邢世凱，馬朝臣，于立國(guó)

(1北京理工大學(xué)機(jī)械與車(chē)輛工程學(xué)院，北京100081;2河北師范大學(xué)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，河北石家莊050024;3北京汽車(chē)集團(tuán)有限公司，北京100021)

近些年來(lái)，隨著環(huán)保法規(guī)的日益嚴(yán)格和能源危機(jī)的日益加劇，對(duì)內(nèi)燃機(jī)的增壓系統(tǒng)提出了更高的要求[1-2].這些要求不僅需要設(shè)計(jì)者設(shè)計(jì)出全工況性能良好的葉輪，還要設(shè)計(jì)出匹配良好的增壓系統(tǒng)，在此背景下，多種增壓系統(tǒng)相繼問(wèn)世[3].在大部分增壓系統(tǒng)中，都存在著較大的壓力波動(dòng)，即使在等壓增壓系統(tǒng)中，也存在著一定的壓力波動(dòng)，這一壓力波動(dòng)使得渦輪始終處在脈沖的流動(dòng)工況之下，而通常渦輪的設(shè)計(jì)、計(jì)算和試驗(yàn)都是基于穩(wěn)定流動(dòng)條件進(jìn)行的，渦輪的性能在脈沖流動(dòng)下和穩(wěn)態(tài)流動(dòng)下存在著一定的偏離，這就為增壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、計(jì)算和匹配帶來(lái)了一定的困難.

研究者最早對(duì)這一現(xiàn)象的理解都是基于準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)假設(shè)[4].為解決這一問(wèn)題，工程上采用的方法是基于經(jīng)驗(yàn)引入一種脈沖修正系數(shù)[5-6]，但這一修正系數(shù)并不能完全準(zhǔn)確地反映出渦輪在這一復(fù)雜流動(dòng)情況下的特性，且隨著對(duì)內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和排放特性的進(jìn)一步要求，需要對(duì)增壓系統(tǒng)進(jìn)行更加精細(xì)化的設(shè)計(jì)和匹配，因此需要對(duì)渦輪在這一復(fù)雜流動(dòng)情況下的特性進(jìn)行深入的研究.

基于上述問(wèn)題，搭建了渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)，研究車(chē)用增壓器渦輪在脈沖進(jìn)氣條件下的非穩(wěn)態(tài)特性，分析和評(píng)價(jià)壓力波脈沖頻率、渦輪膨脹比、增壓器轉(zhuǎn)速等因素對(duì)渦輪特性的影響及其機(jī)理.

1 試驗(yàn)部分

1.1 研究對(duì)象

試驗(yàn)中采用J90增壓器渦輪作為研究對(duì)象.J90增壓器是專(zhuān)門(mén)針對(duì)六缸柴油機(jī)脈沖增壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的，與濰柴、玉柴、大柴、杭發(fā)、錫柴等國(guó)內(nèi)大型柴油機(jī)公司出產(chǎn)的150～250 kW的柴油機(jī)配套，J90增壓器渦輪級(jí)基本參數(shù)如表1所示.

表1 J90增壓器渦輪級(jí)基本參數(shù)Table 1 Main parameters of J90 turbine stage

1.2 測(cè)試原理

渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)工作原理如圖1所示，1中的壓縮空氣經(jīng)2后，通過(guò)雙管道送到3，產(chǎn)生類(lèi)似發(fā)動(dòng)機(jī)排氣的壓力波.通過(guò)脈沖發(fā)生器轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)開(kāi)口型線(xiàn)、轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)相對(duì)位置和工作轉(zhuǎn)速的調(diào)整，產(chǎn)生不同壓力、不同相位和不同頻率的脈沖壓力波.脈沖壓力波通過(guò)雙管道分別傳遞給渦輪的2個(gè)通道，模擬增壓器在發(fā)動(dòng)機(jī)上的真實(shí)工況.通過(guò)F1來(lái)改變被測(cè)渦輪入口的壓力和流量.

