陳泓，吳孝勤，石秀勇，倪計(jì)民，彭益源，李思宇

(1.同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海，201804；2.昆明云內(nèi)動(dòng)力股份有限公司，云南 昆明，650224)

近年來，發(fā)動(dòng)機(jī)計(jì)算機(jī)輔助工程(CAE)技術(shù)快速發(fā)展，計(jì)算流體力學(xué)(CFD)在發(fā)動(dòng)機(jī)上獲得了廣泛應(yīng)用[1]，渦輪增壓系統(tǒng)是發(fā)動(dòng)機(jī)領(lǐng)域內(nèi)強(qiáng)化升功率、改善燃油經(jīng)濟(jì)性、降低排放和恢復(fù)發(fā)動(dòng)機(jī)高原動(dòng)力性的有效技術(shù)措施，因此對(duì)增壓系統(tǒng)進(jìn)行CFD仿真計(jì)算具有重要意義[2?3]。國內(nèi)外對(duì)增壓系統(tǒng)的研究主要集中在壓氣機(jī)葉輪幾何參數(shù)優(yōu)化及流場(chǎng)分析、壓氣機(jī)蝸殼氣體流動(dòng)特性、增壓系統(tǒng)匹配控制和瞬態(tài)響應(yīng)特性以及可變噴嘴環(huán)(VNT)渦輪機(jī)性能匹配等方面[4?8]，而對(duì)基于發(fā)動(dòng)機(jī)匹配的壓氣機(jī)設(shè)計(jì)與性能優(yōu)化研究的文獻(xiàn)相對(duì)較少，因此，本文作者根據(jù)某款發(fā)動(dòng)機(jī)的性能匹配要求，應(yīng)用CFturbo軟件對(duì)渦輪增壓器壓氣機(jī)的葉輪、擴(kuò)壓器及蝸殼進(jìn)行初始結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并通過計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX計(jì)算出該壓氣機(jī)性能，然后，應(yīng)用AVL BOOST軟件計(jì)算該壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配性能，根據(jù)兩者匹配結(jié)果對(duì)壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)及性能進(jìn)行優(yōu)化，使兩者的匹配性能得到改善，以達(dá)到提高發(fā)動(dòng)機(jī)性能的目標(biāo)。

1 壓氣機(jī)初始結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 壓氣機(jī)初始結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)條件

針對(duì)一款 3.0L四缸廢氣渦輪增壓中冷柴油機(jī)進(jìn)行壓氣機(jī)設(shè)計(jì)，該柴油機(jī)的基本結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)如表1所示。

從表1可知：該柴油機(jī)最大扭矩點(diǎn)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速為2 000～2 200 r/min，此時(shí)柴油機(jī)的進(jìn)氣流量為356～420 kg/h，進(jìn)氣壓比為1.96～2.10。結(jié)合壓氣機(jī)葉輪相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)的選取準(zhǔn)則和規(guī)范[6]，確定所設(shè)計(jì)葉輪的主要參數(shù)如表2所示。

表1 柴油機(jī)的基本結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)Table 1 Structural and operation parameters of diesel engine

表2 葉輪主要設(shè)計(jì)參數(shù)Table 2 Main design parameters of vane

1.2 壓氣機(jī)葉輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

CFturbo是參數(shù)化的葉輪及蝸殼設(shè)計(jì)軟件，廣泛應(yīng)用于壓氣機(jī)、渦輪等旋轉(zhuǎn)機(jī)械的設(shè)計(jì)，只需要設(shè)定流量、效率等性能需求，就可以自動(dòng)生成葉輪及蝸殼造型。因此，根據(jù)表2所確定的壓氣機(jī)葉輪設(shè)計(jì)參數(shù)，應(yīng)用CFturbo軟件可以對(duì)葉輪進(jìn)行高效、快捷設(shè)計(jì)。CFturbo軟件設(shè)計(jì)的葉輪如圖1所示。

圖1 CFturbo葉輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖Fig.1 Structural design sketch of CFturbo vane

1.3 壓氣機(jī)無葉擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

設(shè)計(jì)的無葉擴(kuò)壓器選取平行壁擴(kuò)壓器類型，考慮到無葉擴(kuò)壓器進(jìn)口、葉輪出口處氣流的速度很大，熵增明顯，為了減少擴(kuò)壓器進(jìn)口處的主流與尾跡摻混損失[9?10]，在擴(kuò)壓器進(jìn)口段的一小部分做成收縮形。其他的相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù) D3/D2(D2和 D3分別為葉輪和無葉擴(kuò)壓器出口直徑)選定為1.75，b3(b3為無壓擴(kuò)壓器出口寬度，b2為葉輪出口葉片寬度)選定為 3.0 mm，具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖2所示。

