渦輪增壓器進/排氣蝸殼結構優化與性能分析

張立楠，李宏磊，岳國強，張路陽，鄭 群

(1.沈陽發動機研究所，沈陽 110015；2.哈爾濱工程大學，哈爾濱 150001)

0 概述

隨著船用渦輪增壓器的不斷發展，渦輪部件朝著大膨脹比、跨音速渦輪的方向發展，與其匹配的進/排氣蝸殼和其相互間的作用也逐步受到關注[1]。盡管相比于渦輪，進/排氣蝸殼不會直接影響渦輪增壓器的性能，但其結構會間接影響渦輪的運行狀態，從而對整體性能造成影響[2-3]。減小進/排氣蝸殼內部的流動損失，優化進/排氣蝸殼與渦輪間的流動，是提高渦輪性能的重要手段[4]。

文獻[5]中針對進氣蝸殼進行改進，使等熵效率提高2.36%。文獻[6]中采用蜂窩整流罩來改善進氣蝸殼流動，使各項參數均優于傳統方案。文獻[7]中分析了兩種幾何形狀的蝸殼在3種工況下的內部流場，表明相比于蝸殼截面形狀，整流罩設計與其周向變化對于其性能影響更為明顯。文獻[8]中基于三維N-S方程對軸向對稱和非對稱蝸殼內氣體流動進行數值模擬分析，結果表明在出口氣流流速等特征上對稱與非對稱蝸殼基本一致，非對稱蝸殼在出口氣流周向均勻性方面要明顯好于對稱蝸殼。

而在排氣蝸殼方面，文獻[9-10]中對蝸殼內部的分離與渦流進行了分類。排氣蝸殼處于軸向進氣的狀態時，其內部在環形擴壓器部分形成的漩渦隨著蝸殼內部氣流的流向逐步向蝸殼內穩壓段發展并相遇，由于排氣蝸殼為對稱結構，其內部漩渦關于蝸殼子午面對稱，即在蝸殼穩壓段部分存在一個旋向相反的渦對。文獻[11-12]中研究發現，在排氣蝸殼入口處的總壓分布對環型擴壓器內部的流動結構與渦流的形成有顯著影響。文獻[13]中對煙斗式、蝸殼式、箱型式3種排氣蝸殼進行性能研究，重點分析改變幾何參數時蝸殼內部總壓損失及蝸殼出口位置氣流速度均勻性的改變。文獻[14]中研究發現強度較大的渦流都產生于排氣蝸殼的上半部分，基于此設計了一種內部加導流葉片的排氣蝸殼，可有效降低內部的渦流強度。文獻[15]中對擴壓器的幾何參數進行了研究并對比分析了兩種不同軸向長度的擴壓器性能，結果發現較大的軸向長度使內廓角在軸向上變化較為平緩，促使氣流在軸向膨脹也較為平緩，從而降低了軸向的逆向壓力梯度，使得具有較大軸向長度的擴壓器有更高的靜壓恢復系數。

綜上所述，渦輪增壓器進/排氣蝸殼的損失將直接影響渦輪的氣動性能，進/排氣蝸殼的優化對增壓器性能的提升有重要影響。而今對于渦輪增壓器進氣蝸殼的研究主要集中在殼體及整流罩結構優化，排氣蝸殼則對內部流動機理進行探究，并對環形擴壓器部分進行結構優化，然而進/排氣蝸殼是渦輪的配套部件，對其進行單獨三維CFD模擬并不能體現其真實流場。因此本文中針對某型渦輪增壓器展開研究，以其內部流動機理為基礎，探究進/排氣蝸殼的優化方案，并對渦輪級進行整體數值計算，探究渦輪與進/排氣蝸殼的相互作用機理，以期提高渦輪增壓器的整機效率，為渦輪增壓器的工程應用提供一定參考。

1 計算模型與方法

1.1 研究對象

渦輪增壓器分為機械增壓器與廢氣渦輪增壓器，以廢氣渦輪增壓器中的渦輪部件及與其配套的進/排氣蝸殼為研究對象，渦輪增壓器的整體結構如圖1所示，主要結構參數如表1所示。

圖1 渦輪增壓器模型

表1 蝸殼主要參數

進氣蝸殼和排氣蝸殼的幾何模型如圖2和圖3所示。為便于描述，圖2和圖3中的參數均采用無量綱參數，具體數值如表2所示。相對長度LRx、相對高度HRx、相對寬度BRx、進氣蝸殼相對進口直徑DRin、進氣蝸殼相對出口直徑DRout、排氣蝸殼相對進口直徑DR分別表示如下：