渦輪工作負(fù)荷的大小通過(guò)調(diào)整壓氣機(jī)的工作狀態(tài)進(jìn)行調(diào)節(jié).本研究采用利用輔助增壓器的壓氣機(jī)自循環(huán)加載方法[7].在壓氣機(jī)端不加載時(shí)，閥F4、F8打開(kāi)，閥F2、F3關(guān)閉，外界空氣通過(guò)閥F8進(jìn)入壓氣機(jī)，通過(guò)閥F4排入大氣，F(xiàn)5為微調(diào)閥，防止壓氣機(jī)出現(xiàn)喘振;當(dāng)試驗(yàn)臺(tái)運(yùn)行在自循環(huán)加載工況時(shí)，閥F2、F3打開(kāi)，閥 F4、F8關(guān)閉，高壓空氣通過(guò)閥 F2引入循環(huán)回路，高壓空氣經(jīng)過(guò)被測(cè)增壓器的壓氣機(jī)壓縮之后，通過(guò)管道流向輔助增壓器渦輪，并在輔助渦輪中膨脹做功，輔助增壓器將被測(cè)增壓器壓氣機(jī)施加給循環(huán)氣體的能量通過(guò)其自身的壓氣機(jī)傳遞到外界大氣中去，從而實(shí)現(xiàn)了循環(huán)加載.

圖1 渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)工作原理Fig.1 Diagrammatic sketch of turbine non-steady characteristics test-bed

1.3 數(shù)據(jù)采集

試驗(yàn)所需采集數(shù)據(jù)分為穩(wěn)態(tài)數(shù)據(jù)和瞬態(tài)數(shù)據(jù)兩部分，渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)如圖2所示.

圖2 渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)Fig.2 Data collection system of turbine non-steady characteristics test

脈沖發(fā)生器下游至渦輪入口這段管路中的流動(dòng)一直處于脈動(dòng)狀態(tài)下，與傳統(tǒng)的試驗(yàn)臺(tái)有很大的不同，因此需要重新設(shè)計(jì)和分析.在管路的流動(dòng)中，如果管路中存在縮口或者擴(kuò)口，壓力波將會(huì)產(chǎn)生反射，反射回來(lái)的壓力波會(huì)在管道各處疊加，這會(huì)影響整個(gè)管道的流動(dòng)，也會(huì)影響脈沖發(fā)生器的設(shè)計(jì)，因此為了盡量避免壓力波的反射和疊加，將渦輪入段截面設(shè)計(jì)成與J90蝸殼入口截面幾何相同的管路.

關(guān)于這段管路的另外一個(gè)需要重新設(shè)計(jì)分析的問(wèn)題是管路的長(zhǎng)度.標(biāo)準(zhǔn)QC/T591-1999和JB/T9752.2-1999中，關(guān)于管路長(zhǎng)度的規(guī)定是基于滿(mǎn)足測(cè)量要求考慮的，測(cè)量需要在流動(dòng)發(fā)展均勻之后進(jìn)行，一般認(rèn)為低馬赫數(shù)的流動(dòng)在經(jīng)歷了5倍的管徑以后，流動(dòng)已經(jīng)發(fā)展均勻，因此對(duì)于穩(wěn)態(tài)流動(dòng)，標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定管路的長(zhǎng)度必須大于5倍的管徑，但是這一規(guī)定對(duì)本試驗(yàn)臺(tái)中的渦輪入口段并不適用，因?yàn)樵诿}沖發(fā)生器的運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，由于截面積不停的變化，會(huì)出現(xiàn)管路的入口端一部分面積存在流動(dòng)，一部分面積沒(méi)有流動(dòng)，存在流動(dòng)的部分，流速要比穩(wěn)態(tài)試驗(yàn)臺(tái)高出許多，測(cè)量段必須要布置在流動(dòng)發(fā)展均勻之后，對(duì)于本試驗(yàn)中所涉及的這種脈沖流動(dòng)需要經(jīng)歷多長(zhǎng)的距離才能穩(wěn)定，沒(méi)有相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定.基于此，本文利用Solidworks軟件對(duì)這一部分管路進(jìn)行建模，利用Numeca軟件對(duì)馬赫數(shù)最大的工況進(jìn)行了三維CFD計(jì)算，計(jì)算出的管道內(nèi)的流線(xiàn).管道的水力直徑為55 mm，發(fā)現(xiàn)經(jīng)過(guò)400 mm，即7.27倍的管徑之后，流動(dòng)在整個(gè)截面上發(fā)展得比較均勻.考慮到CFD計(jì)算存在著一定的誤差，為了可靠起見(jiàn)，將渦輪入口測(cè)量段選在600 mm之后.考慮到渦輪入口段要測(cè)量多個(gè)參數(shù)，渦輪入口段的管長(zhǎng)選為900 mm.

