排氣制動(dòng)對(duì)增壓器軸向載荷影響的研究*

龔金科，黃張偉，胡遼平，李 靖，余明果，陳 韜

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082； 2.湖南天雁機(jī)械有限責(zé)任公司，衡陽(yáng) 421005)

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排氣制動(dòng)對(duì)增壓器軸向載荷影響的研究*

龔金科，黃張偉，胡遼平，李 靖，余明果，陳 韜

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082； 2.湖南天雁機(jī)械有限責(zé)任公司，衡陽(yáng) 421005)

針對(duì)車輛上同時(shí)應(yīng)用排氣制動(dòng)與渦輪增壓的情況，研究了排氣制動(dòng)對(duì)增壓器軸向載荷的影響。通過(guò)排氣制動(dòng)與增壓器聯(lián)動(dòng)試驗(yàn)測(cè)量了增壓器在各個(gè)工況下的軸向載荷，從而確定了數(shù)值計(jì)算所需的邊界條件，并通過(guò)數(shù)值計(jì)算獲取了增壓器在各個(gè)工況的軸向載荷的分布情況。結(jié)果表明，與正常工況相比，增壓器在排氣制動(dòng)工況下其軸向載荷顯著增大，且排氣背壓越高，增壓器軸向載荷越大；渦輪級(jí)軸向載荷反向且增大；壓氣機(jī)級(jí)軸向載荷顯著下降，但方向不變。

增壓器；排氣制動(dòng)；軸向載荷；聯(lián)動(dòng)試驗(yàn)

前言

排氣制動(dòng)具有良好的制動(dòng)性能，構(gòu)造簡(jiǎn)單，在車輛上的使用日益普遍[1]；渦輪增壓則以其可提高發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率和改善排放特性等優(yōu)勢(shì)在車輛上得到廣泛應(yīng)用[2]。基于以上優(yōu)點(diǎn)，二者通常同時(shí)應(yīng)用在車輛上。

1 排氣制動(dòng)工況下增壓器渦輪工作狀況分析

通過(guò)在發(fā)動(dòng)機(jī)排氣管安裝一個(gè)排氣制動(dòng)閥，當(dāng)車輛進(jìn)入制動(dòng)工況時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)停止噴油，排氣制動(dòng)閥關(guān)閉，因而發(fā)動(dòng)機(jī)在排氣行程時(shí)需要克服較大排氣阻力做功，發(fā)動(dòng)機(jī)變?yōu)橄能囕v能量的“壓縮機(jī)”，以達(dá)到降低車輛速度的目的[1]。

排氣制動(dòng)閥為蝶閥，其相對(duì)于增壓器的安裝位置如圖1所示，排氣蝶閥安裝在距渦輪機(jī)出口100mm處。

當(dāng)排氣蝶閥關(guān)閉時(shí)，增壓器渦輪機(jī)出口壓力顯著升高，通過(guò)渦輪的流量降低，流速下降，渦輪工作效率下降，轉(zhuǎn)速顯著降低，其工作狀態(tài)偏離原設(shè)計(jì)工況。渦輪的單位質(zhì)量等熵膨脹功[2]為

(1)

式中：R為摩爾氣體常數(shù)；k為絕熱指數(shù)；T1，p1分別為葉輪進(jìn)口溫度和壓力；p2為葉輪出口壓力。由于排氣制動(dòng)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)不發(fā)生噴油壓燃過(guò)程，葉輪進(jìn)口溫度較正常工況低，隨著排氣蝶閥的關(guān)閉，渦輪區(qū)域流通性變差，進(jìn)出口壓差減小，因此排氣制動(dòng)過(guò)程渦輪做功能力明顯下降。

根據(jù)文獻(xiàn)[6]的研究可知，增壓器在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)和停車等突變工況下其突變軸向載荷很大。車輛由正常工況切換至排氣制動(dòng)工況時(shí)，增壓器的進(jìn)出口條件發(fā)生突變，而一般渦輪增壓器在設(shè)計(jì)時(shí)都只注重與發(fā)動(dòng)機(jī)的正常工況匹配[2]，而未考慮發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)的影響，因此在排氣制動(dòng)時(shí)，渦輪增壓器會(huì)進(jìn)入不良工作狀態(tài)，影響其使用可靠性。且排氣制動(dòng)在車輛上是一個(gè)需要長(zhǎng)期頻繁使用的制動(dòng)措施，其對(duì)增壓器可靠性的影響也將是長(zhǎng)期的。

