2017, Vol. 33
2. 上海汽车集团股份有限公司技术中心, 上海 200001 ;
3. 上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心, 上海 200438 ;
4. 凤城市合鑫机械制造有限公司, 辽宁 凤城 118100
2. Technical Center of SAIC Motor Corporation Limited, Shanghai 200001, China ;
3. Commercial Vehicle Technical Center of SAIC Motor Corporation Limited, Shanghai 200438, China ;
4. Fengcheng Hexin Machinery Co., Ltd., Fengcheng 118100, China
随着环境污染问题的日益加重, 对内燃机的排放要求变得越来越高.涡轮增压技术作为一种节能减排的手段, 能够有效地提高能源利用率以及减少有害尾气的排放.目前, 美国、日本、欧洲等发达国家和地区, 中小型车用柴油机、重型柴油机中增压器的采用率分别达到80%、100%, 涡轮增压技术在汽车行业已经得到广泛的运用[1].
压气机叶轮是涡轮增压器的重要部件, 是将机械能转变为气流动能和位能的部件.因此, 叶轮结构特征在很大程度上反映了压气机整体性能的好坏.离心式压气机的性能受其结构尺寸参数的影响非常大.为了设计出满足性能要求的压气机, 很多学者对各结构参数(如前倾角、叶顶间隙、叶片数、主分流叶片参数、叶片厚度、扩压器收缩角等)进行了研究[2-5], 并得到了很多有用的结论.由于叶轮出口后弯有利于提高叶轮效率, 并且可获得更宽广的流量范围, 因此, 在涡轮增压器中, 特别是在叶轮尺寸较小的车用涡轮增压器中, 普遍采用一定的后弯角度.
本文首先采用计算流体力学(CFD)方法, 使用ANSYS CFX软件对某型号涡轮增压器压气机的典型工况进行模拟仿真, 再与试验数据进行比较, 以验证边界条件、网格划分及使用该软件的可靠性.在此基础上, 建立两个不同后弯角叶片的参数化新叶轮模型, 并在相同边界条件下进行模拟计算, 比较设计转速下压比和效率特性曲线, 以分析叶轮叶片后弯角对压气机性能的影响.
1 数值模拟方法验证本文采用商用计算流体软件ANSYS CFX进行模拟计算, 计算时选用SIMPLE方法, 求解不可压缩时均采用N-S方程.选定湍流模型为标准k-ε湍流模型, 进、出口边界条件根据试验环境和试验数据给定.固体壁面的边界条件为绝热无滑移边界, 并采用标准壁面函数对近壁区域进行处理, 将静止部件和转动部件的重合面设置为“Frozen Rotor”, 以实现两种不同坐标系下各参数的互相转变.
根据某机械制造有限公司提供的压气机叶轮、无叶扩压器和压气机蜗壳的设计图, 使用UG软件建立相应的三维模型, 并提取计算所需的流道模型.综合考虑网格数量、质量以及模型的复杂性, 使用ANSYS-ICEM软件以及Turbogrid软件对提取的流道模型进行网格划分.蜗壳流道部分采用ANSYS-ICEM软件进行网格划分.蜗壳三棱柱网格数为249 802, 四面体网格数为735 306.因为叶轮是全对称结构, 故采用周期性网格, 部分采用Turbogrid软件进行网格划分.叶轮三棱柱网格数为7 134, 六面体网格数为81 362, 计算网格数总计1 073 604.
图 1为利用UG软件建模生成的压气机三维模型, 图 2为利用ANSYS-ICEM软件划分得到的扩压器及蜗壳四面体非结构网格透视图和网格质量数据图, 图 3为利用Turbogrid软件划分得到的叶轮六面体非结构网格透视图和网格质量数据图.在图 2、3的网格质量数据图中, xo为表示网格质量好坏的无量纲数, 对网格质量的好坏进行评判时, xo在0.3以上就可以满足求解要求, 如图 2(b)、3(b)所示, 两部分结构的网格质量均在0.3以上, 可满足计算精度要求.
|
图 1 压气机三维模型 Fig.1 3-D model of the compressor |
|
图 2 扩压器及蜗壳网格透视图和网格质量数据图 Fig.2 Perspective and mesh quality of the diffuser and volute |
|
图 3 压气机叶轮网格透视图和网格质量数据图 Fig.3 Perspective and mesh quality of the impeller |
为了验证数值模拟计算结果的准确性, 对该款车用涡轮增压器压气机进行了相应的试验研究.试验在北京理工大学自行研制的涡轮增压器压气机性能试验台架上进行.图 4为压气机性能测试试验台, 图 5为试验台原理图[6].