2 結(jié)果與討論

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)特性

在搭建的渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)上對(duì)J90渦輪工作在標(biāo)定工況進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試.發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定工況時(shí)轉(zhuǎn)速為2 400 r/min，對(duì)應(yīng)的脈沖頻率為60 Hz，增壓器設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的相似轉(zhuǎn)速為2 680 r·min-1·k-1/2.經(jīng)過(guò)濾波和平滑處理后，渦輪各瞬態(tài)參數(shù)在一個(gè)脈沖周期內(nèi)的變化情況如圖3所示.由于壓力波的反射和疊加，可以看到2個(gè)比較明顯的壓力波峰.

由圖3可知，在脈沖開(kāi)始的初期，渦輪入口的壓力、流量、溫度開(kāi)始上升，由于這一時(shí)期脈沖波包含的能量還比較小，此時(shí)還不能驅(qū)動(dòng)渦輪，所以轉(zhuǎn)速比較低，并有下降的趨勢(shì);隨著壓力和溫度的進(jìn)一步提高，渦輪的轉(zhuǎn)速迅速上升，壓力、流量、溫度也迅速達(dá)到了波峰;此后壓力、流量、溫度開(kāi)始緩慢下降，此時(shí)轉(zhuǎn)速仍然上升;隨著脈沖發(fā)生器開(kāi)度的急劇減小，壓力、溫度、流量、轉(zhuǎn)速迅速下降，直至脈沖結(jié)束.

圖3 標(biāo)定工況渦輪各瞬態(tài)參數(shù)的變化Fig.3 Changes of turbine non-steady parameters on the power condition

通過(guò)對(duì)圖3數(shù)據(jù)的處理[8]，得到渦輪在模擬脈沖進(jìn)氣條件下的非穩(wěn)態(tài)流量特性如圖4所示.

圖4 標(biāo)定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)流量特性Fig.4 Turbine non-steady flow characteristic on the power condition

為便于對(duì)比，圖中標(biāo)出了由試驗(yàn)獲取的同一相似轉(zhuǎn)速下的渦輪穩(wěn)態(tài)特性曲線(xiàn).如果“準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)”假設(shè)成立，渦輪在非穩(wěn)態(tài)工況下的特性曲線(xiàn)應(yīng)與穩(wěn)態(tài)特性曲線(xiàn)重合.但試驗(yàn)得到的非穩(wěn)態(tài)特性與穩(wěn)態(tài)特性有很大的偏離，非穩(wěn)態(tài)特性圍繞穩(wěn)態(tài)特性形成了一個(gè)類(lèi)似于環(huán)狀的特性圈.Banies，Dale，Winterbone，Karimanis等人[9-12]得到了類(lèi)似的試驗(yàn)結(jié)果，例證了“準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)”假設(shè)在處理非穩(wěn)態(tài)問(wèn)題時(shí)存在著很大的不足.圖4中的箭頭表示脈沖開(kāi)始和結(jié)束的方向，從圖中可以看出渦輪流量在一個(gè)周期內(nèi)的變化，在流動(dòng)剛剛開(kāi)始時(shí)，渦輪入口的壓力和流量迅速地增加，但是此時(shí)的流量仍然低于穩(wěn)態(tài)時(shí)的流量，隨著壓力的繼續(xù)增加，渦輪的流量開(kāi)始超過(guò)了穩(wěn)態(tài)，隨著壓力繼續(xù)增大，流量很快又低于了穩(wěn)態(tài)，當(dāng)渦輪入口的壓力逐漸下降之后，流量有一段非常接近于穩(wěn)態(tài)，在脈沖接近于結(jié)束時(shí)，渦輪的流量又有了一個(gè)短暫的下降.

在一個(gè)脈沖周期內(nèi)，將渦輪瞬時(shí)的相似流量求積分，與渦輪的穩(wěn)態(tài)流量進(jìn)行對(duì)比，如圖5所示，渦輪的流量下降約5.9%.

