曹 剛，楊 迪，李慶斌，閆海東，關(guān) 翀，劉 振

（湖南天雁機(jī)械有限責(zé)任公司，湖南 衡陽(yáng) 421005）

近年來(lái)，隨著能源問(wèn)題的突出和排放法規(guī)的日趨嚴(yán)格，增壓器已經(jīng)成為發(fā)動(dòng)機(jī)必須配備的零部件；蝸殼作為增壓器的重要組成部分對(duì)增壓器的性能起到了至關(guān)重要的作用［1－2］，研究高性能的蝸殼對(duì)增壓器乃至發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展都具有重大意義。

混流式渦輪由于其特有的優(yōu)勢(shì)已經(jīng)在車用增壓器上得到了較廣泛的應(yīng)用［3］；而對(duì)于混流式蝸殼，在國(guó)內(nèi)還沒(méi)有進(jìn)行過(guò)專門的研究。在國(guó)外，M.Abidat［4］等人使用簡(jiǎn)易設(shè)計(jì)模型通過(guò)CFX軟件對(duì)混流蝸殼進(jìn)行了研究，證明了其總壓損失系數(shù)和出口流動(dòng)角要優(yōu)于徑流式蝸殼。根據(jù)文獻(xiàn)［5－6］，因?yàn)樵谖仛さ暮砜谔幱袔缀螌W(xué)上的截面交叉，這種特殊的結(jié)構(gòu)對(duì)蝸殼的性能會(huì)產(chǎn)生重要影響，這種結(jié)構(gòu)導(dǎo)致在喉口處產(chǎn)生壓力梯度變化，使渦輪進(jìn)口周向的速度、壓力、流動(dòng)角會(huì)發(fā)生很大的變異，研究表明［7］，不同形式的蝸殼對(duì)渦輪的總對(duì)總效率的影響在1.5%以上。Abidat和Hachemi通過(guò)近代數(shù)值仿真研究發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子的進(jìn)口流動(dòng)角對(duì)渦輪的轉(zhuǎn)速和膨脹比有絕對(duì)的影響［8］。由于混流式蝸殼具有一定的出口傾斜角度，會(huì)改善轉(zhuǎn)子的進(jìn)口流動(dòng)角，同時(shí)進(jìn)口速度具有軸向分量，因此可以在保持徑向直葉片的同時(shí)得到正的葉輪進(jìn)口角，使渦輪峰值效率點(diǎn)的u／co低于傳統(tǒng)徑流蝸殼的設(shè)計(jì)點(diǎn)值，這一點(diǎn)適應(yīng)了現(xiàn)代車用渦輪增壓技術(shù)高壓比、小型化的發(fā)展方向，并且可以更有效地利用發(fā)動(dòng)機(jī)排氣能量［3］。

本研究設(shè)計(jì)了4種混流式蝸殼流道，由于使用商用CFD軟件進(jìn)行的數(shù)值分析與試驗(yàn)結(jié)果吻合得較好［9］，所以使用Numeca對(duì)所設(shè)計(jì)的蝸殼進(jìn)行全工況分析，并經(jīng)過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證，從而找出效果最佳的混流蝸殼設(shè)計(jì)方案。

1 混流蝸殼流道形式的確定

以某一定型產(chǎn)品為原型，設(shè)計(jì)新的混流蝸殼供原機(jī)使用。

1.1 流道方案設(shè)計(jì)

設(shè)計(jì)了4個(gè)流道方案（見圖1），對(duì)各方案進(jìn)行了模擬計(jì)算和比較。

方案1將原蝸殼流道進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)角為19°（即轉(zhuǎn)子的入口傾斜角）。但蝸殼流道出口處不作改變，仍保持為水平方向。

方案2以同樣的方式將蝸殼流道界面進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，然后再將蝸殼的出口處進(jìn)行傾斜，傾斜角為19°。

方案3保證流道截面的A／R值不變，再將流道設(shè)計(jì)成梨形，相對(duì)水平方向傾斜一定角度。蝸殼的出口處同樣傾斜19°。

方案4依然采用梨形截面，但將流道截面的傾斜角度加大。

圖1示出各方案在蝸殼流道30°時(shí)各方案的截面，因?yàn)楦鹘孛娴男螤铑愃?0°可以代表所有截面的形狀，其中虛線為原徑流式蝸殼流道。

1.2 模擬分析計(jì)算

使用Numeca軟件，采用數(shù)值模擬方法分別對(duì)4個(gè)新方案和原機(jī)進(jìn)行分析；其中湍流模型選用S－A方程模型，使用N－S方程進(jìn)行求解；流體性質(zhì)定義為排氣廢氣。保證各方案的網(wǎng)格總數(shù)相差在1%以內(nèi)，網(wǎng)格分布一致，邊界層采用相同的加密形式；蝸殼設(shè)為靜止域，渦輪轉(zhuǎn)子設(shè)為旋轉(zhuǎn)域，轉(zhuǎn)靜子面采用周向守恒型連接方式。網(wǎng)格模型見圖2和圖3。

