離心壓氣機非對稱有葉擴壓器拓穩流動方法研究

佟鼎，田紅艷，劉欣源，何海龍，劉瑩，邢衛東，吉建波，李廣瑞，賈曉亮

(1.中國北方發動機研究所柴油機增壓技術重點實驗室，天津 300400；2.河北工業大學機械工程學院，天津 300130；3.中國人民解放軍駐616廠軍事代表室，山西 大同 037036)

內燃機燃燒所釋放的總能量中，有25%～30%被排氣所帶走。渦輪增壓器利用這部分能量實現對進氣加壓，增加進氣密度，提高內燃機各項性能指標。

隨著內燃機強化程度的提高，所需求的渦輪增壓器壓比也不斷提高，提高壓比的直接效應就是葉輪進口馬赫數增大，從而使工作范圍變窄。傳統渦輪增壓離心壓氣機的穩定工作范圍已不能滿足增壓內燃機工作特性線的需求，因此，拓寬高壓比離心壓氣機的穩定工作范圍，已成為高壓比渦輪增壓技術的主要發展方向和關鍵問題之一[1-4]。高壓比離心壓氣機多采用有葉擴壓器，由于擴壓器通道內布置了導流葉片，因此存在小攻角來流時旋轉失速的現象，相對于無葉擴壓器離心壓氣機，穩定工作范圍更窄，因此，其流動穩定性也得到國內外研究學者的廣泛關注，并開展了大量的研究工作。Spakovszky[5]研究了擴壓器無葉段泄漏流對壓氣機的影響，結果表明葉輪出口泄漏流明顯減小了壓氣機的穩定工作范圍，并以此為基礎設計自適應邊界阻塞控制策略，使壓氣機效率提高1%。Ohta[6]研究了有葉擴壓器葉片前緣漩渦流動，結果表明，將擴壓器葉片前緣設計成偏向葉片底部的錐形，有利于控制葉片前緣漩渦，提高壓氣機的穩定性。Hideaki[7]通過試驗研究了擴壓器安裝角及稠度對壓氣機性能的影響規律。林韻[8]探明了蝸殼非對稱結構導致的離心壓氣機內部流場非對稱性對壓氣機喘振的作用機理，建立了非對稱無葉擴壓器擴穩設計準則，有效增大了離心壓氣機的工作范圍。

本研究針對有葉擴壓器離心壓氣機流動穩定性的提升，通過蝸殼非對稱性對有葉擴壓器內部流動的影響研究，改變蝸殼喉口處對應擴壓器葉片分布形式以及葉片的安裝角，提出了一種非對稱有葉擴壓器結構，并詳細分析了有葉擴壓器內部流動特性的變化，最終通過臺架試驗進行了驗證。

1 數值仿真模型的建立

圖1 離心壓氣機葉輪示意

研究對象為某高壓比離心壓氣機，葉輪外徑為176 mm，包括9支主葉片及9支分流葉片，幾何模型見圖1。

計算模型中包括葉輪、有葉擴壓器及蝸殼。有葉擴壓器及蝸殼流道見圖2。

計算采用CFX求解器；為揭示周向的影響，采用全周計算模型；計算采用Shear-Stress Transport湍流模型和一階迎風格式差分方法。

圖2 有葉擴壓器、蝸殼通道及葉片安裝角示意

進口邊界條件：軸向進氣，溫度298 K，壓力101 325 Pa。出口邊界條件：初始壓力，質量流量。固壁邊界條件：絕熱，無滑移條件。

計算過程中采用出口條件給定初始壓力，每個轉速下均從大流量向小流量計算。當出口條件壓力響應不明顯時，采用質量流量，直到壓比開始下降至接近壓氣機的失速點，當計算結果中殘差呈上升趨勢，結果參數值無法收斂時停止計算，認為已到達喘振邊界。其收斂性判定依據有：全局殘差和各塊中殘差下降3個量級；進出口流量相對誤差小于0.5%，效率和壓比收斂至定值或出現小范圍的周期性振蕩。

