龔金科，黃張偉，胡遼平，李 靖，余明果，陳 韜

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室，長沙 410082； 2.湖南天雁機械有限責(zé)任公司，衡陽 421005)

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2015133

排氣制動對增壓器軸向載荷影響的研究*

龔金科，黃張偉，胡遼平，李 靖，余明果，陳 韜

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室，長沙 410082； 2.湖南天雁機械有限責(zé)任公司，衡陽 421005)

針對車輛上同時應(yīng)用排氣制動與渦輪增壓的情況，研究了排氣制動對增壓器軸向載荷的影響。通過排氣制動與增壓器聯(lián)動試驗測量了增壓器在各個工況下的軸向載荷，從而確定了數(shù)值計算所需的邊界條件，并通過數(shù)值計算獲取了增壓器在各個工況的軸向載荷的分布情況。結(jié)果表明，與正常工況相比，增壓器在排氣制動工況下其軸向載荷顯著增大，且排氣背壓越高，增壓器軸向載荷越大；渦輪級軸向載荷反向且增大；壓氣機級軸向載荷顯著下降，但方向不變。

增壓器；排氣制動；軸向載荷；聯(lián)動試驗

前言

排氣制動具有良好的制動性能，構(gòu)造簡單，在車輛上的使用日益普遍[1]；渦輪增壓則以其可提高發(fā)動機輸出功率和改善排放特性等優(yōu)勢在車輛上得到廣泛應(yīng)用[2]?；谝陨蟽?yōu)點，二者通常同時應(yīng)用在車輛上。

1 排氣制動工況下增壓器渦輪工作狀況分析

通過在發(fā)動機排氣管安裝一個排氣制動閥，當(dāng)車輛進入制動工況時，發(fā)動機停止噴油，排氣制動閥關(guān)閉，因而發(fā)動機在排氣行程時需要克服較大排氣阻力做功，發(fā)動機變?yōu)橄能囕v能量的“壓縮機”，以達到降低車輛速度的目的[1]。

排氣制動閥為蝶閥，其相對于增壓器的安裝位置如圖1所示，排氣蝶閥安裝在距渦輪機出口100mm處。

當(dāng)排氣蝶閥關(guān)閉時，增壓器渦輪機出口壓力顯著升高，通過渦輪的流量降低，流速下降，渦輪工作效率下降，轉(zhuǎn)速顯著降低，其工作狀態(tài)偏離原設(shè)計工況。渦輪的單位質(zhì)量等熵膨脹功[2]為

(1)

式中：R為摩爾氣體常數(shù)；k為絕熱指數(shù)；T1，p1分別為葉輪進口溫度和壓力；p2為葉輪出口壓力。由于排氣制動時發(fā)動機不發(fā)生噴油壓燃過程，葉輪進口溫度較正常工況低，隨著排氣蝶閥的關(guān)閉，渦輪區(qū)域流通性變差，進出口壓差減小，因此排氣制動過程渦輪做功能力明顯下降。

根據(jù)文獻[6]的研究可知，增壓器在發(fā)動機起動和停車等突變工況下其突變軸向載荷很大。車輛由正常工況切換至排氣制動工況時，增壓器的進出口條件發(fā)生突變，而一般渦輪增壓器在設(shè)計時都只注重與發(fā)動機的正常工況匹配[2]，而未考慮發(fā)動機排氣制動的影響，因此在排氣制動時，渦輪增壓器會進入不良工作狀態(tài)，影響其使用可靠性。且排氣制動在車輛上是一個需要長期頻繁使用的制動措施，其對增壓器可靠性的影響也將是長期的。

2 增壓器與排氣制動聯(lián)動試驗方案

為研究排氣制動工況下增壓器的工作狀況，測量增壓器的軸向載荷，給定數(shù)值計算所需的合理可信的邊界條件，并驗證數(shù)值計算的正確性，設(shè)計了本試驗方案。