1.4 壓氣機(jī)蝸殼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

在蝸殼設(shè)計(jì)中，為了確保蝸殼與葉輪的匹配性能，應(yīng)充分考慮葉輪出口氣流狀態(tài)對(duì)蝸殼結(jié)構(gòu)的影響。在CFturbo軟件中，蝸殼的設(shè)計(jì)參數(shù)必須包括與之相匹配葉輪的相關(guān)參數(shù)。然而，根據(jù)CFturbo軟件的參數(shù)化設(shè)計(jì)思路，在蝸殼設(shè)計(jì)中可以直接調(diào)用上述已設(shè)計(jì)完成的葉輪模型文件，簡(jiǎn)化了相關(guān)設(shè)計(jì)過程。CFturbo軟件所設(shè)計(jì)的蝸殼如圖3所示。

圖2 CFturbo無葉擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)參數(shù)Fig.2 Structural parameters of CFturbo vaneless diffuser

圖3 CFturbo蝸殼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖Fig.3 Structural design sketch of CFturbo volute

將初始設(shè)計(jì)的葉輪、蝸殼等部件裝配起來，組成壓氣機(jī)三維結(jié)構(gòu)實(shí)體，為性能的仿真計(jì)算提供模型。

2 ANSYS CFX軟件的應(yīng)用研究

為了研究計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX進(jìn)行渦輪增壓器壓氣機(jī)模擬計(jì)算的可靠性和精確度，對(duì)某一款渦輪增壓器的壓氣機(jī)(此壓氣機(jī)并非文中初始結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的壓氣機(jī))性能進(jìn)行模擬計(jì)算。

2.1 計(jì)算區(qū)域

應(yīng)用計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX中的Turbo計(jì)算模塊，對(duì)渦輪增壓器的壓氣機(jī)葉輪及蝸殼進(jìn)行整體計(jì)算。因?yàn)閴簹鈾C(jī)葉輪形狀具有嚴(yán)格的周期性對(duì)稱規(guī)律，所以在計(jì)算時(shí)可以對(duì)其進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，如圖 4所示。

圖4 壓氣機(jī)模型簡(jiǎn)化處理Fig.4 Simplification of compressor model

2.2 網(wǎng)格生成

本文應(yīng)用ANSYS ICEM網(wǎng)格劃分軟件對(duì)壓氣機(jī)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為了考慮壁面邊界層的影響，采用混合網(wǎng)格對(duì)單流道簡(jiǎn)化模型進(jìn)行劃分，壁面附近采用三棱柱網(wǎng)格、主體采用四面體網(wǎng)格劃分，壓氣機(jī)葉輪及蝸殼網(wǎng)格如圖5所示。

圖5 壓氣機(jī)葉輪及蝸殼網(wǎng)格Fig.5 Compressor vane and volute grids

2.3 計(jì)算邊界條件

壓氣機(jī)性能計(jì)算采用計(jì)算流體力學(xué)中的SIMPLEC算法，求解壓氣機(jī)流道內(nèi)的三維湍流雷諾平均N-S方程和中心節(jié)點(diǎn)有限體積方法離散方程，差分格式選擇二階精度的中心差分，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k?ε湍流模型。

為了方便模擬計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，邊界條件完全按照試驗(yàn)測(cè)量的同一轉(zhuǎn)速下各測(cè)點(diǎn)平均值進(jìn)行設(shè)置。具體的計(jì)算邊界條件和相關(guān)參數(shù)見表3。

表3 計(jì)算初始邊界條件Table 3 Initial boundary conditions of calculation

2.4 計(jì)算結(jié)果分析

通過對(duì)壓氣機(jī)模型進(jìn)行計(jì)算，得出了4個(gè)不同轉(zhuǎn)速下的壓氣機(jī)性能曲線，并將其與3種相應(yīng)轉(zhuǎn)速下的試驗(yàn)值進(jìn)行對(duì)比，如圖6所示。

圖6 壓氣機(jī)計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Fig.6 Comparison of calculation results and testing results of compressor

從圖6可知：壓氣機(jī)低轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)，壓比的計(jì)算值和試驗(yàn)值能夠很好的吻合，相對(duì)誤差在 3%以內(nèi)，而效率的計(jì)算值與試驗(yàn)值相對(duì)誤差為 5%；壓氣機(jī)高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)，計(jì)算壓比和試驗(yàn)壓比、效率計(jì)算值和試驗(yàn)值總體吻合情況較好，相對(duì)誤差在3%以內(nèi)。

對(duì)計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX應(yīng)用于壓氣機(jī)性能仿真計(jì)算過程的綜合分析認(rèn)為，雖然計(jì)算值和試驗(yàn)值不能完全相符，但是兩者之間的誤差在可接受范圍之內(nèi)，且變化趨勢(shì)相同。因此該模擬計(jì)算方法精度可靠，能夠滿足壓氣機(jī)性能仿真計(jì)算及分析要求。

