ZNR2.4羅茨機械增壓器性能試驗研究

劉厚根 張 攀

中南大學機電工程學院，長沙，410083

0 引言

發(fā)動機增壓技術可以提高發(fā)動機性能、減少廢氣排放。羅茨機械增壓器直接由發(fā)動機曲軸以固定傳動比驅動，相較于廢氣渦輪增壓器，具有結構簡單、瞬態(tài)響應快、工作性能穩(wěn)定等優(yōu)點，在汽車發(fā)動機上得到廣泛應用，成為現(xiàn)代汽車發(fā)動機增壓技術的重點研究方向之一[1-2]。奧迪3.0 L TFSI發(fā)動機、捷豹3.0 L V6發(fā)動機、奇瑞瑞虎1.6S搭載的SQR481FG發(fā)動機等均配置了羅茨機械增壓器。

目前，羅茨機械增壓器因其獨特的增壓優(yōu)勢在國外已有大量的研究和應用，且產(chǎn)品質量可靠，但出于技術保密而對外界封鎖。相對而言，國內(nèi)對羅茨機械增壓器研究的深度和廣度較國外都有很大差距。在羅茨機械增壓器性能研究方面，劉厚根等[3]建立了羅茨增壓器內(nèi)泄漏模型，并試驗驗證了該模型的正確性。朱曉東[4]基于LabVIEW平臺對1.0 L小排量機械增壓器氣流脈動的影響因素進行了虛擬試驗，得到氣流脈動規(guī)律。王曉軍[5]試驗研究了三葉轉子羅茨機械增壓器壓比和流量脈動規(guī)律。劉文強等[6]對羅茨機械增壓器主要噪聲產(chǎn)生的機理及相應的控制策略進行了探討。陳文波[7]對羅茨機械增壓器的氣體泄漏、消耗功率等性能進行了理論計算。國內(nèi)對羅茨機械增壓器的研究多以理論分析、仿真分析和單一性能試驗為主，缺少自主開發(fā)的羅茨機械增壓器以及全面的性能試驗研究。羅茨機械增壓器的實際工作性能受到多種因素的影響，只有通過試驗研究才能對理論加以驗證和補充，從而促進我國機械增壓器技術的發(fā)展。

本文基于自主研發(fā)的機械增壓器性能測試試驗臺，對筆者研制的具有扭葉轉子、異形進排氣口的ZNR2.4羅茨機械增壓器樣機的流量特性、泄漏損失、功率損失和噪聲特性進行試驗研究。

1 性能試驗方案與研究方法

1.1 ZNR2.4羅茨機械增壓器樣機

本試驗的研究對象ZNR2.4羅茨機械增壓器結構如圖1所示，其主要特征參數(shù)見表1。ZNR2.4羅茨機械增壓器主要由殼體、前蓋、兩個型線相同旋向相反的160°扭轉角四葉轉子、正時齒輪和驅動帶輪等組成。一般根據(jù)羅茨機械增壓器在發(fā)動機上的布置位置選定兩轉子中的一個與驅動帶輪連接，由發(fā)動機驅動。兩個轉子平行安裝在殼體內(nèi)，分別與一個齒輪同軸固連，由正時齒輪確?！皣Ш稀?，轉子間并不接觸，保持一定的間隙。在機械增壓器殼體尾端開設進氣口，側面開設排氣口。羅茨機械增壓器的流動特性主要受進排氣口形狀、轉子葉數(shù)、轉子型線和轉子扭轉角的影響。傳統(tǒng)的羅茨機械增壓器一般進排氣口形狀簡單，轉子為三葉的直葉或小扭轉角轉子(一般在60°左右)。本試驗研究的ZNR2.4羅茨機械增壓器(下文簡稱“機械增壓器”)進排氣口依據(jù)CFD分析進行了合理的優(yōu)化，采用新型四葉漸開線160°扭葉轉子。優(yōu)化后的異形進氣口可降低進氣口空氣流速，減小進氣損失。四葉160°扭轉角轉子可減小氣流脈動，降低空氣的軸向流動速率，縮短空氣在增壓器內(nèi)的滯留時間。這些設計可以很好地改善容積效率以及熱效率。

圖1 ZNR2.4羅茨機械增壓器基本結構Fig.1 Basic structure of ZNR 2.4 Roots supercharger

名稱數(shù)值增壓器轉子齒頂圓直徑(mm)85.75增壓器轉子長度(mm)144增壓器轉子扭轉角(°)160增壓器轉子節(jié)圓螺旋角(°)29.5增壓器進氣口直徑(mm)60增壓器出氣口直徑(mm)50增壓器中心軸距(mm)58轉子嚙合間隙(mm)0.3～0.5

1.2 試驗系統(tǒng)