增壓器與排氣制動聯(lián)動試驗方案如圖2所示。試驗時，通過總控平臺先將發(fā)動機起動，待發(fā)動機工作狀態(tài)穩(wěn)定后由采集平臺采集各項正常工況下運行數(shù)據(jù)。當(dāng)測試發(fā)動機由正常工況切換至排氣制動工況時，須先啟動拖動電機，使其轉(zhuǎn)速達到預(yù)設(shè)的轉(zhuǎn)速，在發(fā)動機停止噴油的同時合上離合器，通過排氣制動ECU控制排氣蝶閥按設(shè)定的速度關(guān)閉至相應(yīng)的角度，使排氣背壓達到預(yù)設(shè)值，使發(fā)動機在拖動電機拖動下轉(zhuǎn)動，以模擬排氣制動工況。由排氣制動工況切換至正常工況時則預(yù)先打開排氣蝶閥，隨后松開離合器使拖動電機與發(fā)動機分離，同時發(fā)動機噴油工作進入正常工況。增壓器軸向載荷的測量方法依照文獻[6]中所介紹的方法進行。

護理工作辛苦繁瑣、排班制度不穩(wěn)定調(diào)動大，護理人員社會地位低、不受尊重是在廣大護生中的普遍印象。許多人對護理工作存在偏見,把為病人提供日常生活照顧、打針、發(fā)藥作為護理工作的全部。護理本科在校生主要是在校內(nèi)課堂上學(xué)習(xí)專業(yè)基礎(chǔ)知識以及在實驗室學(xué)習(xí)操作技術(shù)，并沒有在臨床上與病人進行面對面的交流溝通，因此，對于即將從事的職業(yè)或多或少會缺乏信心，甚至出現(xiàn)焦慮、恐懼等心理。

本試驗?zāi)康臑闇y量不同排氣背壓下增壓器的軸向載荷，并計算所需的轉(zhuǎn)速、流量和背壓等數(shù)據(jù)。通過排氣制動ECU控制排氣蝶閥的關(guān)閉開啟速率以達到控制排氣背壓突變時間的目的。鑒于在排氣制動工況時為獲得較高的制動功而將發(fā)動機保持在較高轉(zhuǎn)速[1]，且為對比不同排氣背壓下渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力情況，而將試驗中發(fā)動機正常工況下的轉(zhuǎn)速設(shè)為2 200r/min，拖動電機通過離合器帶動發(fā)動機模擬排氣制動工況時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速也須保持在2 200r/min。在數(shù)值計算中，為保證計算的精度并加快收斂速度，采用的邊界條件為質(zhì)量入口，壓力出口，因此在試驗中測量了增壓器渦輪入口端的質(zhì)量流量與總溫和渦輪出口端的背壓；由于是對轉(zhuǎn)子區(qū)域進行數(shù)值計算，故測量并記錄了各工況下對應(yīng)的增壓器轉(zhuǎn)速。穩(wěn)態(tài)工況下的測試結(jié)果如表1所示。表中工況1對應(yīng)的是正常工況，工況2～4分別對應(yīng)不同排氣背壓下的排氣制動工況。由表可知，排氣制動時，增壓器轉(zhuǎn)速顯著下降，渦輪機進口氣體總溫明顯下降，因此其做功能力隨之下降。排氣制動時增壓器軸向載荷Ftc顯著增加，且排氣背壓越高增壓器軸向載荷越大，而過大的軸向載荷將嚴(yán)重影響增壓器的使用可靠性。

表1 增壓器與排氣制動聯(lián)動試驗結(jié)果

3 增壓器軸向載荷數(shù)值計算與分析

對于增壓器軸向力的計算采用文獻[9]中的方法。圖3是作用在增壓器渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力簡圖，假定Fc3的方向為正。

增壓器總體軸向載荷Ftc為

Ftc=Ft-Fc

(2)

式中：Ftc為增壓器總體軸向載荷；Ft為渦輪級軸向載荷；Fc為壓氣機級軸向載荷。

壓氣機級軸向載荷Fc為

Fc=Fc1+Fc2-Fc3

(3)

式中：Fc1為壓氣機葉輪進口氣體力；Fc2為壓氣機葉輪進口外徑至出口外徑處氣體力；Fc3為壓氣機葉輪輪背氣體力。

渦輪級軸向載荷Ft為

Ft=Ft1+Ft2-Ft3

(4)

