非對(duì)稱雙流道渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的數(shù)值模擬

馬義， 宋濤， 史艷彬， 陳海娥， 竇慧莉

(中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心， 吉林 長(zhǎng)春 130011)

非對(duì)稱雙流道渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的數(shù)值模擬

馬義， 宋濤， 史艷彬， 陳海娥， 竇慧莉

(中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心， 吉林 長(zhǎng)春 130011)

利用GT-SUITE軟件建立了雙流道渦輪的物理模型，結(jié)合試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了模型的計(jì)算精度?；谠撃Ｐ蛯?duì)非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的性能、匹配方法和非穩(wěn)態(tài)特性進(jìn)行了計(jì)算分析。研究結(jié)果表明：在相同EGR率條件下，非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器比對(duì)稱雙流道渦輪增壓器具有更低的泵氣損失和有效燃?xì)庀穆剩黄ヅ浯罅魍芰托》菍?duì)稱度的增壓器可進(jìn)一步降低泵氣損失；非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器在瞬態(tài)條件下的平均效率低于穩(wěn)態(tài)。

非對(duì)稱雙流道; 渦輪增壓器; 天然氣發(fā)動(dòng)機(jī); 廢氣再循環(huán)

中重型天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)采用稀薄燃燒路線達(dá)到歐Ⅴ排放標(biāo)準(zhǔn)。隨著排放法規(guī)日趨嚴(yán)格以及對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)成本的考慮，國(guó)內(nèi)外大多數(shù)廠家在開發(fā)歐Ⅵ天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)都選擇了當(dāng)量燃燒路線，發(fā)動(dòng)機(jī)成本遠(yuǎn)低于稀薄燃燒路線。當(dāng)量燃燒與稀薄燃燒相比，前者發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)熱負(fù)荷和爆震風(fēng)險(xiǎn)大大增加，有效燃?xì)庀穆室膊钣诤笳?。采用高壓冷卻EGR可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)熱負(fù)荷和爆震傾向，同時(shí)降低有效燃?xì)庀穆?。與對(duì)稱雙流道渦輪增壓器相比，非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器在不增加泵氣損失的前提下，可提供更高EGR驅(qū)動(dòng)壓差，從而提升發(fā)動(dòng)機(jī)EGR率。目前對(duì)于非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的研究?jī)H有少量報(bào)道[1-3]，本研究采用GT-SUITE軟件建立了基于物理結(jié)構(gòu)的雙流道渦輪模型，與發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行聯(lián)合計(jì)算，就非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的工作特性展開深入研究。

1 渦輪模型

1.1 模型理論

利用GT-SUITE軟件建立某款天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)的一維熱力學(xué)詳細(xì)計(jì)算模型，渦輪的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，需要對(duì)其進(jìn)行一系列簡(jiǎn)化，將表征渦輪工作特性的關(guān)鍵物理參數(shù)輸入到GT-SUITE軟件中。渦輪的主要結(jié)構(gòu)分為蝸殼和葉輪，它們?cè)谝欢ǔ潭壬戏謩e代表渦輪的流通能力和工作效率，二者相互影響。首先搭建一維簡(jiǎn)化管路模型來模擬蝸殼內(nèi)部氣體流動(dòng)，然后在渦輪內(nèi)部引入各種能量損失模型來計(jì)算渦輪的工作效率。

圖1示出蝸殼的簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)。蝸殼內(nèi)部的流道可看作幾段不同管徑和管長(zhǎng)的形狀規(guī)則的管路，管徑由平均等效截面面積得出，調(diào)整管路長(zhǎng)度使其容積與蝸殼流道的容積相等，葉輪平均入口截面面積As定義為

(1)

式中：A0為喉口截面面積；A1為與喉口夾角為180°的截面面積。

圖2示出渦輪葉輪進(jìn)出口速度三角形[4]。圖中c，w，u分別為氣流絕對(duì)速度、氣流相對(duì)速度、葉輪圓周速度；α，β分別為氣流絕對(duì)速度、氣流相對(duì)速度與葉輪圓周速度形成的夾角；下標(biāo)1，2分別表示葉輪進(jìn)口和葉輪出口。

圖1 蝸殼的簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu) 圖2 葉輪進(jìn)出口速度三角形的簡(jiǎn)化形式

渦輪的等熵焓降Hs定義為

(2)

式中：k為比熱容比；R為氣體常數(shù)；T0為渦輪進(jìn)口總溫；p0為渦輪進(jìn)口總壓；p2為渦輪出口靜壓。

實(shí)際渦輪工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生各種損失，主要包括噴嘴環(huán)損失、葉輪損失、余速損失、通風(fēng)及摩擦損失、漏氣損失，分別用Z1～Z5定義[4-5]如下：

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

式中：φ為噴嘴環(huán)損失系數(shù)；Φ為葉輪損失系數(shù)；ξ為輪盤損失系數(shù)；D1為葉輪進(jìn)口直徑；ρ為葉輪與渦輪箱間隙中氣體密度；G0為漏氣量；G為總流量。

