王亞明,李曉杰,董小瑞,王 軍,韓 嘯

(中北大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,太原 030051)

0 引言

增壓器葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時(shí),氣體的旋轉(zhuǎn)和葉片兩側(cè)壓差導(dǎo)致渦輪增壓器軸向載荷的形成。軸向力在一定程度上會(huì)影響其壽命、性能和整個(gè)系統(tǒng)的可靠性[1]。增壓器軸向力由壓氣機(jī)端軸向氣動(dòng)力與渦輪端軸向氣動(dòng)力兩部分組成,其承載部件是止推軸承[2]。由于增壓器的結(jié)構(gòu)特性和工作環(huán)境因素影響,直接測(cè)量渦輪增壓器的軸向推力比較困難,或者即使直接測(cè)試也無法反映渦輪軸向力的真實(shí)情況[3-4]。增壓器軸向力計(jì)算方法參考文獻(xiàn)[5]。

關(guān)于增壓器工作過程軸向力的研究中,Lee等[6]提出了渦輪增壓器在工作過程中的軸向力預(yù)測(cè)方法,預(yù)測(cè)結(jié)果能與有限元仿真結(jié)果很好地吻合,為進(jìn)一步準(zhǔn)確預(yù)測(cè)軸向力提供了依據(jù);張海磊等[7]分析了理論軸向力值與數(shù)值計(jì)算結(jié)果之間的誤差,為軸向力預(yù)測(cè)提供了參考,并探究了穩(wěn)態(tài)下同一轉(zhuǎn)速與流量和密封環(huán)間隙對(duì)于軸向力的影響;洪漢池等[8]采用在止推軸承上粘貼應(yīng)變片的方法測(cè)量增壓器在啟停過程中的軸向力,發(fā)現(xiàn)啟停過程中軸向力遠(yuǎn)大于穩(wěn)定工作時(shí);Zhang等[9]提出了一種預(yù)測(cè)增壓器工作狀態(tài)下的軸向力的方法,同時(shí)研究了增壓器發(fā)生故障的條件;房桐毅等[10]探究了篦齒對(duì)增壓器軸向力的影響;王翠翠等[11]通過一種懸浮式設(shè)計(jì)的軸向力測(cè)試方法研究了轉(zhuǎn)速與質(zhì)量流量對(duì)增壓器軸向力的影響;李偉等[12]通過CFX軟件仿真研究了相繼增壓系統(tǒng)切換過程中小增壓器軸向力的變化,通過分析內(nèi)部流場(chǎng)發(fā)現(xiàn)軸向力合力主要源于壓端,在切換過程中流場(chǎng)發(fā)展得較流暢,渦端的葉根與葉片處出現(xiàn)渦流。張健健等[13]研究了不同油楔面的油膜厚度,探究止推軸承的承載能力,同時(shí)通過仿真發(fā)現(xiàn)軸向力隨轉(zhuǎn)速升高而增大。楊豫魁等[14]探究了發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況下,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化和負(fù)荷階躍時(shí)的增壓器軸向力的變化規(guī)律,發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷階躍時(shí)間越短,軸向載荷越大。

相繼增壓系統(tǒng)在運(yùn)行過程中處于頻繁的切換工況[15]。本研究以相繼增壓系統(tǒng)單增壓模式切換為雙增壓模式過程中的基本增壓器為研究對(duì)象,此時(shí)閥門開啟,通過基本增壓器的廢氣量減少、轉(zhuǎn)速下降,待兩增壓器運(yùn)行平穩(wěn)后完成切換。建立增壓器壓氣機(jī)與渦輪機(jī)的三維模型,采用Fluent對(duì)壓氣機(jī)、渦輪機(jī)流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值仿真。前述文獻(xiàn)大多研究整個(gè)切換過程中軸向力的變化趨勢(shì)或穩(wěn)態(tài)情況下的軸向力,其中啟停工況屬于瞬態(tài)過程,屬于少數(shù)工況;相繼增壓系統(tǒng)大部分時(shí)間處于頻繁切換工況,且切換工況下壓氣機(jī)易發(fā)生喘振等惡劣情況,增壓器軸向力變化劇烈,容易發(fā)生損壞,因此以切換瞬態(tài)軸向力變化情況為重點(diǎn),在閥門開啟、增壓器工作環(huán)境不斷變化時(shí),觀察軸向力的變化規(guī)律和相應(yīng)的形成機(jī)理,為增壓器的止推軸承設(shè)計(jì)和切換過程的閥門控制動(dòng)作提供理論依據(jù)。

