葉輪出口結(jié)構(gòu)形式對(duì)壓氣機(jī)性能及軸向載荷影響分析

李慶斌， 張愛明， 劉麟， 何光清， 戴志輝， 曹剛

(湖南天雁機(jī)械有限責(zé)任公司， 湖南 衡陽 421005)

?

葉輪出口結(jié)構(gòu)形式對(duì)壓氣機(jī)性能及軸向載荷影響分析

李慶斌， 張愛明， 劉麟， 何光清， 戴志輝， 曹剛

(湖南天雁機(jī)械有限責(zé)任公司， 湖南 衡陽 421005)

采用Numeca數(shù)值分析軟件分析了3種不同出口結(jié)構(gòu)形式的壓氣機(jī)葉輪性能，等出口大徑情況下徑流葉輪壓比最高，斜流葉輪壓比最低，效率方面則是半斜流葉輪最高。通過壓氣機(jī)流場(chǎng)分析發(fā)現(xiàn)，各轉(zhuǎn)速小流量下，徑流葉輪在葉輪出口輪緣一側(cè)產(chǎn)生大范圍的回流,斜流葉輪則在輪轂一側(cè)產(chǎn)生較大范圍的回流，而半斜流葉輪兼有徑流葉輪和斜流葉輪設(shè)計(jì)特點(diǎn)，輪轂和輪緣兩側(cè)的流場(chǎng)均得到明顯改善。在堵塞流量附近工況點(diǎn)，半斜流葉輪和斜流葉輪出口相對(duì)馬赫數(shù)較徑流葉輪略小，利于堵塞流量的增加。通過軸向載荷分析發(fā)現(xiàn)，由于斜流葉輪和半斜流葉輪相比等直徑的徑流葉輪壓比較低，導(dǎo)致由壓氣機(jī)輪背指向壓氣機(jī)進(jìn)口的軸向力減小，使得整個(gè)增壓器轉(zhuǎn)軸有向渦端運(yùn)動(dòng)的趨勢(shì)，由此容易導(dǎo)致止推軸承壓端磨損嚴(yán)重；與此同時(shí)，轉(zhuǎn)軸移動(dòng)也會(huì)使得葉輪與壓氣機(jī)蝸殼的軸向間隙增大，導(dǎo)致半斜流葉輪與斜流葉輪效率降低。

壓氣機(jī)； 葉輪； 軸向載荷； 流動(dòng)分布

渦輪增壓器技術(shù)已經(jīng)在柴油機(jī)上得到了廣泛應(yīng)用，并且正向汽油機(jī)應(yīng)用和推廣，渦輪增壓器已成為增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵部件，用戶對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)匹配渦輪增壓器后的動(dòng)力性能、經(jīng)濟(jì)性能、環(huán)保性能等參數(shù)指標(biāo)要求越來越高。壓氣機(jī)作為增壓器的核心部件，其效率直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣參數(shù)，進(jìn)而影響整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，因此，很有必要對(duì)壓氣機(jī)性能進(jìn)行研究。國內(nèi)外對(duì)葉輪出口結(jié)構(gòu)的研究主要是改變?nèi)~輪葉型，據(jù)文獻(xiàn)[1-4]報(bào)道，對(duì)葉輪出口尾緣采用4:1橢圓形狀后，與葉輪出口為鈍角相比，降低了葉輪出口尾緣的激波強(qiáng)度，尤其是葉輪根部最大厚度位置的強(qiáng)度，提高了壓氣機(jī)效率，但穩(wěn)定性降低。文獻(xiàn)[5]報(bào)道，對(duì)葉輪出口采用后彎結(jié)構(gòu)能減小葉片吸力面和壓力面之間的周向壓力梯度，降低二次流損失和間隙損失，使葉輪出口速度場(chǎng)趨于均勻，改善了擴(kuò)壓器中的流動(dòng)，使得壓氣機(jī)效率在徑流葉輪基礎(chǔ)上提高2%～3%，穩(wěn)態(tài)流量范圍擴(kuò)大10%～40%。文獻(xiàn)[6-9]在原葉輪直徑基礎(chǔ)上對(duì)葉輪出口輪轂背板延長10%，由于葉輪出口延長段與葉輪同時(shí)旋轉(zhuǎn)，充當(dāng)了一部分?jǐn)U壓器作用，使得剪切損失不再與絕對(duì)速度成比例，而是與相對(duì)速度成比例，而相對(duì)速度更傾向于徑向方向，且幅值小于絕對(duì)速度，最終壓氣機(jī)靜壓升提高，效率提升。文獻(xiàn)[10-12]對(duì)比了葉輪出口前傾角對(duì)壓氣機(jī)性能影響，相同轉(zhuǎn)速下，相較于后彎葉輪，前傾后彎葉輪喘振流量較小，壓比略低，效率略高，在葉輪出口附近輪轂處不存在明顯的低速區(qū)。

