方海龍,李其朋,宋德玉,譚雅仙,周素華

(1.浙江科技學院 機械與汽車工程學院,杭州 310023;2.杭叉集團股份有限公司,杭州 311305)

10.3969/j.issn.1671-8798.2017.05.010

2017-04-17

國家國際科技合作項目(2015DFR71160)

李其朋(1977— ),男,山東省臨邑人,教授,博士,主要從事工程車輛振動與噪聲方面的研究。E-mail:liqipeng@zust.edu.cn。

渦輪增壓器渦輪殼流固耦合計算分析

方海龍1,李其朋1,宋德玉1,譚雅仙2,周素華2

(1.浙江科技學院 機械與汽車工程學院,杭州 310023;2.杭叉集團股份有限公司,杭州 311305)

以某型號渦輪增壓器渦輪殼為研究對象,利用三維solidworks軟件建立了幾何模型。利用ICEM-CFD軟件對模型劃分網格,并運用FLUENT軟件模擬渦輪殼的傳熱和流體流動,以及流體與渦輪殼之間的耦合傳熱,得到內部流體壓力、速度及殼體表面溫度分布情況。結果表明,流體速度、壓力在靠近壁面處較高,而在靠近螺旋段中心區(qū)域處明顯降低,殼體表面溫度分布較為均勻。研究結果可為渦輪增壓器結構優(yōu)化提供參考。

渦輪增壓器;渦輪殼;流固耦合;FLUENT

渦輪增壓器主要由廢氣渦輪、中間殼體和壓氣機組成。發(fā)動機排出的具有高溫和相當壓力的廢氣經排氣管進入渦輪殼,廢氣氣流沖擊渦輪推動渦輪高速旋轉,渦輪的旋轉帶動壓氣機葉輪旋轉,將新鮮的空氣吸入到壓氣機殼中,再經進氣管進入氣缸，從而使空氣的壓力和密度增大,讓燃料更加充分地燃燒,進而提高發(fā)動機的輸出功率和轉矩。綜觀國內外對渦輪增壓器的相關研究，多為渦輪增壓器匹配、蝸殼、葉輪[1-5]等,而對渦輪增壓器渦輪殼體的流固耦合分析較少。Hamed研究了蝸殼形狀、蝸殼內氣體的通流速度及速度分布對蝸殼內氣體流動的影響[6];對防爆渦輪增壓器的研究主要對象為礦用機械[7-8];對耦合傳熱的研究多采用數(shù)值仿真研究方法[9-11];近年來,對渦輪增壓器進行瞬態(tài)分析的研究增多[12-15]。一般而言,安裝渦輪增壓器后,能使發(fā)動機的輸出功率提高10%～40%,但是渦輪增壓器在高速、高溫下工作,對渦輪增壓器是一個很大的考驗,渦輪殼體是增壓器中的高熱負荷零件。想要對渦輪殼體冷卻系統(tǒng)進行研究和對渦輪增壓器作改進,必須了解渦輪殼體內部流場的分布情況。鑒于此,本研究通過計算流體動力學(CFD)對渦輪殼體內部進行數(shù)值模擬,計算出內部流體壓力、速度及殼體表面溫度分布情況,使研究結果可為渦輪增壓器結構優(yōu)化提供參考。

1 幾何模型的建立

利用三維建模軟件Solidworks建立了如圖1所示的渦輪增壓器渦輪殼結構體模型和如圖2所示的渦輪廢氣模型。為簡化起見,在流固耦合計算中未包含葉輪,僅通過模擬恒定廢氣溫度下渦輪殼體內部氣體流場分布。

圖1 渦輪殼結構體模型Fig.1 Structural model of turbine shell

圖2 渦輪廢氣模型Fig.2 Exhaust gas model of turbine

2 數(shù)學模型

2.1 控制方程

在計算三維流體時,蝸殼內部流體流動要滿足質量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程[16]。

質量守恒方程:

(1)

式(1)中:ρ為流體的密度;t為時間;V為控制體的體積;A為控制體的表面積;v為流體的速度。

動量守恒方程:

(2)

式(2)中:f為作用在控制體內流體上的外力;FN為法向力;Fτ為切向力。

能量守恒方程:

(3)

式(3)中：u為流體的內能;z為流體的相對高度;Q為傳熱率;Ws為軸功率;Wn為法向力的流動功率;Wτ為切向力的流動功率。

2.2 邊界條件

數(shù)值模擬必須按給定的幾何尺寸,由問題的物理特征出發(fā)確定計算區(qū)域,并給定該計算區(qū)域進出口及各壁面或自由面處的邊界條件。邊界條件是否合理,往往是數(shù)值計算成敗的關鍵之一[17]。