1 模型建立

采用數(shù)值模擬的方法研究軸向力。取壓氣機(jī)指向渦輪機(jī)為正方向,其軸向受力如圖1所示。針對(duì)相繼增壓器系統(tǒng)的基本增壓器進(jìn)行研究,選用某型增壓器,壓氣機(jī)葉輪直徑為75 mm、渦輪直徑為59 mm。在Fluent Meshing環(huán)境下劃分網(wǎng)格,渦輪增壓器計(jì)算域網(wǎng)格如圖2所示。

圖1 渦輪增壓器軸向載荷示意圖

為保證計(jì)算效率的同時(shí)獲得高質(zhì)量的CFD結(jié)果,分別繪制渦輪機(jī)與壓氣機(jī)5套網(wǎng)格。渦輪機(jī)的網(wǎng)格方案為:60萬、100萬、180萬、230萬、280萬;壓氣機(jī)的網(wǎng)格方案為:80萬、132萬、184萬、254萬、346萬。

依據(jù)邊界層理論,由于邊界層的厚度比物面特征尺寸小得多,在運(yùn)用納維-斯托克斯方程進(jìn)行逐項(xiàng)數(shù)量級(jí)分析時(shí),忽略數(shù)量級(jí)小的各項(xiàng)后,可近似認(rèn)為邊界層垂直方向上的壓力不變,且軸向力的主要形成因素是增壓器兩端的壓力差。因此,用靜壓作為網(wǎng)格無關(guān)解,對(duì)網(wǎng)格無關(guān)性做出評(píng)價(jià)。在壓氣機(jī)的2個(gè)葉片之間取10點(diǎn)對(duì)壓力進(jìn)行監(jiān)測(cè),壓力監(jiān)測(cè)點(diǎn)分布見圖3。壓力驗(yàn)證結(jié)果見圖4。圖4中量綱為一數(shù)值X表示所取的10個(gè)點(diǎn)。

圖3 壓力監(jiān)測(cè)點(diǎn)分布

圖4 壓力驗(yàn)證結(jié)果

圖4表明,監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力值隨著網(wǎng)格密度的增加而增大。方案4與5的驗(yàn)證結(jié)果差值不超過1.5%,為了節(jié)約計(jì)算資源,選擇方案4作為計(jì)算網(wǎng)格。

2 邊界條件設(shè)置

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速1 960 r/min、100%負(fù)荷下的切換過程中得到的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),設(shè)置3個(gè)仿真工況來探究相繼增壓系統(tǒng)切換過程中基本增壓器軸向力的變化規(guī)律。增壓器轉(zhuǎn)速、壓氣機(jī)與渦輪機(jī)壓力的變化情況如表1所示。在進(jìn)行瞬態(tài)軸向力計(jì)算之前,需要對(duì)其初始場(chǎng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算,穩(wěn)態(tài)計(jì)算邊界條件如下:增壓器轉(zhuǎn)速為107 000 r/min、渦輪機(jī)入口壓力206 597 Pa、入口溫度為584 K;壓氣機(jī)入口壓力為101 325 Pa、入口溫度為300 K;初始場(chǎng)軸向力分別為:渦輪機(jī)75.52 N、壓氣機(jī)-111.759 N。

表1 基本增壓器仿真工況設(shè)置

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 渦輪端仿真結(jié)果與分析

3.1.1切換工況1

切換工況1下,渦輪機(jī)軸向力隨時(shí)間變化的曲線如圖5所示。在閥門開啟瞬間,約0.005 s內(nèi)軸向力下降了約25 N,在0.03 s附近發(fā)生切換過程中的最大振幅30 N,是整個(gè)切換過程中振幅最大的軸向力,可能導(dǎo)致止推軸承受巨大的軸向力沖擊。波動(dòng)時(shí)間約占整個(gè)切換時(shí)間的60%。軸向力最終穩(wěn)定在26.7 N左右。