圖2 試驗系統(tǒng)結構原理圖Fig.2 Test system structure schematic

本文機械增壓器性能試驗系統(tǒng)是基于SAE J1723-1995-08[8]搭建而成的。試驗系統(tǒng)原理如圖2所示，主要由變頻調速電機、空氣濾清器、進排氣溫度傳感器、進排氣壓強傳感器、扭矩轉速傳感器、節(jié)流閥、流量計、消聲器和管道等構成。機械增壓器由變頻電機通過多楔帶直接驅動，通過調節(jié)變頻器電機轉速來改變機械增壓器的轉速。在排氣口安裝一個背壓調節(jié)閥來控制排氣壓力，使機械增壓器達到不同的增壓比。在排氣管道末端加裝消聲器，模擬發(fā)動機及其排氣系統(tǒng)的阻抗消聲作用。電機與機械增壓器之間串聯(lián)扭矩轉速傳感器，可以直接讀取和記錄增壓器的轉速、扭矩和軸功率數(shù)據(jù)。增壓器進排氣口設置有壓力傳感器和溫度傳感器，讀取進排氣溫度和進排氣壓力。圖3是搭建的試驗臺實物圖。

所用測試儀器測量精度如下：壓力測量精度±0.2%；溫度測量精度±0.5℃；空氣流量測量精度±0.5%；增壓器出口壓力最大測量誤差±1 kPa，流量最大測量誤差±0.5%。噪聲測量采用CRY2120U實時聲壓分析儀，測量范圍為25～130 dB。

1.3 試驗方法

試驗通過調節(jié)增壓器轉速、排氣壓力等參數(shù)，對機械增壓器特性進行研究。選取了3 000，3 500，4 000，4 500，5 000，5 500，6 000 r/min 7個轉速分別測試。測試環(huán)境大氣壓pe=101.325 Pa，環(huán)境溫度Te=305 K。在測試時，先調節(jié)變頻電機的轉速，使機械增壓器轉速固定在某一指定值，調節(jié)背壓調節(jié)器的開度使增壓比為1.0。保持該增壓比直到排氣溫度穩(wěn)定不變。監(jiān)測并記錄各工況下的增壓器各個性能參數(shù)。然后逐漸減小背壓調節(jié)器開度使機械增壓器增壓比逐步增大并且分別穩(wěn)定在1.20、1.25、1.30、1.40、1.45、1.50、1.60、1.70。在每個壓比處測量性能參數(shù)。

由于目前國內(nèi)尚未建立羅茨機械增壓器噪聲測量的相關標準，而羅茨機械增壓器在原理上與羅茨風機相同，在結構上與羅茨風機接近,因此為了噪聲研究的客觀性，本次試驗研究噪聲測量參照國家標準GB/T 2888—2008[9]中對測量方法和測量環(huán)境的要求。圖4所示為噪聲測點分布，機械增壓器安裝在試驗臺上，距離地面高度1 m。測點C1、C2、C3距離增壓器表面1 m，分布在圖示3個方向上。測量場地選擇在停車坪，周圍20 m內(nèi)除地面以外基本無其他反射條件。試驗開始前和結束后，分別測量背景噪聲。

2 試驗結果與分析

2.1 機械增壓器流量特性分析

本次試驗未對機械增壓器做強制冷卻，其內(nèi)壓縮功接近于等熵絕熱壓縮[10]，因此可應用絕熱效率ηθ來評價機械增壓器的效率，計算式為[11]

(1)

ε=po/pi

(2)

式中,ε為增壓比；k為絕熱指數(shù)，k=1.4;pi、po分別為機械增壓器進排氣口絕對壓力，kPa；Ti、To分別為進排氣口溫度，K。

機械增壓器流量由排氣口的渦街流量計測得，實際流量Qs是將排氣流量Qo換算到進氣狀態(tài)下的數(shù)值，即

Qs=εQoTi/To

(3)

圖5為依據(jù)試驗數(shù)據(jù)繪制的機械增壓器質量流量特性圖。圖中虛線為轉速曲線，粗實線為等效率曲線。由圖5可以看出，機械增壓器在轉速3 000～6 000 r/min、壓比1.2～1.4的范圍內(nèi)，絕熱效率在0.6以上，最高絕熱效率大于0.65，而最高壓比可達1.7。機械增壓器處于大流量高轉速時，絕熱效率變低。轉速曲線豎直分布，呈現(xiàn)出很明顯的線性增壓效果，與理論結果吻合很好。

圖5 ZNR2.4羅茨機械增壓器質量流量特性Fig.5 Mass flow characteristics of ZNR2.4 Roots supercharger

為了便于分析,引入溫升比τ，定義為

τ=To/Ti

(4)