通過上述相關(guān)研究可知，葉輪出口對(duì)壓氣機(jī)影響較大。本研究是在同一葉輪毛坯的基礎(chǔ)上，不改變?nèi)~輪葉型，僅對(duì)葉輪出口采用不同的機(jī)加工藝得到3種不同出口結(jié)構(gòu)的葉輪(在徑流及斜流兩種葉輪基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)出一種半斜流式壓氣機(jī)葉輪，該半斜式葉輪既保持了徑流葉輪具有一條直邊的設(shè)計(jì)特點(diǎn)，又兼顧了斜流葉輪具有一定傾斜角的斜邊設(shè)計(jì)特點(diǎn)),對(duì)這3種葉輪的性能和軸向載荷影響進(jìn)行了研究。

1 網(wǎng)格模型及計(jì)算

所研究的3種葉輪出口結(jié)構(gòu)形式見圖1，3種葉輪大徑保持一致，除出口尺寸略有差異外，其余機(jī)加尺寸相同。因?yàn)槿~輪出口不同，葉輪輪背間隙內(nèi)的流體狀態(tài)也會(huì)有所區(qū)別，為了保證分析的準(zhǔn)確性，對(duì)3種不同結(jié)構(gòu)形式葉輪添加了輪背間隙網(wǎng)格，如圖2和圖3所示，相關(guān)網(wǎng)格模型結(jié)構(gòu)可參考文獻(xiàn)[13-14]。本研究采用FINE/Turbo軟件包，求解三維雷諾平均N-S方程組來分析增壓器壓氣機(jī)性能。壓氣機(jī)葉輪采用主葉片和分流葉片相間結(jié)構(gòu)，葉片數(shù)各為5，取單個(gè)通道進(jìn)行模擬，通道邊界設(shè)置為周期性邊界條件。結(jié)構(gòu)網(wǎng)格的使用保證了整體網(wǎng)格的質(zhì)量，對(duì)近壁處的網(wǎng)格進(jìn)行加密，葉輪及蝸殼拓?fù)涞谝粚泳W(wǎng)格高度均為0.001 mm，葉輪間隙處設(shè)置17個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)，為使網(wǎng)格滿足二方程湍流模型計(jì)算要求，y+值控制在1～7之間。最終，葉輪加輪背網(wǎng)格數(shù)目為1 997 533?？紤]到對(duì)比分析的有效性，3種葉輪網(wǎng)格拓?fù)涔?jié)點(diǎn)數(shù)保持一致，網(wǎng)格總數(shù)保持一致。

圖1 葉輪出口結(jié)構(gòu)形式

圖2 葉輪二維網(wǎng)格模型

圖3 葉輪和輪背網(wǎng)格三維模型

葉輪輪背間隙流域軸端處網(wǎng)格簡(jiǎn)化為固壁處理，不設(shè)置進(jìn)口或出口邊界條件。對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)口施加標(biāo)況下絕對(duì)總壓、絕對(duì)總溫以及速度向量方向等邊界條件，壓氣機(jī)出口施加質(zhì)量流量邊界條件。葉輪固體壁面取不滲透、無滑移、絕熱的邊界條件，使通過固體壁面的質(zhì)量通量、動(dòng)量通量及能量通量為0。判斷計(jì)算是否收斂，通常以下述幾個(gè)標(biāo)準(zhǔn)作為參考：全局殘差下降3個(gè)量級(jí)以上；收斂準(zhǔn)則最重要的一個(gè)參數(shù)是進(jìn)出口質(zhì)量流量，其相對(duì)誤差應(yīng)小于0.02%，且流量不再發(fā)生變化；對(duì)于定常計(jì)算，總體性能參數(shù)(效率、壓比、扭矩等)都應(yīng)當(dāng)恒定，而不再隨迭代步數(shù)增加而變化。

采用模擬方法對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)行模擬并與試驗(yàn)值[15]進(jìn)行對(duì)比，模擬結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試值的變化趨勢(shì)是一致的(見圖4)。