圖5 工況1:渦輪端總軸向力變化曲線

如圖6所示,在0.03 s附近會(huì)發(fā)生幅值在35 N的振蕩,隨后振蕩幅值逐漸降低,在0.1 s時(shí)振蕩結(jié)束,渦輪機(jī)輪背軸向力穩(wěn)定在310.5 N。在增壓器轉(zhuǎn)速下降的過程中,輪背的軸向力也呈振蕩下降。

圖6 工況1:渦輪端輪背軸向力變化曲線

如圖7所示,渦輪葉片所受軸向力在切換開始的0.001 s內(nèi)會(huì)迅速升高至-47 N,隨后下降。在0.02～0.04 s期間發(fā)生幅值在10 N左右的振蕩,隨后振蕩逐漸消失,在0.1 s后穩(wěn)定在-25 N左右。在閥門打開后,渦輪葉片的軸向力迅速升高,這可能是由于轉(zhuǎn)子慣性力的作用導(dǎo)致。閥門打開瞬間,進(jìn)入渦輪端的廢氣量迅速減少,但由于轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)慣性力的存在,葉片轉(zhuǎn)速不會(huì)突然下降,這將導(dǎo)致廢氣流在渦輪葉片的流動(dòng)發(fā)展不均勻,使得流動(dòng)更為復(fù)雜,所以渦輪的葉片軸向力迅速升高。另外2種切換工況下依然可以看到此現(xiàn)象。相反,壓氣機(jī)端的進(jìn)氣量不會(huì)迅速減少,使得壓氣機(jī)端的流場(chǎng)能延續(xù)一小段時(shí)間的順暢。

圖7 工況1:渦輪端葉片軸向力變化曲線

比較上面的渦輪端總的軸向力變化趨勢(shì)和輪背的軸向力變化趨勢(shì)可以發(fā)現(xiàn),兩者的變化趨勢(shì)大致相同。為了探究引起輪背軸向力變化的因素,觀測(cè)輪背壓力在切換過程中的變化情況。從圖8可以看出,輪背壓力由渦輪入口方向處向外逐漸降低,輪背壓力的數(shù)值隨著時(shí)間而降低,在切換的過程中,輪背的高壓區(qū)存在移動(dòng)與變化,在0.031、0.036 s時(shí)渦輪輪背處會(huì)出現(xiàn)低壓區(qū)域。

3.1.2切換工況2

切換工況2下,瞬態(tài)工況時(shí)渦輪機(jī)軸向力隨時(shí)間變化的曲線如圖9所示。由于轉(zhuǎn)速下降的速率加快,渦端軸向力在閥門開啟瞬間下降了約33 N,緊接著發(fā)生幅值為25 N的振蕩;由于時(shí)間縮短,轉(zhuǎn)速變化較快,使得本次工況下軸向力波動(dòng)頻率下降,但是波動(dòng)幅值較大,在渦輪入口壓力與轉(zhuǎn)速變化結(jié)束之后軸向力最終穩(wěn)定在36.8 N。

圖9 工況2:渦輪端總軸向力變化曲線

如圖10所示,輪背軸向載荷呈現(xiàn)隨時(shí)間下降的趨勢(shì)。在0.005 s時(shí)發(fā)生幅值在35N的振蕩,在0.03 s時(shí)再次發(fā)生10 N的振蕩,最終渦輪機(jī)輪背軸向力穩(wěn)定在325.5 N。結(jié)合輪背的壓力分布云圖研究引起輪背軸向力變化的原因。如圖11所示,輪背壓力由渦輪入口方向處向外逐漸降低,在0.009 s時(shí)出現(xiàn)大面積的低壓區(qū),此時(shí)軸向力也處于最小值,隨后高壓區(qū)依然出現(xiàn)在入口附近,中心壓力最低。

圖10 工況2:渦輪端輪背軸向力變化曲線

圖11 工況2:渦輪端輪背壓力分布

如圖12所示,渦輪葉片所受軸向力在最開始迅速升高至-50 N,隨后隨時(shí)間下降,最后在0.05 s時(shí)穩(wěn)定在-18 N,表明工況1下葉片軸向力在閥門打開瞬間會(huì)迅速升高。