圖5 標(biāo)定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)流量與穩(wěn)態(tài)流量對(duì)比Fig.5 Comparison between non-steady flow and steady flow on the power condition

通過(guò)對(duì)圖3數(shù)據(jù)的處理[8]，得到渦輪在模擬脈沖進(jìn)氣條件下的非穩(wěn)態(tài)效率特性如圖6所示.

圖6 標(biāo)定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)效率特性Fig.6 Turbine non-steady efficiency characteristic on the power condition

由圖6可知，在脈沖剛剛開(kāi)始時(shí)渦輪效率比較高，變化也非常大，Karamanis，Winterbone[11-13]等人甚至發(fā)現(xiàn)了效率大于1的現(xiàn)象，這一區(qū)域的效率可能并不是真實(shí)的效率，原因是渦輪入口脈沖波的壓力和流量都非常小，其包含的能量不足以驅(qū)動(dòng)渦輪，此時(shí)的渦輪是依靠慣性在繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，所以測(cè)出的效率偏大;當(dāng)渦輪入口的壓力和流量都迅速增大的時(shí)候，測(cè)到的渦輪效率反而下降了，這一段區(qū)域正好是第一個(gè)壓力波峰的區(qū)域，效率下降說(shuō)明這一區(qū)域波峰的能量沒(méi)有被很好地利用.經(jīng)過(guò)一個(gè)短暫的時(shí)間之后又迅速地上升，并超過(guò)了穩(wěn)態(tài)時(shí)的效率，這一區(qū)域是第1個(gè)波峰和第2個(gè)波峰之間的區(qū)域，說(shuō)明這一區(qū)域的能量能夠被比較好地利用.隨著第2個(gè)壓力波峰的到來(lái)，渦輪的效率又有了迅速地下降，但在脈沖結(jié)束時(shí)，效率又有了很大提高，這一提高可能也不是真實(shí)值.通過(guò)積分得出循環(huán)平均效率，來(lái)觀察渦輪在一個(gè)脈沖周期的平均做功能力，如圖7所示，在這種工況下渦輪的平均效率與穩(wěn)態(tài)效率相差不大，僅降低了1.5%.

圖7 標(biāo)定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)效率與穩(wěn)態(tài)效率對(duì)比Fig.7 Comparison between non-steady efficiency and steady efficiency on the power condition

2.2 渦輪流量特性的影響因素

瞬態(tài)流量特性和瞬態(tài)效率特性不能直接反映出渦輪流通能力和做功能力的真實(shí)變化，可從循環(huán)平均的角度觀察各種參數(shù)對(duì)渦輪特性的影響.

圖8為平均相似轉(zhuǎn)速2 680 r·min-1·k-1/2時(shí)，不同脈沖波頻率下渦輪的流量特性.脈沖波頻率分別為對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況的20 Hz、對(duì)應(yīng)最大轉(zhuǎn)矩工況的40 Hz和對(duì)應(yīng)標(biāo)定工況的60 Hz.通過(guò)與穩(wěn)態(tài)流量特性的對(duì)比，可知在脈沖流動(dòng)情況下，渦輪流量有所下降，說(shuō)明脈沖因素對(duì)流動(dòng)起到的是阻礙作用.隨著頻率的增大，流量下降的幅度增大.

為了更清楚地觀察這一點(diǎn)，定義一個(gè)無(wú)量綱的參數(shù)km，表征渦輪在脈沖進(jìn)氣條件下的循環(huán)平均流量與對(duì)應(yīng)的穩(wěn)態(tài)流量之比.km隨膨脹比和脈沖頻率的變化如圖9所示.

圖8 不同脈沖波頻率下渦輪的流量特性Fig.8 Turbine flow characteristic of different pulse frequency

圖9 km隨膨脹比和脈沖頻率的變化Fig.9 Changes of kmwith expansion ratio and pulse frequency

從圖9中可以明顯地觀察到隨著頻率的增大，渦輪流量下降的幅度增大，從圖中還可以觀察到，渦輪流量下降的幅度隨著渦輪膨脹比的提高而減小，但總體仍然低于穩(wěn)態(tài)時(shí)的流通能力.

圖10為相似轉(zhuǎn)速為2 100 r·min-1·k-1/2，脈沖波頻率為40 Hz下km的變化，并與相似轉(zhuǎn)速為2 680 r·min-1·k-1/2、相同頻率的脈沖情況進(jìn)行了比較，發(fā)現(xiàn)在高轉(zhuǎn)速下，渦輪流量下降的幅度大，轉(zhuǎn)速對(duì)渦輪流通特性的影響也早已被證實(shí)[6]，渦輪的旋轉(zhuǎn)對(duì)流動(dòng)有一定的阻礙作用.