式中：Ft1為渦輪葉輪進口氣體力；Ft2為渦輪葉輪進口外徑至出口外徑處氣體力；Ft3為渦輪葉輪輪背氣體力。

根據(jù)傳統(tǒng)的計算方式可較快捷地求取增壓器軸向受力，且可知影響增壓器軸向力的因素主要有轉(zhuǎn)速、背壓、增壓器幾何形狀和流量等，基于這些因素可對增壓器軸向受力進行預(yù)測[9]。但其局限在于葉輪進出口截面上壓力難以測量；熱力計算過程中的系數(shù)須根據(jù)經(jīng)驗選取，對計算結(jié)果有較大影響，因此只適合計算穩(wěn)態(tài)工況下的軸向力，不適合突變工況的計算。

針對某型與排氣制動聯(lián)合使用的增壓器渦輪機和壓氣機分別進行建模，運用NUMECA的三維黏性流動數(shù)值計算軟件Fine/turbo進行渦輪機內(nèi)部流場的計算，計算中采用S-A湍流模型，動靜子區(qū)域采用FNMB(full non matching boundary)方式進行耦合，在正常工況根據(jù)發(fā)動機尾氣成分給定新建工質(zhì)，排氣制動工況下由于發(fā)動機氣缸內(nèi)不發(fā)生噴油和壓燃過程，故選用理想氣體作為計算工質(zhì)。其具體網(wǎng)格劃分方案見圖4。最終算得渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力。

3.1 增壓器軸向載荷計算結(jié)果

穩(wěn)態(tài)工況即待渦輪級和壓氣機級運行穩(wěn)定后計算其流場分布，得出其軸向力的分布情況，并為突變工況計算提供初始條件。本文中分別計算了正常工況下(背壓105.7kPa)和3組不同背壓的排氣制動工況(背壓分別為365.7，415.7，465.7kPa)下增壓器軸向載荷。

數(shù)值計算的邊界條件來自于試驗，分別給定各個計算工況下的渦輪轉(zhuǎn)速；入口條件為質(zhì)量入口、總溫；出口給定靜壓；固壁條件設(shè)置為絕熱、無滲透、無滑移的邊界條件，通過固壁的質(zhì)量通量、動量通量及能量通量為零。壓氣機級的設(shè)定與上述設(shè)定類似。

收斂標(biāo)準(zhǔn)為殘差下降5個量級，進出口流量誤差在0.5%以下；軸向載荷計算誤差在5%以下，因此可以認(rèn)為該計算模型結(jié)果可信。

各工況下增壓器軸向載荷計算結(jié)果見表2。1號工況為增壓器在正常工況下所受的軸向力，2～4號工況為排氣制動工況下增壓器軸向受力。

3.2 渦輪級軸向載荷分析

對比各組數(shù)據(jù)可知，排氣制動時渦輪所受軸向力的方向與正常工況下相反，且隨著排氣背壓升高，渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力Ft逐漸增大，但其絕對值與正常工況下相比相差不大。對比各個工況下葉輪和背盤所受軸向力可知，隨著排氣背壓升高，葉輪受力和背盤受力都有所增大，但葉輪受力增加程度更大，這主要是因為由于排氣制動閥關(guān)閉，在葉輪區(qū)域造成比較嚴(yán)重的堵塞，雖然其流量較正常工況下有所減少，但葉輪區(qū)域壓力反而更大，流通性變差，其壓力分布范圍較正常工況下更窄，如前所述，渦輪端軸向受力，主要影響因素有渦輪轉(zhuǎn)速、質(zhì)量流量和葉輪所受壓力。在正常工況下，渦輪流通性好，排氣制動工況下，渦輪區(qū)域流通性急劇惡化，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)轉(zhuǎn)速降低，質(zhì)量流量下降，因此氣體流動變化而產(chǎn)生的動量力減??；但對軸向力的主要組成部分是由作用在葉片上的壓力造成的，隨著背壓升高，渦輪葉輪軸向受力會有較大變化。