圖12 工況2:渦輪端葉片軸向力變化曲線

3.1.3切換工況3

切換工況3下,渦輪機(jī)軸向力隨時(shí)間變化的曲線如圖13所示。軸向力隨著時(shí)間下降,由75.52 N下降到18.58 N。在0.02～0.04 s時(shí)會(huì)出現(xiàn)幅值逐漸增大的振蕩,最大可達(dá)30 N,隨后逐漸下降,在0.04 s之后振蕩消失。在0.1 s渦輪入口壓力與轉(zhuǎn)速變化結(jié)束之后,軸向力逐漸穩(wěn)定在18.5 N。

圖13 工況三渦輪端軸向力變化

如圖14所示,在切換過程中,輪背軸向力呈隨時(shí)間下降的趨勢(shì)。在0.02～0.04 s時(shí),輪背軸向載荷出現(xiàn)幅值逐漸增大的振蕩,最大可達(dá)40 N,隨后幅值逐漸下降,在0.04 s后震蕩消失,隨后在0.1 s之后輪背軸向載荷逐漸穩(wěn)定在297.3 N。圖15為渦輪輪背處的壓力分布情況,輪背壓力由渦輪入口方向處向外逐漸降低,在0.03 s時(shí)在入口遠(yuǎn)端有明顯的低壓區(qū)。渦輪端高溫高壓氣體由徑向進(jìn)入、軸向流出,表明渦輪輪背壓力分布呈現(xiàn)出與壓端不同的情況,但是渦端各個(gè)工況呈現(xiàn)出一定的規(guī)律性。

圖14 工況3:渦輪端輪背軸向力變化曲線

圖15 工況3:渦輪端輪背壓力分布

3.2 基本增壓器壓氣機(jī)端仿真結(jié)果

3.2.1切換工況1

如圖16所示,在切換過程中,壓氣機(jī)端軸向力在閥門開啟后的0.003 s內(nèi)升高了232.24 N,隨后保持0.006 s后,軸向力迅速下降了211.12 N,在0.023 s后一直呈下降趨勢(shì),在0.1 s后穩(wěn)定在-46.5 N?？傮w來看,最終軸向力減小了65.25 N,說明增壓器壓氣機(jī)端的軸向力隨著轉(zhuǎn)速的下降而下降;但是從切換的角度看,壓氣機(jī)的軸向力在閥門打開瞬間會(huì)出現(xiàn)大幅的波動(dòng),且波動(dòng)幅度在 230 N左右,振蕩時(shí)間占總切換時(shí)間的30%。

圖16 工況1:壓氣機(jī)端軸向力變化曲線

如圖17所示,切換工況1下壓氣機(jī)端輪背的軸向力變化趨勢(shì)與壓氣機(jī)端總的軸向力基本相似。從切換過程看,輪背的軸向力依然經(jīng)歷了幅值為226 N的振蕩,振蕩時(shí)間占總切換時(shí)間的30%。輪背與輪轂壓力分布云圖如圖18所示,在輪背軸向力最大時(shí)輪背的低壓區(qū)明顯擴(kuò)大。輪背壓力由內(nèi)向外呈梯度增大,輪背的靜壓值范圍較大,這是由于輪背起到承載的整體作用,而輪轂直接與氣流接觸,壓力受流場(chǎng)的影響較大。可見,壓氣機(jī)由軸向進(jìn)入,徑向流出,空氣在出口位置被壓縮為高壓氣體。以下幾種工況都可得到驗(yàn)證。

圖17 工況1:壓氣機(jī)端輪背軸向力變化曲線

圖18 工況1:壓端靜止件壓力分布云圖

如圖19所示,工況1下,葉片軸向力從結(jié)果來看下降了230 N,且方向發(fā)生改變。從細(xì)節(jié)看到,葉片軸向力在閥門打開后的0.01 s過程中并沒有發(fā)生大幅振蕩,基本穩(wěn)定。這與渦輪端葉片的軸向力形成了鮮明對(duì)比,說明壓氣機(jī)端由于轉(zhuǎn)子慣性力作用,在渦輪端的廢氣流量下降之后,壓氣機(jī)端的進(jìn)氣量不會(huì)快速減少,經(jīng)過大約0.01 s的延遲之后,進(jìn)氣量減少,軸向力發(fā)生幅值為115.3 N的振蕩,在0.025 s后軸向力逐步穩(wěn)定下降,0.1 s后穩(wěn)定在17.5 N,軸向力指向渦輪端。

