車用渦輪增壓器壓氣機(jī)葉輪多載荷應(yīng)力分析

張 虹， 周 怡， 張 航

(北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081)

車用渦輪增壓器壓氣機(jī)葉輪多載荷應(yīng)力分析

張 虹， 周 怡， 張 航

(北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081)

以某型增壓器壓氣機(jī)葉輪為研究對(duì)象，在葉輪氣動(dòng)數(shù)值計(jì)算的基礎(chǔ)上，考慮溫度載荷的影響，采用單向流固耦合的方法，分別對(duì)離心壓氣機(jī)在近阻塞工況點(diǎn)、最高效率點(diǎn)和近喘振工況點(diǎn)下的葉輪應(yīng)力進(jìn)行分析，討論氣動(dòng)載荷和溫度載荷對(duì)壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力的影響.建立渦輪增壓器壓氣機(jī)葉輪流固耦合計(jì)算方法，分析得到不同工作工況時(shí)葉輪應(yīng)力分布情況和離心壓氣機(jī)葉輪最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置及其強(qiáng)度的大小，為進(jìn)一步葉輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù).

離心壓氣機(jī)；多載荷；流固耦合；應(yīng)力分析

壓氣機(jī)葉輪是渦輪增壓器的核心部件之一，其強(qiáng)度直接關(guān)系到整個(gè)渦輪增壓器的工作可靠性及安全性，一旦出現(xiàn)故障，將導(dǎo)致整個(gè)增壓器在極短時(shí)間內(nèi)損壞.隨著增壓器壓比和轉(zhuǎn)速的不斷提高，葉輪的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷增加，所以對(duì)葉輪強(qiáng)度校核和分析變得更為重要[1-2].

實(shí)際工作中，離心壓氣機(jī)的運(yùn)行工況隨著環(huán)境條件和工作條件變化，葉輪不僅要在設(shè)計(jì)點(diǎn)有良好的強(qiáng)度，而且在非設(shè)計(jì)工況點(diǎn)也同樣應(yīng)該滿足強(qiáng)度要求.由離心壓氣機(jī)特性及增壓器運(yùn)行工況特點(diǎn)可知，渦輪增壓器運(yùn)行復(fù)雜，其工作點(diǎn)分布在離心壓氣機(jī)MAP圖寬廣范圍內(nèi).壓氣機(jī)流量低于或者接近喘振線時(shí)，流經(jīng)壓氣機(jī)的氣流出現(xiàn)強(qiáng)烈的振動(dòng)，極易引起葉片損壞[3].離心壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速越高，則溫度越高，載荷越大，導(dǎo)致葉輪磨損越劇烈.本文分別對(duì)壓氣機(jī)最高轉(zhuǎn)速近喘振工況點(diǎn)、最高效率點(diǎn)以及近阻塞工況點(diǎn)3個(gè)典型工況進(jìn)行壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力分析.采用單向耦合方法將氣動(dòng)載荷、熱載荷和離心載荷分別加載分析，研究不同工況下離心壓氣機(jī)多場(chǎng)載荷耦合作用對(duì)葉輪最大等效應(yīng)力發(fā)生位置及強(qiáng)度的影響.

1 渦輪增壓器壓氣機(jī)葉輪計(jì)算模型

本文研究對(duì)象為某型車用渦輪增壓器離心壓氣機(jī).壓氣機(jī)葉輪為前傾后彎式，出口直徑為52 mm，葉片數(shù)為12個(gè)，其中主葉片數(shù)為6個(gè)，分流葉片數(shù)為6個(gè)，如圖1所示.葉輪材料為鋁合金ZL201,不同溫度下材料特性如表1所示[4].