表2 穩(wěn)態(tài)工況下增壓器軸向載荷計算結(jié)果

如圖5所示，隨著排氣背壓的升高，渦輪級葉輪壓力增大。正常工況下，在渦輪端壓降大，其葉片區(qū)域靜壓分布在50～350kPa之間，且分布分散，從入口到出口壓力下降均勻，所以作用在葉輪上的軸向力較??；而隨著排氣背壓的升高，渦輪區(qū)域流通性變差，造成嚴(yán)重的堵塞，背壓越大，在渦輪葉輪區(qū)域壓力分布越集中，如圖所示，當(dāng)背壓升高至465.7kPa時，葉輪靜壓分布于440～510kPa之間，區(qū)間變窄，且數(shù)值更大；因此，背壓的升高會直接導(dǎo)致葉輪區(qū)域所受軸向力的增大，即Ft1+Ft2值增大。

輪背區(qū)域軸向載荷主要受輪背區(qū)域壓力分布影響，各個排氣背壓下輪背區(qū)域壓力分布如圖6所示，輪背區(qū)域壓力受其入口壓力和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的影響，當(dāng)排氣背壓越高，輪背區(qū)域入口壓力越大，一方面由于氣體黏性，輪背間隙區(qū)域的氣體會在轉(zhuǎn)子帶動下而作旋轉(zhuǎn)運動，穩(wěn)態(tài)工況時，根據(jù)氣體力與離心力平衡關(guān)系，越靠近間隙入口區(qū)域氣體線速度越大，因此所受離心力越大，所產(chǎn)生的壓力也越大；另一方面由于渦輪轉(zhuǎn)子不是全半開式葉輪，造成在輪背間隙入口區(qū)域有一定程度的渦流產(chǎn)生，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速越高，渦流越強烈。在輪背區(qū)域隨著排氣背壓的升高，其壓力分布也隨之增大，且背壓越高，輪背區(qū)域壓力分布越集中，其軸向載荷亦隨之增大，即Ft3增大。輪背區(qū)域受力面積較葉輪區(qū)域小，輪背軸向載荷方向與葉輪區(qū)域相反，但軸向載荷隨背壓增加幅度小于葉輪部分軸向載荷增幅，因此造成在排氣制動時渦輪級軸向載荷反向。綜合其軸向載荷反向的原因，一是因為葉輪區(qū)域壓力分布在排氣制動時更加集中于高壓區(qū)域，雖然流量減小，因速度變化沖擊造成的軸向載荷減小，但起主要作用的還因葉輪受壓而產(chǎn)生的載荷；另一方面，輪背區(qū)域壓力跟轉(zhuǎn)速有較密切的關(guān)系，轉(zhuǎn)速下降輪背區(qū)域壓力下降[2]，進而導(dǎo)致軸向載荷減小。

3.3 壓氣機級軸向載荷分析

在壓氣機級，進口條件在正常工況下和在排氣制動工況下都是一個大氣壓，出口壓力隨其自身轉(zhuǎn)速而改變，因此壓氣機的軸向受力也是隨其轉(zhuǎn)速變化而變化。當(dāng)增壓器處于正常工況時，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速高，壓氣機級壓比高，且流量大，轉(zhuǎn)子軸向載荷相應(yīng)也比較大；排氣制動工況時，隨著渦輪級排氣背壓升高，增壓器轉(zhuǎn)速下降，壓氣機葉輪區(qū)域進口部分真空度下降，出口處壓力下降，氣體壓力與動量力都明顯下降，即Fc1+Fc2下降。壓氣機級葉輪部分靜壓分布如圖7所示，隨著排氣背壓的升高，葉輪區(qū)域壓力分布區(qū)間更窄，且最高壓力明顯下降，在轉(zhuǎn)速為100 000r/min時，葉輪出口靜壓在180kPa左右，而隨著轉(zhuǎn)速下降到45 326，42 473，37 331r/min時，葉輪出口靜壓分別處于115，110，108kPa左右，因此葉輪軸向受力也隨之降低。