表2 進/排氣蝸殼參數

圖2 進氣蝸殼模型與參數

圖3 排氣蝸殼模型與參數

LRx=Lx/Din1

(1)

HRx=Hx/Din1

(2)

BRx=Bx/Din1

(3)

DRin=Din1/Din1

(4)

DRout=(Dout1-d1)/Din1

(5)

DR=(Din2-d2)/Din1

(6)

式中，下標x取1和2，x取1時表示進氣蝸殼參數，x取2時表示排氣蝸殼參數；Lx為進/排氣蝸殼的長度；Hx為進/排氣蝸殼的高度；Bx為進/排氣蝸殼的寬度；Din1為進氣蝸殼進口直徑；Dout1為進氣蝸殼出口外徑；d1為進氣蝸殼出口內徑；Din2為排氣蝸殼進口外徑；d2為排氣殼進口內徑。

渦輪級以某型船用渦輪增壓器中渦輪部件葉型為原型。

1.2 計算網格與邊界條件

分別對進氣蝸殼、排氣蝸殼及進/排氣蝸殼和渦輪組合進行三維CFD模擬。

進氣蝸殼網格如圖4(a)所示，分為穩壓段、整流罩、過渡段三部分；圖4(b)則為排氣蝸殼網格，也分為穩壓段、環形擴壓器、過渡段三段；圖4(c)為渦輪級網格；圖4(d)為進/排氣蝸殼與渦輪的組合網格。

圖4 模型網格圖

進/排氣蝸殼及整機的邊界條件如表3所示。

表3 邊界條件

1.3 數值模擬驗證

為保證計算網格的無關性，進行網格敏感性驗證，如圖5所示。從圖中可以看出進氣蝸殼、排氣蝸殼與渦輪級的網格數分別在220萬個、420萬個與300萬個時其質量流量與總-靜效率基本處于水平，因此進氣蝸殼、排氣蝸殼與渦輪級的網格數分別取220萬個、420萬個與300萬個。

圖5 進氣蝸殼、排氣蝸殼及渦輪級網格無關性驗證

為驗證數值模擬的可靠性與準確度，以文獻[16]中的VTR400改型Ⅱ排氣蝸殼為研究對象，將本文中的數值模擬計算方法與試驗結果進行對比，其總壓損失系數及靜壓恢復系數的對比如表4所示。

由表4可知，試驗結果與數值模擬結果基本吻合，總壓損失系數誤差為2.34%，靜壓恢復系數為3.15%。由此可以說明本文中的數值模擬方法是可靠的。

表4 排氣蝸殼參數試驗值與數值模擬結果比較

2 進/排氣蝸殼優化方案

2.1 進氣蝸殼優化

進氣蝸殼優化主要集中在整流罩部分，主要是為減少進氣蝸殼內部的總壓損失，并在此基礎上提高進氣蝸殼出口的均勻系數，為渦輪提供更為均勻的來流。在此對進氣蝸殼提出兩種優化方案，如圖6所示。具體是將整流罩型線由半圓改為雙扭線，然后在雙扭線的基礎上，以中心高度為半徑采用圓弧線，各方案參數如表5所示。

圖6 整流罩型線

表5 進氣蝸殼優化方案

2.2 排氣蝸殼優化

排氣蝸殼的優化主要集中在環形擴壓器部分，其中內廓角、外廓角、擴壓比與最大軸向長度均會影響排氣蝸殼的性能。由于項目尺寸要求，該排氣蝸殼的最大軸向長度固定，這種情況下只能對其內廓角、外廓角與擴壓比進行改動。而本文中采用的排氣蝸殼氣體產生的流動分離主要發生在外廓線部分，因此對其外廓角進行改動。不均勻改動排氣蝸殼的外廓角，從而改變其環形擴壓器的擴壓比，將擴壓器下半部分外廓角減小1.5°，上部減小0.9°，中間部分則根據上下改動進行掃掠得出。改動如圖7所示，具體參數如表6所示。

圖7 外廓線優化示意圖

表6 排氣蝸殼優化方案

2.3 評價指標

進氣蝸殼的評價指標采用總壓損失系數與出口均勻系數，排氣蝸殼采用總壓損失系數與靜壓恢復系數，而對于整機聯合模擬則采用總靜效率進行評價。總壓損失系數ηT-S、靜壓恢復系數Cpr、均勻系數χ、總靜效率Cpl分別如式(7)～式(10)所示。

(7)

(8)

(9)

(10)

