馬超，李延昭，張健健，朱光前

(1.濰坊學(xué)院機(jī)電與車輛工程學(xué)院,山東 濰坊 261061；2.機(jī)械工業(yè)內(nèi)燃機(jī)增壓系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 壽光 262718；3.康躍科技股份有限公司，山東 壽光 262718)

渦輪增壓器作為車用柴油機(jī)的關(guān)鍵零部件，在增強(qiáng)其功率密度和降低排放方面發(fā)揮著重要作用。渦輪頭作為增壓器的高溫高速旋轉(zhuǎn)部件，工作環(huán)境十分嚴(yán)苛，是增壓器失效率最高的零部件之一。增壓器渦輪頭的失效模式主要有以下幾類：渦輪背盤和葉根倒角的熱-機(jī)械低周疲勞失效、葉片的高周疲勞失效以及渦輪葉片的高溫蠕變等。對(duì)于渦輪失效機(jī)理及改善方法的研究很多學(xué)者開展了重要的工作。

王正等[1]對(duì)增壓器渦輪超速可靠性問題開展了研究，利用超速可靠度計(jì)算模型進(jìn)行評(píng)價(jià)，然后采用輪背加凸臺(tái)結(jié)構(gòu)對(duì)渦輪應(yīng)力進(jìn)行優(yōu)化，仿真和試驗(yàn)結(jié)果表明，改善后的方案滿足可靠性評(píng)價(jià)要求。王正等[2]對(duì)增壓器輪轂的可靠性及疲勞壽命評(píng)價(jià)方法開展了研究，利用增壓器耐久性考核結(jié)果和仿真結(jié)果建立了渦輪輪轂的應(yīng)力-壽命曲線，結(jié)果表明，增壓器隨使用時(shí)間增長(zhǎng)可靠度降低，失效率呈現(xiàn)初期小，然后逐漸增大，然后又變小的一種分布規(guī)律。郭凱等[3]研究了發(fā)動(dòng)機(jī)排氣動(dòng)態(tài)脈沖條件下，渦輪熱應(yīng)力、離心應(yīng)力和氣動(dòng)載荷的相應(yīng)特性，并對(duì)其產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行了分析。汪超臺(tái)等[4]基于順序流固耦合的數(shù)值仿真方法，將渦輪的溫度場(chǎng)和壓力場(chǎng)導(dǎo)入到有限元模型中，對(duì)熱應(yīng)力、氣動(dòng)載荷和離心應(yīng)力共同作用下的渦輪綜合應(yīng)力進(jìn)行了分析，為進(jìn)一步渦輪可靠性的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。Booysen等[5]對(duì)某汽輪機(jī)低壓級(jí)的渦輪葉片利用概率分析法進(jìn)行了共振狀態(tài)下的高周疲勞特性分析，建立了相應(yīng)的疲勞壽命概率的預(yù)測(cè)模型。Maktouf等[6]對(duì)某燃?xì)廨啓C(jī)渦輪葉片的高周疲勞失效開展了研究，對(duì)渦輪在多軸和不同載荷作用下的疲勞壽命進(jìn)行了評(píng)價(jià)。Senn等[7]對(duì)渦輪在脈沖狀態(tài)下的激振力開展了研究，結(jié)果表明：脈沖可以大幅提高蝸殼的氣流激振力，從而使渦輪的高周疲勞問題加劇。

此外，很多研究者對(duì)蝸殼的高溫流場(chǎng)[8]、渦輪的高溫蠕變問題[9-10]，材料微觀結(jié)構(gòu)影響可靠性的問題[11]及試驗(yàn)驗(yàn)證方法等問題[12-14]開展了重要的探索。

隨著道路國六和非道路國四排放法規(guī)指標(biāo)的公布，SCR后處理技術(shù)和EGR廢氣再循環(huán)技術(shù)已經(jīng)成為滿足新排放法規(guī)必要的技術(shù)措施，新的技術(shù)路線的實(shí)施對(duì)渦輪可靠性帶來了巨大挑戰(zhàn)。后處理裝置的增加，使渦前壓力提升；進(jìn)一步加大功率密度的需求，也使得增壓器轉(zhuǎn)速比上一排放階段明顯提升。這兩方面綜合作用使得渦前排溫明顯增加。因此，渦輪的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷隨之大幅上升，加劇了渦輪背盤的應(yīng)力集中，增加了可靠性風(fēng)險(xiǎn)。

