劉政伍 匡增彧

（湖南交通工程學院機電工程學院 湖南衡陽 421000）

0 引言

能源問題的加劇和日益嚴格的排放法規(guī)促使渦輪增壓技術在內燃機領域得到廣泛應用[1]。提高渦輪增壓器壓氣機效率能夠減少排氣的能量損失和流動損失，使排氣能量盡可能多地轉換成有用功[2]。要想提高渦輪增壓器壓氣機效率，必須掌握壓氣機內部流場情況。

近年來，國內外學者針對壓氣機內部流場優(yōu)化設計方面進行了大量研究：張欣利用CFD技術對車用渦輪增壓器渦輪內不同噴嘴環(huán)開度流場的對比分析[3]；趙國初黃若的應用計算流體技術對車用渦輪增壓器失效分析[4]；Krain用Dawes編制的三維計算程序模擬了壓氣機的三維湍流流動[5]。上述研究取得了較好的成果，但是針對壓氣機內部結構葉頂間隙與葉輪出口寬度的研究十分匱乏。

本文以某型號渦輪增壓器壓氣機為研究對象如表1所示，構建渦輪增壓器壓氣機的理論模型并運用Fluent軟件模擬計算壓氣機內部流場，發(fā)現(xiàn)壓氣機壓力場局部區(qū)域壓力過高，尾流混亂，能量損失嚴重。針對以上情況優(yōu)化葉頂間隙以及葉輪出口寬度發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的壓氣機內部壓力場更加穩(wěn)定，轉換效率明顯提高，為日后渦輪增壓器優(yōu)化改進提供參考依據。

表1

1 模型的建立和網格劃分

1.1 模型的建立

利用三維建模軟件CFTurb來實現(xiàn)三維實體模型，如圖1、圖2所示。

圖1 壓氣機三維模型

圖2 壓氣機網格

1.2 網格劃分

利用Meshing網格軟件劃分網格，為保證網格質量，壓氣機網格劃分選擇最小尺寸2.916e-05m，最大面的面積控制在2.196e-03m2，最大的網格體積4.392e-03m3，最后劃分網格節(jié)點數為772426，單元數為451698，網格的平均質量為0.83，最大變形率為0.75。該模型壓氣機網格劃分如圖2所示。

2 數學模型

2.1 能量方程

能量守恒方程：式中：Cp-比熱容；T-熱力學溫度；K-流體傳熱系數；為流體的內熱源及由于粘性作用流體機械能轉換為熱能的部分。

2.2 湍流模型

當前由于無法直接利用微分方程精確求解湍流流暢，因此需要引入湍流模型。本文采用κ-ε標準模型作為計算模型，κ-ε模型形式如下：

式中：Cε1、Cε2、σk、σε為常數；pκ-黏性力和浮力的湍流產物。

2.3 邊界條件設定

流動實體選擇可壓縮的理想氣體；壁面函數選擇標準壁面函數；壁面?zhèn)鳠岱绞竭x擇絕熱壁面條件；壁面邊界條件采用無滑移邊界條件；旋轉坐標為[0，0，0]，旋轉方向為[0，0，1]，旋轉速度為 80000rpm；進口邊界條件質量流量為0.25kg/s，進口溫度為20℃，進口壓力為1bar。

3 結果分析

圖3是壓氣機壓力場分布圖，內部流動比較混亂復雜，在葉輪進口處，氣體壓力相對較低為圖2壓力場9.00e+004Pa，經過葉輪做功后，流動氣體在葉輪流道內逐漸增壓，直到進入擴壓器，壓力增高到5.54e+005Pa，證實了壓氣機葉輪在整個增壓過程中做功的重要性。

更進一步對壓氣機壓力場進行分析：

在蝸殼與擴壓器連接區(qū)域，局部壓力達到6.5e+005Pa，壓氣機內部壓力場局部不穩(wěn)定，這是由于流動氣體在壓氣機葉輪內部出現(xiàn)了旋流、回流等現(xiàn)象，導致較嚴重的氣流損失。

針對以上問題，本文對壓氣機葉片結構進行優(yōu)化對比分析：分別設計葉頂間隙為0.1mm、0.3mm、0.5mm的壓氣機三維模型如圖4所示；葉輪出口寬度為4.5mm、5.3mm、6mm的壓氣機三維模型如圖7所示。