圖10 不同轉(zhuǎn)速下km的變化Fig.10 Changes of kmon different rotation speed

2.3 渦輪效率特性的影響因素

圖11為平均相似轉(zhuǎn)速2 680 r·min-1·k-1/2時(shí)，不同脈沖波頻率下渦輪的效率特性.由圖11可知，在脈沖流動(dòng)情況下，渦輪效率也有所下降.隨著頻率的增大，效率下降的幅度有所減小.

圖11 不同脈沖波頻率下渦輪的效率特性Fig.11 Turbine efficiency characteristic of different pulse frequency

與流量特性類(lèi)似，定義一個(gè)無(wú)量綱的參數(shù)kη，表征渦輪在脈沖進(jìn)氣條件下循環(huán)平均效率與對(duì)應(yīng)的穩(wěn)態(tài)效率之比.kη隨速比和脈沖頻率的變化如圖12所示.

圖12 kη隨速比和脈沖頻率的變化Fig.12 Changes of kη with speed ratio and pulse frequency

圖13 不同轉(zhuǎn)速下kη的變化Fig.13 Changes of kη on different rotation speed

由圖12可以觀察到隨著速比的減小，kη變大，渦輪的效率更加接近于穩(wěn)態(tài)，60 Hz時(shí)的效率較其他工況下更加接近于穩(wěn)態(tài).

圖13為相似轉(zhuǎn)速為2 100 r·min-1·k-1/2，脈沖波頻率為40 Hz下kη的變化，并與相似轉(zhuǎn)速為2 680 r·min-1·k-1/2相同頻率的脈沖情況進(jìn)行了比較，從圖中可以看出，在低轉(zhuǎn)速下渦輪效率下降的比較多.

2.4 脈沖進(jìn)氣對(duì)渦輪特性影響機(jī)理分析

渦輪內(nèi)有一定的容積，這一容積會(huì)產(chǎn)生容積效應(yīng)，即當(dāng)有大流量的流體流入渦輪時(shí)，這部分流體不能及時(shí)排出而在渦輪內(nèi)產(chǎn)生了堆積，當(dāng)流入渦輪的流體流量減少時(shí)，這部分堆積的流體才逐漸釋放，流體的堆積和釋放的過(guò)程會(huì)對(duì)流動(dòng)起到阻礙的作用.在脈沖流動(dòng)工況下，渦輪內(nèi)的流動(dòng)始終都處于堆積和釋放的狀態(tài)，因此在這種工況下，渦輪的流量會(huì)下降，表現(xiàn)為低于穩(wěn)態(tài)流量;隨著膨脹比的提高和轉(zhuǎn)速的下降，渦輪的流通能力增強(qiáng)，容積效應(yīng)減弱，因此表現(xiàn)為非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均流量和穩(wěn)態(tài)流量之間的差值減小;隨著脈沖頻率的提高，每個(gè)脈沖持續(xù)的時(shí)間縮短，容積效應(yīng)增強(qiáng)，因此表現(xiàn)為渦輪的非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均流量與穩(wěn)態(tài)流量之間的差值增大.

2.4.1 渦輪流量特性分析

利用容積效應(yīng)來(lái)解釋對(duì)應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定工況時(shí)渦輪流量特性的變化，可以分為5個(gè)區(qū)域，如圖14所示.

圖14 標(biāo)定工況渦輪流量特性分析Fig.14 Analysis of turbine flow characteristic on the power condition