而在渦輪背盤根部R弧位置，由于較高的離心應(yīng)力和熱應(yīng)力疊加，易產(chǎn)生熱-機(jī)械低周疲勞失效的問題。而這種失效往往引發(fā)輪子飛裂、斷軸、漏油等次生故障，易引發(fā)更大的事故。因此，在現(xiàn)有產(chǎn)品的軸系平臺(tái)不發(fā)生大幅修改的前提下，如何降低渦輪背盤的熱和機(jī)械負(fù)荷，是在新的柴油機(jī)排放法規(guī)階段提升渦輪增壓器可靠性的重要研究方向之一，然而目前在這方面研究的報(bào)道尚不多見。為解決此問題，本研究提出了一種渦輪背盤冷卻技術(shù)，旨在降低渦輪背盤溫度，降低熱應(yīng)力，從而降低綜合應(yīng)力，進(jìn)而提升可靠性。

1 渦輪背盤冷卻技術(shù)

提出了一種改善車用增壓器徑流渦輪背盤熱應(yīng)力的新技術(shù)——渦輪背盤冷卻技術(shù)(見圖1)。傳統(tǒng)的渦輪增壓系統(tǒng)中，在中冷器和柴油機(jī)進(jìn)氣門之間的管道上設(shè)置旁通閥，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于高負(fù)荷工況運(yùn)行時(shí)，增壓器轉(zhuǎn)速較高，渦前排溫也較高，渦輪轉(zhuǎn)子承受了較大的應(yīng)力負(fù)荷，此時(shí)旁通閥在壓力或者電動(dòng)控制下打開，從中冷后進(jìn)氣管引入少量的空氣進(jìn)入渦輪背盤，對(duì)其進(jìn)行冷卻。一方面降低材料溫度，提升材料力學(xué)性能，另一方面降低熱應(yīng)力，提升渦輪背盤可靠性。

圖1 帶渦輪背盤冷卻的增壓柴油機(jī)系統(tǒng)

傳統(tǒng)的渦輪增壓器為了降低渦輪向軸承殼和壓氣機(jī)的傳熱，在渦輪和軸承殼之間設(shè)置了隔熱罩，利用隔熱罩和軸承殼之間形成的整周空腔，增加增壓器熱端向冷端傳熱的熱阻，減小熱量的傳遞。渦輪背盤冷卻技術(shù)的實(shí)施，在傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，僅需在整周隔熱空腔對(duì)應(yīng)的某一軸承殼位置鉆一對(duì)末端連通的垂直孔，利用中冷后放氣閥連通的引氣管與該軸承殼上新鉆的孔連通。當(dāng)發(fā)動(dòng)負(fù)荷較高，渦輪背盤需要冷卻時(shí)，中冷后放氣閥開啟，冷卻氣進(jìn)入引氣管，然后進(jìn)入軸承殼和隔熱罩形成的空腔，再通過空腔的底部出口流入渦輪背盤空腔中，對(duì)渦輪背盤壁面進(jìn)行冷卻，然后從渦輪與蝸殼之間形成的輪緣間隙流入到主流通道中(見圖2)。

圖2 增壓器徑流渦輪背盤冷卻結(jié)構(gòu)

本研究擬通過流固耦合數(shù)值仿真方法，對(duì)該冷卻技術(shù)對(duì)渦輪背盤應(yīng)力的改善及對(duì)渦輪主流性能的影響開展研究，為該技術(shù)的實(shí)施和應(yīng)用提供支撐。

2 研究對(duì)象與數(shù)值建模

2.1 研究對(duì)象

以某小型渦輪增壓器向心渦輪機(jī)為研究對(duì)象，包含蝸殼和全輪盤向心渦輪兩部分。該增壓器設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速180 000 r/min，設(shè)計(jì)流量0.14 kg/s,設(shè)計(jì)膨脹比3.0∶1。冷卻流體從軸承殼和隔熱罩形成的環(huán)形縫隙流出，對(duì)渦輪背盤進(jìn)行冷卻。該渦輪機(jī)及冷卻環(huán)縫的基本參數(shù)見表1。研究對(duì)象的子午面示意見圖3。

表1 渦輪機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖3 帶有背盤冷卻的徑流渦輪機(jī)示意

2.2 數(shù)值建模

采用順序流固耦合的方法對(duì)背盤冷卻改善熱應(yīng)力的效果進(jìn)行研究，并基于流體計(jì)算結(jié)果分析冷卻對(duì)主流性能的影響。整個(gè)流固耦合的求解思路見圖4。