圖4 壓比模擬與試驗(yàn)對(duì)比曲線

2 結(jié)果分析

2.1 性能分析

對(duì)徑流及斜流葉輪在7×104，12.2×104及16.6×104r/min 轉(zhuǎn)速下的性能進(jìn)行了模擬計(jì)算。圖5示出壓比分布，可以看出各轉(zhuǎn)速下徑流葉輪壓比最高，半斜流葉輪次之，斜流葉輪壓比最低；效率分布見圖6，各轉(zhuǎn)速下半斜流葉輪效率最高，在各轉(zhuǎn)速的中、小流量下，半斜流葉輪較徑流葉輪高出2%左右，有利于發(fā)動(dòng)機(jī)低速性能的提升。

圖5 葉輪壓比模擬值對(duì)比

圖6 葉輪效率模擬值對(duì)比

2.2 流場(chǎng)分析

2.2.1 近喘振點(diǎn)工況

由于不同出口形式的壓氣機(jī)葉輪其性能差異主要體現(xiàn)在各轉(zhuǎn)速中、小流量工況點(diǎn)，對(duì)這些工況點(diǎn)進(jìn)行了流場(chǎng)分析。圖7分別示出3種葉輪在16.6×104r/min 下小流量近喘振點(diǎn)下的相對(duì)速度流線分布，可以看出：小流量下徑流葉輪在輪緣一側(cè)出現(xiàn)了較大范圍的回流；斜流葉輪在輪轂一側(cè)出現(xiàn)了較大范圍的回流，但在輪緣一側(cè)流場(chǎng)得到較好改善；而兼顧徑流和斜流特點(diǎn)的半斜流葉輪通過直邊消除了輪轂一側(cè)的回流，通過斜邊對(duì)低速流體做功，提高了低能流體的動(dòng)能，由此大大削弱了輪緣一側(cè)的回流，回流減小，相應(yīng)的流體損失降低。圖8示出葉輪展向90%處熵分布，徑流葉輪由于回流較強(qiáng)，熵值較大。可見，綜合徑流和斜流設(shè)計(jì)特點(diǎn)的半斜流葉輪能有效改善葉輪近喘振工況出口流場(chǎng)，有效地改善了壓氣機(jī)性能。

圖7 近喘振點(diǎn)工況相對(duì)速度流線分布

圖8 近喘振工況葉輪展向90%處熵分布

2.2.2 最高效率點(diǎn)附近工況

對(duì)16.6×104r/min 峰值效率點(diǎn)工況進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)，由于峰值效率點(diǎn)工況流量適當(dāng)，在擴(kuò)壓器中沒有出現(xiàn)回流，3種結(jié)構(gòu)平均子午面熵分布云圖差異不大(見圖9)。考慮到3種結(jié)構(gòu)不同之處在于輪轂周圍區(qū)域缺失，對(duì)靠近輪轂一側(cè)展向25%處S2流面流場(chǎng)進(jìn)行分析。如圖10所示，半斜流葉輪在出口處熵值較徑流葉輪小，這可能與采用半斜流葉輪后，葉輪輪轂變短，輪緣與輪轂長度差值變小，能適當(dāng)改善葉輪出口輪緣與輪轂之間流場(chǎng)的均勻性有關(guān)。

圖9 峰值效率點(diǎn)平均子午面熵分布

圖10 展向25%處S2流面熵分布

2.2.3 堵塞點(diǎn)附近工況

圖11示出堵塞工況點(diǎn)附近葉輪相對(duì)馬赫數(shù)分布，可以看出，由于斜流葉輪與半斜流葉輪出口特殊的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，葉輪出口流通面積較徑流葉輪增大，等流量工況下，其流道內(nèi)相對(duì)馬赫數(shù)要略低一些，其堵塞流量相應(yīng)也能更大一些，因此在大流量工況下其效率值下降較慢，比徑流葉輪略高。

圖11 不同出口結(jié)構(gòu)葉輪相對(duì)馬赫數(shù)分布

2.3 軸向力分析

3種葉輪軸向力的模擬數(shù)值見圖12，圖中正值代表軸向力由葉輪輪背指向葉輪進(jìn)口方向，可以看出，各轉(zhuǎn)速下除個(gè)別工況點(diǎn)外，徑流葉輪軸向力數(shù)值較大，即徑流葉輪由葉輪輪背指向葉輪進(jìn)口方向的軸向力要較斜流葉輪和半斜流葉輪更大，尤其在高轉(zhuǎn)速下，徑流葉輪軸向力數(shù)值要比斜流葉輪增大15%以上。此外，從計(jì)算結(jié)果還可以發(fā)現(xiàn)，軸向力的數(shù)值大小與壓力存在著非常緊密的聯(lián)系，壓力較大時(shí)軸向力更大。