1.2 模型建立與驗(yàn)證

渦輪方案的基本參數(shù)見表1，所搭建的GT-SUITE渦輪模型見圖3。根據(jù)1.1節(jié)設(shè)置模型中管路結(jié)構(gòu)和數(shù)學(xué)公式，建立了可以計(jì)算渦輪工作特性的物理模型，該模型主要由渦輪入口邊界、渦輪流道、放氣閥、渦輪能量損失計(jì)算模塊、渦輪MAP輸出模塊、渦輪出口邊界組成，采用泄漏閥模擬兩個(gè)流道之間的氣流交換。將表1中渦輪的物理參數(shù)作為輸入，進(jìn)行模型校核。圖4至圖5示出渦輪的相似流量、總-靜效率計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比(空心點(diǎn)為試驗(yàn)值，實(shí)線為計(jì)算值)。由圖可見，計(jì)算誤差在5%以內(nèi)，因此，所建立的GT-SUITE渦輪模型具有較好的計(jì)算精度，可以進(jìn)行渦輪的工作特性預(yù)測(cè)。

表1 渦輪基本參數(shù)

圖3 GT-SUITE渦輪模型

圖4 渦輪相似流量計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖5 渦輪效率計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

2 發(fā)動(dòng)機(jī)模型

圖6示出GT-SUITE軟件建立的12.5L天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)的一維熱力學(xué)計(jì)算模型，發(fā)動(dòng)機(jī)采用當(dāng)量燃燒模式，最大功率308kW，最大功率轉(zhuǎn)速1 900r/min，最大扭矩1 830N·m，最大扭矩轉(zhuǎn)速1 200r/min。模型包含了發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸模塊、高壓EGR模塊、TWC模塊(模擬壓力損失)、節(jié)氣門模塊，缸內(nèi)燃燒模型為韋伯模型，壓氣機(jī)為軟件自帶的MAP擬合模型。將前面搭建的渦輪物理模型與發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行聯(lián)合計(jì)算。

圖6 GT-SUITE發(fā)動(dòng)機(jī)模型

3 計(jì)算結(jié)果

3.1 非對(duì)稱雙流道渦輪的方案設(shè)計(jì)

將渦輪的兩個(gè)流道設(shè)計(jì)成截面大小不同的形狀(見圖7)，渦輪MAP會(huì)發(fā)生改變，如圖8和圖9中，3個(gè)渦輪MAP分別代表了雙流道同時(shí)進(jìn)氣、大流道單獨(dú)進(jìn)氣和小流道單獨(dú)進(jìn)氣3種情況。大小流道的流量與效率呈現(xiàn)不對(duì)稱現(xiàn)象，與雙流道進(jìn)氣相比，大流道和小流道單獨(dú)進(jìn)氣時(shí)的流量和效率下降，其中小流道單獨(dú)進(jìn)氣時(shí)，流量和效率下降更多。將小流道置于EGR取氣管路同側(cè)，產(chǎn)生較高的背壓，增加EGR驅(qū)動(dòng)壓差，提升發(fā)動(dòng)機(jī)的EGR率，而將大流道置于放氣閥同側(cè)，可產(chǎn)生較低的背壓，降低發(fā)動(dòng)機(jī)的泵氣損失。非對(duì)稱雙流道渦輪設(shè)計(jì)方案的非對(duì)稱度ASY定義為

(8)

式中：GS1，GS2分別為渦輪小流道和大流道單獨(dú)進(jìn)氣時(shí)的最大相似流量。

圖7 渦輪流道截面簡(jiǎn)化圖

圖8 不同進(jìn)氣情況下的渦輪相似流量預(yù)測(cè)

圖9 不同進(jìn)氣情況下的渦輪效率預(yù)測(cè)

3.2 非對(duì)稱雙流道與對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的對(duì)比

圖10示出1 200r/min全負(fù)荷工況下，非對(duì)稱雙流道與對(duì)稱雙流道渦輪增壓器方案的對(duì)比結(jié)果。壓氣機(jī)保持不變，渦輪以表1中的渦輪參數(shù)為基礎(chǔ)進(jìn)行調(diào)整，對(duì)稱雙流道渦輪通過減小蝸殼流通面積實(shí)現(xiàn)更高的EGR率，非對(duì)稱雙流道渦輪通過增加非對(duì)稱度來實(shí)現(xiàn)更高的EGR率。由圖10a和圖10b可知，在實(shí)現(xiàn)相同EGR率的前提下，非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器具有更低的泵氣損失和有效燃?xì)庀穆?。?dāng)EGR率為18%時(shí)，非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器比對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的泵氣損失低30kPa，有效燃?xì)庀穆时群笳叩?.4%。圖10c的進(jìn)排氣壓力對(duì)比結(jié)果也證明了這點(diǎn)，與對(duì)稱雙流道渦輪增壓器相比，非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的放氣閥側(cè)大流道壓力(渦前壓力2)遠(yuǎn)低于增壓壓力，因此大大降低了泵氣損失。