3 初始設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)性能計(jì)算

應(yīng)用計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX，分別計(jì)算初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)在不同轉(zhuǎn)速時(shí)的效率及壓比隨流量變化的值，將這些性能參數(shù)繪制成壓氣機(jī)流量特性曲線圖(MAP圖)，如圖7所示。

圖7 初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)流量特性MAP圖Fig.7 MAP of initial compressor flow performance

從圖7可知：初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)具有較寬廣的高效率范圍區(qū)域，能夠改善發(fā)動(dòng)機(jī)匹配性能；在轉(zhuǎn)速130 000 r/min、壓氣機(jī)流量為421.92 kg/h時(shí)，壓氣機(jī)的壓比為1.97，該值跟初始設(shè)計(jì)所要求的壓比相對(duì)誤差僅為1.52%，基本滿足了初始設(shè)計(jì)要求。

4 初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配

4.1 柴油機(jī)模型的建立和標(biāo)定

選擇AVL BOOST軟件建立柴油機(jī)的一維仿真計(jì)算模型，如圖8所示。

對(duì)模型的充氣系數(shù)、進(jìn)氣歧管壓力、排氣背壓、轉(zhuǎn)矩、功率和比油耗等主要參數(shù)進(jìn)行標(biāo)定，標(biāo)定結(jié)果如圖9所示。從圖9可知，模擬計(jì)算得到性能指標(biāo)曲線和試驗(yàn)曲線比較吻合，相對(duì)誤差均在 5%以內(nèi)。綜合分析認(rèn)為，誤差是由燃燒模型的近似性和發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)值模擬中經(jīng)驗(yàn)參數(shù)的運(yùn)用產(chǎn)生的，但模型仿真精度能夠滿足工程應(yīng)用要求，因此，可以進(jìn)行初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)匹配研究。

圖8 柴油機(jī)的BOOST仿真計(jì)算模型Fig.8 Boost simulation and calculation model of engine

圖9 柴油機(jī)性能指標(biāo)的模擬值與試驗(yàn)值對(duì)比Fig.9 Comparison of calculation results and testing results of diesel performance index

4.2 初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的性能匹配

在柴油機(jī) BOOST模型完成標(biāo)定的基礎(chǔ)上，將渦輪增壓器中的壓氣機(jī)模型參數(shù)替換成初始設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)參數(shù)，然后應(yīng)用該模型進(jìn)行模擬計(jì)算。根據(jù)計(jì)算結(jié)果繪制了壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的聯(lián)合運(yùn)行曲線，如圖 10所示。

從圖10可知：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)耗氣量特性線與壓氣機(jī)的喘振線相交，表明該工作點(diǎn)條件下壓氣機(jī)已發(fā)生喘振；除此之外，發(fā)動(dòng)機(jī)在其他轉(zhuǎn)速下與壓氣機(jī)匹配良好，發(fā)動(dòng)機(jī)在 2 200 r/min轉(zhuǎn)速時(shí)的最大扭矩點(diǎn)也相應(yīng)處于壓氣機(jī)較高效率范圍，滿足相關(guān)匹配要求。

綜合上述分析認(rèn)為，初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)整體性能較好，但壓氣機(jī)的流量還是偏大，應(yīng)通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)使壓氣機(jī)性能曲線整體向左移動(dòng)，以避免發(fā)生喘振，從而實(shí)現(xiàn)與發(fā)動(dòng)機(jī)的良好匹配。

圖10 初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的聯(lián)合運(yùn)行曲線Fig.10 Superimposition of engine running lines on initial compressor map

5 壓氣機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)與性能計(jì)算

5.1 壓氣機(jī)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)渦輪增壓器壓氣機(jī)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則和規(guī)范[6]，相對(duì)于平行壁擴(kuò)壓器來說，收斂形擴(kuò)壓器除了擴(kuò)壓度小、氣流穩(wěn)定性好和效率較高之外，還能使壓氣機(jī)的喘振線向小流量方向移動(dòng)。因此，在優(yōu)化過程中，將原來的平行壁式擴(kuò)壓器改為收斂型擴(kuò)壓器。另外，為了保證擴(kuò)壓器不會(huì)由于擴(kuò)壓度下降太多而引起其內(nèi)部流動(dòng)性能惡化，將部分?jǐn)U壓任務(wù)由蝸殼來完成。無葉擴(kuò)壓器和蝸殼的參數(shù)優(yōu)化如表4所示。

表4 無葉擴(kuò)壓器優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)參數(shù)變化Table 4 Structural parameters changing of vaneless diffuser

對(duì)表4中相關(guān)參數(shù)優(yōu)化后，應(yīng)用CFturbo重新生成的無葉擴(kuò)壓器及蝸殼實(shí)體模型，如圖11所示。

