渦輪增壓器混流蝸殼設計

曹 剛，楊 迪，李慶斌，閆海東，關 翀，劉 振

（湖南天雁機械有限責任公司，湖南 衡陽 421005）

近年來，隨著能源問題的突出和排放法規的日趨嚴格，增壓器已經成為發動機必須配備的零部件；蝸殼作為增壓器的重要組成部分對增壓器的性能起到了至關重要的作用［1－2］，研究高性能的蝸殼對增壓器乃至發動機的發展都具有重大意義。

混流式渦輪由于其特有的優勢已經在車用增壓器上得到了較廣泛的應用［3］；而對于混流式蝸殼，在國內還沒有進行過專門的研究。在國外，M.Abidat［4］等人使用簡易設計模型通過CFX軟件對混流蝸殼進行了研究，證明了其總壓損失系數和出口流動角要優于徑流式蝸殼。根據文獻［5－6］，因為在蝸殼的喉口處有幾何學上的截面交叉，這種特殊的結構對蝸殼的性能會產生重要影響，這種結構導致在喉口處產生壓力梯度變化，使渦輪進口周向的速度、壓力、流動角會發生很大的變異，研究表明［7］，不同形式的蝸殼對渦輪的總對總效率的影響在1.5%以上。Abidat和Hachemi通過近代數值仿真研究發現轉子的進口流動角對渦輪的轉速和膨脹比有絕對的影響［8］。由于混流式蝸殼具有一定的出口傾斜角度，會改善轉子的進口流動角，同時進口速度具有軸向分量，因此可以在保持徑向直葉片的同時得到正的葉輪進口角，使渦輪峰值效率點的u／co低于傳統徑流蝸殼的設計點值，這一點適應了現代車用渦輪增壓技術高壓比、小型化的發展方向，并且可以更有效地利用發動機排氣能量［3］。

本研究設計了4種混流式蝸殼流道，由于使用商用CFD軟件進行的數值分析與試驗結果吻合得較好［9］，所以使用Numeca對所設計的蝸殼進行全工況分析，并經過試驗驗證，從而找出效果最佳的混流蝸殼設計方案。

1 混流蝸殼流道形式的確定

以某一定型產品為原型，設計新的混流蝸殼供原機使用。

1.1 流道方案設計

設計了4個流道方案（見圖1），對各方案進行了模擬計算和比較。

方案1將原蝸殼流道進行旋轉，旋轉角為19°（即轉子的入口傾斜角）。但蝸殼流道出口處不作改變，仍保持為水平方向。

方案2以同樣的方式將蝸殼流道界面進行旋轉，然后再將蝸殼的出口處進行傾斜，傾斜角為19°。

方案3保證流道截面的A／R值不變，再將流道設計成梨形，相對水平方向傾斜一定角度。蝸殼的出口處同樣傾斜19°。

方案4依然采用梨形截面，但將流道截面的傾斜角度加大。

圖1示出各方案在蝸殼流道30°時各方案的截面，因為各截面的形狀類似30°可以代表所有截面的形狀，其中虛線為原徑流式蝸殼流道。

1.2 模擬分析計算

使用Numeca軟件，采用數值模擬方法分別對4個新方案和原機進行分析；其中湍流模型選用S－A方程模型，使用N－S方程進行求解；流體性質定義為排氣廢氣。保證各方案的網格總數相差在1%以內，網格分布一致，邊界層采用相同的加密形式；蝸殼設為靜止域，渦輪轉子設為旋轉域，轉靜子面采用周向守恒型連接方式。網格模型見圖2和圖3。

1.3 模擬分析結果

由于方案較多，同時混流渦輪箱對增壓器中高速性能的影響較大，因此只計算了轉子在127 000r／min（增壓器常用轉速）時各方案的渦輪特性，結果見圖4。

從圖中可以看出方案1和方案3的效率較低。其中方案1只是將流道截面進行了旋轉，其A／R值與原流道基本一致，而且其蝸殼出口也為水平，所以性能無本質提高；方案3的蝸殼出口角與渦輪的入口角有5°的差異，會使氣流在進入渦輪時有一定的阻力，不利于得到更好的性能。