圖10 不同渦輪增壓器方案的對(duì)比

3.3 非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的匹配方法

圖11示出采用不同流通能力的非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器時(shí)，在相同EGR率和空燃比條件下發(fā)動(dòng)機(jī)外特性工況性能對(duì)比。其中小增壓器的渦輪最大相似流量為28.4kg·s-1·K0.5·MPa-1，非對(duì)稱度ASY為60%，大增壓器的渦輪最大相似流量為34.4kg·s-1·K0.5·MPa-1，非對(duì)稱度ASY為43%，壓氣機(jī)相同。由對(duì)比結(jié)果可知，大增壓器的泵氣損失更小，有效燃?xì)庀穆矢停? 200r/min時(shí)大增壓器比小增壓器的泵氣損失低15kPa，有效燃?xì)庀穆实?.7%，隨著轉(zhuǎn)速增加，大增壓器優(yōu)勢(shì)更加明顯。在對(duì)非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器進(jìn)行匹配時(shí)，應(yīng)合理地選擇渦輪的流通能力和非對(duì)稱度，同時(shí)兼顧渦輪的增壓能力、蝸殼及葉片可靠耐受度以及渦輪整體效率。

圖11 不同流通能力非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的性能對(duì)比

3.4 非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的非穩(wěn)態(tài)特性

渦輪在瞬態(tài)條件下的進(jìn)氣壓力波動(dòng)和氣流的慣性使進(jìn)氣流速和進(jìn)氣沖角發(fā)生較大變化[6-7]，導(dǎo)致效率出現(xiàn)較大波動(dòng)。圖12示出非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器在穩(wěn)態(tài)條件下和單個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)內(nèi)的瞬態(tài)條件下效率對(duì)比，計(jì)算工況為1 200r/min，1 900r/min全負(fù)荷。由圖可知，在瞬態(tài)條件下，渦輪葉片速比在0.5～0.8范圍內(nèi)發(fā)生較大的波動(dòng)，渦輪效率一直處于變化狀態(tài)，平均效率比穩(wěn)態(tài)低3%～4%。原因在于計(jì)算模型中各種能量損失的修正系數(shù)是在有限的穩(wěn)態(tài)試驗(yàn)基礎(chǔ)上得出，由此來預(yù)測(cè)瞬態(tài)過程的效率變化存在較大偏差，但總體趨勢(shì)上還是有一定指導(dǎo)意義。

圖12 非對(duì)稱雙流道渦輪的穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)效率對(duì)比

4 結(jié)論

a) 相同EGR率條件下，非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器比對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的泵氣損失低30kPa，發(fā)動(dòng)機(jī)有效燃?xì)庀穆时群笳叩?.4%；

b) 與非對(duì)稱度為60%的小增壓器相比，非對(duì)稱度為43%的大增壓器泵氣損失降低15kPa，有效燃?xì)庀穆式档?.7%；

c) 非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器在瞬態(tài)條件下渦輪的葉片速比和效率一直處于變化狀態(tài)，平均渦輪效率比穩(wěn)態(tài)低3%～4%。

[1] 鎖國(guó)濤，呂林.非對(duì)稱雙流道渦輪增壓器的試驗(yàn)[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2014(3)：266-270.

[2]MarkusMüller.TheAsymmetricTwinScrollTurbineforExhaustGasTurbochargers[C].ASMEPaperGT2008-50614, 2008.

[3] 馬義，王曉輝，李紅洲. 歐Ⅵ天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)關(guān)鍵技術(shù)研究[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2016(2)：71-75.

[4] 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.

[5] 林建生.燃?xì)廨啓C(jī)與渦輪增壓內(nèi)燃機(jī)原理與應(yīng)用[M].天津：天津大學(xué)出版社，2005.

[6] 施新，馬朝臣.車用增壓器渦輪非穩(wěn)態(tài)流動(dòng)特性研究進(jìn)展[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2003(5)：36-39.

[7] 肖昕，李云清.車用渦輪增壓器蝸殼三維流場(chǎng)模擬分析[J].汽車技術(shù)，2011(9)：1-3.

[編輯： 潘麗麗]

Numerical Simulation of Asymmetric Double Channel Turbocharged Engine

MA Yi， SONG Tao， SHI Yanbin， CHEN Haie， DOU Huili

(R&D Center， China FAW Co., Ltd., Changchun 130011， China)

The physical model of double channel turbine was established by using GT-SUITE software and the calculation precision of the model was verified according to the test data. The performance, matching method and unsteady state characteristics of asymmetric turbocharger were analyzed with the model. The results show that the asymmetric double channel turbocharger has lower pumping loss and brake specific gas consumption than the symmetric one at the same EGR rate. A large flow and slightly asymmetry turbocharger can reduce the pumping loss further and the average efficiency under transient condition is lower than that under steady condition.

asymmetric double channel; turbocharger; natural gas engine; EGR

2016-06-26；

2016-09-26

馬義(1986—)，男，碩士，工程師，主要研究方向?yàn)樘烊粴獍l(fā)動(dòng)機(jī)燃燒與排放控制技術(shù)；mayixiajiabin@126.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.01.005

TK431

B

1001-2222(2017)01-0026-04