輪背間隙入口壓力接近葉輪出口區(qū)域壓力，因此輪背壓力普遍較葉輪區(qū)域高，一方面隨著葉輪區(qū)域出口壓力下降，進入葉輪輪背區(qū)域的氣體也相應(yīng)減少，另一方面隨著轉(zhuǎn)速降低，根據(jù)輪背間隙內(nèi)氣體力與離心力平衡，都會導(dǎo)致輪背區(qū)域壓力下降，從而輪背軸向載荷減小，即Fc3減小。輪背區(qū)域靜壓分布如圖8所示。由圖可知，轉(zhuǎn)速越高，輪背壓力越大，當(dāng)轉(zhuǎn)速為100 000r/min時，輪背壓力分布于160～182.5kPa區(qū)間；隨著轉(zhuǎn)速的下降，壓力區(qū)間分布變窄，且壓力變小，轉(zhuǎn)速為45 326，42 473，37 331r/min時，輪背壓力分別分布于109～114kPa，108～112kPa，105.5～109kPa。由于壓氣機輪背區(qū)域受力面積較葉輪區(qū)域受力面積大，且壓力分布相對葉輪區(qū)域集中于較高壓力范圍，因此壓氣機級軸向載荷方向不變，即無論在正常工況還是排氣制動工況都有Fc3>Fc1+Fc2。

4 結(jié)論

(1) 增壓器在排氣制動時軸向載荷與正常工況軸向受力方向一致，且排氣背壓越高所受軸向載荷越大。確定合理的排氣背壓對減小增壓器軸向力有重要意義。

(2) 增壓器渦輪級在排氣制動時輪背區(qū)域及葉輪區(qū)域受力都會增大，但葉輪區(qū)域軸向載荷增加幅度更大，因此軸向載荷在與正常工況下受力方向相反。

(3) 增壓器壓氣機級的軸向載荷主要受轉(zhuǎn)速影響，排氣制動時，增壓器轉(zhuǎn)速下降其軸向載荷也下降，但載荷方向始終不變。

[1] 何仁.汽車輔助制動裝置[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2005.

[2] 朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器[M].北京:機械工業(yè)出版社,1992.

[3] 洪漢馳,馬朝臣.車用渦輪增壓器軸向力計算[J].車輛動力技術(shù),2006(2):47-50.

[4] Zhang Jizhong, Sun Harold. Fault Diagnosis and Failure Prediction by Thrust Load Analysis for a Turbocharger Thrust Bearing[C]. Proceedings of ASME Turbo Expo 2010: Power for land, sea and air, June 14-18,2010, Glasgow, UK.

[5] Kostandin Gjika, Gerald D La Rue. Axial Load Control on High-speed Turbochargers Test and Prediction[C]. Proceedings of ASME Turbo Expo 2008: Power for Land, Sea and Air, June 9-13,2008, Berlin, Germany.

[6] 洪漢池,胡遼平,黃紅武,等.車用渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸向力試驗研究[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2010(4):8-10.

[7] Oliphant K N, Junction White River. Experimental and Numerical Results of the Coupled Seal Cavity and Main Flow for a Liquid Hydrogen Rocket Turbopump[R]. American Institute of Aeronautics and Astronautics,1999:1-9.

[8] Sun Zhigang, Tan Chunqing, Zhang Dongyang. Flow Field Structures of the Impeller Backside Cavity and Its Influences on the Centrifugal Compressor[C]. Proceedings of ASME Turbo Expo 2009: Power for Land, Sea and Air, June 8-12,2009, Orlando, Florida, USA.

[9] 王延生,黃佑生.車輛發(fā)動機廢氣渦輪增壓[M].北京:國防工業(yè)出版社,1984.

A Research on the Effects of Exhaust Braking on the Axial Thrust of Turbocharger

Gong Jinke1, Huang Zhangwei1, Hu Liaoping1,2, Li Jing1, Yu Mingguo1& Chen Tao1

1.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082; 2.HunanTyenMachineryCo.,Ltd.,Hengyang421005

The effects of exhaust braking on the axial thrust of turbocharger are studied for the vehicles with both exhaust braking and turbo-charging applied. The axial thrust of turbocharger in different working conditions are measured by the linkage test of exhaust braking and turbo-charging with the boundary conditions for numerical computation determined, and the distribution patterns of axial thrust of turbocharger in different conditions are obtained by numerical computation. The results show that compared with normal condition, in exhaust braking condition, the axial thrust of turbocharger significantly increases (the higher the exhaust back pressure, the larger the axial thrust of turbocharger), the axial thrust of turbine increases with its direction reversed, and the axial thrust of compressor greatly reduces with its direction unchanged.

turbocharger; exhaust braking; axial thrust; linkage test

*國家863計劃項目(2008AA11A116)資助。

原稿收到日期為2013年11月4日，修改稿收到日期為2014年1月6日。