發(fā)動機在不同轉速、不同負荷下所產生的邊界條件不同,本研究以發(fā)動機最滿負荷狀態(tài)為研究對象,對渦輪增壓器渦輪殼進行流固耦合計算分析。進口邊界條件:依據實驗數(shù)據,渦輪殼廢氣進氣溫度858 K,渦輪殼廢氣進氣壓力表壓為10.5 kPa,設氣流方向垂直于入口截面流入。出口邊界條件:依據實驗數(shù)據,渦輪殼廢氣排氣溫度692 K,渦輪殼廢氣排氣壓力表壓為7.2 kPa,設氣流方向垂直于出口截面流出。渦輪殼材料選取高硅鉬球鐵,其計算所需要的各參數(shù)通過FLUENT直接創(chuàng)建該材料,周圍溫度為42 ℃。設置廢氣和渦輪殼體內壁耦合壁面,設置為壁面類型wall,環(huán)境溫度315 K,渦輪殼體外表面與外界環(huán)境換熱主要是對流換熱,設定換熱系數(shù)為6 W/(m2·K)。

3 網格的劃分

利用ICEM-CFD軟件對計算模型劃分適應性較好的非結構化網格。對模型中渦輪結構體和廢氣分別劃分網格,并在關鍵流動區(qū)域網格適當進行了加密。渦輪殼體模型網格如圖3所示,內部廢氣模型網格如圖4所示。

圖3 渦輪殼體模型網格Fig.3 Mesh of turbine shell model

圖4 廢氣模型網格Fig.4 Mesh of exhaust gas model

4 計算結果與分析

假設渦輪殼內廢氣為不可壓縮黏性湍流流動,其動力學模型采用標準的k-ε模型,收斂精度10-4。利用FLUENT軟件自帶的后處理器生成渦輪殼表面溫度云圖,還可得到渦輪殼內部流體的溫度、速度及壓力云圖。

4.1 溫度場分布

圖5 渦輪殼溫度分布云圖Fig.5 Distribution nephogram of turbine shell temperature

渦輪增壓器渦輪殼溫度分布如圖5所示。從圖5(a)可以看出,殼體表面溫度大多分布在780～830 K之間。渦輪殼表面最高溫度分布在渦輪殼螺旋段靠近廢氣出口一側,而最低溫度分布在渦輪殼靠近與中間殼體連接的區(qū)域。產生這種現(xiàn)象的原因主要是從渦輪殼螺旋段到渦輪殼廢氣出口渦輪殼體局部散換熱面積逐漸增大。

從圖5(b)可以看出,渦輪結構體上溫度分布差異不明顯,溫度分布梯度較小,從渦輪殼螺旋段到廢氣出口,溫度分布呈逐漸下降的趨勢。從圖5(b)還可以看出,流體域溫度分布差異較為明顯,溫度分布梯度較大,從渦輪螺旋段到廢氣出口,溫度呈逐漸下降的趨勢,且溫度從最高的858 K變到了最低的719 K。同時,從流體域溫度分布還可以看出,從渦輪螺旋段到廢氣出口,中間的溫度低而兩側的溫度高。產生這種現(xiàn)象的原因是渦輪殼體由于傳熱系數(shù)較大,因而溫度分布較為一致;而流體區(qū)域受流體傳熱能量及出口位置布置的影響,到渦輪出口段溫度降低才比較明顯。

4.2 壓力場分布

渦輪增壓器渦輪殼內流體壓力分布如圖6所示。從圖6可以看出,流體域靜壓分布差異較為明顯,渦輪進口段流體靜壓分布梯度較小,從渦輪螺旋段流固耦合面到螺旋段中心區(qū)域流體靜壓梯度呈逐漸增大的趨勢,且流體靜壓逐漸變小。產生這種現(xiàn)象的原因可能是螺旋段中心區(qū)域和渦輪出口連通,受到來自周圍流體的壓力影響。

圖6 渦輪殼內流體壓力分布云圖Fig.6 Distribution nephogram of internal fluid pressure of turbine shell

4.3 速度場分布

渦輪增壓器渦輪殼內流體速度分布如圖7所示。從圖7(a)可以看出,流體域速度分布差異較為明顯,從渦輪進口段到渦輪螺旋段,流體速度呈增大的趨勢。從渦輪螺旋段流固耦合面到螺旋段中心區(qū)域,流體速度先增大后減小。產生這種現(xiàn)象的原因可能是廢氣在渦輪殼螺旋段受到進口壓力的作用是個加速運動的過程,另外廢氣運動從在螺旋段的徑向運動變到軸向運動伴隨著能量的損失,因而從渦輪螺旋段流固耦合面到螺旋段中心區(qū)域,流體速度先增大后減小。

圖7 渦輪殼內流體速度分布云圖Fig.7 Distribution nephogram of internal fluid speed of turbine shell

從圖7(b)可以看出,流體域速度分布差異較為明顯,從渦輪螺旋段到渦輪出口,靠近壁面處流體速度較高而中間速度較小。產生這種現(xiàn)象的原因可能是廢氣運動從螺旋段的徑向運動變到軸向運動伴隨著能量的損失,越到中間區(qū)域能量的損失越大,因而表現(xiàn)出渦輪出口的速度中間低而兩邊高的分布趨勢。

5 結 論

本研究利用FLUENT軟件對渦輪增壓器渦輪殼進行流固耦合計算分析,得到渦輪殼表面溫度云圖及渦輪殼內部流體的溫度、速度及壓力云圖，得出以下結論:

