基于蝸殼進氣結(jié)構優(yōu)化的徑流渦輪葉片激振力弱化研究

于效順,李延昭,張曉林,張金明,信效芬

(1.濰坊科技學院智能制造學院,山東 壽光 262700;2.機械工業(yè)內(nèi)燃機增壓系統(tǒng)重點實驗室,山東 壽光 262719)

近年來,內(nèi)燃機功率密度得到了顯著提高。渦輪增壓器作為內(nèi)燃機的關鍵部件,利用了內(nèi)燃機的廢氣能量,使內(nèi)燃機進氣量增加,有效地提高了內(nèi)燃機效率,在提高內(nèi)燃機功率密度和改善排放方面發(fā)揮著重要作用[1-2]。渦輪頭作為增壓器的重要部件,直接暴露在高溫高速的內(nèi)燃機廢氣中,工作環(huán)境非常惡劣,因而成為增壓器故障率最高的部件之一[3]。增壓器渦輪頭的故障模式主要有渦輪葉片的高溫蠕變、渦輪背盤和葉根的低周疲勞破壞以及葉片的高周疲勞破壞等[4]。隨著增壓器轉(zhuǎn)速的提高以及發(fā)動機變工況應用的需求,葉片振動引起的高周疲勞已成為影響渦輪壽命最重要的因素[5]。因此,對渦輪葉片振動的研究和數(shù)值預測變得越來越重要。

關于渦輪葉片振動和高周疲勞的研究國內(nèi)外已有較多成果發(fā)表。Kreuz-Ihli T等[6]對徑流渦輪在非定常流場下的振動特性進行了試驗和數(shù)值研究,結(jié)果表明渦輪葉片受到的激勵主要來自蝸殼內(nèi)的蝸舌部位。馬大義等[7]研究了某小型發(fā)動機二級靜葉在非定常氣流激勵下的流場分布形式和葉片振動特征,結(jié)果表明葉片的最大應力點位于葉根,最大變形位于前緣。Senn等[8]通過三維仿真計算研究了脈沖混流增壓器渦輪葉片的振動激勵問題,結(jié)果表明脈沖可以增加渦輪葉片的氣流激勵力,從而加劇渦輪葉片的高周疲勞問題。Heuer等[9]提出了一種更加快速和經(jīng)濟的分析方法,該方法把CFD模擬的數(shù)值結(jié)果與應變片測量數(shù)據(jù)相結(jié)合,并指出減小蝸舌半徑會導致更高的葉片振動激勵。Stephan等[10]研究了雙流道蝸殼的蝸舌高度和蝸舌夾角這兩個關鍵設計參數(shù)對葉片激振的影響,結(jié)果表明減小蝸舌高度將會顯著增加葉片激振,增大蝸舌夾角可以有效降低葉片激振。

但是,調(diào)整蝸舌關鍵參數(shù)會直接改變渦輪機的通流能力和性能。為了在不影響渦輪機通流能力和性能的前提下降低渦輪葉片的激振力,本研究提出了一種基于蝸殼進氣結(jié)構優(yōu)化的渦輪葉片激振力弱化方案。蝸殼的非軸對稱幾何結(jié)構導致蝸殼流場周向壓力分布不均勻,而且因為蝸舌的封閉作用,在蝸舌后方形成了高靜壓區(qū)域,葉片經(jīng)過此處會受到較大的氣動激勵,從而引發(fā)較大的激振力幅值。通過對蝸殼進氣結(jié)構進行優(yōu)化,可以降低高靜壓區(qū)的壓力峰值,最終減小渦輪葉片受到的激振力幅值。

1 研究對象

某國6車用發(fā)動機在機械開發(fā)試驗過程中連續(xù)出現(xiàn)渦輪葉片斷裂問題,該發(fā)動機主要參數(shù)見表1。試驗進行到2 700 r/min滿負荷運行時,渦輪葉片發(fā)生斷裂,此時對應增壓器轉(zhuǎn)速約為180 000 r/min,發(fā)動機功率突然下降,停機拆開管道發(fā)現(xiàn)增壓器蝸殼劃殼,渦輪葉片嚴重卷曲,渦輪從距離輪轂1/3處掉落1個葉片,故障渦輪實物見圖1。渦輪斷口分析照片見圖2,從圖中可以看出,導致渦輪葉片斷裂的問題點位于圖中箭頭所示處,該處可見疲勞貝紋線及高溫變色痕跡。對渦輪葉片進行金相和材料分析,葉片材料性能均符合要求。

