李偉，李國祥，桑梧海，張曉林,3

1. 山東大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，山東濟(jì)南 250061；2. 康躍科技股份有限公司，山東壽光 262718；3. 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

0 引言

為有效利用發(fā)動機(jī)的廢氣脈沖能量，提升發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩及燃油經(jīng)濟(jì)性[1]，6缸柴油發(fā)動機(jī)渦輪增壓器普遍采用脈沖增壓及雙流道渦輪殼。發(fā)動機(jī)強(qiáng)化程度增加使渦輪增壓器轉(zhuǎn)速呈增加趨勢，并且渦前壓力明顯增加，渦輪葉片受到的作用力明顯增加，渦輪葉片通過頻率(blade passing frequency，BPF)噪聲增加。

國內(nèi)外學(xué)者對渦輪機(jī)流場及渦輪殼流道喉舌結(jié)構(gòu)進(jìn)行了大量研究。渦輪殼流道喉舌結(jié)構(gòu)是影響渦輪機(jī)流場及靜壓分布的關(guān)鍵，流道喉舌不僅導(dǎo)致渦輪進(jìn)口靜壓存在周向及軸向不均勻，同時還對渦輪機(jī)效率及可靠性產(chǎn)生影響[2-3]。渦輪機(jī)流場不均勻是產(chǎn)生噪聲的關(guān)鍵因素，流道喉舌導(dǎo)致氣流在喉舌附近劇烈變化，氣流不穩(wěn)定性加劇[4-6]。當(dāng)渦輪掃過喉舌時，喉舌附近劇烈的壓力波動激勵渦輪葉片振動，產(chǎn)生渦輪機(jī)BPF噪聲。增加流道喉舌與渦輪進(jìn)口距離可以改善渦輪機(jī)BPF噪聲，但會導(dǎo)致渦輪機(jī)效率下降[7-8]。增加渦輪葉片數(shù)量能夠改善渦輪葉片載荷，降低人耳對噪聲的敏感度，有利于改善渦輪機(jī)BPF噪聲[9]。對渦輪殼流道喉舌結(jié)構(gòu)及渦輪機(jī)BPF噪聲的研究大多集中在采用單流道渦輪殼的增壓器，雙流道渦輪殼喉舌結(jié)構(gòu)研究相對較少。在發(fā)動機(jī)低轉(zhuǎn)速區(qū)域，渦輪增壓器轉(zhuǎn)速隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩的提升明顯增加，人耳對此頻率段的渦輪機(jī)BPF噪聲比較敏感。近年來，國內(nèi)發(fā)動機(jī)及增壓器廠家頻繁收到顧客的渦輪機(jī)BPF噪聲投訴，改善雙流道渦輪殼設(shè)計從而降低渦輪機(jī)BPF噪聲成為迫切需求。本文中研究雙流道渦輪殼不同流道喉舌方案對渦輪進(jìn)口靜壓分布及渦輪機(jī)BPF噪聲的影響，為改進(jìn)喉舌結(jié)構(gòu)設(shè)計及降低渦輪機(jī)BPF噪聲提供支持。

1 模型及測試方法

1.1 幾何模型

某JP70K渦輪增壓器的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 渦輪增壓器主要技術(shù)參數(shù)

渦輪殼為雙流道，流道1和流道2為對稱設(shè)計。定義通過渦輪殼幾何中心和喉舌中心截面的渦輪殼流道幾何角θ=0°，θ按逆時針方向增加。流道1靠近渦輪輪背，流道1、2的喉舌對應(yīng)的θ不同，2個流道之間的喉舌距離定義為H，渦輪殼流道示意如圖1所示。流道1喉舌位置保持不變，調(diào)整流道2喉舌位置來改變2個流道之間的喉舌距離，方案1～4的H分別為16.0、19.8、21.8、28.1 mm。選擇距離渦輪輪背端面分別為2.4、4.8、6.0、7.2、9.6 mm的5個截面A～E，研究不同位置渦輪進(jìn)口靜壓分布，渦輪進(jìn)口截面示意如圖2所示。

圖1 渦輪殼流道示意圖 圖2 渦輪進(jìn)口截面位置圖

1.2 仿真模型

渦輪殼進(jìn)口段長度是渦輪殼進(jìn)口水力直徑的3倍，渦輪殼出口直徑與渦輪進(jìn)口直徑相同，均為68 mm，渦輪殼噴嘴寬度為12 mm。采用ICEM CFD 2019 R1劃分非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，方案1～4的網(wǎng)格數(shù)基本保持一致，分別為105萬、106萬、107萬、107萬；流體介質(zhì)為理想連續(xù)空氣；計算采用CFX 2019 R1，采用SST湍流模型，迎風(fēng)模式，殘差設(shè)置為10-6。方案4渦輪殼網(wǎng)格劃分模型如圖3所示。

