估渦輪工作性能。

1 研究對象和研究方法

研究對象是匹配某6缸柴油機的JP80S增壓器雙流道渦輪，其搭配的蝸殼為帶雙旁通放氣閥的180°分隔式進氣雙流道蝸殼，渦輪葉輪進口直徑為80mm，渦輪流道分為內流道和外流道，渦輪流道的整體布置見圖1。研究狀態為雙旁通放氣閥全關時的狀態。增壓器布置在柴油機的中間位置，柴油機自由端為第1缸，第1，2，3缸的排氣歧管連接渦輪內流道，第4，5，6缸的排氣歧管連接渦輪外流道。

研究方法為數值模擬方法，計算平臺為Ansys CFX軟件。首先從試驗數據出發，建立計算模型，利用AVL Boost軟件得到渦輪輸入的非穩態邊界條件；然后進行不同發動機轉速的外特性工況下的渦輪非穩態計算，得到渦輪非穩態結果，并進行分析；最后，從微觀流場的角度去探索渦輪非穩態特性的形成機理。

2 計算模型的建立與非穩態邊界條件

2.1 計算模型的建立與驗證

在劃分好模擬計算所需的渦輪網格之后［8］，根據渦輪的穩態臺架試驗數據，確定相關的物性參數［9］及模型進出口位置。計算的湍流模型選用SST模型，數學模型選用雷諾平均 N－S方程組［10－11］；渦輪流道的各壁面均視為絕熱、光滑、無滑移的理想壁面，流體選用理想氣體。

圖2示出穩態條件下轉速為80 000r/min時渦輪流量與輸出功率的試驗驗證結果，驗證方法參照文獻［7－8，12］。從圖2可以看出，渦輪的流量參數和輸出功率的模擬值和試驗值的走向基本一致。其中，渦輪流量參數模擬值和試驗值的最大相對誤差為2.1%，渦輪輸出功率模擬值和試驗值的最大相對誤差為2.8%，誤差值在允許的范圍內，所以，認為本研究所建立的計算模型是有效的。

2.2 渦輪輸入的非穩態邊界條件

由于所研究蝸殼帶雙旁通放氣閥，根據試驗，當發動機轉速高于1 600r/min時，雙旁通放氣閥將處于開啟狀態，計算條件應設置在發動機轉速等于或小于1 500r/min的工況下。所以，計算工況分別選擇 發 動 機 處 于 800r/min，1 200r/min 及1 500r/min時 的 外 特 性 工 況 （見 圖 3），其 中1 500r/min為發動機最大扭矩轉速，各工況和增壓器的對應情況見表1。

表1 柴油機工況和增壓器工況的對應表

渦輪所匹配的主機為6缸柴油機，其發火順序為1—5—3—6—2—4，排氣歧管輸出6個具有相似形狀的排氣脈沖波，渦輪非穩態結果呈現6個重復的相似圈，因此只取各工況下第1缸的排氣脈沖波進行研究。渦輪模型進口的非穩態邊界條件由AVL Boost軟件模擬該6缸柴油機的實際工作過程而得，渦輪蝸殼內外流道的非穩態進口邊界條件的波形見圖4。每個渦輪進口分別與3個氣缸的排氣道相連，因此，在1個柴油機工作循環內，當柴油機第1缸的排氣脈沖波波峰進入渦輪外流道進口處時，渦輪內流道進口處的脈沖波基本處于波谷平緩區，所以圖4中各工況外流道輸入的總壓和總溫要高于內流道輸入的對應值。

3 結果分析

圖5至圖7分別示出渦輪非穩態效率對比、渦輪輸出功率對比及流量參數對比，其中，渦輪非穩態效率參考文獻［7］。從3個圖可以看出，每個工況點的各種渦輪非穩態特性曲線基本呈不規則的、完整“圈”的形狀，而且這些非穩態特性圈對準穩態曲線形成封裝效果［13］。這些非穩態效率特性圈總體上分為上半部分和下半部分，分別對應輸入脈沖波的波前或波后，而上下兩部分曲線所反映出的渦輪性能差異即為渦輪非穩態的充盈和排空效應［13］。

由圖5可以看出：A工況的渦輪效率圈的充盈段和排空段相差最大，效率波動很大；隨著轉速的升高，這種差異不斷減小，波動也減小；到C工況時渦輪非穩態效率圈已較為規則了，與準穩態曲線的差異相對減小，充盈段和排空段曲線變化平緩。