2 增壓器與排氣制動(dòng)聯(lián)動(dòng)試驗(yàn)方案

為研究排氣制動(dòng)工況下增壓器的工作狀況，測(cè)量增壓器的軸向載荷，給定數(shù)值計(jì)算所需的合理可信的邊界條件，并驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算的正確性，設(shè)計(jì)了本試驗(yàn)方案。

增壓器與排氣制動(dòng)聯(lián)動(dòng)試驗(yàn)方案如圖2所示。試驗(yàn)時(shí)，通過(guò)總控平臺(tái)先將發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)，待發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)穩(wěn)定后由采集平臺(tái)采集各項(xiàng)正常工況下運(yùn)行數(shù)據(jù)。當(dāng)測(cè)試發(fā)動(dòng)機(jī)由正常工況切換至排氣制動(dòng)工況時(shí)，須先啟動(dòng)拖動(dòng)電機(jī)，使其轉(zhuǎn)速達(dá)到預(yù)設(shè)的轉(zhuǎn)速，在發(fā)動(dòng)機(jī)停止噴油的同時(shí)合上離合器，通過(guò)排氣制動(dòng)ECU控制排氣蝶閥按設(shè)定的速度關(guān)閉至相應(yīng)的角度，使排氣背壓達(dá)到預(yù)設(shè)值，使發(fā)動(dòng)機(jī)在拖動(dòng)電機(jī)拖動(dòng)下轉(zhuǎn)動(dòng)，以模擬排氣制動(dòng)工況。由排氣制動(dòng)工況切換至正常工況時(shí)則預(yù)先打開(kāi)排氣蝶閥，隨后松開(kāi)離合器使拖動(dòng)電機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)分離，同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)噴油工作進(jìn)入正常工況。增壓器軸向載荷的測(cè)量方法依照文獻(xiàn)[6]中所介紹的方法進(jìn)行。

護(hù)理工作辛苦繁瑣、排班制度不穩(wěn)定調(diào)動(dòng)大，護(hù)理人員社會(huì)地位低、不受尊重是在廣大護(hù)生中的普遍印象。許多人對(duì)護(hù)理工作存在偏見(jiàn),把為病人提供日常生活照顧、打針、發(fā)藥作為護(hù)理工作的全部。護(hù)理本科在校生主要是在校內(nèi)課堂上學(xué)習(xí)專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)以及在實(shí)驗(yàn)室學(xué)習(xí)操作技術(shù)，并沒(méi)有在臨床上與病人進(jìn)行面對(duì)面的交流溝通，因此，對(duì)于即將從事的職業(yè)或多或少會(huì)缺乏信心，甚至出現(xiàn)焦慮、恐懼等心理。

本試驗(yàn)?zāi)康臑闇y(cè)量不同排氣背壓下增壓器的軸向載荷，并計(jì)算所需的轉(zhuǎn)速、流量和背壓等數(shù)據(jù)。通過(guò)排氣制動(dòng)ECU控制排氣蝶閥的關(guān)閉開(kāi)啟速率以達(dá)到控制排氣背壓突變時(shí)間的目的。鑒于在排氣制動(dòng)工況時(shí)為獲得較高的制動(dòng)功而將發(fā)動(dòng)機(jī)保持在較高轉(zhuǎn)速[1]，且為對(duì)比不同排氣背壓下渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力情況，而將試驗(yàn)中發(fā)動(dòng)機(jī)正常工況下的轉(zhuǎn)速設(shè)為2 200r/min，拖動(dòng)電機(jī)通過(guò)離合器帶動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)模擬排氣制動(dòng)工況時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速也須保持在2 200r/min。在數(shù)值計(jì)算中，為保證計(jì)算的精度并加快收斂速度，采用的邊界條件為質(zhì)量入口，壓力出口，因此在試驗(yàn)中測(cè)量了增壓器渦輪入口端的質(zhì)量流量與總溫和渦輪出口端的背壓；由于是對(duì)轉(zhuǎn)子區(qū)域進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，故測(cè)量并記錄了各工況下對(duì)應(yīng)的增壓器轉(zhuǎn)速。穩(wěn)態(tài)工況下的測(cè)試結(jié)果如表1所示。表中工況1對(duì)應(yīng)的是正常工況，工況2～4分別對(duì)應(yīng)不同排氣背壓下的排氣制動(dòng)工況。由表可知，排氣制動(dòng)時(shí)，增壓器轉(zhuǎn)速顯著下降，渦輪機(jī)進(jìn)口氣體總溫明顯下降，因此其做功能力隨之下降。排氣制動(dòng)時(shí)增壓器軸向載荷Ftc顯著增加，且排氣背壓越高增壓器軸向載荷越大，而過(guò)大的軸向載荷將嚴(yán)重影響增壓器的使用可靠性。

