基于某型號(hào)渦輪增壓器壓氣機(jī)內(nèi)流場(chǎng)分析與優(yōu)化研究

劉政伍 匡增彧

（湖南交通工程學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院 湖南衡陽(yáng) 421000）

0 引言

能源問題的加劇和日益嚴(yán)格的排放法規(guī)促使渦輪增壓技術(shù)在內(nèi)燃機(jī)領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用[1]。提高渦輪增壓器壓氣機(jī)效率能夠減少排氣的能量損失和流動(dòng)損失，使排氣能量盡可能多地轉(zhuǎn)換成有用功[2]。要想提高渦輪增壓器壓氣機(jī)效率，必須掌握壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)情況。

近年來，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面進(jìn)行了大量研究：張欣利用CFD技術(shù)對(duì)車用渦輪增壓器渦輪內(nèi)不同噴嘴環(huán)開度流場(chǎng)的對(duì)比分析[3]；趙國(guó)初黃若的應(yīng)用計(jì)算流體技術(shù)對(duì)車用渦輪增壓器失效分析[4]；Krain用Dawes編制的三維計(jì)算程序模擬了壓氣機(jī)的三維湍流流動(dòng)[5]。上述研究取得了較好的成果，但是針對(duì)壓氣機(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)葉頂間隙與葉輪出口寬度的研究十分匱乏。

本文以某型號(hào)渦輪增壓器壓氣機(jī)為研究對(duì)象如表1所示，構(gòu)建渦輪增壓器壓氣機(jī)的理論模型并運(yùn)用Fluent軟件模擬計(jì)算壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)，發(fā)現(xiàn)壓氣機(jī)壓力場(chǎng)局部區(qū)域壓力過高，尾流混亂，能量損失嚴(yán)重。針對(duì)以上情況優(yōu)化葉頂間隙以及葉輪出口寬度發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的壓氣機(jī)內(nèi)部壓力場(chǎng)更加穩(wěn)定，轉(zhuǎn)換效率明顯提高，為日后渦輪增壓器優(yōu)化改進(jìn)提供參考依據(jù)。

表1

1 模型的建立和網(wǎng)格劃分

1.1 模型的建立

利用三維建模軟件CFTurb來實(shí)現(xiàn)三維實(shí)體模型，如圖1、圖2所示。

圖1 壓氣機(jī)三維模型

圖2 壓氣機(jī)網(wǎng)格

1.2 網(wǎng)格劃分

利用Meshing網(wǎng)格軟件劃分網(wǎng)格，為保證網(wǎng)格質(zhì)量，壓氣機(jī)網(wǎng)格劃分選擇最小尺寸2.916e-05m，最大面的面積控制在2.196e-03m2，最大的網(wǎng)格體積4.392e-03m3，最后劃分網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為772426，單元數(shù)為451698，網(wǎng)格的平均質(zhì)量為0.83，最大變形率為0.75。該模型壓氣機(jī)網(wǎng)格劃分如圖2所示。

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 能量方程

能量守恒方程：式中：Cp-比熱容；T-熱力學(xué)溫度；K-流體傳熱系數(shù)；為流體的內(nèi)熱源及由于粘性作用流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱能的部分。

2.2 湍流模型

當(dāng)前由于無法直接利用微分方程精確求解湍流流暢，因此需要引入湍流模型。本文采用κ-ε標(biāo)準(zhǔn)模型作為計(jì)算模型，κ-ε模型形式如下：

式中：Cε1、Cε2、σk、σε為常數(shù)；pκ-黏性力和浮力的湍流產(chǎn)物。

2.3 邊界條件設(shè)定

流動(dòng)實(shí)體選擇可壓縮的理想氣體；壁面函數(shù)選擇標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)；壁面?zhèn)鳠岱绞竭x擇絕熱壁面條件；壁面邊界條件采用無滑移邊界條件；旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)為[0，0，0]，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)閇0，0，1]，旋轉(zhuǎn)速度為 80000rpm；進(jìn)口邊界條件質(zhì)量流量為0.25kg/s，進(jìn)口溫度為20℃，進(jìn)口壓力為1bar。