圖1 壓氣機(jī)葉輪三維模型

表1 不同溫度下葉輪材料特性參數(shù)

溫度/℃熱導(dǎo)率/W·(m·℃)-1溫度/℃比熱容/J·(kg·℃)-1溫度/℃線膨脹系數(shù)10-6/℃2511310083720-10019510012120096220-200228200134300104620-3002653001474001130

1.1 氣動(dòng)計(jì)算數(shù)值模型

壓氣機(jī)葉輪在工作過(guò)程中，氣體在壓縮的過(guò)程中葉輪會(huì)承受氣動(dòng)載荷的作用，葉輪表面受到氣體壓力作用而產(chǎn)生應(yīng)力.需要首先進(jìn)行氣體動(dòng)力學(xué)的計(jì)算分析.采用CFD (Computational Fluid Dynamics)軟件對(duì)葉輪模型進(jìn)行了全通道流場(chǎng)計(jì)算.CFD數(shù)值計(jì)算網(wǎng)格模型如圖2所示.計(jì)算工況選壓氣機(jī)最高工作轉(zhuǎn)速160 000 r/min.流動(dòng)介質(zhì)采用理想可壓縮空氣，進(jìn)口總壓、總溫分別為1標(biāo)準(zhǔn)大氣壓、293 K，出口給定靜壓，葉頂間隙為0.3 mm，葉片及輪轂等固體壁面設(shè)為無(wú)滑移壁面.湍流模型采用k-ε兩方程模型，選用中等湍流強(qiáng)度.求解格式設(shè)定為高階求解模式，收斂控制設(shè)定為自動(dòng)時(shí)間尺度，計(jì)算收斂判據(jù)選擇RMS殘差小于1×10-5[5].

圖2 CFX全周計(jì)算模型

1.2 有限元強(qiáng)度Finite Element Analysis(FEA)計(jì)算模型

采用Hex dominant法對(duì)葉輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在模型外部生成六面體單元，內(nèi)部是四面體單元，對(duì)葉輪軸孔和葉片根部進(jìn)行了局部加密，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)總數(shù)約為172萬(wàn)，如圖3所示為壓氣機(jī)葉輪有限元強(qiáng)度計(jì)算網(wǎng)格.

對(duì)葉輪施加旋轉(zhuǎn)速度，再對(duì)輪轂的軸孔面施加徑向位移約束:X、Y向固定，Z向自由.輪轂的前后端面施加軸向位移約束：X、Y向自由，Z向固定.

圖3 葉輪實(shí)體計(jì)算域網(wǎng)格

1.3 流固耦合模型

根據(jù)流固耦合的相互作用，通常把耦合關(guān)系分為單向流固耦合和雙向流固耦合.其中單向流固耦合，一般僅僅考慮流體對(duì)固體變形的影響，而忽略固體變形對(duì)流場(chǎng)的影響；雙向流固耦合則在每一時(shí)刻都同時(shí)相互傳遞相應(yīng)的物理量[6-7].當(dāng)考慮熱載荷、氣動(dòng)載荷問(wèn)題時(shí)，溫度場(chǎng)、氣動(dòng)場(chǎng)產(chǎn)生熱應(yīng)力、氣動(dòng)力效果顯著，但由變形引起的溫度場(chǎng)、氣動(dòng)場(chǎng)變化并不顯著，因此本文將多物理場(chǎng)耦合作用下的葉輪強(qiáng)度問(wèn)題簡(jiǎn)化為單向耦合問(wèn)題.流場(chǎng)計(jì)算收斂后，葉輪表面的壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)通過(guò)插值運(yùn)算，實(shí)現(xiàn)流固耦合交界面的數(shù)據(jù)傳遞，基本流程圖如圖4所示.

圖4 單向流固耦合基本流程圖

2 壓氣機(jī)葉輪多載荷應(yīng)力計(jì)算結(jié)果分析

壓氣機(jī)葉輪旋轉(zhuǎn)過(guò)程中受到離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷的共同作用.其中，葉輪的離心載荷主要由轉(zhuǎn)速?zèng)Q定，而熱載荷和氣動(dòng)載荷主要與葉輪的進(jìn)出口溫度及壓力、氣體流量等參數(shù)有關(guān).當(dāng)轉(zhuǎn)速相同時(shí)，為了研究壓氣機(jī)葉輪在不同工況下等效應(yīng)力分布和最大等效應(yīng)力發(fā)生位置，分別計(jì)算了離心載荷、離心載荷和熱載荷共同作用、離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用以及3種載荷共同作用下葉輪的等效應(yīng)力.