表1 增壓器與排氣制動(dòng)聯(lián)動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果

3 增壓器軸向載荷數(shù)值計(jì)算與分析

對(duì)于增壓器軸向力的計(jì)算采用文獻(xiàn)[9]中的方法。圖3是作用在增壓器渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力簡(jiǎn)圖，假定Fc3的方向?yàn)檎?/p>

增壓器總體軸向載荷Ftc為

Ftc=Ft-Fc

(2)

式中：Ftc為增壓器總體軸向載荷；Ft為渦輪級(jí)軸向載荷；Fc為壓氣機(jī)級(jí)軸向載荷。

壓氣機(jī)級(jí)軸向載荷Fc為

Fc=Fc1+Fc2-Fc3

(3)

式中：Fc1為壓氣機(jī)葉輪進(jìn)口氣體力；Fc2為壓氣機(jī)葉輪進(jìn)口外徑至出口外徑處氣體力；Fc3為壓氣機(jī)葉輪輪背氣體力。

渦輪級(jí)軸向載荷Ft為

Ft=Ft1+Ft2-Ft3

(4)

式中：Ft1為渦輪葉輪進(jìn)口氣體力；Ft2為渦輪葉輪進(jìn)口外徑至出口外徑處氣體力；Ft3為渦輪葉輪輪背氣體力。

根據(jù)傳統(tǒng)的計(jì)算方式可較快捷地求取增壓器軸向受力，且可知影響增壓器軸向力的因素主要有轉(zhuǎn)速、背壓、增壓器幾何形狀和流量等，基于這些因素可對(duì)增壓器軸向受力進(jìn)行預(yù)測(cè)[9]。但其局限在于葉輪進(jìn)出口截面上壓力難以測(cè)量；熱力計(jì)算過(guò)程中的系數(shù)須根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取，對(duì)計(jì)算結(jié)果有較大影響，因此只適合計(jì)算穩(wěn)態(tài)工況下的軸向力，不適合突變工況的計(jì)算。

針對(duì)某型與排氣制動(dòng)聯(lián)合使用的增壓器渦輪機(jī)和壓氣機(jī)分別進(jìn)行建模，運(yùn)用NUMECA的三維黏性流動(dòng)數(shù)值計(jì)算軟件Fine/turbo進(jìn)行渦輪機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)的計(jì)算，計(jì)算中采用S-A湍流模型，動(dòng)靜子區(qū)域采用FNMB(full non matching boundary)方式進(jìn)行耦合，在正常工況根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)尾氣成分給定新建工質(zhì)，排氣制動(dòng)工況下由于發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)不發(fā)生噴油和壓燃過(guò)程，故選用理想氣體作為計(jì)算工質(zhì)。其具體網(wǎng)格劃分方案見(jiàn)圖4。最終算得渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力。

3.1 增壓器軸向載荷計(jì)算結(jié)果

穩(wěn)態(tài)工況即待渦輪級(jí)和壓氣機(jī)級(jí)運(yùn)行穩(wěn)定后計(jì)算其流場(chǎng)分布，得出其軸向力的分布情況，并為突變工況計(jì)算提供初始條件。本文中分別計(jì)算了正常工況下(背壓105.7kPa)和3組不同背壓的排氣制動(dòng)工況(背壓分別為365.7，415.7，465.7kPa)下增壓器軸向載荷。

數(shù)值計(jì)算的邊界條件來(lái)自于試驗(yàn)，分別給定各個(gè)計(jì)算工況下的渦輪轉(zhuǎn)速；入口條件為質(zhì)量入口、總溫；出口給定靜壓；固壁條件設(shè)置為絕熱、無(wú)滲透、無(wú)滑移的邊界條件，通過(guò)固壁的質(zhì)量通量、動(dòng)量通量及能量通量為零。壓氣機(jī)級(jí)的設(shè)定與上述設(shè)定類似。

收斂標(biāo)準(zhǔn)為殘差下降5個(gè)量級(jí)，進(jìn)出口流量誤差在0.5%以下；軸向載荷計(jì)算誤差在5%以下，因此可以認(rèn)為該計(jì)算模型結(jié)果可信。

各工況下增壓器軸向載荷計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2。1號(hào)工況為增壓器在正常工況下所受的軸向力，2～4號(hào)工況為排氣制動(dòng)工況下增壓器軸向受力。