1.3 模擬分析結(jié)果

由于方案較多，同時(shí)混流渦輪箱對(duì)增壓器中高速性能的影響較大，因此只計(jì)算了轉(zhuǎn)子在127 000r／min（增壓器常用轉(zhuǎn)速）時(shí)各方案的渦輪特性，結(jié)果見圖4。

從圖中可以看出方案1和方案3的效率較低。其中方案1只是將流道截面進(jìn)行了旋轉(zhuǎn)，其A／R值與原流道基本一致，而且其蝸殼出口也為水平，所以性能無(wú)本質(zhì)提高；方案3的蝸殼出口角與渦輪的入口角有5°的差異，會(huì)使氣流在進(jìn)入渦輪時(shí)有一定的阻力，不利于得到更好的性能。

在方案2和方案4中，蝸殼的出口傾斜角與混流渦輪的入口角一致，在氣流進(jìn)入渦輪的過(guò)程中能量損失小，所以性能得到了提升。從分析結(jié)果中可以看到，使用方案4（梨形通道）的蝸殼后渦輪機(jī)的效率最高，較原機(jī)高1.5%左右，所以采用方案4作為最終設(shè)計(jì)方案。

2 設(shè)計(jì)方案與原機(jī)全工況分析

對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行全工況模擬分析計(jì)算，并與原徑流式蝸殼進(jìn)行比較。圖5示出混流式蝸殼與徑流式蝸殼的流量對(duì)比。由圖可知，隨著膨脹比的增加，渦輪的流量隨之增大。兩種蝸殼的流量變化趨勢(shì)一致，但在同轉(zhuǎn)速、同膨脹比下，在整個(gè)工況中采用混流蝸殼的渦輪機(jī)流量稍大于采用徑流式蝸殼的渦輪機(jī)流量，但高出的值有限，只有2%左右，對(duì)渦輪機(jī)的性能影響不大，但趨勢(shì)是采用混流蝸殼后渦輪機(jī)的流通能力提高了。

圖6示出兩種結(jié)構(gòu)的總對(duì)靜效率對(duì)比。由圖可知，兩者的效率變化情況是一致的。在低速區(qū)域，采用兩種不同結(jié)構(gòu)的蝸殼后總對(duì)靜效率幾乎保持一致，相對(duì)差值在1%以內(nèi)，說(shuō)明在低速區(qū)域蝸殼的結(jié)構(gòu)形式對(duì)渦輪機(jī)的效率影響不大。在高速區(qū)域，使用混流式蝸殼后，渦輪機(jī)的性能得到了明顯的提高，且隨著速度的增加，效率的增幅更加明顯，在127 000r／min和137 000r／min下總對(duì)靜效率的差值在1.5%以上。從效率的對(duì)比中可以看出，混流式蝸殼的性能更好一些。

3 流場(chǎng)分析

由于在低速時(shí)兩種蝸殼的性能相差不太，在中高速時(shí)性能表現(xiàn)出差異，選定127 000r／min為分析轉(zhuǎn)速，在模擬中此轉(zhuǎn)速下膨脹比為2時(shí)其效率達(dá)到了最高值，所以取127 000r／min，膨脹比2為流場(chǎng)分析點(diǎn)。

圖7、圖8分別示出整個(gè)計(jì)算域內(nèi)的兩者靜壓的分布。由圖可知，沿著氣流方向，壓力逐漸降低，使廢棄的勢(shì)能轉(zhuǎn)變?yōu)閯?dòng)能。在兩種蝸殼結(jié)構(gòu)中壓力的下降趨勢(shì)是一致的，但氣體在混流蝸殼內(nèi)的靜壓下降較徑流式更快，氣體進(jìn)入渦輪后能帶來(lái)更大的動(dòng)能；同時(shí)，在蝸殼喉口位置兩者都有一個(gè)壓力突變，但徑流蝸殼的突變更加明顯，說(shuō)明在喉口處的損失較大。所以從壓力上可以看出混流式渦輪性能更好。

圖9和圖10示出蝸殼內(nèi)靜溫的變化趨勢(shì)。在蝸殼內(nèi)溫度沿著氣流方向逐漸降低，表明氣體焓在下降，使得氣體的動(dòng)能增加，在蝸殼喉口的位置有明顯的溫度變化，是因?yàn)闅怏w在喉口處發(fā)生滯止現(xiàn)象，氣體的動(dòng)能瞬間轉(zhuǎn)變?yōu)殪噬?，?dǎo)致喉口溫度升高?？傮w上兩種形式的蝸殼溫度變化是比較一致的，但在徑流式蝸殼中喉口位置的溫度突變較混流式稍大，所以在喉口位置其能量損失更多，蝸殼效率下降更多。這與理論研究和數(shù)值分析結(jié)果是一致的。