新工科是在原有工科、原有專業(yè)的基礎(chǔ)上，注入新的元素以適應(yīng)經(jīng)濟(jì)社會(huì)的發(fā)展，適應(yīng)人力資源需求培養(yǎng)新人才。總結(jié)起來(lái)，新工科有“跨學(xué)科”、“共享”、“融合”、“創(chuàng)新”等特點(diǎn)。以新內(nèi)涵、新模式揉合原有工科，是新工科實(shí)施的一個(gè)理念。新興產(chǎn)業(yè)需要的是基礎(chǔ)理論扎實(shí)、實(shí)踐能力強(qiáng)、具備創(chuàng)新意識(shí)的復(fù)合型人才，新工科同時(shí)注重動(dòng)手能力和創(chuàng)新能力。

2.1 離心載荷作用下壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力分析

只考慮離心載荷作用時(shí)，葉輪的應(yīng)力分布情況如圖5.葉輪最大等效應(yīng)力為363.1MPa，發(fā)生在軸孔底部.

圖5 離心載荷作用下葉輪的應(yīng)力分布

2.2 離心載荷和熱載荷共同作用下壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力分析

當(dāng)不考慮熱載荷的影響時(shí)，定轉(zhuǎn)速條件下，葉輪的離心載荷在不同工況下所造成的壓力分布趨勢(shì)相同.但壓氣機(jī)在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，工作工況變化導(dǎo)致的壓氣機(jī)的熱載荷有所差異.圖6為壓氣機(jī)葉輪在近喘振工況點(diǎn)、最高效率點(diǎn)、近阻塞工況點(diǎn)3種工況下，離心載荷和熱載荷共同作用時(shí)壓氣機(jī)葉輪的最大等效應(yīng)力.從圖中可以發(fā)現(xiàn)，壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，葉輪在離心載荷和熱載荷耦合作用下導(dǎo)致的應(yīng)力逐漸增大，其中在近阻塞點(diǎn)時(shí)最大等效應(yīng)力為372.49 MPa，明顯小于壓氣機(jī)在小流量時(shí)421.84 MPa.

計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)，離心力導(dǎo)致的最大應(yīng)力發(fā)生在軸孔處，熱應(yīng)力對(duì)其起到加劇作用，但并不改變最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置.如圖6所示，耦合后最大等效應(yīng)力仍然發(fā)生在軸孔底部.這是由于壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，壓氣機(jī)壓比升高，導(dǎo)致葉輪溫度升高，同時(shí)葉輪表面溫度梯度也隨著增大.如圖7所示，小流量近喘振工況點(diǎn)與大流量近阻塞工況點(diǎn)相比，葉輪整體溫度偏高，同時(shí)溫度等值線密集，溫度梯度大，從而導(dǎo)致葉輪熱應(yīng)力較大[8].因此，壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，葉輪軸孔熱應(yīng)力增大，產(chǎn)生的拉應(yīng)力增大，并與離心力載荷在軸孔處產(chǎn)生的應(yīng)力方向相同，從而使得耦合應(yīng)力增大.因此，在進(jìn)行離心載荷和熱載荷耦合強(qiáng)度校核時(shí)，可選擇小流量近喘振工況點(diǎn).

圖6 離心載荷和熱載荷共同作用時(shí)不同工況下的最大等效應(yīng)力

圖7 葉輪輪轂表面溫度分布

2.3 離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用下壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力分析