圖4 順序流固耦合仿真流程

流體域的計(jì)算采用共軛傳熱的仿真計(jì)算方法，將固體和流體之間的熱傳遞考慮到整個(gè)模型中，采用ANSYS-CFX2019進(jìn)行穩(wěn)態(tài)N-S方程求解，湍流模型選擇SST-kω兩方程模型，該模型在葉輪機(jī)械研究中被廣泛驗(yàn)證及應(yīng)用[15-17]，采用High-Resolution高階差分法，轉(zhuǎn)靜子交界面采用Frozen-Rotor轉(zhuǎn)子固結(jié)法，保證蝸殼上游的流場(chǎng)不均勻性可以向下游傳遞。計(jì)算模型流體域包含蝸殼流道、全周渦輪流道、冷卻氣流進(jìn)口，固體域包含渦輪轉(zhuǎn)子。

數(shù)值模型中蝸殼進(jìn)口及冷卻氣流進(jìn)口均給定靜溫和流量邊界條件，渦輪機(jī)出口給定平均靜壓，流體和固體表面為流固耦合面，確保溫度相等和熱量守恒，其余壁面均假定為絕熱無滑移壁面。該數(shù)值模型為多物理場(chǎng)耦合模型，其中氣體介質(zhì)包含燃?xì)夂涂諝猓僭O(shè)為理想氣體，固體材料為K418高鎳合金。涉及的物性在參考狀態(tài)下的參數(shù)分別見表2至表4。

表2 燃?xì)馕锢硇再|(zhì)

表3 冷卻空氣物理性質(zhì)

表4 渦輪材料(K418)物理性質(zhì)

由于模型高度復(fù)雜，采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行空間離散，并在流體域壁面附近采用三棱柱網(wǎng)格設(shè)置8層邊界層網(wǎng)格，其中第一層網(wǎng)格高度設(shè)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(dá)到2 150萬，網(wǎng)格模型見圖5。

護(hù)理前兩組日常生活能力評(píng)分組間差異不顯著(P>0.05);護(hù)理后兩組評(píng)分均明顯升高,且觀察組明顯高于對(duì)照組(P<0.05)。見表2。

渦輪轉(zhuǎn)子力學(xué)性能的分析僅考慮渦端，軸承相當(dāng)于轉(zhuǎn)子軸的兩個(gè)支點(diǎn)，因此本計(jì)算域僅包含了渦輪頭、密封環(huán)槽和渦端浮動(dòng)軸承對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)子軸部分。將模型轉(zhuǎn)子軸的端面設(shè)置軸向位移0約束(Displacement)，并加載設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速(Rotational Velocity)。將求解出的流固耦合面上的溫度場(chǎng)數(shù)據(jù)導(dǎo)入到ANSYS-Workbench靜力學(xué)分析模塊(Static Structure)中，施加溫度邊界。為了準(zhǔn)確分析其力學(xué)性能，將渦輪頭材料K418及轉(zhuǎn)子軸材料42CrMo的力學(xué)性能隨溫度變化的數(shù)據(jù)輸入到模型材料的屬性中，并將兩部分模型在焊接處進(jìn)行綁定(bonded)。K418和42CrMo的密度分別為8 000 kg/m3和7 830 kg/m3，其余材料屬性隨溫度的變化見表5和表6[18]。

表5 K418材料屬性隨溫度的變化

表6 42CrMo材料屬性隨溫度的變化

為了簡(jiǎn)化問題的復(fù)雜性，本研究中不考慮渦輪頭的剩余不平衡量在高速旋轉(zhuǎn)下產(chǎn)生的不平衡力的影響。氣動(dòng)壓力對(duì)渦輪應(yīng)力的影響十分微小，本研究中也不予考慮。采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對(duì)固體域進(jìn)行空間離散，對(duì)背盤離心應(yīng)力和熱應(yīng)力集中的背盤根部R圓角處進(jìn)行了網(wǎng)格加密，網(wǎng)格總數(shù)115萬。固體計(jì)算域及網(wǎng)格見圖6。

圖6 渦輪頭固體域網(wǎng)格

2.3 研究工況

本研究在渦輪機(jī)設(shè)計(jì)工況下開展，冷卻氣引自中冷后，其溫度基本保持不變。通過改變冷卻氣相對(duì)流量mre，研究冷卻流體對(duì)背盤熱應(yīng)力及主流性能的影響。研究工況見表7。