3 結(jié)果分析

圖3是壓氣機(jī)壓力場(chǎng)分布圖，內(nèi)部流動(dòng)比較混亂復(fù)雜，在葉輪進(jìn)口處，氣體壓力相對(duì)較低為圖2壓力場(chǎng)9.00e+004Pa，經(jīng)過葉輪做功后，流動(dòng)氣體在葉輪流道內(nèi)逐漸增壓，直到進(jìn)入擴(kuò)壓器，壓力增高到5.54e+005Pa，證實(shí)了壓氣機(jī)葉輪在整個(gè)增壓過程中做功的重要性。

更進(jìn)一步對(duì)壓氣機(jī)壓力場(chǎng)進(jìn)行分析：

在蝸殼與擴(kuò)壓器連接區(qū)域，局部壓力達(dá)到6.5e+005Pa，壓氣機(jī)內(nèi)部壓力場(chǎng)局部不穩(wěn)定，這是由于流動(dòng)氣體在壓氣機(jī)葉輪內(nèi)部出現(xiàn)了旋流、回流等現(xiàn)象，導(dǎo)致較嚴(yán)重的氣流損失。

針對(duì)以上問題，本文對(duì)壓氣機(jī)葉片結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化對(duì)比分析：分別設(shè)計(jì)葉頂間隙為0.1mm、0.3mm、0.5mm的壓氣機(jī)三維模型如圖4所示；葉輪出口寬度為4.5mm、5.3mm、6mm的壓氣機(jī)三維模型如圖7所示。

圖3 壓力場(chǎng)

3.1 葉頂間隙為0.1mm、0.3mm、0.5mm的流場(chǎng)分析

針對(duì)出現(xiàn)的能量損失問題，圖5是葉頂間隙分別為0.5mm、0.3mm、0.1mm時(shí)壓氣機(jī)流場(chǎng)域壓力場(chǎng)分布圖。從圖中可以看出，葉頂間隙的不同對(duì)壓氣機(jī)壓比的影響很大。當(dāng)葉頂間隙為0.5mm時(shí)，增壓比為3.38e+05Pa，壓氣機(jī)有一定的增壓效果，但從內(nèi)部壓力場(chǎng)可以看出，在每個(gè)葉片中尾部區(qū)域壓力過高，說明相鄰流道內(nèi)流體之間的串流較大，流體流動(dòng)內(nèi)部混亂，形成較大的泄漏損失；當(dāng)葉頂間隙為0.3mm時(shí)，增壓達(dá)到3.70e+05Pa相比于0.5mm的3.38e+05Pa增壓明顯，且內(nèi)部壓力場(chǎng)區(qū)域分布均勻，壓氣機(jī)流道間的串流小，泄漏損失有很大的改善，但從擴(kuò)壓區(qū)域厚度來看沒有得到提高；當(dāng)葉片葉頂間隙為0.1mm時(shí)增壓比為3.82e+05Pa，流道內(nèi)壓力場(chǎng)分布均勻，沒有太多過高壓力區(qū)域，尤其是在整個(gè)擴(kuò)壓器與葉輪交接區(qū)域，增壓比厚度明顯增加，說明壓氣機(jī)氣體動(dòng)能更好的轉(zhuǎn)化為壓力能，轉(zhuǎn)化膨脹效率更高。由此可以得出葉頂間隙的合理性很大程度上影響壓氣機(jī)內(nèi)部流動(dòng)的能量轉(zhuǎn)換。當(dāng)轉(zhuǎn)速很大且間隙過大時(shí)，很容易導(dǎo)致流道間的泄露，影響氣流內(nèi)部流動(dòng)，降低壓氣機(jī)效率。

圖4 葉頂間隙分別為0.1mm、0.3mm、0.5mm的幾何模型

圖5 葉頂間隙分別為0.1mm、0.3mm、0.5mm的壓力場(chǎng)