圖3 壓力場

3.1 葉頂間隙為0.1mm、0.3mm、0.5mm的流場分析

針對出現(xiàn)的能量損失問題，圖5是葉頂間隙分別為0.5mm、0.3mm、0.1mm時壓氣機流場域壓力場分布圖。從圖中可以看出，葉頂間隙的不同對壓氣機壓比的影響很大。當葉頂間隙為0.5mm時，增壓比為3.38e+05Pa，壓氣機有一定的增壓效果，但從內部壓力場可以看出，在每個葉片中尾部區(qū)域壓力過高，說明相鄰流道內流體之間的串流較大，流體流動內部混亂，形成較大的泄漏損失；當葉頂間隙為0.3mm時，增壓達到3.70e+05Pa相比于0.5mm的3.38e+05Pa增壓明顯，且內部壓力場區(qū)域分布均勻，壓氣機流道間的串流小，泄漏損失有很大的改善，但從擴壓區(qū)域厚度來看沒有得到提高；當葉片葉頂間隙為0.1mm時增壓比為3.82e+05Pa，流道內壓力場分布均勻，沒有太多過高壓力區(qū)域，尤其是在整個擴壓器與葉輪交接區(qū)域，增壓比厚度明顯增加，說明壓氣機氣體動能更好的轉化為壓力能，轉化膨脹效率更高。由此可以得出葉頂間隙的合理性很大程度上影響壓氣機內部流動的能量轉換。當轉速很大且間隙過大時，很容易導致流道間的泄露，影響氣流內部流動，降低壓氣機效率。

圖4 葉頂間隙分別為0.1mm、0.3mm、0.5mm的幾何模型

圖5 葉頂間隙分別為0.1mm、0.3mm、0.5mm的壓力場

圖6 效率與質量流量的關系

如圖6所示，葉頂間隙為0.1mm時，效率在葉頂間隙0.3mm和葉頂間隙0.5mm之上。相比葉頂間隙0.3mm的壓氣機，葉頂間隙設計參數為0.1mm時，效率提升了4%。這說明在葉頂間隙為0.1mm時，流道與流道之間的氣體串流較少，氣流在流道內穩(wěn)定流動，能量之間的轉化更高效。

3.2 葉輪出口寬度為4.5mm、5.3mm、6mm的流場分析

如圖8所示，可知葉輪出口寬度為6mm、5.3mm、4.5mm的壓氣機內部流體域壓力場基本上是對稱的：葉輪出口寬度為6mm最高壓比為3.49e+05Pa，擴壓器部分壓氣機為3.47e+05Pa，葉輪內部流動比較穩(wěn)定，但在葉輪出口以及擴壓器區(qū)域，存在的過高壓力場較多，因為葉輪的寬度影響到流道的擴張角、擴壓度和截面的進口直徑，而這些因素都與流動損失密切相關；當葉輪出口寬度為5.3mm時，長葉片尾部壓力達到3.49e+05Pa，擴壓器部分壓力強度為3.51e+05Pa左右。相比6mm的出口寬度流體域來說，壓比性能有一定的提高；當葉輪出口寬度為4.5mm時增壓比為3.52e+05Pa，壓力場分布均勻混流損失最小。而從以上數據說明葉輪出口寬度為4.5mm時壓氣機壓比相對最高，局部壓力相對較低，流動損失較小。

圖7 葉片出口寬度為4.5mm、5.3m、6mm幾何模型

圖7葉輪出口寬度分別為6mm、5.3mm、4.5mm的壓力場

圖8 可以看出，隨著葉輪出口寬度由4.5~6mm變化，效率曲線成先變大后變小變化規(guī)律。質量流量變化為0.22kg/s時，不同葉輪出口寬度的壓氣機效率都達到最高，當質量流量繼續(xù)增加時，壓氣機效率曲線開始減小。葉輪出口寬度為5.3mm，減小速度相對緩慢，但整個效率低于葉輪出口寬度為4.5mm的效率。在整個質量流量變化過程中，葉輪出口寬度為4.5mm的壓氣機流體域效率曲線以及壓比曲線相比葉輪出口寬度為5.3mm、6mm都要高，效率和增壓比有明顯的改善。這說明針對此款壓氣機模型4.5mm葉輪出口寬度為最佳。

圖9 效率與質量流量的關系

4 結論

本研究清晰展現(xiàn)了某渦輪增壓器壓氣機內流場分布情況，通過分析壓力場的分布，發(fā)現(xiàn)在壓氣機內流場存在局部能量損失嚴重等情況。

本文通過對比在葉頂間隙分別為0.1mm、0.3mm、0.5mm的壓氣機內部情況和葉輪出口寬度為4.5mm、5.3mm、6mm壓氣機內部流場分布情況，分析發(fā)現(xiàn)當葉頂間隙越小時，壓氣機效率越高；當葉輪出口寬度相對較小時，對壓氣機效率也有一定的提升作用；在其他結構參數不變的情況下，通過改變葉輪與壓殼之間的間隙以及改變葉片出口角度，可以提升壓氣機壓縮效率。本文為該系列壓氣機優(yōu)化設計提供了參考依據。