圖1 故障渦輪實物

圖2 葉片斷口

表1 發(fā)動機主要參數(shù)

通過對渦輪故障模式進行分析,發(fā)現(xiàn)該渦輪葉片斷裂符合葉片振動導致的高周疲勞失效模式。為進一步研究葉片斷裂原因,并找到合適的解決方案,以該發(fā)動機渦輪增壓器的渦輪機為研究對象,通過數(shù)值仿真方法對該渦輪葉片激勵來源以及蝸殼進氣結(jié)構對渦輪葉片激振力的影響開展研究。

研究對象包含蝸殼進口段、蝸殼流道和全周渦輪流道三部分。該增壓器設計轉(zhuǎn)速180 000 r/min,設計流量0.13 kg/s。該渦輪機的基本參數(shù)見表2,基本結(jié)構示意見圖3,渦輪機周向位置及葉片編號見圖4。

圖3 渦輪機結(jié)構示意

圖4 渦輪機周向位置及葉片編號

表2 渦輪機結(jié)構參數(shù)

2 數(shù)值建模

2.1 CFD模型

本研究采用ANSYS-CFX建立渦輪機非定常流場模型,選擇SST-kω兩方程模型作為湍流模型,采用High-Resolution高階差分法進行空間離散,最終基于三維黏性雷諾平均N-S方程進行求解[11]。為了保證蝸殼上游的流場不均勻性可以向下游傳遞,轉(zhuǎn)靜子交界面采用Frozen-Rotor轉(zhuǎn)子凍結(jié)法。

由于模型結(jié)構復雜,采用非結(jié)構化網(wǎng)格進行空間離散,并在流體域壁面附近采用三棱柱網(wǎng)格設置8層邊界層網(wǎng)格,其中第一層網(wǎng)格高度設置為0.01 mm,確保固體壁面附近的Y+值在1附近。模型的網(wǎng)格數(shù)目達到950萬,網(wǎng)格模型見圖5。

圖5 網(wǎng)格模型

2.2 渦輪動力學分析

在模態(tài)分析中,使用循環(huán)對稱來創(chuàng)建渦輪扇區(qū)模型(見圖6)。其中一個扇區(qū)的有限元模型由20 000個網(wǎng)格單元組成,網(wǎng)格類型采用10節(jié)點四面體網(wǎng)格類型。渦輪材料為K418,渦輪輪轂固支。葉片一階模態(tài)振型見圖7,可以看出后緣葉頂振動最大,而靠近輪轂的前緣振動較小。

圖6 有限元網(wǎng)格模型

圖7 葉片一階模態(tài)振型

對于渦輪葉片氣流激勵振動問題的研究,首先需要明確渦輪葉片結(jié)構的共振條件。對于單個葉片結(jié)構,當非定常作用力的頻率等于葉片某階模態(tài)的固有頻率時,葉片結(jié)構發(fā)生共振[12],即

fi=kfe。

(1)

式中：fi為葉片某階固有頻率;fe為激振力頻率。在同樣激振力條件下,發(fā)生共振時葉片的振幅和振動應力隨k值的增大而降低。

但是,渦輪結(jié)構作為典型的循環(huán)周期對稱結(jié)構,結(jié)構共振被激起不僅需要滿足激振力頻率等于結(jié)構某階模態(tài)固有頻率,且要求該激勵在周向空間分布上與渦輪結(jié)構的模態(tài)振型滿足一定的聯(lián)系[13]。渦輪結(jié)構振型的空間分布形式可以用節(jié)徑數(shù)來表征,當激勵階次在周向空間上滿足與耦合系統(tǒng)節(jié)徑型振動的節(jié)徑數(shù)相對應的關系時才能激起渦輪結(jié)構的共振[14]。根據(jù)Wilson等[15]的研究,渦輪結(jié)構耦合共振的條件為

±ND=N·S-k·M。

(2)

式中：k=(1,2,3…)且ND≤M/2;ND為節(jié)徑數(shù);N為導葉的數(shù)目,在無導葉的情況下N等于1;S為激勵的階次;M為渦輪葉片數(shù)。在ND≤M/2條件下,最大的節(jié)徑數(shù)取決于渦輪的葉片數(shù),本研究渦輪最大節(jié)徑數(shù)為4。

渦輪一階模態(tài)族振型如圖8所示,圖中顯示了渦輪相應節(jié)徑的變形和固有頻率。渦輪模態(tài)均為葉片1節(jié)線振型,僅有節(jié)徑數(shù)不同,據(jù)此可以將它們劃分為渦輪一階模態(tài)族。