圖11 優(yōu)化后無葉擴(kuò)壓器及蝸殼Fig.11 Volute and vaneless diffuser after optimization

5.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)性能計(jì)算

應(yīng)用計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX，分別計(jì)算優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)在不同轉(zhuǎn)速時(shí)的效率及壓比隨流量變化的值，將這些性能參數(shù)繪制成壓氣機(jī)流量特性曲線圖(MAP圖)，如圖12所示。

圖12 優(yōu)化設(shè)計(jì)壓氣機(jī)流量特性MAP圖Fig.12 MAP of optimized compressor flow performance

從圖 12可知：優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)流量特性圖(MAP圖)與初始結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)流量特性圖相比，喘振邊界已向小流量方向移動(dòng)。通過對(duì)比優(yōu)化前后的等效率線圈可知，優(yōu)化后的高效率線圈范圍明顯比優(yōu)化前的要寬廣，外形也變得更加規(guī)則。上述分析說明壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化對(duì)性能改善具有積極作用。

6 壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)性能匹配

將優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)參數(shù)代入BOOST模型，仿真模擬計(jì)算壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配性能，結(jié)果如圖13所示。同時(shí)根據(jù)計(jì)算結(jié)果繪制出了優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的聯(lián)合運(yùn)行曲線，如圖14所示。

圖13 柴油機(jī)BOOST模型仿真計(jì)算結(jié)果Fig.13 Simulation and calculation results of BOOST model for diesel engine

從圖13可知：初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)匹配的柴油機(jī)與原柴油機(jī)相比，在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)動(dòng)力性無明顯變化，低轉(zhuǎn)速時(shí)，有效燃油消耗率呈下降趨勢(shì)。優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)與初始設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)相比，可使發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩增加約2.8%；有效燃油消耗率在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均呈下降趨勢(shì)，在轉(zhuǎn)速為1 000～2 000 r/min時(shí)，有效燃油消耗率下降了約2.5%，而相比于原柴油機(jī)下降了約9%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 000～3 200 r/min時(shí)，優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)與初始設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)的有效燃油消耗率均趨于原柴油機(jī)水平；在1 000～1 600 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)發(fā)動(dòng)機(jī)充氣系數(shù)獲得了改善，提高了約 4%，與原柴油機(jī)的充氣系數(shù)相持平，而其他轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，充氣系數(shù)無明顯變化；渦輪前的排氣溫度在壓氣機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)后沒有明顯的變化，這說明發(fā)動(dòng)機(jī)在獲得性能改善的過程中，并沒有引起發(fā)動(dòng)機(jī)熱負(fù)荷的增加。

從圖14可知：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)，壓氣機(jī)的喘振線與發(fā)動(dòng)機(jī)的耗氣特性線已由初始設(shè)計(jì)時(shí)的相交變成了流量相差約40%，即此時(shí)壓氣機(jī)的喘振裕度為40%左右，遠(yuǎn)大于規(guī)定的10%[11]。同時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)在其他轉(zhuǎn)速下也獲得了與壓氣機(jī)良好的匹配性能，不僅發(fā)動(dòng)機(jī)在2 200 r/min時(shí)的最大扭矩點(diǎn)仍然處于壓氣機(jī)較高效率范圍內(nèi)，而且有更加寬廣的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍也進(jìn)入到壓氣機(jī)高效率范圍區(qū)域。

綜合上述分析可知，優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)能夠與發(fā)動(dòng)機(jī)很好地相匹配，在滿足所有相關(guān)匹配要求的同時(shí)，改善了發(fā)動(dòng)機(jī)的綜合性能。

圖14 優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的聯(lián)合運(yùn)行曲線Fig.14 Superimposition of engine running lines on optimized compressor map

7 結(jié)論

(1) 計(jì)算流體力學(xué)軟件ANSYS CFX進(jìn)行渦輪增壓器壓氣機(jī)模擬計(jì)算的可靠性和精確度，能夠滿足壓氣機(jī)性能仿真計(jì)算及分析要求。

(2) 與原柴油機(jī)相比，匹配初始設(shè)計(jì)壓氣機(jī)的柴油機(jī)，動(dòng)力性無明顯變化，經(jīng)濟(jì)略有改善；匹配優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)與匹配初始設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)相比，扭矩增加了約2.8%，低轉(zhuǎn)速時(shí)有效燃油消耗率最高下降了約2.5%。

(3) 優(yōu)化設(shè)計(jì)壓氣機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的聯(lián)合運(yùn)行曲線表明，優(yōu)化設(shè)計(jì)的壓氣機(jī)喘振裕度為40%左右，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩工況點(diǎn)運(yùn)行于壓氣機(jī)較高效率范圍內(nèi)，且聯(lián)合運(yùn)行曲線的高效率范圍擴(kuò)大。

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