圖3示出離心壓氣機有葉及無葉擴壓器級網格，其中葉輪網格330萬，擴壓器與蝸殼網格240萬。葉輪和蝸殼之間轉靜界面采用固結轉子法進行數據傳遞。

對稱有葉擴壓器離心壓氣機數值仿真模型計算結果與臺架性能試驗結果的對比見圖4。

圖3 有葉擴壓器離心壓氣機級網格

圖4 CFD仿真模型的標定結果

從圖4可以看出，CFD較好地預測出了對應的高效率點和工作范圍。在各個轉速下，效率和壓比隨流量的變化趨勢基本一致，且誤差在可以接受的范圍內，證明選取的數值方法是可信的。

2 仿真計算結果分析

通過CFD仿真分析研究蝸殼非對稱性對周向對稱有葉擴壓器出口流動的影響規律，針對喉口處非均勻流動特征改變葉片喉口處的葉片位置分布，最后通過葉片角度的調整進一步優化擴壓器內部的流動結構，并進行內部流動結構分析。

2.1 蝸殼非對稱性對對稱葉片擴壓器出口流動的影響

圖5 擴壓器上空間的標記點

為了分析有葉擴壓器內的流動情況，取擴壓器中截面空間周向均布的17個點進行數據分析，標記點見圖5。

計算中，采用50 000 r/min為分析對象，擴壓器內部壓力變化見圖6。

圖6 不同工況點總壓隨位置點的變化

由圖6可以看出擴壓器出口處總壓的變化情況，喉口位置對擴壓器出口處的壓力分布產生了影響，擴壓器葉片進一步規范了擴壓器內氣流的流動。隨著流量的減小，在喉口位置出現一個明顯的高壓區，高壓區的位置逐漸向流動下游位置擴展。受流動影響，堵塞點壓力在3～6點有一個先減小后增加的過程。

圖7示出有葉擴壓器通道內熵增的變化情況。由圖7可以看出，隨著流量的變小，高熵區在有葉擴壓器內相對于喉口區域向下游發展，說明喉口的存在，引起了喉口位置與有葉擴壓器流道內流動的變化，產生了較強的流動損失。當流量較大時，對應的喉口上游通道內流動損失也很大，這是因為從葉輪出口處的氣流進入到蝸殼通道內壓力比較高的位置，產生了強烈的逆壓梯度流動，并且從葉輪出口處流出的氣流在有葉擴壓器內流動沿程較短，直接進入到蝸殼通道內，在喉口處出現了強烈的摻混效應。隨著流量的減小，葉輪出口處氣流的相對速度變小，流體在擴壓器的沿程變長，喉口上游的流體將隨旋轉切向有一部分重新進入到喉口下游通道，從而使高熵區沿流動方向擴展。

圖7 不同工況有葉擴壓器內熵增分布等值線圖

2.2 喉口葉片分布對壓氣機流動特性的影響

通過第2.1節的分析可以看出，蝸殼喉口的存在對擴壓器內部流動產生了非常明顯的影響，由于氣流在擴壓器內的壓力得到提升，并且隨著氣流在蝸殼內的流動(蝸殼面積由小至大)，所以流體流動在蝸殼內也是一個減速擴壓的過程。而對于蝸殼內部的流動，理想狀態是不存在壓力突變的位置，壓力一旦產生突變，對流動會產生明顯的干擾作用，帶來不必要的摻混損失，影響壓氣機的效率與穩定性?；谟嬎憬Y果，通過進一步調整喉口處葉片擴壓器的葉片分布形式，對喉口處壓力進行整合，使得蝸殼流道內的壓力分布更加均勻。