圖3 方案4渦輪殼網(wǎng)格劃分模型

選擇發(fā)動機(jī)低速低負(fù)荷和高速高負(fù)荷2個典型工況進(jìn)行計算分析，計算工況具體參數(shù)如表2所示。

表2 計算分析工況相關(guān)參數(shù)

1.3 渦輪機(jī)BPF噪聲測試方法

在某6缸電控共軌柴油機(jī)上進(jìn)行試驗(yàn)，柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)：缸徑為108 mm、行程為132 mm、排量為7.26 L、額定功率為206 kW、額定功率下轉(zhuǎn)速為2300 r/min、額定轉(zhuǎn)矩為1100 N·m、額定轉(zhuǎn)矩下轉(zhuǎn)速為1300～1600 r/min。

為保證噪聲測試的可對比性，同1臺增壓器上僅更換渦輪殼，進(jìn)行4個方案的試驗(yàn)對比，保證軸承及壓氣機(jī)系統(tǒng)不發(fā)生變化。測試在同一天完成，減少環(huán)境及測試變差。4個方案采用相同的測試工況：1)發(fā)動機(jī)起動后，熱車40 min；2)熱車結(jié)束后，增壓器在轉(zhuǎn)速為(40 000±2 000)r/min穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)10 min，機(jī)油溫度達(dá)到(85±3)℃時，進(jìn)行40 000～90 000 r/min的加速試驗(yàn)，時間為30 s，同步測量加速過程中增壓器噪聲。每個方案試驗(yàn)3次，從中挑選穩(wěn)定性好的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。噪聲測試時，使用LMS test lab軟件進(jìn)行信息采集和處理；采用單麥克風(fēng)，麥克風(fēng)豎直位置與渦輪增壓器齊高，水平位置距離渦輪殼1 m左右，試驗(yàn)過程中保持麥克風(fēng)位置不變；采樣頻率為30 kHz，分辨率為2 Hz；挑選3名年齡分別為25、36、43歲人員進(jìn)行渦輪機(jī)BPF噪聲的主觀評價。

2 結(jié)果分析

2.1 渦輪進(jìn)口靜壓分布

2.1.1 周向靜壓分布

不同工況下的渦輪進(jìn)口周向靜壓分布如圖4～7所示。

a)方案1 b)方案2

a)方案1 b)方案2

a)截面A b)截面B

a)截面A b)截面C c)截面E

由圖4～7可知：渦輪進(jìn)口周向靜壓分布明顯不均勻，2個工況、4個方案的渦輪進(jìn)口周向靜壓均在θ=300°～30°時(圖1所示逆時針方向)劇烈變化；靜壓曲線在θ=300°～0°時呈U形，從θ=300°開始靜壓逐步降低，θ=330°左右靜壓降到最低，然后逐步升高，θ=0°和θ=300°的靜壓基本一致；θ=0°～30°時靜壓曲線呈倒U形，靜壓從θ=0°開始逐步升高，在θ=6°左右達(dá)到最高，然后逐步降低，θ=0°和θ=30°靜壓基本一致。θ=0°為流道1喉舌位置，θ=300°和θ=30°分布在θ=0°的兩側(cè)，流道1喉舌結(jié)構(gòu)導(dǎo)致渦輪進(jìn)口周向靜壓分布明顯不均勻。

越靠近渦輪輪背，渦輪進(jìn)口周向靜壓分布越不均勻。工況1、2，同一方案靠近渦輪輪背的截面A靜壓周向不均勻性大于遠(yuǎn)離渦輪輪背的截面E。工況1下，方案1截面A渦輪進(jìn)口周向靜壓差(最大靜壓與最小靜壓的差)為935 Pa,截面E為531 Pa,截面A比E大401 Pa。工況2下，方案2截面A的渦輪進(jìn)口周向靜壓差為7436 Pa，截面E為4050 Pa，截面A比E大3386 Pa。渦輪進(jìn)口周向靜壓分布與工況相關(guān)，進(jìn)氣壓力和進(jìn)氣流量越大，周向不均勻性越明顯。同一方案的同一截面處，工況2下渦輪進(jìn)口周向靜壓差及變差(靜壓差除以最大靜壓)明顯高于工況1。在工況1下方案2截面A周向靜壓差及變差分別為809 Pa和2.50%，工況2下分別為7436 Pa和4.69%。隨著渦輪殼進(jìn)口壓力和流量增加，氣流不穩(wěn)定性增加，渦輪進(jìn)口周向靜壓不均勻性惡化。適當(dāng)增加2個流道喉舌距離可改善渦輪進(jìn)口靜壓周向不均勻性。

相同工況、同一截面，方案1渦輪進(jìn)口周向靜壓差及變差最大，方案4最小。工況1時方案4在截面A和E周向靜壓差比方案1分別減小175 Pa和205 Pa，工況2截面A和E的周向靜壓差比方案1分別減小1758 Pa和1896 Pa。4個方案流道2喉舌位置不同，工況1時方案1～3在不同截面、相同θ下的靜壓基本相同，但明顯高于方案4。綜合工況1、2，隨著2個流道喉舌之間距離增加，靜壓呈現(xiàn)逐步降低趨勢，尤其在發(fā)動機(jī)高速高負(fù)荷工況時。