3.2 渦輪級(jí)軸向載荷分析

對(duì)比各組數(shù)據(jù)可知，排氣制動(dòng)時(shí)渦輪所受軸向力的方向與正常工況下相反，且隨著排氣背壓升高，渦輪轉(zhuǎn)子軸向受力Ft逐漸增大，但其絕對(duì)值與正常工況下相比相差不大。對(duì)比各個(gè)工況下葉輪和背盤所受軸向力可知，隨著排氣背壓升高，葉輪受力和背盤受力都有所增大，但葉輪受力增加程度更大，這主要是因?yàn)橛捎谂艢庵苿?dòng)閥關(guān)閉，在葉輪區(qū)域造成比較嚴(yán)重的堵塞，雖然其流量較正常工況下有所減少，但葉輪區(qū)域壓力反而更大，流通性變差，其壓力分布范圍較正常工況下更窄，如前所述，渦輪端軸向受力，主要影響因素有渦輪轉(zhuǎn)速、質(zhì)量流量和葉輪所受壓力。在正常工況下，渦輪流通性好，排氣制動(dòng)工況下，渦輪區(qū)域流通性急劇惡化，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)轉(zhuǎn)速降低，質(zhì)量流量下降，因此氣體流動(dòng)變化而產(chǎn)生的動(dòng)量力減?。坏珜?duì)軸向力的主要組成部分是由作用在葉片上的壓力造成的，隨著背壓升高，渦輪葉輪軸向受力會(huì)有較大變化。

表2 穩(wěn)態(tài)工況下增壓器軸向載荷計(jì)算結(jié)果

如圖5所示，隨著排氣背壓的升高，渦輪級(jí)葉輪壓力增大。正常工況下，在渦輪端壓降大，其葉片區(qū)域靜壓分布在50～350kPa之間，且分布分散，從入口到出口壓力下降均勻，所以作用在葉輪上的軸向力較??；而隨著排氣背壓的升高，渦輪區(qū)域流通性變差，造成嚴(yán)重的堵塞，背壓越大，在渦輪葉輪區(qū)域壓力分布越集中，如圖所示，當(dāng)背壓升高至465.7kPa時(shí)，葉輪靜壓分布于440～510kPa之間，區(qū)間變窄，且數(shù)值更大；因此，背壓的升高會(huì)直接導(dǎo)致葉輪區(qū)域所受軸向力的增大，即Ft1+Ft2值增大。

輪背區(qū)域軸向載荷主要受輪背區(qū)域壓力分布影響，各個(gè)排氣背壓下輪背區(qū)域壓力分布如圖6所示，輪背區(qū)域壓力受其入口壓力和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的影響，當(dāng)排氣背壓越高，輪背區(qū)域入口壓力越大，一方面由于氣體黏性，輪背間隙區(qū)域的氣體會(huì)在轉(zhuǎn)子帶動(dòng)下而作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，穩(wěn)態(tài)工況時(shí)，根據(jù)氣體力與離心力平衡關(guān)系，越靠近間隙入口區(qū)域氣體線速度越大，因此所受離心力越大，所產(chǎn)生的壓力也越大；另一方面由于渦輪轉(zhuǎn)子不是全半開(kāi)式葉輪，造成在輪背間隙入口區(qū)域有一定程度的渦流產(chǎn)生，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速越高，渦流越強(qiáng)烈。在輪背區(qū)域隨著排氣背壓的升高，其壓力分布也隨之增大，且背壓越高，輪背區(qū)域壓力分布越集中，其軸向載荷亦隨之增大，即Ft3增大。輪背區(qū)域受力面積較葉輪區(qū)域小，輪背軸向載荷方向與葉輪區(qū)域相反，但軸向載荷隨背壓增加幅度小于葉輪部分軸向載荷增幅，因此造成在排氣制動(dòng)時(shí)渦輪級(jí)軸向載荷反向。綜合其軸向載荷反向的原因，一是因?yàn)槿~輪區(qū)域壓力分布在排氣制動(dòng)時(shí)更加集中于高壓區(qū)域，雖然流量減小，因速度變化沖擊造成的軸向載荷減小，但起主要作用的還因葉輪受壓而產(chǎn)生的載荷；另一方面，輪背區(qū)域壓力跟轉(zhuǎn)速有較密切的關(guān)系，轉(zhuǎn)速下降輪背區(qū)域壓力下降[2]，進(jìn)而導(dǎo)致軸向載荷減小。