表7 研究工況

2.4 數(shù)據(jù)處理

本研究中所涉及的關(guān)鍵參數(shù)的計(jì)算方法如下所示。

渦輪膨脹比：

(1)

式中：Pmi0和Pmo分別為渦輪進(jìn)口總壓和出口靜壓。

渦輪綜合效率[16]:

(2)

該式考慮了有冷卻流體流入狀態(tài)下的渦輪綜合冷卻效率，式中:mm為主流燃?xì)赓|(zhì)量流量；mc為冷卻空氣質(zhì)量流量；Tmi0和Tmo0分別為渦輪轉(zhuǎn)子進(jìn)出口總溫，Tci0和Tco0分別為冷卻流體進(jìn)出口總溫，r為絕熱指數(shù)。由于冷卻流體的摻混，Tmo0=Tco0。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 背盤冷卻對(duì)渦輪溫度的影響

當(dāng)冷卻氣流流入軸承殼和隔熱罩之間的空腔再從其空腔底部的間隙流入背盤空腔后，便開始對(duì)渦輪背盤固體區(qū)域進(jìn)行冷卻。冷卻氣流入射及入射口位置見圖7a。由燃?xì)赓|(zhì)量分?jǐn)?shù)分布云圖(圖7b)可知，冷卻流體占據(jù)背盤空腔超過80%以上的徑向空間。在背盤空腔高位區(qū)域，主流流體會(huì)對(duì)背盤空腔流體產(chǎn)生干擾，在周向不均勻壓力的作用下[19]，一部分主流燃?xì)鈺?huì)進(jìn)入背盤空腔中并發(fā)生摻混，使得渦輪外緣與蝸殼之間的徑向間隙區(qū)域的燃?xì)赓|(zhì)量分?jǐn)?shù)上升到20%左右，當(dāng)這部分混合氣體流出徑向間隙后，和主流混合進(jìn)入渦輪流道膨脹做功。從圖7c示出的子午截面溫度分布可見，冷卻流體流入背盤空腔時(shí)氣體溫度大約325 K，對(duì)背盤進(jìn)行冷卻后，冷卻流體溫度不斷升高，在背盤根部R弧位置對(duì)應(yīng)的氣流溫度升高到370 K；背盤高位區(qū)域的流體溫度升幅較大，一方面由于冷卻流體帶走背盤的熱量造成溫升，另一方面由于主流進(jìn)入背盤空腔與冷卻空氣摻混也造成溫度升高，在背盤間隙的輪緣位置，其氣流溫度達(dá)到600 K左右。

圖7 帶背盤冷卻的渦輪子午面流場(chǎng)

圖8示出渦輪頭及軸在不同冷卻工況下的溫度分布,圖8a中黑色環(huán)帶為冷卻氣體入射位置。當(dāng)渦輪背盤無空氣冷卻時(shí)，其外緣溫度較高，達(dá)到900 K左右。隨著主流在渦輪中膨脹做功，主流溫度不斷降低，造成了渦輪出口對(duì)應(yīng)的固體溫度遠(yuǎn)低于進(jìn)口固體溫度，渦輪出口輪轂處的溫度降至790 K左右。模型另一端的渦輪軸對(duì)應(yīng)的浮動(dòng)軸承位置，在潤(rùn)滑油的冷卻作用下溫度較低。在渦輪軸及渦輪出口相對(duì)低溫的共同作用下，渦輪背盤從高位區(qū)域向低位區(qū)域呈現(xiàn)溫度逐漸降低的趨勢(shì)。

圖8 不同冷卻流體相對(duì)流量下渦輪及軸的溫度分布

當(dāng)對(duì)渦輪背盤進(jìn)行冷卻時(shí)，整個(gè)背盤溫度均明顯降低。在背盤溫度下降的影響下，背盤R弧位置、焊接位置、密封槽位置的固體溫度均明顯降低，背盤根部R弧位置的溫度梯度也有了明顯的改善。隨著冷卻流量的增加，渦輪背盤溫度進(jìn)一步降低，由此導(dǎo)致整個(gè)渦輪頭和軸的固體溫度均明顯下降。