圖8 渦輪一階模態(tài)族振型云圖

根據(jù)模態(tài)計算結(jié)果繪制出的坎貝爾圖見圖9。圖中激勵的階次用S來描述,階次S為激勵的頻率與渦輪轉(zhuǎn)速頻率之比。渦輪的工作轉(zhuǎn)速區(qū)間為110 000～180 000 r/min,在考慮了激勵的階次與模態(tài)節(jié)徑數(shù)的匹配后,一階模態(tài)族共振點如圖9中圓點所示。本研究為了對最危險工況進行考慮,選擇的共振點為5階氣動激勵誘發(fā)的一階4節(jié)徑模態(tài)共振,此時渦輪工作轉(zhuǎn)速為177 400 r/min,后續(xù)激振力計算按照該轉(zhuǎn)速進行。

圖9 坎貝爾圖

2.3 邊界條件

合理設定邊界條件是數(shù)值模擬計算中最基礎的環(huán)節(jié),模擬的穩(wěn)定性和準確性與邊界條件有直接的關系。為更好地與后續(xù)試驗邊界對應,數(shù)值模型中渦輪機進口給定總溫和總壓邊界條件,渦輪機出口給定平均靜壓邊界條件,壁面均假定為絕熱無滑移壁面。數(shù)值模擬計算需要的邊界條件及參數(shù)見表3。

表3 邊界條件及參數(shù)

2.4 模型驗證

為了驗證模型的準確性,進行了原機渦輪的氣動性能臺架試驗,分別測試了140 000 r/min,160 000 r/min和180 000 r/min轉(zhuǎn)速工況下的渦輪機整機性能。渦輪增壓器測試系統(tǒng)及原理分別見圖10和圖11。

圖10 渦輪增壓器測試裝置

圖11 渦輪增壓器臺架測試系統(tǒng)原理

數(shù)值仿真計算結(jié)果與臺架試驗獲得的渦輪整機性能進行對比,結(jié)果見圖12。由對比可知,仿真計算出的渦輪機通流流量與試驗基本一致。計算的效率比試驗值略低,其誤差范圍為1%～4%,但效率值總體預測趨勢與試驗一致,且高速工況下的效率誤差更小。通過性能對比可知,流場仿真結(jié)果基本可信。

圖12 數(shù)值模型的試驗驗證

3 原型渦輪機流場分析

圖13示出葉片通過蝸舌時刻渦輪機橫截面靜壓云圖。分析圖13可以看出,受非軸對稱蝸殼幾何和蝸舌封閉作用的影響,蝸殼周向壓力分布不均勻,在蝸舌附近存在一個高靜壓區(qū)域。該高靜壓區(qū)域的形成是由于驅(qū)動渦輪旋轉(zhuǎn)一周后的氣流在蝸舌后方位置與進氣氣流產(chǎn)生摻混和撞擊,導致該處的氣流速度降低,蝸舌附近的高靜壓區(qū)是渦輪葉片壓力干擾和激勵的主要來源。

圖13 葉片通過蝸舌時刻渦輪機橫截面靜壓云圖

為探究蝸舌附近的高靜壓區(qū)域?qū)u輪葉片壓力干擾和激勵的作用機理,針對1號葉片吸力面和壓力面不同葉高處的前緣、約50%弦長位置和尾緣處共設置18個監(jiān)測點,觀察壓力隨時間的變化情況,葉片轉(zhuǎn)動起始位置見圖4,測點位置見圖14。圖15示出葉片表面不同葉高處壓力面靜壓和吸力面靜壓隨渦輪轉(zhuǎn)動角的變化。圖16示出對應位置的壓力面與吸力面靜壓差隨渦輪轉(zhuǎn)動角的變化。

圖14 測點位置示意

圖15 不同葉高測點靜壓隨渦輪轉(zhuǎn)動角的變化

圖16 不同葉高測點靜壓差隨渦輪轉(zhuǎn)動角的變化

從圖15中可以看出,吸力面的靜壓波動比壓力面大。葉片吸力面壓力在經(jīng)過蝸舌后出現(xiàn)峰值,且出現(xiàn)時間與葉片經(jīng)過蝸舌的時間表現(xiàn)出了良好的一致性,由此判斷葉片表面壓力波動主要由蝸舌引起。吸力面對于蝸舌干擾的響應十分迅速,而壓力面表面的靜壓響應與吸力面相比要延后一段時間,變化速度也更慢。這是因為葉片吸力面比壓力面先進入高靜壓區(qū)域,此時壓力面還未受到高靜壓區(qū)的影響。吸力面壓力迅速升高會導致葉片載荷突然減小,產(chǎn)生劇烈振蕩,甚至導致葉片載荷方向發(fā)生變化。