當(dāng)離心載荷單獨(dú)作用時(shí)，壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速一定，葉輪在不同工況下的應(yīng)力分布相同.但考慮到氣動(dòng)載荷的影響，不同工況下壓氣機(jī)的耦合應(yīng)力有所差異.計(jì)算數(shù)據(jù)顯示：壓氣機(jī)葉輪在近喘振工況點(diǎn)、效率最高點(diǎn)、近阻塞工況點(diǎn)這3種工況下，離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)壓氣機(jī)葉輪的最大等效應(yīng)力分別為361.02 MPa、360.81 MPa、361.67 MPa.因此可以認(rèn)為壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，離心載荷和氣動(dòng)載荷耦合作用下葉輪軸孔處最大等效應(yīng)力基本相同.但是氣動(dòng)載荷對(duì)葉片的等效應(yīng)力分布有明顯影響.如圖8所示，在氣動(dòng)載荷和離心載荷耦合作用下，小流量近喘振工況點(diǎn)和效率最高點(diǎn)在葉片根部靠近入口處存在較大應(yīng)力.

離心力導(dǎo)致的最大應(yīng)力發(fā)生在軸孔處.其中氣動(dòng)載荷對(duì)最大等效應(yīng)力起到減弱作用，但未改變最大等效應(yīng)力發(fā)生位置.這是因?yàn)殡x心載荷在壓氣機(jī)葉輪軸孔處產(chǎn)生拉應(yīng)力，而葉輪輪轂上的氣動(dòng)載荷在軸孔上產(chǎn)生壓應(yīng)力，兩者方向相反，相互抵消一部分.

由圖9可以看出：3種工況下葉輪子午面壓力分布有差異.然而離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)，3個(gè)工況點(diǎn)下葉輪最大等效應(yīng)力相差不大，但葉片等效應(yīng)力分布有顯著不同.由此可以得出，氣動(dòng)載荷對(duì)葉輪最大等效應(yīng)力影響小于離心力載荷和熱載荷，但對(duì)葉片等效應(yīng)力的強(qiáng)度分布有顯著影響.

圖8 離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)不同工況下壓氣機(jī)葉輪的應(yīng)力分布

圖9 葉輪子午面壓力分布

2.4 離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷共同作用下壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力分析

壓氣機(jī)葉輪在近喘振工況點(diǎn)、最高效率點(diǎn)、近阻塞工況點(diǎn)3種工況下，離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)壓氣機(jī)葉輪的最大等效應(yīng)力分別為381.32 MPa、369.71 MPa、372.39 MPa，如圖10所示.與離心載荷和熱載荷共同作用時(shí)相比，近喘振工況點(diǎn)的最大等效應(yīng)力降低9.5%，效率最高點(diǎn)的最大等效應(yīng)力降低9.3%，大流量近阻塞工況點(diǎn)的最大等效應(yīng)力基本不變.這是因?yàn)殡S著流量的增大，作用在葉輪輪轂上的氣動(dòng)載荷在軸孔上產(chǎn)生壓應(yīng)力減小，與離心載荷產(chǎn)生的拉應(yīng)力方向相反，相互抵消的部分減少.在近阻塞點(diǎn)工況時(shí)，氣動(dòng)載荷小，基本對(duì)最大等效應(yīng)力不產(chǎn)生影響.離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)壓氣機(jī)葉輪的最大應(yīng)力仍然發(fā)生在軸孔處.

圖10 離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)壓氣機(jī)葉輪的最大等效應(yīng)力

軸孔內(nèi)側(cè)周向平均等效應(yīng)力隨軸向位置變化的情況，如圖11所示.定義軸向位置為軸孔上一點(diǎn)到軸孔頂部的距離與軸孔軸向長(zhǎng)度之比.從圖中可以看出，隨著軸向位置增大，3種工況下等效應(yīng)力整體呈上升趨勢(shì)，越靠近軸孔底部應(yīng)力越大.圖12為葉輪軸向橫截面積隨軸向位置變化曲線.從圖中可以看出，隨著軸向位置增大，葉輪軸向橫截面積逐漸增大，而葉輪材料密度一定，質(zhì)量增大，離心力增大.離心力對(duì)耦合應(yīng)力影響最大，因此軸向位置上葉輪橫截面積趨勢(shì)和軸孔周向平均等效應(yīng)力趨勢(shì)基本一致.對(duì)于葉輪橫截面積在軸向位置0.97處急劇下降，而軸孔周向平均等效應(yīng)力仍保持上升狀態(tài)，這是由此處靠近軸孔底部安裝邊的倒角造成的應(yīng)力集中所致.