選取受蝸殼流場(chǎng)不均勻性影響相對(duì)較小的180°周向位置的局部溫度進(jìn)行對(duì)比(見圖9)。圖9中相對(duì)徑向位置的始點(diǎn)為背盤根部R弧的始點(diǎn)，終點(diǎn)為渦輪輪盤外緣，這一段徑向長(zhǎng)度定為1。由圖可見，無冷卻時(shí)，隨著半徑的增大，渦輪背盤表面的溫度不斷升高，在R角圓弧始點(diǎn)的溫度達(dá)到795 ℃左右。當(dāng)提供1%的冷卻介質(zhì)時(shí)，R弧始點(diǎn)的溫度降低至530 ℃，相較于無冷卻時(shí)降低了265 ℃。隨著半徑的增大，渦輪背盤在冷卻流入口對(duì)應(yīng)的徑向位置附近出現(xiàn)一段恒溫區(qū)域，之后溫度不斷升高，在輪緣處的溫度達(dá)到770 ℃左右。當(dāng)冷卻流量進(jìn)一步增加時(shí)，相對(duì)徑向位置較小的區(qū)域溫度進(jìn)一步下降的幅度較小，隨著相對(duì)徑向位置的增加，背盤壁面溫度下降幅度逐漸增加。主要是因?yàn)殡S著冷卻流體的增加，在低位區(qū)域冷卻后冷卻空氣溫度增加相對(duì)較小，在冷卻高位區(qū)域時(shí)會(huì)造成更大的傳熱溫差。在相對(duì)冷卻流量為2.0%和3.0%時(shí)，R弧始點(diǎn)位置的溫度分別比相對(duì)冷卻流量1.0%時(shí)降低約18 ℃和32 ℃，而背盤輪緣位置的溫度分別比相對(duì)冷卻流量1.0%時(shí)降低約133 ℃和193 ℃。

圖9 不同相對(duì)冷卻流量方案下背盤相對(duì)徑向位置上的 溫度對(duì)比

3.2 背盤冷卻對(duì)渦輪背盤應(yīng)力的影響

渦輪背盤所承受的應(yīng)力主要來自離心應(yīng)力和熱應(yīng)力兩部分，將不同冷卻方案下離心應(yīng)力(180 000 r/min設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速工況)和熱應(yīng)力的合力及單純熱應(yīng)力分布進(jìn)行對(duì)比(見圖10)。當(dāng)無冷卻時(shí)，渦輪背盤熱應(yīng)力較大位置分別位于背盤R弧和輪緣位置，其中輪緣由于溫度較高，較大的熱膨脹形成了相對(duì)較高的熱應(yīng)力；而背盤根部R弧則是由于渦輪軸油冷造成的熱傳導(dǎo)，在此位置形成了較大的溫度梯度，形成了較強(qiáng)的熱應(yīng)力。當(dāng)冷卻發(fā)生時(shí)，熱應(yīng)力及綜合應(yīng)力的分布特征基本不發(fā)生變化，但是熱應(yīng)力明顯降低，因此R弧位置的綜合應(yīng)力也明顯下降。

圖10 渦輪背盤應(yīng)力分布

對(duì)背盤應(yīng)力最大的R弧圓角位置的應(yīng)力進(jìn)行了定量對(duì)比(見圖11)。由圖11可見，隨著相對(duì)冷卻流量的增加，該位置的熱應(yīng)力不斷降低，其綜合應(yīng)力也隨之下降，由于離心應(yīng)力并未發(fā)生改變，綜合應(yīng)力的下降趨勢(shì)和幅度與熱應(yīng)力完全一致。當(dāng)相對(duì)冷卻流量分別為1.0%,2.0%和3.0%時(shí)，熱應(yīng)力分別比無冷卻時(shí)降低31 MPa，108 MPa和132 MPa，冷卻使熱應(yīng)力分別下降了12.6%，44.1%和53.8%。由于離心應(yīng)力比熱應(yīng)力更大，因此冷卻對(duì)綜合應(yīng)力的降低幅度相對(duì)較小，分別降低了3.8%，13.1%和16.0%。

圖11 渦輪背盤根部R角應(yīng)力對(duì)比

3.3 背盤冷卻對(duì)渦輪機(jī)性能的影響

當(dāng)進(jìn)行冷卻后，冷卻流體進(jìn)入背盤空腔，并通過輪緣間隙進(jìn)入主流燃?xì)庵校鋵?duì)主流的干擾勢(shì)必造成渦輪性能的變化(見圖12)。由圖12可見，隨著相對(duì)冷卻流量的增大，膨脹比逐漸升高，渦輪效率逐漸降低，并且基本呈線性變化關(guān)系。當(dāng)相對(duì)冷卻流量分別為1.0%，2.0%和3.0%時(shí)，渦輪效率分別降低0.4,0.7和1.0個(gè)百分點(diǎn)，膨脹比值則分別增加了0.015,0.022和0.033。雖然冷卻流體的加入使得渦輪總流量增加，其膨脹比有增加的趨勢(shì)，但是冷卻流體使得主流溫度降低，抵消了一部分質(zhì)量流量增加對(duì)渦輪膨脹比增大的貢獻(xiàn)，因此冷卻對(duì)膨脹比的影響幾乎可以忽略。而相對(duì)冷卻流量控制在主流的3.0%以內(nèi)時(shí)，渦輪綜合效率降低不超過1.0%。