圖6 效率與質(zhì)量流量的關(guān)系

如圖6所示，葉頂間隙為0.1mm時(shí)，效率在葉頂間隙0.3mm和葉頂間隙0.5mm之上。相比葉頂間隙0.3mm的壓氣機(jī)，葉頂間隙設(shè)計(jì)參數(shù)為0.1mm時(shí)，效率提升了4%。這說明在葉頂間隙為0.1mm時(shí)，流道與流道之間的氣體串流較少，氣流在流道內(nèi)穩(wěn)定流動(dòng)，能量之間的轉(zhuǎn)化更高效。

3.2 葉輪出口寬度為4.5mm、5.3mm、6mm的流場(chǎng)分析

如圖8所示，可知葉輪出口寬度為6mm、5.3mm、4.5mm的壓氣機(jī)內(nèi)部流體域壓力場(chǎng)基本上是對(duì)稱的：葉輪出口寬度為6mm最高壓比為3.49e+05Pa，擴(kuò)壓器部分壓氣機(jī)為3.47e+05Pa，葉輪內(nèi)部流動(dòng)比較穩(wěn)定，但在葉輪出口以及擴(kuò)壓器區(qū)域，存在的過高壓力場(chǎng)較多，因?yàn)槿~輪的寬度影響到流道的擴(kuò)張角、擴(kuò)壓度和截面的進(jìn)口直徑，而這些因素都與流動(dòng)損失密切相關(guān)；當(dāng)葉輪出口寬度為5.3mm時(shí)，長(zhǎng)葉片尾部壓力達(dá)到3.49e+05Pa，擴(kuò)壓器部分壓力強(qiáng)度為3.51e+05Pa左右。相比6mm的出口寬度流體域來說，壓比性能有一定的提高；當(dāng)葉輪出口寬度為4.5mm時(shí)增壓比為3.52e+05Pa，壓力場(chǎng)分布均勻混流損失最小。而從以上數(shù)據(jù)說明葉輪出口寬度為4.5mm時(shí)壓氣機(jī)壓比相對(duì)最高，局部壓力相對(duì)較低，流動(dòng)損失較小。

圖7 葉片出口寬度為4.5mm、5.3m、6mm幾何模型

圖7葉輪出口寬度分別為6mm、5.3mm、4.5mm的壓力場(chǎng)

圖8 可以看出，隨著葉輪出口寬度由4.5~6mm變化，效率曲線成先變大后變小變化規(guī)律。質(zhì)量流量變化為0.22kg/s時(shí)，不同葉輪出口寬度的壓氣機(jī)效率都達(dá)到最高，當(dāng)質(zhì)量流量繼續(xù)增加時(shí)，壓氣機(jī)效率曲線開始減小。葉輪出口寬度為5.3mm，減小速度相對(duì)緩慢，但整個(gè)效率低于葉輪出口寬度為4.5mm的效率。在整個(gè)質(zhì)量流量變化過程中，葉輪出口寬度為4.5mm的壓氣機(jī)流體域效率曲線以及壓比曲線相比葉輪出口寬度為5.3mm、6mm都要高，效率和增壓比有明顯的改善。這說明針對(duì)此款壓氣機(jī)模型4.5mm葉輪出口寬度為最佳。

圖9 效率與質(zhì)量流量的關(guān)系

4 結(jié)論

本研究清晰展現(xiàn)了某渦輪增壓器壓氣機(jī)內(nèi)流場(chǎng)分布情況，通過分析壓力場(chǎng)的分布，發(fā)現(xiàn)在壓氣機(jī)內(nèi)流場(chǎng)存在局部能量損失嚴(yán)重等情況。

本文通過對(duì)比在葉頂間隙分別為0.1mm、0.3mm、0.5mm的壓氣機(jī)內(nèi)部情況和葉輪出口寬度為4.5mm、5.3mm、6mm壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)分布情況，分析發(fā)現(xiàn)當(dāng)葉頂間隙越小時(shí)，壓氣機(jī)效率越高；當(dāng)葉輪出口寬度相對(duì)較小時(shí)，對(duì)壓氣機(jī)效率也有一定的提升作用；在其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，通過改變?nèi)~輪與壓殼之間的間隙以及改變?nèi)~片出口角度，可以提升壓氣機(jī)壓縮效率。本文為該系列壓氣機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。