圖11、圖12分別示出兩種形式蝸殼流道中間位置的馬赫數(shù)分布。馬赫數(shù)的變化直接反映了流體內(nèi)部的速度變化。由圖可知，兩種形式蝸殼的速度變化趨勢(shì)一致，在靠近噴嘴出口處速度急劇升高，在喉口處有速度不均勻的現(xiàn)象。但混流蝸殼噴嘴處的速度高于徑流式蝸殼的出口速度，同時(shí)在喉口部位的速度不均勻程度更小。說(shuō)明混流蝸殼在喉口處的能量損失更小，同時(shí)在出口處有更高的動(dòng)能，這有利于渦輪做功。

圖13、圖14分別示出兩種形式蝸殼流道在喉口處的速度流線對(duì)比。從圖中可以看到，在喉口處存在兩個(gè)徑向滾流，而在蝸殼內(nèi)的氣體主要流動(dòng)形式是周向的，使得在喉口處流動(dòng)很復(fù)雜，存在較大的流動(dòng)損失。但是混流蝸殼的徑向滾流明顯小于徑流式蝸殼，說(shuō)明其內(nèi)部的擾動(dòng)較少，氣動(dòng)損失更小，這就是其效率高、焓降大的原因。

圖15、圖16分別示出兩者的熵增云圖。從圖中可以看到，在喉口處和葉片位置兩者均有明顯的熵增，但徑流蝸殼在這兩個(gè)位置的熵值更高，說(shuō)明存在較高的流動(dòng)損失。

圖17、圖18分別示出使用兩種蝸殼后渦輪內(nèi)部熵增對(duì)比。從圖中可以看出，使用徑流蝸殼后，在渦輪輪轂處?kù)刂递^小，在輪緣處?kù)刂递^大，而使用混流蝸殼后在渦輪內(nèi)部的熵值較為均勻；同時(shí)在渦輪進(jìn)口處徑流蝸殼的熵值比混流蝸殼的大，說(shuō)明其有更高的流動(dòng)損失。通過(guò)計(jì)算得出徑流蝸殼渦輪內(nèi)部平均熵值為1 142J／（kg·K），混流渦殼渦輪內(nèi)部平均熵值為1 131J／（kg·K），說(shuō)明采用混流蝸殼后，渦輪內(nèi)部的損失更少了。

4 試驗(yàn)結(jié)果及驗(yàn)證

使用快速成型方法加工新設(shè)計(jì)的混流式渦輪箱，并使用渦輪特性臺(tái)架對(duì)其進(jìn)行渦輪特性試驗(yàn)，同時(shí)與原機(jī)的試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較，驗(yàn)證模擬分析的結(jié)果。試驗(yàn)前對(duì)渦輪特性試驗(yàn)臺(tái)架各傳感器進(jìn)行嚴(yán)格校正，保證試驗(yàn)結(jié)果的可靠性。

圖19示出使用兩種不同結(jié)構(gòu)的蝸殼后渦輪機(jī)的流量特性對(duì)比。由圖可知，中高速時(shí)，試驗(yàn)與分析結(jié)果一致，采用混流式蝸殼的流量明顯高于使用徑流式蝸殼，在137 000r／min時(shí)流量較徑流式高近5%；但在97 000r／min時(shí)，在大膨脹比時(shí)流量與分析結(jié)果較為一致，但在小膨脹比時(shí)試驗(yàn)結(jié)果與分析結(jié)果存在差異，這可能是由于在試驗(yàn)過(guò)程中轉(zhuǎn)速不穩(wěn)或誤差導(dǎo)致的。

圖20示出使用兩種不同結(jié)構(gòu)的蝸殼后渦輪機(jī)的效率特性對(duì)比。由圖可知，在低速區(qū)域，采用兩種不同結(jié)構(gòu)的蝸殼后渦輪機(jī)的總對(duì)靜效率相差不大；在高速區(qū)域，使用混流式蝸殼后，渦輪機(jī)的性能得到了明顯的提高，且隨著速度的不斷增加，效率的增值更加明顯，在127 000r／min和137 000r／min下總對(duì)靜效率相差在2%左右，最大相差3%。從效率的對(duì)比中可以看出，混流式蝸殼的性能更好一些，與計(jì)算模擬分析結(jié)果的變化趨勢(shì)一致，說(shuō)明效率計(jì)算結(jié)果具有一定的可信性。

5 結(jié)束語(yǔ)

在增壓器低速工作區(qū)域，使用混流式蝸殼和使用徑流式蝸殼的渦輪機(jī)在性能上差距不大；在增壓器高速工作區(qū)域，使用混流蝸殼后增壓器的流通能力與效率都得到了提升，說(shuō)明混流蝸殼在增壓器高速區(qū)域相對(duì)于徑流蝸殼有更好的性能。但在實(shí)際應(yīng)用中，蝸殼流道的傾斜導(dǎo)致蝸殼與軸承體之間的空隙變少，在裝配上存在一定問(wèn)題；同時(shí)使用混流蝸殼后，在蝸殼裝配部分的壁厚會(huì)減小，其長(zhǎng)期工作的可靠性還需進(jìn)一步驗(yàn)證。但不能否定混流蝸殼其特有的性能優(yōu)勢(shì)，希望可以為車用增壓器的下一步發(fā)展提供依據(jù)。

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