圖8 喉口葉片分布改進形式方案示意

在對稱葉片式擴壓器的基礎上，保證葉片安裝角不變，調整喉口處的葉片分布，由于喉口位置葉片過于稀疏造成壓比下降[9]，因此將喉口對應兩支葉片更改為一支(見圖8)。

改進方案旨在改變喉口處的葉片分布形式，使葉片變得更加稀疏，這樣從葉輪出口位置流出的氣流在擴壓器通道內的擴壓程度將得到降低，從而改變喉口下游位置的流動狀態。通過CFD仿真分析得到的50 000 r/min時壓氣機性能計算結果見圖9。

圖9 非對稱改進方案與對稱葉片擴壓器性能對比結果

從圖9可以看出，相比于對稱有葉擴壓器離心壓氣機，改進方案改變了喉口的葉片分布，從而增加了擴壓器的流通面積，所以壓氣機的堵塞流量發生了明顯的變化，而改進方案與對稱有葉擴壓器離心壓氣機的壓比在小流量區域差別不大,這就為進一步調整喉口處擴壓器葉片提供了充足的欲度。由于喉口處葉片分布的調整，流量特性發生了一定的變化，所以在大流量區域，改進方案較對稱有葉擴壓器效率有明顯的提升，在小流量區域二者差異不大。

由圖10可以看出，對于堵塞工況而言，兩種有葉擴壓器的近喉口的0°區域，擴壓器4個葉片處出現低壓區，其他葉片出口處壓力分布相對較均勻。非對稱改進方案堵塞流量要高于對稱葉片擴壓器，葉輪葉片出口速度相對較大，造成喉口區域上游流動分離略大，出現的低壓區要高于對稱葉片擴壓器。在最高效率點，二者之間的差別并不是特別大，對稱有葉擴壓器低壓區向蝸殼喉口下游位置擴展，雖然近喉口位置葉片分布不同，但是由于葉片出口氣流角的變化，流動在擴壓器內部更均勻順暢，所以在最高效率區差別不特別明顯。在近喘振工況點時，對稱有葉擴壓器低壓區繼續向下游擴展，但是改進方案中針對喉口位置的改變使得喉口葉片處產生了分離，存在進一步優化空間。

從計算結果來看，堵塞點已經能夠得到流動范圍的拓寬，為了分析喘振工況點的流動情況，可以進一步結合流線分布分析擴壓器內部的流動情況。

由圖11可以看出，改進方案在改動后的擴壓器單個葉片處出現了回流，進而造成擴壓器內部流動失速。因而可以改變葉片安裝角，進一步優化該區域內的流動狀態。

圖11 非對稱改進方案與對稱葉片擴壓器近喘振點流線分布

2.3 喉口葉片角對壓氣機流動特性的影響

針對近喘振工況時擴壓器葉片的流動分離，調整喉口下游處葉片角，不改變該葉片進口安裝角(依然保持為60°)，改變出口葉片角(由24°降低為20°)，改進方案見圖12。

圖12 改進葉片角方案示意

通過圖13的壓比特性與效率特性的對比分析可以看出，相比于原始方案(進口60°，出口24°)，改進方案(進口60°，出口20°)在較大流量工況點壓比和效率都得到了明顯的提升；隨著流量的減小，達到的最高壓比和效率值差異不明顯；而到了較小流量工況點，改進方案的穩定性以及性能也比原始方案要有明顯的改善。這說明葉片出口角的改變對特性的改善起到了較好的作用，證明了角度調整方案的可行性。

圖13 改變出口角后的壓氣機性能對比

圖14示出改變出口角后的壓氣機總壓分布對比。通過堵塞點壓力分布可以看出，相對于原始方案，在保證出口靜壓相同的計算條件下，改進方案的低壓區明顯減小，而低壓區向下游的擴展程度也得到了減弱，壓力分布變得更加均勻。這就解釋了在壓力特性中，改進方案能夠明顯提升大流量區域的壓比。在高效率點，兩種方案在壓力特性與損失特性上差異不大，所以在特性的表征上(壓力特性與效率特性)也沒有明顯的差別。當流量減小以后，低壓區出現在所調整葉片的下部，主要是葉輪葉片出口氣流角變化所致，對比于原始方案，改進方案低壓區明顯變小，所帶來的直接影響就是擴壓器內的穩定性得到了明顯的提升。為了更進一步分析近喘振點內部流動情況，可以結合流線分布進行分析。