3 結果分析

3.1 進氣蝸殼流場分析

圖8為進氣蝸殼子午面的總壓系數云圖與整流罩的局部流線圖。從圖中可以看出，原型中整流罩下部有明顯的低壓區，而在雙扭線與圓弧線整流罩下部區域流動有明顯改善，消除了低壓區的存在，除整流罩附近的損失外，其壓力損失主要由蝸殼穩壓段與出口過渡段部分的壁面沿程損失組成。

圖8 進氣蝸殼子午面總壓系數云圖與局部流線圖

圖8整流罩下部流線圖中可以看出整流罩附近的流動。氣流擊打整流罩的位置都在一點，原型氣流分離后向下流動了較長的距離，造成了較大的壓力損失；而兩種優化方案在下部的流動都較為平緩，但雙扭線方案中氣流在下部流出蝸殼時產生了較大的轉折，會對蝸殼出口的均勻系數造成較大的影響，圓弧線則流動良好。

圖9為進氣蝸殼出口的總壓系數云圖。從圖中可以看出，與原型相比，雙扭線在出口下半部分出現了明顯的高壓區域，而圓弧線則相比于其他兩種更為均勻。下面定量地對原型及兩種優化方案進行說明。

圖9 出口總壓系數云圖

為更好地對進氣蝸殼分析，將進氣蝸殼分成10個截面，其中截面2為進氣蝸殼外殼型線由直線轉為圓弧線的過渡截面，截面10為去掉過渡段的出口截面，截面2至截面10為等角度劃分，如圖10所示。進氣蝸殼總壓損失系數隨截面位置變化的曲線，如圖11所示。從圖中可以看出，兩種方案均可很好地降低蝸殼內部的總壓損失。其中在出口截面10處，雙扭線方案的總壓損失系數較原型降低了7%左右，圓弧線方案降低了8%左右。

圖10 進氣蝸殼截面圖

圖11 總壓損失系數隨截面變化曲線圖

對比蝸殼出口的均勻系數與蝸殼出口總壓系數，如表7所示。蝸殼出口總壓系數對渦輪性能也會產生影響，出口總壓系數更高則可以為渦輪提供品質更高的進口來流。

表7 進氣蝸殼參數對比

從表7中可以看出，雙扭線方案的均勻系數較原型有所降低，而圓弧線方案則有所提升，并且出口總壓系數也是圓弧線方案較高。

綜上所述，不論是總壓損失系數、均勻系數和出口總壓系數，圓弧線均比原型和雙扭線兩種方案更好，并且在結構方面圓弧線也較為簡單，因此在后續整機數值模擬計算中，進氣蝸殼采用圓弧線進氣蝸殼。

3.2 排氣蝸殼流場分析

為便于后續描述與展示其內部三維流動，將排氣蝸殼進口分為4個區域，分別為A1、A2、B1、B2，并展示了排氣蝸殼內部的三維流線圖，如圖12所示。從圖中可以看出，蝸殼內部流動較為復雜。

圖12 排氣蝸殼進口分區和排氣蝸殼三維流線圖

圖13展示了4個進口區域的流線。從圖中可以看出，遠離排氣蝸殼出口的A1與A2區域，氣流在排氣蝸殼環形擴壓器中與蝸殼下半部分壁面的作用形成強烈的旋流，并向上游發展流向蝸殼出口，且有少部分氣流在蝸殼下部互相摻混干擾。其中在A1與A2區域中可以明顯地觀測到紅色流線，此部分流線為蝸殼漩渦運動的渦核。靠近出口的B1與B2區域內，遠離子午面的氣流經擴壓器直接進入蝸殼，并與上半部分左右壁面接觸形成旋流，且此部分氣流還會受A1與A2區域氣流帶來的干擾。B1與B2區域中，靠近子午面的區域氣流并未與壁面發生接觸，經蝸殼直接向出口排出，可以在流線圖中觀測到這部分氣流并未產生漩渦運動。從圖中還可看出兩側氣流基本上按照相似的曲線在排氣蝸殼流動并匯聚，在出口形成大致軸對稱的漩渦結構。與原型相比，優化后兩側漩渦大致沿著蝸殼子午面對稱，并且流線較原型更為規律。

圖13 不同分區速度流線圖

圖14為排氣蝸殼子午面環形擴壓器部分局部流線圖。從圖中可以看出，在原型蝸殼中環形擴壓器上下兩部分都出現漩渦結構，尤其是蝸殼底部形成了大量的漩渦結構，而優化后漩渦逐步變小，并由原型產生4個渦系結構變為了3個，擴壓器外廓線部分的漩渦運動明顯削弱，環形擴壓器上半部分的漩渦結構也明顯削弱，由此可以說明優化方案是有效的。