圖16所示的壓差曲線反映了測點處作用在葉片上的瞬時壓力變化。在葉片表面靜壓開始波動時,其壓力面與吸力面對應點處的靜壓差總是先減小后增大,這會導致葉片原本承受的由壓力面指向吸力面的動態(tài)氣體作用力突然消失,甚至反向,隨后再迅速增大。這種載荷的周期性變化使葉片發(fā)生振動。

對比圖15和圖16可以看出,前緣處的壓差在葉片轉(zhuǎn)動到10°時出現(xiàn)谷值,50%弦長處的壓差在葉片轉(zhuǎn)動到40°時才出現(xiàn)谷值,而尾緣處沒有明顯的谷值出現(xiàn)。這是由于葉片前緣與尾緣之間的流向距離較大且渦輪葉片后彎導致的,蝸舌帶來的流體速度變化以及壓力波動需要經(jīng)過一定時間才能傳播到葉片尾緣。以葉片經(jīng)過蝸舌的時間為起點,氣體作用力的突變會先出現(xiàn)在葉片前緣,后出現(xiàn)在大弦長位置。而且壓差在流向方向上逐漸減小,隨著流向距離的增大,上游氣流經(jīng)過葉片通道的演化以及與主流的摻混,蝸舌附近高靜壓區(qū)域?qū)u輪葉片的壓力干擾和激勵作用逐漸減弱,反映在圖中就是前緣靜壓波動比尾緣大。從圖中還可以看出,小葉高位置波動比大葉高位置大,這與蝸舌附近高靜壓區(qū)域的流道截面靜壓分布有關(見圖17)。渦輪葉片最大靜壓波動出現(xiàn)在葉片吸力面前緣葉跟處,為182.4 kPa。

圖17 蝸殼10°截面靜壓云圖

綜上分析,渦輪葉片經(jīng)過蝸舌時氣體作用力突然變化甚至反向,這會使葉片振動的同時承受一個交變應力的作用,而且氣體作用力并不是同時作用在整個葉片上,而是會首先出現(xiàn)在前緣,然后向尾緣方向移動(見圖18)。激勵作用位置與周邊的壓力差較大,而且動態(tài)變化,所以渦輪葉片非常容易出現(xiàn)高周疲勞失效問題。

圖18 不同時刻葉片吸力面靜壓分布

為了驗證上述推論,對葉片吸力面不同位置處靜壓隨時間的波動信號進行快速傅里葉變換(FFT), 因為葉片表面的靜壓波動直接關系到作用在其上的激振力的幅值和頻率,只對靜壓進行時域上的分析是無法觀察這些特點的,葉片吸力面不同測點處靜壓幅值頻譜見圖19。從圖中可以看出,前緣處激勵幅值明顯大于其他位置,尾緣處激勵幅值較小且隨階次的變化較小,前緣和50%弦長處激勵的幅值隨著激勵階次的變化先增加再減小,在5階氣動激勵位置出現(xiàn)了激勵幅值的最大峰值,5階氣動激勵恰好會誘發(fā)渦輪一階4節(jié)徑模態(tài)共振,該處激勵幅值較高意味著渦輪葉片更容易破壞。

圖19 葉片吸力面不同測點處靜壓幅值頻譜圖

4 激振力弱化研究

4.1 激振力弱化方案

蝸舌附近高靜壓區(qū)域?qū)е碌臍饬鞲哳l擾動轉(zhuǎn)化為渦輪轉(zhuǎn)子通道內(nèi)壓力的波動,這種壓力干擾使得葉片表面產(chǎn)生較強的氣流激振力,對于葉片的疲勞壽命和可靠性產(chǎn)生不利影響。為了對激振力進行弱化,本研究從擾動產(chǎn)生的來源出發(fā),設計一種基于蝸殼進氣結(jié)構優(yōu)化的激振力弱化方案,通過進氣結(jié)構優(yōu)化提高蝸舌后方區(qū)域的氣流速度,從而降低高靜壓區(qū)的壓力峰值,在不改變蝸殼關鍵結(jié)構參數(shù)的前提下減小渦輪葉片受到的激振力幅值。