表2列出A，B，C 3個工況性能的脈沖循環均值。從表2得知：C工況時的渦輪非穩態脈沖循環平均效率為0.767 8，高于其他兩個工況，A工況的整體效率最小；渦輪脈沖平均效率出現隨柴油機轉速升高而逐步升高的趨勢。

由圖6和圖7可見，隨著脈沖頻率和脈沖峰值的上升，渦輪特性圈整體不斷上升，也就是渦輪的輸出功和流通能力不斷提高，表2的相關數值也說明這點，這主要與渦輪進口的脈沖波密度和脈沖波能量有關。A工況的渦輪非穩態流量參數曲線和渦輪非穩態輸出功率曲線的充盈段與排空段的差異最小，即充盈和排空效應最弱，與對應的渦輪準穩態曲線最接近；隨著轉速上升，非穩態曲線與準穩態曲線的差異不斷增大，即充盈和排空效應也越加明顯，這和文獻［13］所闡述的結論是吻合的。

表2 3個工況性能的脈沖循環均值比較

4 流場分析

由于所研究的3個工況渦輪輸入的脈沖頻率、脈沖峰值及渦輪轉速均不一樣，所以在進行流場分析時分別取脈沖波平均值附近的點為研究對象，這樣A，B，C工況的分析對象分別取膨脹比為1.24，1.66及2.25附近的點，按充盈段和排空段各取1個點的原則，共有6個點。

圖8示出3個工況的蝸殼流道的流線分布。由圖8可以看出，各工況排空段的蝸殼出口速度均大于充盈段，在壓力能相同情況下，排空段的蝸殼出口處有更大的動能，使得更多的能量轉化為渦輪轉子的扭矩，從而排空段的效率大于充盈段。而隨著轉速的升高，蝸殼內流速也隨之升高，C工況的流速最高。

圖9示出3個工況的蝸殼熵增分布。從圖9得知，各工況排空段的熵增均大于充盈段，主要原因是排空段的速度較大，流動摩擦損失大；隨著轉速的升高，蝸殼的熵增反而下降，C工況的整體熵增最小，表明隨著轉速的升高，蝸殼流道內氣流流動更順暢，流動損失減小。

圖10示出3個工況的渦輪葉輪流道截面速度矢量。由圖10可知，速度矢量分布規律與蝸殼流線速度分布規律相似：排空段的葉輪進口速度大于充盈段；隨著轉速的升高，葉輪進口速度上升。關于這3個工況的葉輪進口速度，本研究列出1個脈沖循環內的變化趨勢（見圖11）：在所有膨脹比下，排空段的葉輪進口速度都明顯大于充盈段；隨著轉速的升高，葉輪進口的整體速度不斷上升。圖10還顯示，A工況時在葉片吸力面附近出現了氣流與葉片分離現象，隨著轉速的升高，分離區域逐漸減小。

圖12示出各工況下80%葉輪流道高度截面上的熵增分布。從圖12可以看出，葉輪流道內排空段的熵增大于充盈段，隨著轉速的升高，熵值不斷減小，C工況的熵值最小，這與圖10所示的氣流分離程度及影響區域有關。

圖13示出脈沖循環蝸殼平均熵增，圖14示出脈沖循環葉輪流道平均熵增。從這兩個圖可以看出，排空段熵增大于充盈段熵增，葉輪流道內熵增大于蝸殼流道內的熵增，葉輪流道內的充盈段與排空段的熵增差值明顯大于蝸殼流道內的相應差值。從圖中還可以看出，隨著轉速的升高，蝸殼和葉輪流道的整體熵值不斷減小，C工況熵值最小，與表2一致；并且充盈段和排空段的差值也不斷減小，使得熵增的充盈與排空效應減弱，而這是脈沖頻率、脈沖峰值和渦輪轉速共同作用的結果。

5 結論

a）在所研究范圍內，各工況下的渦輪非穩態特性均呈現出充盈和排空效應，隨著柴油機轉速的升高，渦輪脈沖循環的平均效率、平均輸出功率和平均流量參數不斷上升，對廢氣能量的利用率逐漸升高；

b）隨著柴油機轉速的升高，渦輪效率的充盈和排空效應逐漸減弱，與準穩態值越接近，對廢氣能量的利用率也越穩定；而渦輪的非穩態流量參數和輸出功率的充盈和排空效應逐漸加強，逐漸偏離準穩態值；

c）隨著柴油機轉速的升高，渦輪的整體熵增呈減小趨勢，而且熵增的充盈和排空效應逐漸減弱，低轉速渦輪熵增大的主要原因是葉片吸力面附近的氣流分離程度強及影響區域大。

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