圖14 子午面局部速度流線圖

為詳細展示蝸殼上半部分流動情況，對蝸殼進行了截面處理，圖15展示了3個截面的流線圖。從圖中可以看出，與原型不同，優化后排氣蝸殼內流動是以子午面對稱的渦對形式向蝸殼出口處發展的。原型截面3處渦還并沒有完全形成，而截面2與截面1漩渦逐漸呈現從形成到穩定的過程。渦的產生和氣流間的相互摻混為排氣蝸殼帶來了較大的流動損失。與原型不同的是，優化后在截面2處渦對已經基本成型，并且渦對基本相對于蝸殼的子午面對稱，由此說明優化后的蝸殼內部氣流間相互摻混的程度比原型低。

圖15 蝸殼截面流線圖

圖16為排氣蝸殼子午面的局部總壓系數云圖。從圖中可以看出，與原型相比，優化方案子午面總壓系數云圖中低壓區明顯減少，特別是蝸殼上半部分，說明優化對于氣流在蝸殼上半部分產生的相互摻混具有明顯的抑制作用，而在蝸殼下半部分，由于漩渦運動的削弱，消除了低壓區的產生。

圖16 排氣蝸殼截面總壓系數云圖

表8展示了排氣蝸殼總壓損失系數、靜壓恢復系數與進口靜壓系數。從表中可以看出優化方案的各性能參數均要優于原型，其中總壓損失系數降低了約17%，靜壓恢復系數提高了約19%。蝸殼進口靜壓的大小將決定渦輪做功能力的強弱，進口靜壓越小，渦輪做功能力越強[17]，優化的進口靜壓系數比原型小約0.041 89。

表8 排氣蝸殼參數對比

綜上所述，對排氣蝸殼環型擴壓器外廓線進行不均勻改動對蝸殼氣動性能的提升非常有效，且對上游渦輪的工作情況產生影響。

3.3 整體流場分析

根據前文所述，選取圓弧型進氣蝸殼、不均勻優化排氣蝸殼和渦輪組合并與原型進行對比。為了便于后續描述，定義4個方案分別為原方案、方案1、方案2與方案3，如表9所示。

表9 不同方案對比

在此對不同方案內部流場進行分析比較。由于原方案與方案2采用原型進氣蝸殼，方案1與方案3采用圓弧型進氣蝸殼，在此僅對原方案與方案1進氣蝸殼出口總壓系數云圖進行對比，如圖17所示。從圖中可以看出，與原型蝸殼相比，圓弧型蝸殼在出口面上部出現局部高壓區，而出口面中下部的總壓分布更為均勻，從而可以為渦輪提供更為均勻的進口條件，故使方案1中渦輪的氣動性能較原方案有所提升。

圖17 不同方案進氣蝸殼出口總壓系數云圖

由于原方案與方案1采用原型排氣蝸殼，方案2與方案3采用優化排氣蝸殼，在此僅對原方案與方案2排氣蝸殼進口靜壓系數云圖進行對比，如圖18所示。從圖中可以看出，相較于原型，優化方案在中下部可以為動葉出口提供更為均勻、更低的出口背壓，從而使渦輪具有更強的做功能力。

圖18 不同方案排氣蝸殼進口靜壓系數云圖

圖19分別給出了不同方案下10%、50%、90%葉高的相對馬赫數云圖。從圖中可以看出，進氣蝸殼對渦輪葉片在10%葉高的相對馬赫數影響比較大，而在50%與90%葉高其相對馬赫數并沒有發生明顯改變，圓弧型進氣蝸殼在10%葉高時其進口馬赫數較原型有明顯提高，這可以改善渦輪10%的流動情況。原方案與方案2中排氣蝸殼對于渦輪馬赫數的影響主要發生在90%葉高，10%與50%葉高并沒有明顯變化，而90%葉高動葉出口馬赫數在局部區域上較原型有所提高。