在脈沖開(kāi)始時(shí)，由上一個(gè)循環(huán)堆積的流體沒(méi)有完全排空，且此時(shí)渦輪入口的壓力非常低，這就阻礙了流體的流入，此時(shí)渦輪的流量表現(xiàn)為低于穩(wěn)態(tài)時(shí)的流量，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域1;接著渦輪入口的壓力開(kāi)始迅速地升高，渦輪入口和渦輪內(nèi)壓力比迅速提高，促進(jìn)了流體的流入，此時(shí)渦輪的流通能力表現(xiàn)為大于穩(wěn)態(tài)時(shí)的流通能力，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域2;隨著渦輪入口的壓力繼續(xù)提高，此時(shí)開(kāi)始產(chǎn)生了流體的的堆積，堆積的結(jié)果使得渦輪內(nèi)的壓力迅速提高，對(duì)流體的流入起到了阻礙作用，使得渦輪的流量變小，并小于了穩(wěn)態(tài)時(shí)的流量，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域3;緊接著迎來(lái)了第2個(gè)壓力波峰，由于第1個(gè)壓力波持續(xù)期間已經(jīng)堆積了很多流體，此時(shí)堆積和釋放已經(jīng)基本達(dá)到了平衡，所以渦輪的流量表現(xiàn)的比較平穩(wěn)，并接近于穩(wěn)態(tài)值，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域4;在脈沖接近結(jié)束時(shí)，渦輪入口的壓力迅速減小，而此時(shí)在渦輪內(nèi)還有部分堆積的流體沒(méi)有得到釋放，使得渦輪的流量下降，并低于穩(wěn)態(tài)值，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域5.

2.4.2 渦輪效率特性分析

依據(jù)容積效應(yīng)的原理，來(lái)分析渦輪效率特性的變化.如圖15所示，在脈沖剛剛開(kāi)始時(shí)，由于渦輪內(nèi)堆積的流體正在迅速釋放，渦輪入口測(cè)得的流量與此刻通過(guò)葉輪的流量并不相等，通過(guò)葉輪膨脹做功的氣體流量要大于此刻渦輪入口的流量，因此計(jì)算出的效率偏大，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域1;隨著渦輪內(nèi)堆積流體的迅速排空，大量的流體流入渦輪，并開(kāi)始在渦輪內(nèi)產(chǎn)生堆積，此刻通過(guò)葉輪的流量要小于渦輪入口的流量，因此計(jì)算出的效率偏小，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域2;當(dāng)流體堆積到一定程度之后開(kāi)始迅速地釋放，此刻通過(guò)葉輪的流量又大于從渦輪入口的流量，因此計(jì)算出的效率開(kāi)始迅速升高，表現(xiàn)為區(qū)域3;接著堆積和釋放基本達(dá)到了平衡，效率開(kāi)始比較接近于穩(wěn)態(tài)的效率，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域4;隨后渦輪入口的壓力和流量迅速減小，而此時(shí)渦輪內(nèi)堆積的流體仍然在釋放，此刻通過(guò)葉輪的流量大于渦輪入口的流量，因此計(jì)算出的效率又開(kāi)始迅速地增大，直到脈沖周期結(jié)束，對(duì)應(yīng)圖中區(qū)域5.

圖15 標(biāo)定工況渦輪效率特性分析Fig.15 Analysis of turbine efficiency characteristic on the power condition

在脈沖進(jìn)氣條件下，渦輪的非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均效率與穩(wěn)態(tài)效率之間的差值隨著速比的減小而減小，這是因?yàn)樾∷俦鹊墓r，渦輪的膨脹比都比較大，膨脹比提高使得渦輪的流通能力增大，渦輪的容積效應(yīng)對(duì)壓力波峰的“削弱作用”減弱，因此這一差值減小;這一差值隨著脈沖頻率的提高而減小，這是因?yàn)殡S著脈沖波頻率的提高，每個(gè)脈沖周期持續(xù)的時(shí)間非常短，堆積的流體始終不能非常徹底地排出，渦輪內(nèi)的壓力也較大，渦輪入口與渦輪內(nèi)的壓力差減小，流動(dòng)的損失減少，另外，大量堆積的流體減少了葉輪工作在小流量流動(dòng)情況下的持續(xù)時(shí)間，減小了部分攻角損失;這一差值隨著轉(zhuǎn)速的減小而增大，是因?yàn)殡S著轉(zhuǎn)速降低，渦輪流通能力增大，雖然此時(shí)容積效應(yīng)減弱，但是壓力波動(dòng)變得更加明顯，使得渦輪工作在小流量和小壓力流動(dòng)情況下的持續(xù)時(shí)間變長(zhǎng)，從而導(dǎo)致效率下降.從以上分析可知，基于容積效應(yīng)的解釋可以比較好地說(shuō)明渦輪在脈沖進(jìn)氣條件下特性的變化.在脈沖進(jìn)氣條件下所測(cè)取的渦輪特性并不是“真實(shí)”的特性，這一特性并不能直接反映渦輪流通能力和做功能力的變化，從循環(huán)平均的角度分析渦輪特性的方法，可以從宏觀上分析渦輪流通能力和做功能力的變化.