在方案2和方案4中，蝸殼的出口傾斜角與混流渦輪的入口角一致，在氣流進入渦輪的過程中能量損失小，所以性能得到了提升。從分析結果中可以看到，使用方案4（梨形通道）的蝸殼后渦輪機的效率最高，較原機高1.5%左右，所以采用方案4作為最終設計方案。

2 設計方案與原機全工況分析

對設計方案進行全工況模擬分析計算，并與原徑流式蝸殼進行比較。圖5示出混流式蝸殼與徑流式蝸殼的流量對比。由圖可知，隨著膨脹比的增加，渦輪的流量隨之增大。兩種蝸殼的流量變化趨勢一致，但在同轉速、同膨脹比下，在整個工況中采用混流蝸殼的渦輪機流量稍大于采用徑流式蝸殼的渦輪機流量，但高出的值有限，只有2%左右，對渦輪機的性能影響不大，但趨勢是采用混流蝸殼后渦輪機的流通能力提高了。

圖6示出兩種結構的總對靜效率對比。由圖可知，兩者的效率變化情況是一致的。在低速區域，采用兩種不同結構的蝸殼后總對靜效率幾乎保持一致，相對差值在1%以內，說明在低速區域蝸殼的結構形式對渦輪機的效率影響不大。在高速區域，使用混流式蝸殼后，渦輪機的性能得到了明顯的提高，且隨著速度的增加，效率的增幅更加明顯，在127 000r／min和137 000r／min下總對靜效率的差值在1.5%以上。從效率的對比中可以看出，混流式蝸殼的性能更好一些。

3 流場分析

由于在低速時兩種蝸殼的性能相差不太，在中高速時性能表現出差異，選定127 000r／min為分析轉速，在模擬中此轉速下膨脹比為2時其效率達到了最高值，所以取127 000r／min，膨脹比2為流場分析點。

圖7、圖8分別示出整個計算域內的兩者靜壓的分布。由圖可知，沿著氣流方向，壓力逐漸降低，使廢棄的勢能轉變為動能。在兩種蝸殼結構中壓力的下降趨勢是一致的，但氣體在混流蝸殼內的靜壓下降較徑流式更快，氣體進入渦輪后能帶來更大的動能；同時，在蝸殼喉口位置兩者都有一個壓力突變，但徑流蝸殼的突變更加明顯，說明在喉口處的損失較大。所以從壓力上可以看出混流式渦輪性能更好。

圖9和圖10示出蝸殼內靜溫的變化趨勢。在蝸殼內溫度沿著氣流方向逐漸降低，表明氣體焓在下降，使得氣體的動能增加，在蝸殼喉口的位置有明顯的溫度變化，是因為氣體在喉口處發生滯止現象，氣體的動能瞬間轉變為焓升，導致喉口溫度升高。總體上兩種形式的蝸殼溫度變化是比較一致的，但在徑流式蝸殼中喉口位置的溫度突變較混流式稍大，所以在喉口位置其能量損失更多，蝸殼效率下降更多。這與理論研究和數值分析結果是一致的。

圖11、圖12分別示出兩種形式蝸殼流道中間位置的馬赫數分布。馬赫數的變化直接反映了流體內部的速度變化。由圖可知，兩種形式蝸殼的速度變化趨勢一致，在靠近噴嘴出口處速度急劇升高，在喉口處有速度不均勻的現象。但混流蝸殼噴嘴處的速度高于徑流式蝸殼的出口速度，同時在喉口部位的速度不均勻程度更小。說明混流蝸殼在喉口處的能量損失更小，同時在出口處有更高的動能，這有利于渦輪做功。

圖13、圖14分別示出兩種形式蝸殼流道在喉口處的速度流線對比。從圖中可以看到，在喉口處存在兩個徑向滾流，而在蝸殼內的氣體主要流動形式是周向的，使得在喉口處流動很復雜，存在較大的流動損失。但是混流蝸殼的徑向滾流明顯小于徑流式蝸殼，說明其內部的擾動較少，氣動損失更小，這就是其效率高、焓降大的原因。