圖12 葉輪軸向力模擬值對(duì)比

由于徑流葉輪較斜流葉輪和半斜流葉輪由輪背指向壓氣機(jī)進(jìn)口(即渦端指向壓端)的軸向力更大一些，因此若失效增壓器采用的是徑流葉輪，就可以采用同毛坯、等直徑的斜流葉輪或半斜流葉輪進(jìn)行替換，以達(dá)到平衡軸向力的目的。相反，當(dāng)增壓器止推軸承壓端發(fā)生失效時(shí)，表明增壓器軸向力由壓端指向渦端，壓氣機(jī)葉輪輪背的軸向力相對(duì)較小，若采用的是斜流葉輪或半斜流葉輪，則可以用等直徑的徑流葉輪替換，以平衡軸向力。

3 葉輪出口結(jié)構(gòu)對(duì)壓氣機(jī)性能試驗(yàn)的影響

按照上述結(jié)論，由于半斜流葉輪的壓比大于斜流葉輪，小于等大徑的徑流葉輪，因此半斜流葉輪指向壓氣機(jī)葉輪進(jìn)口的軸向力大于斜流葉輪，小于徑流葉輪。在徑流葉輪基礎(chǔ)上改成等大徑的斜流葉輪后，由輪背指向壓氣機(jī)進(jìn)口的軸向力減小，轉(zhuǎn)軸在軸向合力的驅(qū)動(dòng)下更傾向于向增壓器渦端運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)軸帶動(dòng)葉輪一起向渦端移動(dòng)，造成葉輪與壓殼之間的軸向間隙(見圖13)略有增大。增壓器設(shè)計(jì)時(shí)轉(zhuǎn)軸軸向間隙在0.3～0.7 mm范圍變化，軸向間隙增大對(duì)壓氣機(jī)效率的影響見圖14。保持徑向間隙0.40 mm不變，當(dāng)軸向間隙由0.40 mm變?yōu)?.70 mm時(shí)，壓氣機(jī)不同流量工況點(diǎn)有1.5%～3%的效率損失。

圖13 葉輪間隙示意

圖14 葉輪軸向間隙變化對(duì)壓氣機(jī)性能的影響

軸向間隙增大后，壓氣機(jī)效率將降低，而由于在葉輪模擬計(jì)算時(shí)，采用等大徑的半斜流葉輪或斜流葉輪是假定葉頂間隙值均為常值，而在實(shí)際使用過程中，間隙是變化的，且半斜流葉輪與斜流葉輪的軸向間隙會(huì)因軸向力的變化而增大，因此，在壓氣機(jī)特性試驗(yàn)驗(yàn)證時(shí)，半斜流葉輪和斜流葉輪實(shí)際的效率值將比模擬值有所降低。

4 結(jié)論

a) 對(duì)3種出口結(jié)構(gòu)葉輪采用相同大徑進(jìn)行分析，結(jié)果表明，徑流葉輪壓比最高，半斜流葉輪次之，斜流葉輪壓比最低；

b) 各轉(zhuǎn)速中小流量下，徑流葉輪在葉輪出口輪緣一側(cè)產(chǎn)生大范圍的回流，斜流葉輪則在輪轂一側(cè)產(chǎn)生較大范圍的回流，但在輪緣一側(cè)流場(chǎng)得到較好改善，半斜流葉輪兼顧徑流葉輪和斜流葉輪設(shè)計(jì)特點(diǎn)，既改善了輪轂一側(cè)流場(chǎng)，又使徑流葉輪輪緣一側(cè)流場(chǎng)得到改善；在堵塞流量附近工況點(diǎn)，半斜流葉輪和斜流葉輪出口相對(duì)馬赫數(shù)較徑流葉輪略小，利于堵塞流量的增加；

c) 由于斜流葉輪和半斜流葉輪相比等直徑的徑流葉輪壓比較低，導(dǎo)致由壓氣機(jī)輪背指向壓氣機(jī)進(jìn)口的軸向力減小，使整個(gè)增壓器轉(zhuǎn)軸有向渦端運(yùn)動(dòng)的趨勢(shì)，由此容易導(dǎo)致止推軸承壓端磨損嚴(yán)重，此外，在軸向力的驅(qū)動(dòng)下，葉輪與壓氣機(jī)蝸殼的軸向間隙增大，間隙增大將降低壓氣機(jī)效率。

[1] Chen H，Yin J.Turbocharger compressor development for diesel passenger car applications[C]//Proc.IMechE 8th International Conference on Turbochargers and Turbocharging. London：[s.n.]，2006.