3 結(jié)論

1)對(duì)渦輪工作在對(duì)應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定工況的非穩(wěn)態(tài)特性進(jìn)行了試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)渦輪的非穩(wěn)態(tài)特性與穩(wěn)態(tài)特性存在著比較大的偏離，非穩(wěn)態(tài)特性圍繞著穩(wěn)態(tài)特性形成了一個(gè)“環(huán)狀”的特性圈.

2)非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均流量與穩(wěn)態(tài)流量之間的差值隨脈沖頻率的增大而增大，隨膨脹比的增大而減小，隨轉(zhuǎn)速的增大而增大;非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均效率與穩(wěn)態(tài)效率之間的差值隨頻率的增大而減小，隨速比的減小而減小，隨轉(zhuǎn)速的減小而增大.

3)根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，基于“容積效應(yīng)”的原理，分析了渦輪非穩(wěn)態(tài)特性變化的規(guī)律，得出在脈沖進(jìn)氣條件下渦輪特性的變化是由于渦輪內(nèi)的容積效應(yīng)引起這一結(jié)論.

[1]尹超，郭淼.提高車(chē)用渦輪增壓器性能的改進(jìn)措施與創(chuàng)新方案[J].汽車(chē)工程師，2010(11):51-53.YIN Chao，GUO Miao.Improvement measures and innovation solution of vehicle turbocharger performance[J].Auto Engineer，2010(11):51-53.

[2]呂偉.車(chē)用增壓器可調(diào)渦輪噴嘴特性的研究[D].北京:北京理工大學(xué)，2010:1-10.LV Wei.Characteristic investigation of vehicular turbocharger variable geometry turbine nozzle vane[D].Beijing:Beijing Institute of Technology，2010:1-10.

[3]于立國(guó)，馬朝臣，施新，等.車(chē)用渦輪增壓器渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2010，31(5):36-40.YU Liguo，MA Chaochen，SHI Xin，et al.Experimental investigation on vehicular turbocharger turbine characteristics under unsteady flow condition[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2010，31(5):36-40.

[4]BAINES N C.Fundamentals of turbocharging[M].[s.l.]:Concepts NREC，2005:10-30.

[5]王延生，黃佑生.車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)廢氣渦輪增壓[M].北京:國(guó)防工業(yè)出版社，1984:1-15.

[6]朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1992:14-39.

[7]于立國(guó)，王建國(guó)，馬朝臣，等.一種渦輪增壓器渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)[J].車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)，2009(3):25-30.YU Liguo，WANG Jianguo，MA Chaochen，et al.A turbocharger turbine unsteady characteristic test bench[J].Vehicle Engine，2009(3):25-30.

[8]于立國(guó)，馬朝臣，施新.一種車(chē)用渦輪增壓器渦輪絕熱效率測(cè)量的新方法[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2008，26(3):272-277.YU Liguo，MA Chaochen，SHI Xin.An experimental method for turbocharger turbine efficiency characteristic[J].Transactions of CSICE，2008，26(3):272-277.

[9]BAINES N C，HAJILOUY B A，YEO J J.The pulse flow performance and modeling of radial inflow turbines[C]//IMechE Conf Turbocharging and Turbochargers.[s.l.]，1994.

[10]DALE A，WATSON N.Vaneless radial turbine performance[C]//IMechE，Conf Turbocharging and Turbochargers.[s.l.]，1986.

[11]WINTERBONE，D E，NIKPOUR B，ALEXANDER G I.Measurement of the performance of a radial inflow turbine in steady and unsteady flow[C]//IMechE，Conf Turbocharging and turbochargers.[s.l.]，1990.

[12]KARAMANIS N.Inlet and exit flow characteristics of mixed flow turbines in advanced automotive turbocharging[D]. London:Technology and Medicine， London，2000:5-20.

[13]WINTERBONE D E，NIKPOUR B，F(xiàn)ROST H.A contribution to the understanding of turbocharger turbine performance in pulsating flow[C]//IMechE Couf Turbocharging and turbochargas.[s.l.]，1991.