3.3 壓氣機(jī)級(jí)軸向載荷分析

在壓氣機(jī)級(jí)，進(jìn)口條件在正常工況下和在排氣制動(dòng)工況下都是一個(gè)大氣壓，出口壓力隨其自身轉(zhuǎn)速而改變，因此壓氣機(jī)的軸向受力也是隨其轉(zhuǎn)速變化而變化。當(dāng)增壓器處于正常工況時(shí)，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速高，壓氣機(jī)級(jí)壓比高，且流量大，轉(zhuǎn)子軸向載荷相應(yīng)也比較大；排氣制動(dòng)工況時(shí)，隨著渦輪級(jí)排氣背壓升高，增壓器轉(zhuǎn)速下降，壓氣機(jī)葉輪區(qū)域進(jìn)口部分真空度下降，出口處壓力下降，氣體壓力與動(dòng)量力都明顯下降，即Fc1+Fc2下降。壓氣機(jī)級(jí)葉輪部分靜壓分布如圖7所示，隨著排氣背壓的升高，葉輪區(qū)域壓力分布區(qū)間更窄，且最高壓力明顯下降，在轉(zhuǎn)速為100 000r/min時(shí)，葉輪出口靜壓在180kPa左右，而隨著轉(zhuǎn)速下降到45 326，42 473，37 331r/min時(shí)，葉輪出口靜壓分別處于115，110，108kPa左右，因此葉輪軸向受力也隨之降低。

輪背間隙入口壓力接近葉輪出口區(qū)域壓力，因此輪背壓力普遍較葉輪區(qū)域高，一方面隨著葉輪區(qū)域出口壓力下降，進(jìn)入葉輪輪背區(qū)域的氣體也相應(yīng)減少，另一方面隨著轉(zhuǎn)速降低，根據(jù)輪背間隙內(nèi)氣體力與離心力平衡，都會(huì)導(dǎo)致輪背區(qū)域壓力下降，從而輪背軸向載荷減小，即Fc3減小。輪背區(qū)域靜壓分布如圖8所示。由圖可知，轉(zhuǎn)速越高，輪背壓力越大，當(dāng)轉(zhuǎn)速為100 000r/min時(shí)，輪背壓力分布于160～182.5kPa區(qū)間；隨著轉(zhuǎn)速的下降，壓力區(qū)間分布變窄，且壓力變小，轉(zhuǎn)速為45 326，42 473，37 331r/min時(shí)，輪背壓力分別分布于109～114kPa，108～112kPa，105.5～109kPa。由于壓氣機(jī)輪背區(qū)域受力面積較葉輪區(qū)域受力面積大，且壓力分布相對(duì)葉輪區(qū)域集中于較高壓力范圍，因此壓氣機(jī)級(jí)軸向載荷方向不變，即無(wú)論在正常工況還是排氣制動(dòng)工況都有Fc3>Fc1+Fc2。

4 結(jié)論

(1) 增壓器在排氣制動(dòng)時(shí)軸向載荷與正常工況軸向受力方向一致，且排氣背壓越高所受軸向載荷越大。確定合理的排氣背壓對(duì)減小增壓器軸向力有重要意義。

(2) 增壓器渦輪級(jí)在排氣制動(dòng)時(shí)輪背區(qū)域及葉輪區(qū)域受力都會(huì)增大，但葉輪區(qū)域軸向載荷增加幅度更大，因此軸向載荷在與正常工況下受力方向相反。

(3) 增壓器壓氣機(jī)級(jí)的軸向載荷主要受轉(zhuǎn)速影響，排氣制動(dòng)時(shí)，增壓器轉(zhuǎn)速下降其軸向載荷也下降，但載荷方向始終不變。

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A Research on the Effects of Exhaust Braking on the Axial Thrust of Turbocharger

Gong Jinke1, Huang Zhangwei1, Hu Liaoping1,2, Li Jing1, Yu Mingguo1& Chen Tao1

1.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082; 2.HunanTyenMachineryCo.,Ltd.,Hengyang421005

The effects of exhaust braking on the axial thrust of turbocharger are studied for the vehicles with both exhaust braking and turbo-charging applied. The axial thrust of turbocharger in different working conditions are measured by the linkage test of exhaust braking and turbo-charging with the boundary conditions for numerical computation determined, and the distribution patterns of axial thrust of turbocharger in different conditions are obtained by numerical computation. The results show that compared with normal condition, in exhaust braking condition, the axial thrust of turbocharger significantly increases (the higher the exhaust back pressure, the larger the axial thrust of turbocharger), the axial thrust of turbine increases with its direction reversed, and the axial thrust of compressor greatly reduces with its direction unchanged.

turbocharger; exhaust braking; axial thrust; linkage test

*國(guó)家863計(jì)劃項(xiàng)目(2008AA11A116)資助。

原稿收到日期為2013年11月4日，修改稿收到日期為2014年1月6日。