[2] Hua chen，William Connor.Turbocharger compresspr developments for passenger car gasoline engine application[C]//7th International conference on turbochargers and turbocharging.[S.l.]:IMechE,2002.

[3] Cumpsty N A.Compressor aerodynamics[M].[S.l.]:Addison Wesley Longman Ltd.,1998.

[4] David Japikse.Centrifugal compressor design and performance[M].[S.l.]:Concepts ETI,Inc,1996.

[5] 朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992.

[6] Seralathan S, Roy Chowdhury D G.Modification of centrifugal impeller and effect of impeller extended shrouds on centrifugal compressor performance[C]// International Conference On DESIGN AND MANUFACTURING.[S.l.]:Procedia Engineering,2013.

[7] Novak J.Glatter Diffuser bei Zentrifugal pumpen,Vaneless Diffuser in Centrifugal Pumps[J].Zeitschrift fuer das gesamte Turbinenwesen,1907，24.

[8] SapiroL.Effect of Impeller-Extended Shrouds on Centrifugal Compressor Performance as a Function of Specific Speed[J].ASME Journal of Engineering for Power, 1983，105:457-465.

[9] Govardhan M, Seralathan S.Effect of Forced Rotating Vaneless Diffusers on Centrifugal Compressor Stage Performance[J].Journal of Engineering Science and Technology, 2011，6(5): 558-574.

[10] 楊策，彭森，馬朝臣，等.前傾后彎葉輪和普通后彎葉輪性能比較[C]//中國工程熱物理學(xué)會(huì)熱機(jī)氣動(dòng)熱力學(xué)學(xué)術(shù)會(huì)議論文集.上海:中國工程熱物理學(xué)會(huì)，2003.

[11] 楊策，彭森，馬朝臣,等.離心壓氣機(jī)的初步設(shè)計(jì)及其優(yōu)化方法[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2001,19(5):454-458.

[12] 楊策.離心壓氣機(jī)設(shè)計(jì)方法研究[D].北京：北京理工大學(xué)，2000.

[13] 李慶斌，胡遼平，楊迪,等.渦輪增壓器軸向力穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬及優(yōu)化[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2012(4)：10-14.

[14] 束衛(wèi)兵，李慶斌，楊迪,等.增壓器壓氣機(jī)密封性能模擬與試驗(yàn)研究[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2013(4)：66-70.

[15] 李慶斌，胡遼平，楊迪,等.JP60渦輪增壓器壓氣機(jī)性能模擬與試驗(yàn)[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2011(5)：36-39.

[編輯: 李建新]

Effects of Impeller Outlet Structure on Compressor Performance and Axial Load

LI Qingbin, ZHANG Aiming， LIU Lin， HE Guangqing, DAI Zhihui， CAO Gang

(Hunan Tyen Machinery Co., Ltd.， Hengyang 421005， China)

The performance of compressor impeller with three kinds of outlet structure was analyzed by using Numeca software. For the same outlet diameters, the radial flow impeller had the highest and lowest pressure ratio respectively, the semi-mixed flow impeller had the highest efficiency. At low massflow point, we can find from the flow field analysis results of compressor that the radial flow impeller outlet exists a wide range of back flow at the shroud corner, the mixed flow impeller outlet find a wide range of back flow at the hub corner,however，the semi-mixed flow impeller has both the characteristics of radial and mixed flow impeller,which improve the flow field at the hub and shroud corner evidently. Close-by choke flow point，the relative mach numeber of mixed flow and semi-mixed impeller outlet is a little smaller than radial flow impeller，which is benefit for choke flow. From the axial load analysis results we can find that the mixed flow and semi-mixed flow impeller have lower pressure ratio than radial flow impeller,which reduce the axial force toward the compressor inlet,so the turbocharger shaft has the tendency to move to the turbine end,lead to the thrust bearing of compressor end easier to failure,meanwhile,the aixl clearance between impeller and volute will get wider when the shaft moving to turbine end, reduce the efficiency of mixed flow and semi-mixed flow impeller on test.

compressor; impeller; axial load; flow distribution

2015-05-16;

2016-01-08

湖南省科技重大專項(xiàng)(2014FJ1013)

李慶斌(1985—)，男，高級(jí)工程師，碩士，研究方向?yàn)樵鰤浩鳉鈩?dòng)分析及優(yōu)化；liqingbin1985@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.01.005

TK411.8

B

1001-2222(2016)01-0028-05