蝸殼進氣結(jié)構優(yōu)化方案見圖20,采用收斂型的幾何形態(tài),約束蝸殼進口到渦輪入口封閉段的結(jié)構參數(shù),將發(fā)動機排氣可用勢能的一部分轉(zhuǎn)化為動能,氣流獲得更高的入口速度。其中方案1為進口段延長模型,延長進口段更好地約束氣流入射角度;方案2為進口面積增大模型,增大進口面積增加了進口段收斂速度;方案3和方案4為進口段末端收口模型,方案3蝸殼進口不變,前端快速收斂,后端穩(wěn)定氣流入射角度,方案4相對方案3來說,前端快速收斂段進行氣流圓滑約束。

圖20 蝸殼進氣結(jié)構優(yōu)化方案示意

4.2 激振力弱化方案結(jié)果

優(yōu)化蝸殼進氣結(jié)構以減弱氣流激振力的前提是不對渦輪的氣動性能產(chǎn)生太大的影響,以保證與發(fā)動機的匹配。通過比較不同方案與原型的流量和效率變化,來考察進氣結(jié)構優(yōu)化方案對渦輪性能產(chǎn)生的影響,結(jié)果見表4。從表中數(shù)據(jù)可以看出,不同方案的進氣結(jié)構優(yōu)化對渦輪的總體性能產(chǎn)生的影響都比較小,變化范圍都在2%以內(nèi)。說明基于上述方案可以在不影響渦輪氣動性能的前提下,實現(xiàn)對激振力的弱化探究。

表4 不同方案流量、效率與原型的歸一化比較

圖21示出了不同方案下蝸殼進口段出口截面的速度分布云圖,從圖中對比可以看出,四種改進方案的蝸殼進口段出口速度均高于原型蝸殼,方案4提高得更加明顯,一定程度上抑制了蝸舌封閉作用導致的局部靜壓增大,降低了高靜壓區(qū)的壓力峰值。初步對比可知,方案4效果更為理想,而對于葉片激勵水平的影響還要通過進一步的激振力分析進行驗證和確認。

根據(jù)圖8可知,葉輪一階模態(tài)族振型的最大位移在葉片尾緣葉尖,當激勵位于振型分量較大的位置時會對模態(tài)起到很好的激發(fā)作用,所以前緣處較大的激勵幅值可能不會誘發(fā)較大的葉片振動,因為該區(qū)域的模態(tài)振型具有非常低的振動幅值。為了詳細地分析不同結(jié)構方案對葉片激振力水平的影響,選取葉片吸力面靠近尾緣葉尖區(qū)域的3個監(jiān)測點壓力進行時域和頻域分析,結(jié)果如圖22和圖23所示。

圖22 不同方案監(jiān)測點靜壓波動與原型的比較

圖23 不同方案監(jiān)測點靜壓幅值與原型的比較

從圖22中監(jiān)測點壓力隨時間的波動圖可以看出,在葉片旋轉(zhuǎn)一個周期之內(nèi),蝸殼進口段末端收口方案使葉片靜壓峰值降低且靜壓波動幅值減小。從圖23中監(jiān)測點靜壓幅值圖可以看出,改型后的靜壓幅值相比于原型都有不同程度的降低,其中方案4的靜壓幅值減小程度最大,方案4在前緣監(jiān)測點處幅值降低18.8%,在50%弦長監(jiān)測點處幅值降低13.1%,在尾緣監(jiān)測點處幅值降低14.6%,可見方案4能有效降低葉片表面的激振力水平。正如圖21的分析結(jié)果所示,方案4提高了蝸舌后方的氣流速度,有效降低了激振力幅值,說明方案4在本研究中效果明顯。

5 結(jié)論

a) 渦輪葉片入口處的壓力波動是渦輪葉片振動的激勵源;對于無導葉蝸殼來說,渦輪轉(zhuǎn)動時壓力波動最大的位置是蝸殼的蝸舌部位,渦輪葉片載荷在葉片經(jīng)過蝸舌時發(fā)生劇烈振蕩,導致渦輪葉片高周疲勞失效;

b) 通過蝸殼結(jié)構優(yōu)化可以降低蝸舌部位的壓力波動,進而降低渦輪葉片的激振力;與以往關注蝸殼流道結(jié)構優(yōu)化不同,本研究通過對蝸殼進氣段的結(jié)構優(yōu)化實現(xiàn)了渦輪葉片激振力弱化,保證了增壓器結(jié)構優(yōu)化后仍能與發(fā)動機保持良好的匹配;

c) 4種進氣結(jié)構優(yōu)化方案都能在幾乎不影響渦輪機性能的前提下降低渦輪葉片的激振力,其中方案4葉片激振幅值減小了18.8%,為最優(yōu)方案。