通過圖15近喘振點流線分布可以看出，通過調整葉片角，喉口處對應葉片的回流區得到了減弱，從而對小流量工況點起到了明顯的改善作用。

圖14 改變出口角后的壓氣機總壓分布對比結果

圖15 角度改進方案與原始角度擴壓器近喘振點流線分布

3 試驗驗證

通過CFD仿真結果可以看出，通過對對稱有葉擴壓器喉口處葉片分布和角度的調整，可以進一步優化有葉擴壓器離心壓氣機的性能，本節對最終調整分布和角度的方案進行了臺架性能試驗的驗證。

試驗原理圖見圖16。壓氣機渦輪端由氣源提供動力，通過氣源提供空氣進入燃燒室燃燒，為渦輪提供高溫高壓燃氣。渦輪轉速主要是通過渦輪進口流量、壓力和溫度來調節。試驗控制臺顯示參數穩定后開始采集數據。測試過程一般從壓氣機大流量端開始，根據實際需要保持一定的流量間隔，逐漸減小流量，直到接近壓氣機的喘振流量工況。

為了完成對比，針對對稱有葉擴壓器及優化的非對稱有葉擴壓器離心壓氣機進行了壓氣機性能試驗測量，對稱葉片擴壓器及非對稱葉片擴壓器試驗樣件見圖17。性能對比試驗結果見圖18。

1—雙扭線流量計；2—流量計壓差傳感器；3—壓氣機入口溫度壓力傳感器；4—轉速傳感器；5—待測壓氣機；6壓氣機出口溫度壓力傳感器；7—電動排氣控制閥；8—電動微調閥；9—渦輪；10—機油濾清器；11—回油泵；12—機油泵；13—換熱器；14—機油箱；15—燃燒室；16—燃油流量計；17—點火及切斷裝置；18—燃油調節閥；19—燃油箱；20—燃油泵；21—進氣流量計；22—進氣調節閥；23—進氣旁通閥；24—風機。圖16 試驗原理圖

圖17 對稱葉片擴壓器及非對稱葉片擴壓器試驗樣件

圖18 壓氣機性能對比試驗結果

從試驗結果上看，相比于對稱有葉擴壓器，非對稱有葉擴壓器在高壓比區域優勢比較明顯，高轉速區域喘振流量和堵塞流量都有一定的變化，整體的流量范圍得到了拓寬。以50 000 r/min為例，原始對稱有葉擴壓器壓氣機流量范圍為1.18～1.53 kg/s，改進之后為1.16～1.548 kg/s，整體流量范圍拓寬10.86%。

4 結論

a) 蝸殼喉口的存在對葉片式擴壓器出口的流動產生了強烈的影響，高壓區隨著流量的減小逐漸向喉口位置下游擴展，帶來的流動損失分布也基本一致；

b) 整體特性上，改變喉口處的葉片分布能夠使流量范圍變寬，能夠擴大流動的堵塞流量，但是在小流量工況點存在明顯的流動分離；可通過葉片分布的改變擴大離心壓氣機的流動范圍，但是擴壓器內的流動分離和損失加劇；

c) 通過葉片角分布的調整可以看出，改變喉口處的葉片角分布能夠提升流動的穩定性，降低流動損失，能夠有效提升壓氣機的穩定流動范圍，尤其對提升小流量工況點的特性有明顯的幫助；

d) 針對對稱有葉擴壓器及優化的非對稱有葉擴壓器離心壓氣機進行了壓氣機性能試驗測量對比，對比結果表明，在高壓比區域，非對稱有葉擴壓器較對稱葉片式擴壓器離心壓氣機流量范圍提升10%左右。