式(1)可寫為

(5)

可以看出壓比恒定的情況下，溫升比增大將會導致絕熱效率降低。由于試驗環(huán)境進氣溫度基本穩(wěn)定，因此導致絕熱效率降低的主要原因是機械增壓器排氣溫度的升高。圖6為本次研究的羅茨機械增壓器工作示意圖，羅茨機械增壓器是一種容積式泵，對氣體沒有內(nèi)壓縮，通過轉子將氣體從進氣口不斷推到排氣口實現(xiàn)增壓。圖中陰影部分控制體內(nèi)氣壓與入口氣壓都是pi，區(qū)域Ⅰ為控制體和排氣口剛開始連通，此時排氣口高壓氣體會回流進氣壓較低的控制體內(nèi)，這種回流沖擊會產(chǎn)生一定的熱量，導致回流沖擊損失。區(qū)域Ⅱ和Ⅲ由于轉子-轉子間隙、轉子-殼體間隙的存在，會導致高壓氣體向低壓側泄漏，泄漏氣流與轉子或殼體壁面摩擦產(chǎn)生熱量，導致泄漏損失。吸氣和排氣過程中也不可避免地會產(chǎn)生氣體與固體結構之間的摩擦，產(chǎn)生進排氣損失。此外，高速運轉的增壓器軸承、齒輪等零件產(chǎn)生的熱量也會傳遞給壓縮氣體，產(chǎn)生加熱損失。上述損失消耗的功轉化為熱量，其中相當一部分熱量被氣體吸收，且隨著轉速的增加，這些損失也會相應增加。因此，羅茨機械增壓器在發(fā)動機上應用時并非轉速越高越好，而是需要綜合權衡，在合適的轉速區(qū)域與發(fā)動機匹配。

圖6 羅茨機械增壓器工作原理示意圖Fig.6 Schematic diagram of the Roots supercharger working principle

2.2 機械增壓器容積效率分析

羅茨機械增壓器工作過程中會同時存在內(nèi)泄漏損失和外泄漏損失。內(nèi)泄漏損失是在進排氣壓差的作用下，排氣腔的部分氣體通過轉子間隙回流到進氣腔；而外泄漏損失是在增壓器機殼內(nèi)外壓差的作用下，氣體通過軸端間隙從增壓器的排氣腔往外面泄漏。如圖7所示，為了減小內(nèi)泄漏，本次試驗所使用的羅茨機械增壓器采用了轉子表面噴涂聚四氟乙烯的設計，在機械增壓器工作工程中，轉子表面富有彈性且具有自潤滑特性的涂層會隨溫度、壓力等工況變化來減小轉子與轉子、轉子與殼體的間隙，對內(nèi)泄漏起到很好的降低效果。轉子軸端采取唇形密封圈和密封墊片施行接觸型軸端密封，外泄漏損失相對很小，可忽略不計[11]。因此機械增壓器泄漏損失主要是內(nèi)泄漏損失，可以使用容積效率ηV表征其內(nèi)泄漏情況。

(a)無表面涂層 (b)有表面涂層圖7 表面噴涂聚四氟乙烯的轉子Fig.7 The rotor with surface coating of polytetra fluoro ethylene

依據(jù)性能試驗所得數(shù)據(jù)，得到機械增壓器的容積效率曲線，如圖8所示。由圖8可以看出，機械增壓器處于特定轉速時，容積效率總體上隨著壓比的增大不斷減小。轉速越高，容積效率曲線越平緩，在4 500 r/min以上的高轉速下，壓比對容積效率的影響較弱；機械增壓器處于特定壓比時，容積效率隨著轉速的提高而提高，并且增幅隨著壓比的增大逐步增大。綜合考慮轉速與壓比，容積效率在55%～90%的范圍內(nèi)變化，當轉速大于4 000 r/min時，在試驗所測的壓比范圍內(nèi)，容積效率高于70%。

圖8 ZNR2.4羅茨機械增壓器容積效率曲線Fig.8 Volumetric efficiency curve of ZNR2.4 Roots supercharger

機械增壓器容積效率受壓比變化影響比轉速變化影響大。主要原因為：機械增壓器轉子配合間隙相對穩(wěn)定，通過轉子間隙的氣體泄漏量受進氣與排氣側的壓差影響，隨著壓比增大，進氣與排氣側的壓差增大，轉子間隙泄漏量增大，導致容積效率減?。晦D速的變化則對泄漏量無顯著影響，但轉速變化會產(chǎn)生流量變化，從而導致容積效率變化。試驗結果表明該機械增壓器在工作轉速區(qū)間容積效率表現(xiàn)良好。