1)殼體表面溫度大多分布在780～830 K之間。渦輪殼表面最高溫度分布在渦輪殼螺旋段靠近廢氣出口一側,而最低溫度分布在渦輪殼靠近與中間殼體連接的區(qū)域。渦輪殼體表面的溫度基本上保持在800 K左右,殼體表面溫度變化的梯度較小。

2)流體域靜壓分布差異較為明顯,渦輪進口段流體靜壓分布梯度較小,渦輪螺旋段從流固耦合面到螺旋段中心區(qū)域流體靜壓梯度呈逐漸增大的趨勢,且流體靜壓逐漸變小。

3)流體域速度分布差異較為明顯,從渦輪螺旋段到渦輪出口,靠近壁面處流體速度較高而中間速度較小。

渦輪殼體內部流場較為復雜,為簡化起見,本研究未考慮增壓器內的葉片模型的建立及其對增壓器內部流體的影響;下一步要進行試驗臺架的搭建,以便對數(shù)值仿真結果提供分析正確性的實驗測試數(shù)據對比。

[1] 鄧大偉.車用柴油機渦輪增壓系統(tǒng)選型與匹配的研究[D].上海:上海交通大學,2010.

[2] 趙付舟.車用發(fā)動機混合渦輪增壓系統(tǒng)的研究[D].南京:南京理工大學,2010.

[3] 王占峰.公交車用柴油機與可變噴嘴渦輪增壓器的匹配與優(yōu)化[D].長春:吉林大學,2006.

[4] 王憲成,郭猛超,程江華,等.增壓器壓氣機水冷蝸殼設計及其內部流場分析[J].內燃機工程,2014,35(4):109.

[5] 邢世凱,馬朝臣,高建兵.可變噴嘴渦輪增壓器與柴油機匹配的數(shù)值模擬[J].內燃機工程,2016,37(3):140.

[6] HAMED A. A flow study in radial inflow turbine scroll-nozzle assembly[J].Journal of Fluid Engineering,1978,100(1):250.

[7] 白雷.渦輪增壓技術在防爆柴油機上的應用探討[J].礦山機械,2010,38(14):7.

[8] 宮言川,杜長龍.防爆柴油機增壓中冷技術的應用研究[J].煤礦機械,2011,32(4):200.

[9] 胡遼平,龔金科,賈國海,等.基于耦合分析法的渦輪增壓器浮環(huán)軸承數(shù)值仿真[J].中南大學學報,2013,44(3):993.

[10] 龔金科,田應華,賈國海,等.渦輪增壓器軸承體耦合傳熱的數(shù)值仿真[J].湖南大學學報,2015,42(4):8.

[11] 宿向輝,黃思,張杰,等.1.4L柴油機渦輪增壓器渦端流熱耦合分析[J].武漢大學學報,2017,50(3):151.

[12] 黃若,張威力,姜雅力,等.加速度對渦輪增壓器球軸承-轉子系統(tǒng)動力學特性的影響[J].振動與沖擊,2014,33(11):137.

[13] 黃若,尚文濤,張威力.車用渦輪增壓器瞬態(tài)加速性能及其評價方法研究[J].內燃機工程,2014,35(2):28.

[14] 黃若,甄姍姍,張威力.球軸承剛度對渦輪增壓器瞬態(tài)響應的影響[J].振動與沖擊,2016,35(17):84.

[15] 王海燕,赫偉建,張旭升,等.渦輪增壓器熱力學模型與柴油機動態(tài)仿真[J].內燃機工程,2017,38(2):129.

[16] 肖昕,李青云.車用渦輪增壓器蝸殼內三維流場模擬分析[J].汽車技術,2011(9):2.

[17] 唐開元,歐陽光耀.高等內燃機學[M].北京:國防工業(yè)出版社,2008:55.

Calculationanalysisonturbineshellofturbochargerwithliquid-solidcouplingmethod

FANG Hailong1, LI Qipeng1, SONG Deyu1, TAN Yaxian2, ZHOU Suhua2

(1.School of Mechanical and Automotive Engineering, Zhejiang University of Science and Technology, Hangzhou 310023, Zhejiang, China;2.Hangcha Group Co. Ltd, Hangzhou 311305, Zhejiang, China)

This paper generated a geometric model with the use of solidworks 3D software by targeting the turbine shell of a certain turbocharger. To begin with, this paper meshed the model by utilizing the ICEM-CFD software, and then simulated heat transfer and fluid flow inside the turbine shell as well as the coupled heat transfer between the fluid and the turbine shell, by applying the FLUENT software, as a result of which the internal fluid pressure and speed distribution, and shell surface temperature distribution were obtained. The results show that fluid speed and pressure are relatively high near the wall and significantly reduced near the spiral central area, while the temperature is quite evenly distributed on the shell surface. The results provide a reference for optimization of the turbocharger structure.

turbocharger; turbine shell; liquid-solid coupling method; FLUENT

U464.135.2

A

1671-8798(2017)05-0376-05