圖19 不同方案渦輪不同葉高馬赫數云圖

分析不同方案渦輪馬赫數后，對不同方案渦輪葉片進行定量分析。進氣蝸殼對渦輪的影響主要發生在靜葉前緣，氣流在進氣蝸殼內流動后，到達渦輪靜葉時氣流與軸向發生了一定角度的偏離，從而對渦輪性能造成一定影響。圖20展示了原方案與方案1中渦輪在10%、50%、90%葉高的表面靜壓載荷分布，因為方案2與方案3其靜葉表面靜壓分布分別和原方案與方案1相同，故僅對原方案與方案1進行展示，以方便對比。從圖中可以看出，在靜葉10%、50%、90%葉高，其截面靜壓系數分布在軸向相對弦長0.2處到靜葉尾緣分布基本一致，進氣蝸殼對于渦輪產生的影響主要發生在渦輪10%葉高靜葉前緣處，與原型相比，優化的負攻角更大。而在50%與90%葉高處，其載荷分布基本沒有變化。

圖20 靜葉的表面靜壓分布

相較于靜葉，動葉受上游靜葉與下游排氣蝸殼的雙重影響，4種不同方案的動葉表面靜壓分布均會不同。排氣蝸殼對渦輪的影響主要發生在動葉尾緣，氣流從渦輪流入排氣蝸殼，進一步膨脹回收其余速動能，這種改變反過來會影響渦輪出口處的壓力分布，從而影響整個渦輪的氣動性能。

圖21展示了不同方案的動葉表面靜壓分布。從圖中可以看出，動葉10%、50%、90%葉高其靜壓系數在動葉前緣到軸向相對弦長0.8處分布基本一致，并且在10%與50%葉高動葉進口處均會產生一個壓升區域，這是靜葉尾緣激波造成的影響。而在90%葉高前緣處會產生較大的負攻角，這是由于氣流經靜葉尾緣流出時氣流偏轉角過大。排氣蝸殼對動葉的影響主要發生在動葉尾緣部分，并且在10%葉高處排氣蝸殼對動葉尾緣處的靜壓分布影響并不大，而在50%與90%葉高處可以明顯發現，方案2與方案3尾緣的靜壓低于其他方案，這是由于排氣蝸殼在動葉出口處提供了更低的背壓，從而使渦輪產生更大的做功能力。

圖21 4個方案動葉的表面靜壓分布

圖22為4個不同方案的總靜效率柱狀圖。從圖中可以看出，原方案處于最低點，其總靜效率值為85.24%；方案1中其總靜效率達到85.44%，較原方案提高了0.20%；方案2中總靜效率達到86.11%，較原方案提高了0.87%，而在方案3中其總靜效率為86.43%，較原方案提高1.19%。

圖22 不同方案的總靜效率柱狀圖

為更進一步描述進/排氣蝸殼對渦輪部件性能的提升，列出了不同方案下渦輪進口總壓系數與出口靜壓系數，如表10所示。原方案與方案2使用原型進氣蝸殼，方案1與方案3使用圓弧型進氣蝸殼。由表10可知，采用圓弧型進氣蝸殼后總壓系數提高了0.018 8，進口總壓的提升可以有效提高渦輪性能。同時渦輪出口靜壓越低，氣流在渦輪中膨脹做功的能力就越強，其中方案1與方案2中采用同樣的進氣蝸殼和不同的排氣蝸殼，從表中可以看出，方案2的出口靜壓系數較方案1降低 0.029 6，而方案3中進/排氣蝸殼均采用優化方案，其出口靜壓系數得到進一步的降低。由此可見，對于進/排氣蝸殼的優化不僅使自身的氣動性能有所提高，還能反過來作用于渦輪，使渦輪的氣動性能隨之提升。

表10 不同方案渦輪進出口參數對比

4 結論

(1)雙扭線與圓弧線優化均能降低蝸殼內的總壓損失。與原型相比，雙扭線方案的總壓損失系數降低了7%左右，圓弧線降低了8%左右。與雙扭線方案相比，圓弧線方案可以使蝸殼出口具有更好的均勻系數，為渦輪提供更均勻的來流條件，并且圓弧型在提供更高的出口總壓的同時，結構也更為簡單。

(2)對環形擴壓器進行不均勻優化，即按不同數值改變其擴壓比，可以有效減弱蝸殼內部漩渦運動，尤其是環形擴壓器下半段。相較于原型，優化后總壓損失系數降低了約17%，靜壓恢復系數提高了約19%，進口靜壓系數比原型小約0.041 89，提高了渦輪的做功能力。

(3)進氣蝸殼主要對渦輪級靜葉10%葉高與來流攻角產生影響，排氣蝸殼主要對渦輪動葉尾緣靜壓載荷分布產生影響。與原型進/排氣蝸殼對比，僅更換進氣蝸殼可以使總靜效率提高0.20%；而僅更換排氣蝸殼可使總靜效率提高0.87%；進/排氣蝸殼都更換后可使總靜效率提高1.19%。