2.3 機械增壓器軸功率消耗分析

圖9所示是根據(jù)試驗數(shù)據(jù)繪制的機械增壓器軸功率曲線。依據(jù)試驗結果可得，在特定轉速下，軸功率隨壓比增大而增大，并且隨著轉速的提高，軸功率增幅有微小增加。理論上這些曲線應該增幅不變，出現(xiàn)這種情況的原因是隨著壓比增大，回流沖擊損失加劇，熱損失功率Nr增大。Nsh-n關系曲線近似為直線，可見，當壓比定值時，軸功率線性變化，即機械效率近似為定值。在轉速6 000 r/min、壓比1.7時最大軸功率約為0.7 kW,得到的羅茨機械增壓器功率消耗并沒有文獻[7]所指出的高功耗。

圖9 ZNR2.4羅茨機械增壓器軸功率曲線Fig.9 Shaft power curve of ZNR2.4 Roots supercharger

2.4 機械增壓器噪聲分析

機械增壓器的噪聲是衡量其環(huán)保性能的一項重要指標，為了研究該機械增壓器的綜合性能，根據(jù)1.3節(jié)所述的噪聲測量方法，對每一個工況下C1、C2、C3三個測量點的A聲級測量值按下式進行平均處理：

(6)

式中，La、L1、L2、L3分別為平均A聲級和C1、C2、C3三個測量點的A聲級，dB(A)。

由于背景噪聲比增壓器噪聲低且差值大于10 dB(A)，因此平均A聲級不做修正。圖10為試驗測量的羅茨機械增壓器噪聲平均A聲級隨壓比和轉速變化曲線。由圖10可以看出，羅茨機械增壓器噪聲有以下特點：轉速不變時，聲壓級與壓比成非線性關系；壓比1～1.3范圍內(nèi)，聲壓級隨壓比增大而減?。粔罕?.3～1.6范圍內(nèi)，聲壓級隨壓比增大而增大；壓比1.6～1.7范圍內(nèi)，聲壓級趨于穩(wěn)定。壓比不變時聲壓級隨轉速升高而增大，并且呈現(xiàn)出增幅變大的現(xiàn)象。

圖10 ZNR2.4羅茨機械增壓器噪聲曲線Fig.10 Noise curve of ZNR2.4 Roots supercharger

根據(jù)試驗結果分析，機械增壓器的噪聲主要來自于空氣動力噪聲和機械噪聲兩個方面。隨著機械增壓器轉速升高，機械增壓器零部件振動加劇，機械噪聲隨之增大。這一部分噪聲主要受軸承、轉子、正時齒輪等制造工藝和裝配工藝的限制，在現(xiàn)有的條件下很難進一步降低。如圖6所示，排氣口處會產(chǎn)生回流沖擊，而隨著壓比增大、轉速提高，回流沖擊勢必更為劇烈，同時不連續(xù)的壓縮過程也會產(chǎn)生氣流脈動，在增壓器排氣口共同導致復雜的渦流，引發(fā)噪聲[12]。壓比增大加大了增壓器內(nèi)泄漏量，排氣口高壓氣體回流，與進氣口的低壓氣體相遇瞬間膨脹，產(chǎn)生噪聲。分析圖10可知，在不同壓比下聲壓級隨轉速的變化趨勢非常接近，而同一轉速下，更高的壓比會明顯地增大噪聲，這說明在空氣動力噪聲和機械噪聲兩個方面，空氣動力噪聲是增壓器的主要噪聲來源。本研究所用機械增壓器使用了大扭轉角轉子，氣流脈動已達到較低水平，因此可通過增加預排氣設計來降低回流沖擊、優(yōu)化轉子間隙來減小內(nèi)泄露等措施進一步降低氣動噪聲。此外，當增壓器安裝在整車上之后，由于進氣口連接空氣濾清器(具有阻性消聲器的作用)，排氣口與發(fā)動機進氣口相連通，噪聲還會有大幅減小。

3 結論

(1)增壓器在3 000 r/min時就進入高效率區(qū)，因此在低速時就能迸發(fā)出最優(yōu)增壓效果，但轉速超過6 000 r/min后各個壓比下熱效率均下降。

(2)羅茨機械增壓器中高轉速(4 000～6 000 r/min)時容積效率可達75%以上，適當提高機械增壓器轉速可提高增壓器容積效率，但無助于減小增壓器的內(nèi)泄漏量。

(3)羅茨機械增壓器運行時所消耗的功率最高僅0.7 kW，而其中大部分功率用于空氣增壓，因此羅茨機械增壓器客觀上對發(fā)動機功率的消耗十分有限。

(4)轉速和壓比均會影響噪聲聲壓，由轉速上升和壓比增大引起的氣動噪聲成為噪聲的主要增長成分，最高噪聲為95 dB(A)。