圖11 軸向位置上的軸孔周向平均等效應(yīng)力

圖12 軸向位置上的葉輪橫截面積

壓氣機(jī)葉輪在近喘振工況點(diǎn)、效率最高點(diǎn)、近阻塞工況點(diǎn)3種工況下，不同載荷共同作用時(shí)葉輪的最大等效應(yīng)力值見表2.從表中可以看出，壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，葉輪在離心載荷和熱載荷耦合作用下導(dǎo)致的應(yīng)力逐漸增大，在氣動(dòng)載荷和離心載荷耦合作用下導(dǎo)致的應(yīng)力相差不大.

表2 不同工況下不同載荷對(duì)葉輪應(yīng)力分布的影響

3 結(jié) 論

本文對(duì)離心壓氣機(jī)葉轉(zhuǎn)在不同工況下多載荷條件進(jìn)行了耦合分析，對(duì)比了在不同加載方式下離心壓氣機(jī)葉輪最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置及其強(qiáng)度的大小，得到如下結(jié)論：

1)離心載荷和熱載荷共同作用時(shí)的壓氣機(jī)葉輪最大應(yīng)力都發(fā)生在軸孔底部，其中熱應(yīng)力對(duì)其起到加劇作用，并不改變最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置.壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，葉輪在離心載荷和熱載荷耦合作用下導(dǎo)致的應(yīng)力逐漸增大.

2)離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)的壓氣機(jī)葉輪的最大應(yīng)力都發(fā)生在軸孔底部處，其中氣動(dòng)載

荷對(duì)其起到減弱作用，并不改變最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置.壓氣機(jī)在流量減小的過(guò)程中，葉輪在離心載荷和氣動(dòng)載荷耦合作用下導(dǎo)致的應(yīng)力基本不變.

3)離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷共同作用時(shí)，隨著流量的增大，作用在葉輪輪轂上的氣動(dòng)載荷在軸孔上產(chǎn)生壓應(yīng)力減小，與離心載荷產(chǎn)生的拉應(yīng)力方向相反，相互抵消的部分減少.在近阻塞點(diǎn)工況時(shí)，氣動(dòng)載荷較小，對(duì)總體應(yīng)力分布不產(chǎn)生影響.

研究表明，準(zhǔn)確的車用渦輪增壓器壓氣機(jī)葉輪強(qiáng)度分析需要充分考慮渦輪增壓器工作環(huán)境和工況變化情況.在計(jì)算離心載荷最高轉(zhuǎn)速的基礎(chǔ)上，應(yīng)充分考慮氣動(dòng)載荷和溫度載荷的影響，并針對(duì)近喘振邊界工況點(diǎn)進(jìn)行進(jìn)一步校核，以滿足渦輪增壓器葉輪全工況運(yùn)轉(zhuǎn)可靠性要求.研究結(jié)果為壓氣機(jī)葉輪氣動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化提供依據(jù).

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Multiple load stress analysis on vehicle turbochargercompressor impeller

ZHANG Hong, ZHOU Yi, ZHANG Hang

(School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

A compressor impeller of a turbocharger was studied through a strength evaluation method in this paper. Based on the aerodynamic numerical results and temperature load distribution, the stress of the impeller was analyzed using on-way multi-field coupling in the neat blocking point, the maximum efficiency point and the near surge point. The effects of aerodynamic load and temperature load on the impeller stress were discussed. The fluid-solid calculation method of the turbocharger compressor impeller was established. Through comparing the stress distribution at different working condition, the maximum equivalent stress location and the strength of the impeller were verified. The results provide the basis for a further optimization of the impeller structure.

centrifugal compressor;multi-load；multi-field coupling；stress analysis

1009-4687(2016)04-0001-06

2015-9-3

國(guó)家自然基金項(xiàng)目(51375048)

張 虹(1971-)，女，副教授，研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)增壓技術(shù).

TK421.8

A