|
图 4 压气机性能测试试验台 Fig.4 Compressor performance test bench |
|
1－双扭线流量计; 2－差压变送器; 3－压气机入口温度、压力传感器; 4－转速传感器; 5－待测压气机; 6－压气机出口温度、压力传感器; 7－手动闸阀; 8－电动排气控制阀; 9－电动微调阀; 10－涡轮; 11－燃烧器; 12－涡轮进气流量计; 13－涡轮进气控制阀; 14－过滤器; 15－气源 图 5 压气机性能测试试验台原理图 Fig.5 Schematic diagram of the compressor performance test bench |
将试验得到的6个转速下的压气机性能曲线分别与相应转速下的仿真结果进行对比.图 6为压气机流量-压比、流量-效率特性对比, 此处仅选取了转速编号为1~4时的结果, 对应转速分别为100 000、120 000、140 000和160 000 r·min-1.
|
图 6 压气机特性曲线对比 Fig.6 Comparison of the compressor characteristic curves |
从图 6(a)可看出, 转速、流量相同时, 计算得到的压比稍大于试验值, 但流量-压比曲线的走势基本相同, 计算值和试验值吻合较好, 最大误差在15%以下; 从图 6(b)可以看出, 转速、流量相同时, 计算得到的效率大于试验值, 流量-效率曲线的走势基本相同, 计算值和试验值吻合较好, 最大误差在10%以下.从以上对比可以得出, 本文采用的数值模拟方法计算的结果和试验结果吻合较好, 说明该模拟方法、选用的边界条件均具有一定的合理性和准确性.
2 离心压气机叶轮设计参数为了研究叶片后弯角对压气机性能的影响, 本文采用CFturbo旋转机械专业建模软件设计了一个普通压气机叶轮.其建模的一般过程是通过给定设计点的流量、压比、转速等设计参数, 以及轮毂和叶轮出口直径、宽度等结构参数, 初步生成叶轮子午流道造型, 采用贝塞尔曲线调整子午型线, 然后根据一定的选取原则对叶片的进出口安装角、包络角以及叶片厚度等参数进行设定, 最终得到具体的三维结构模型.
根据相关的设计原则[7-8], 得到叶轮的主要设计参数如表 1所示.保持叶片厚度、叶片前倾角、叶片前缘几何形状不变, 通过调整叶片得到不同的后弯角度.本文选取叶片后弯角分别为22°、25°、28°的三种方案进行研究.
|
表 1 叶轮的主要设计参数 Table 1 Main design parameters of the impeller |
建立控制方程的通用形式以便于对各守恒方程进行分析, 并且可以利用同一程序对各守恒方程进行求解.若用φ表示通用变量, 则各控制方程均可以表述成
|
(1) |
式中:ρ为密度; t为时间; Γ为广义扩散系数; S为广义源项; V为速度矢量.
式(1) 中各项按顺序分别为瞬态项、对流项、扩散项和源项.将式(1) 展开, 可以得到
|
(2) |
式中:u、v、w分别为速度矢量V在x、y、z方向上的分量; φ可以代表u、v、w等求解变量.
对于特定的方程, φ、Γ和S具有特定的形式.表 2给出了三个符号与各守恒方程的对应关系, 其中:μ为动力黏度; Si表示微元体上x、y、z三个方向所受体积力; xi表示x、y、z三个方向; ST为流体内热源及由于黏性作用流体机械能转换为热能的部分, 简称黏性耗散项; P为流体微元体上所受压力; k为传热系数; c为比热容; T为温度.
|
|
表 2 通用控制方程中符号的具体形式 Table 2 Specific symbols in the general governing equation |
将各守恒方程通用化, 即将所有控制方程经过适当的数学处理后使方程中的因变量、时变项、对流项和扩散项写成标准形式, 然后将式(1) 等号右边的其余各项合并处理定义为源项, 从而化简为通用微分方程.这样, 只需要考虑通用微分方程式(1) 的数值解, 编写求解该式的源程序, 就可以求解不同类型的流体流动及传热问题.