圖15、圖16分別示出兩者的熵增云圖。從圖中可以看到，在喉口處和葉片位置兩者均有明顯的熵增，但徑流蝸殼在這兩個位置的熵值更高，說明存在較高的流動損失。

圖17、圖18分別示出使用兩種蝸殼后渦輪內部熵增對比。從圖中可以看出，使用徑流蝸殼后，在渦輪輪轂處熵值較小，在輪緣處熵值較大，而使用混流蝸殼后在渦輪內部的熵值較為均勻；同時在渦輪進口處徑流蝸殼的熵值比混流蝸殼的大，說明其有更高的流動損失。通過計算得出徑流蝸殼渦輪內部平均熵值為1 142J／（kg·K），混流渦殼渦輪內部平均熵值為1 131J／（kg·K），說明采用混流蝸殼后，渦輪內部的損失更少了。

4 試驗結果及驗證

使用快速成型方法加工新設計的混流式渦輪箱，并使用渦輪特性臺架對其進行渦輪特性試驗，同時與原機的試驗結果進行比較，驗證模擬分析的結果。試驗前對渦輪特性試驗臺架各傳感器進行嚴格校正，保證試驗結果的可靠性。

圖19示出使用兩種不同結構的蝸殼后渦輪機的流量特性對比。由圖可知，中高速時，試驗與分析結果一致，采用混流式蝸殼的流量明顯高于使用徑流式蝸殼，在137 000r／min時流量較徑流式高近5%；但在97 000r／min時，在大膨脹比時流量與分析結果較為一致，但在小膨脹比時試驗結果與分析結果存在差異，這可能是由于在試驗過程中轉速不穩或誤差導致的。

圖20示出使用兩種不同結構的蝸殼后渦輪機的效率特性對比。由圖可知，在低速區域，采用兩種不同結構的蝸殼后渦輪機的總對靜效率相差不大；在高速區域，使用混流式蝸殼后，渦輪機的性能得到了明顯的提高，且隨著速度的不斷增加，效率的增值更加明顯，在127 000r／min和137 000r／min下總對靜效率相差在2%左右，最大相差3%。從效率的對比中可以看出，混流式蝸殼的性能更好一些，與計算模擬分析結果的變化趨勢一致，說明效率計算結果具有一定的可信性。

5 結束語

在增壓器低速工作區域，使用混流式蝸殼和使用徑流式蝸殼的渦輪機在性能上差距不大；在增壓器高速工作區域，使用混流蝸殼后增壓器的流通能力與效率都得到了提升，說明混流蝸殼在增壓器高速區域相對于徑流蝸殼有更好的性能。但在實際應用中，蝸殼流道的傾斜導致蝸殼與軸承體之間的空隙變少，在裝配上存在一定問題；同時使用混流蝸殼后，在蝸殼裝配部分的壁厚會減小，其長期工作的可靠性還需進一步驗證。但不能否定混流蝸殼其特有的性能優勢，希望可以為車用增壓器的下一步發展提供依據。

［1］ 朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器［M］.北京：機械工業出版社，1992.

［2］ 陸家祥.車用發動機增壓［M］.北京：機械工業出版社，1999.

［3］ 施 新，馬朝臣.車用渦輪增壓器混流渦輪的設計［J］.工程熱物理學報，2002（4）：44－46.

［4］ Abidat M，Hamidou M K.Design And Flow Analysis Of Radial And Mixed Flow Turbine Volutes［C］.TU Delft：ECCOMAS CFD，2006.

［5］ Lymberopoulos，Baines N C，Watson N.Flow in single and twin－entry radial turbine volutes［C］.ASME Paper 88－GT－59，1988.

［6］ Barnard M C S，Benson R S.Radial Gas Turbines［M］.London：Protessional Engineeing Pulishing，1968.

［7］ Gu F，Engeda A，Benisek E.A Comparative Study Of Incompressible And Compressible Design Approaches Of Radial Inflow Turbine Volutes［C］／／Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers.［S.l.］：［s.n.］，2001.

［8］ Abidat M，Hachemi M.Off Design performance analyses of a turbocharger mixed flow turbine［C］／／6th European Turbomachinery Conference.Lille：［s.n.］，2005.

［9］ 李慶斌，胡遼平，楊 迪，等.JP60渦輪增壓器壓氣機性能模擬與試驗［J］.內燃機與動力裝置，2011（5）：36－39.

［10］ 任洪娟，馬其華，田永祥.渦輪增壓器蝸殼內三維流場模擬分析［J］.拖拉機與農用運輸車，2009（3）：87－89.

［11］ 肖 昕，李云清.車用渦輪增壓器蝸殼內三維流場模擬分析［J］.汽車技術，2011（9）：1－3.