3.2.2切換工況2

如圖20所示,切換結(jié)束后壓氣機(jī)端軸向力比開始時(shí)刻升高了15 N,由于切換時(shí)間縮短了一半,故切換過程中并沒有出現(xiàn)小幅度的振蕩,而是經(jīng)過1次幅值為203 N的大幅波動(dòng),在0.05 s后軸向力保持幅值為10 N動(dòng)態(tài)穩(wěn)定?？梢?軸向力的大幅變化主要發(fā)生在閥門開啟瞬間,隨后隨時(shí)間逐步穩(wěn)定下降。

圖20 工況2:壓氣機(jī)端總軸向力變化曲線

從圖21看出,壓端輪背軸向力與壓端總的軸向力變化趨勢(shì)基本趨同。

圖21 工況2:壓氣機(jī)端輪背軸向力變化曲線

如圖22所示為壓端靜止件壓力分布云圖。壓力梯度由內(nèi)向外逐漸升高。隨著切換過程的進(jìn)行,輪背低壓區(qū)逐漸擴(kuò)大,在0.05s時(shí)出現(xiàn)巨大的低壓區(qū),使得最終軸向力低于切換前。

圖22 工況2:壓氣機(jī)端靜止件壓力分布云圖

如圖23所示,在瞬態(tài)過程中葉片的軸向力隨時(shí)間呈下降趨勢(shì),與初始值相比下降了133.18 N。在閥門打開后的0.005 s內(nèi),葉片軸向力基本穩(wěn)定在-180 N,隨后以很快的速度下降到31 N。這可能是由于切換時(shí)間縮短,葉片軸向力的下降速度相比于工況1更加迅速導(dǎo)致。

圖23 工況2:壓氣機(jī)端葉片軸向力變化曲線

3.2.3切換工況3

如圖24所示,閥門打開后的0.016 s內(nèi)發(fā)生了幅值高達(dá)238 N的波動(dòng),隨后軸向力一直呈線性下降趨勢(shì),直到0.1 s后穩(wěn)定在-47.68 N。壓氣機(jī)端總的軸向力下降了65.1 N。

圖24 工況3:壓氣機(jī)端總軸向力變化曲線

如圖25所示,切換過程中壓氣機(jī)端輪背的軸向力變化趨勢(shì)與壓氣機(jī)總軸向力的變化趨勢(shì)基本相似。輪背的軸向力相較于初始值-605.883 N下降了106.51 N。輪背的軸向力在閥門打開后的0.016 s內(nèi)發(fā)生了幅值為227.7 N的振蕩。從圖26中看出,這可能是由于輪背的壓力分布發(fā)生變化,出現(xiàn)較大面積的低壓區(qū)所導(dǎo)致。

圖25 工況3:壓氣機(jī)端輪背軸向力變化曲線

圖26 工況3:壓氣機(jī)端靜止件靜壓分布云圖

3種切換工況下渦輪增壓器的整體的軸向力變化情況如圖27所示。

圖27 基本增壓器軸向力隨時(shí)間變化曲線

4 結(jié)論

1) 對(duì)比瞬態(tài)工況1與2,切換時(shí)間越長(zhǎng),閥門開啟初期軸向力波動(dòng)越大,波動(dòng)持續(xù)時(shí)間約占切換時(shí)間的40%;最終穩(wěn)定時(shí)的軸向力越低。但由于工況2的切換時(shí)間縮短一半,故軸向力經(jīng)過一次大幅波動(dòng)之后便呈線性下降趨勢(shì)。

2) 對(duì)比瞬態(tài)工況1與3,相同時(shí)間內(nèi)轉(zhuǎn)速下降的幅度越大,瞬態(tài)切換中軸向力振幅越大,越難以呈線性穩(wěn)定下降。

3) 從總體軸向力變化趨勢(shì)來看,壓氣機(jī)端軸向力變化主導(dǎo)了增壓器總的軸向力變化。壓端軸向力的變化受到壓氣機(jī)端輪背軸向力的主導(dǎo),而輪背軸向力是由于輪背氣體靜壓的存在而形成,其本質(zhì)是氣體泄漏進(jìn)入輪背間隙而形成上述結(jié)果。因此,壓氣機(jī)與渦輪機(jī)端的輪背氣體泄漏量是影響增壓器軸向力的主要因素。渦端在切換瞬間葉片的軸向力變化最劇烈。