4 叶片后弯角对离心压气机性能的影响在转速为130 000 r·min-1和边界条件相同时, 进、出口边界分别选定为总压0.1 MPa和出口静压为0.17 MPa.在给定条件下, 三种叶片后弯角叶轮模型的计算结果如表 3所示.从表中可以看出, 在边界条件相同时, 三种叶片后弯角模型的总压比基本相同.相比于原叶轮, 叶片后弯角减小至22°时, 质量流量提高4.25%, 效率降低1.36%;叶片后弯角增加至28°时, 质量流量降低3.38%, 效率提高0.95%.由此可以得出, 当叶轮出口静压不变时, 增大叶片后弯角度能够提高压气机的工作效率, 但会降低压气机工作时的质量流量.
|
|
表 3 不同叶片后弯角时压气机性能参数 Table 3 Performance parameters of the compressor under different backward curved angles |
图 7(a)、(b)分别为转速130 000 r·min-1、不同叶片后弯角时, 根据计算结果绘制的压气机性能流量-效率和流量-压比曲线.从图中可以看出, 当叶片后弯角增大时, 两条曲线均向小流量方向偏移, 但近喘振点边界得到了拓展, 使得压气机流量范围更宽.从图 7(a)可以看出, 叶轮出口后弯角减小后最高效率小于原叶轮, 而叶轮后弯角增大后最高效率与原叶轮的相差不大.小流量区域的效率高于原叶轮, 说明叶片后弯能够改善小流量区域的流动状况; 流量大于0.11 kg·s-1时, 效率随叶轮后弯角增大而减小.这是由于叶片后弯角增大时, 出口处相对于径向的气流角也会增大, 使得叶轮的流通特性降低, 所以在大流量时, 后弯角小的叶轮的效率反而会高些.从图 7(b)可看出, 相同流量时, 叶片后弯角最大的叶轮压比最小.这是由于随着后弯角增大, 叶片对气体的做功能力降低; 压比相同时, 叶片后弯角最大的叶轮流量最小, 这从侧面说明叶轮的流通能力随着叶片后弯角增大而降低.
|
图 7 不同叶片后弯角时压气机特性曲线 Fig.7 Characteristic curves of the compressor under different backward curved angles |
图 8为三种不同后弯角叶片, 在进口总压为0.10 MPa、出口静压为0.17 MPa时叶轮出口截面速度分布.从图中可以看出, 随着叶片后弯角减小, 叶轮出口截面上的高速流体区域增大, 由此在扩压器中产生的掺混损失也增大.这是后弯角减小时压气机整体效率不高的一个原因.
|
图 8 不同叶片后弯角时叶轮出口截面速度分布 Fig.8 Outlet velocity distribution of the impeller under different backward curved angles |
本文在原参数化叶轮模型基础上, 并在验证数值模拟可靠性的前提下, 建立了两个叶片后弯角不同的新叶轮, 采用数值模拟方法分析了叶轮叶片后弯角对压气机性能的影响.在出口静压及叶轮其他几何尺寸不变的前提下得出以下结论:
(1) 当叶片后弯角增大时, 流量-效率和流量-压比曲线均向小流量方向偏移, 但近喘振点边界得到了拓展, 使得压气机的流量范围更宽.
(2) 叶片后弯可改善小流量区域的流动状况, 但在大流量时, 后弯角小的叶轮效率反而高些.
(3) 随着叶片后弯角减小, 叶轮出口截面上的高速流体区域增大, 由此在扩压器中产生的掺混损失也增大.
| [1] |
张然治, 任继文. 车用发动机增压技术现状及市场预测[J]. 车用发动机, 1997(2): 1-9. |
| [2] |
汪创华, 刘静, 姚瑞锋, 等. 离心叶轮长、短叶片参数对压缩机性能影响分析[J]. 工程热物理学报, 2013, 34(2): 270-273. |
| [3] |
彭森, 杨策, 马朝臣, 等. 前倾角对离心压气机叶轮性能的影响[J]. 清华大学学报:自然科学版, 2005, 45(2): 250-253. |
| [4] |
杜建一, 汤华, 赵晓路, 等. 叶顶间隙对离心压气机性能影响的研究[J]. 工程热物理学报, 2006, 27(4): 583-585. |
| [5] |
陈山, 杨策, 杨长茂, 等. 几何参数对离心叶轮强度和气动性能影响的研究[J]. 流体机械, 2012, 40(3): 21-26. |
| [6] |
马超, 刘云岗, 朱智富, 等. 无叶扩压器收缩角对车用离心压气机性能影响的数值研究[J]. 车用发动机, 2010(4): 11-15. |
| [7] |
朱大鑫. 涡轮增压与涡轮增压器[M]. 大同: 兵器工业第七零研究所, 1997.
|
| [8] |
邹滋祥, 汪庆桓. 涡轮增压器的系列化设计、计算和性能试验[M]. 北京: 国防工业出版社, 1991.
|