對θ相同、不同軸向位置的靜壓取平均值，分析θ=300°～30°時靜壓分布極限偏差(最大靜壓與最小靜壓的差除以平均靜壓)。工況2下方案1～4在θ=300°～30°的平均進(jìn)口靜壓分別為153.8、154.0、154.2、154.4 kPa，靜壓分布極限偏差分別為4.21%、4.04%、3.70%、3.35%，方案2、3、4靜壓分布極限偏差分別比方案1改善4.0%、12.1%和20.4%。隨著喉舌距離的增加，θ=300°～30°的靜壓分布極限偏差及流場均勻性逐步改善。4個方案中流道2喉舌位置不同，但渦輪進(jìn)口周向靜壓分布趨勢未發(fā)生變化，說明2個流道中流道1喉舌對渦輪進(jìn)口周向靜壓分布影響更大。

2.1.2 軸向靜壓

渦輪輪背距離對軸向靜壓的影響如圖8所示。由圖8可知：工況2下，渦輪進(jìn)口軸向靜壓分布不均勻，同一方案越靠近渦輪輪背，渦輪進(jìn)口靜壓越大；方案1、θ=0°位置，截面A靜壓比截面E大1670 Pa，約大1.07%；方案1、θ=180°位置，截面A靜壓比截面E大1310 Pa，約大0.85%；方案4、θ=0°位置，截面A靜壓比截面E大2296 Pa，約大1.47%；方案4、θ=180°，截面A靜壓比截面E大1125 Pa，約大0.72%。截面A靠近流道1，截面E靠近流道2。雖然流道1、2為對稱流道，但氣流在2個流道的流動狀態(tài)存在較大差異，靠近渦輪輪背的流道1內(nèi)氣體壓力高，遠(yuǎn)離渦輪輪背的流道2內(nèi)氣體壓力低，這是導(dǎo)致渦輪進(jìn)口靜壓軸向不均勻的主要原因。增加2個流道喉舌距離，渦輪進(jìn)口靜壓軸向不均勻性并未改善。

圖8 工況2下渦輪輪背距離對軸向靜壓的影響

2.2 渦輪機(jī)BPF噪聲測試分析

4個方案渦輪機(jī)BPF噪聲如圖9所示。由圖9可知：30 s內(nèi)，方案1～4渦輪機(jī)BPF平均噪聲(以A計權(quán))分別為98.13、94.13、93.24、90.14 dB，方案2～4平均噪聲分別比方案1降低了4.00、4.89、7.99 dB，分別降低了4.08%、4.98%、8.14%。

圖9 不同方案渦輪機(jī)BPF噪聲

主觀評價方面：方案2噪聲比方案1有較大改善，方案2與方案3噪聲差異性較小，方案4噪聲較方案1有明顯改善。

θ=300°～30°是流道喉舌前、后區(qū)域，可以用靜壓分布極限偏差簡單評價喉舌位置氣流的均勻性，靜壓分布極限偏差越小，表明氣流均勻性越好，渦輪掃過流道喉舌時，不穩(wěn)定氣流對渦輪的作用力越小。方案1～4隨θ=300°～30°靜壓分布極限偏差的改善，渦輪機(jī)BPF噪聲逐步改善。

3 結(jié)論

1)θ=300°～30°時，靠近渦輪輪背的流道喉舌導(dǎo)致渦輪進(jìn)口周向靜壓在劇烈變化；θ=300°～0°時，靜壓分布在呈U形；θ=0°～30°時，靜壓分布呈倒U形；靜壓在θ=6°左右達(dá)到最高，θ=330°左右最低；越靠近渦輪輪背，進(jìn)氣壓力和進(jìn)氣流量越大，渦輪進(jìn)口周向靜壓不均勻性越明顯；適當(dāng)增加2個流道喉舌距離可以改善渦輪進(jìn)口周向靜壓分布。

2)渦輪進(jìn)口軸向靜壓分布不均勻，越靠近渦輪輪背，渦輪進(jìn)口靜壓越大；調(diào)整2個流道喉舌距離難以改善渦輪進(jìn)口靜壓軸向不均勻性。

3)雖然2個流道為對稱設(shè)計，但氣流在2個流道的流動狀態(tài)存在較大差異，靠近渦輪輪背的流道內(nèi)氣體壓力較大，遠(yuǎn)離渦輪輪背的流道內(nèi)氣體壓力較小；靠近渦輪輪背的流道喉舌對渦輪進(jìn)口靜壓分布影響比遠(yuǎn)離渦輪輪背大。

4)雙流道渦輪殼流道喉舌距離增加12.1 mm，θ=300°～30°時靜壓分布極限偏差由4.21%減小到3.35%；渦輪機(jī)BPF平均噪聲由98.13 dB降低到90.14 dB，降低了12.8%，主觀評價噪聲明顯改善。