圖12 冷卻對(duì)渦輪綜合效率和膨脹比的影響

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證數(shù)值仿真的準(zhǔn)確性，進(jìn)行了原機(jī)渦輪的氣動(dòng)性能試驗(yàn)，分別測(cè)試了160 000 r/min,180 000 r/min和200 000 r/min轉(zhuǎn)速工況下的渦輪機(jī)整機(jī)性能。試驗(yàn)系統(tǒng)及原理分別見圖13和圖14。

圖13 試驗(yàn)臺(tái)

1—流量調(diào)節(jié)閥；2—柴油箱；3—燃燒室；4—潤(rùn)滑油箱；5—徑流式渦輪機(jī)入口溫度壓力傳感器；6—渦輪機(jī)出口溫度壓力傳感器；7—徑流式渦輪機(jī)；8—潤(rùn)滑油出口壓力溫度傳感器；9—潤(rùn)滑油進(jìn)口壓力溫度傳感器；10—壓氣機(jī)；11—流量計(jì)；12—壓氣機(jī)進(jìn)口溫度壓力傳感器；13—壓氣機(jī)出口溫度壓力傳感器；14—壓氣機(jī)微調(diào)閥；15—壓氣機(jī)粗調(diào)閥；16—循環(huán)控制閥。圖14 試驗(yàn)系統(tǒng)原理

試驗(yàn)中，溫度是由精度為±0.5 ℃的K型熱電偶測(cè)得，其測(cè)量范圍為0～800 ℃?？諝獾馁|(zhì)量流量是由精度為±0.5%的空氣流量計(jì)測(cè)得，其測(cè)量范圍為(0.02～1.10) kg/s。壓力是由精度為±0.5%的壓力表測(cè)得，其測(cè)量范圍為(0～0.6) MPa。基于誤差分析方法[20],試驗(yàn)中π、η和μ的誤差范圍分別為±1.0%、±1.7%和±3.0%。

將數(shù)值仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)獲得的徑流渦輪整機(jī)性能進(jìn)行對(duì)比(見圖15)。由對(duì)比可知，仿真計(jì)算出的渦輪機(jī)通流能力與試驗(yàn)基本一致。計(jì)算的效率比試驗(yàn)值略低，其誤差范圍為1%～4%，但效率值總體預(yù)測(cè)趨勢(shì)與試驗(yàn)一致，且高速工況下的效率誤差會(huì)更小。通過性能對(duì)比可知，仿真模型獲得的渦輪膨脹比及效率均與試驗(yàn)值偏差較小，流場(chǎng)仿真結(jié)果真實(shí)可信。由于渦輪背盤熱應(yīng)力仿真的準(zhǔn)確性在材料物性參數(shù)定義準(zhǔn)確的前提下，主要受到流場(chǎng)仿真準(zhǔn)確性的影響，因此，本研究中獲得的熱應(yīng)力仿真結(jié)果同樣具有較高的可信度。

圖15 數(shù)值模型的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

5 結(jié)論

a) 背盤冷卻可以大幅降低渦輪背盤表面的溫度，消耗1.0%相對(duì)冷卻流量時(shí)，R弧位置的溫度降低約265 ℃，當(dāng)相對(duì)冷卻流量增加為2.0%和3.0%時(shí)，R弧位置的溫度分別進(jìn)一步降低約18 ℃和32 ℃;

b) 背盤冷卻可大幅降低背盤根部R弧的熱應(yīng)力，當(dāng)相對(duì)冷卻流量分別為1.0%,2.0%和3.0%時(shí)，熱應(yīng)力分別比無冷卻時(shí)降低31 MPa，108 MPa和132 MPa，下降幅度分別為12.6%，44.1%和53.8%，由此造成綜合應(yīng)力分別降低3.8%，13.1%和16.0%;

c) 背盤冷卻對(duì)渦輪膨脹比的影響可忽略，消耗3.0%以內(nèi)的相對(duì)冷卻流量使渦輪機(jī)整機(jī)效率降低不超過1.0%。