基于蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化的徑流渦輪葉片激振力弱化研究

于效順,李延昭,張曉林,張金明,信效芬

(1.濰坊科技學(xué)院智能制造學(xué)院,山東 壽光 262700;2.機(jī)械工業(yè)內(nèi)燃機(jī)增壓系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,山東 壽光 262719)

近年來(lái),內(nèi)燃機(jī)功率密度得到了顯著提高。渦輪增壓器作為內(nèi)燃機(jī)的關(guān)鍵部件,利用了內(nèi)燃機(jī)的廢氣能量,使內(nèi)燃機(jī)進(jìn)氣量增加,有效地提高了內(nèi)燃機(jī)效率,在提高內(nèi)燃機(jī)功率密度和改善排放方面發(fā)揮著重要作用[1-2]。渦輪頭作為增壓器的重要部件,直接暴露在高溫高速的內(nèi)燃機(jī)廢氣中,工作環(huán)境非常惡劣,因而成為增壓器故障率最高的部件之一[3]。增壓器渦輪頭的故障模式主要有渦輪葉片的高溫蠕變、渦輪背盤(pán)和葉根的低周疲勞破壞以及葉片的高周疲勞破壞等[4]。隨著增壓器轉(zhuǎn)速的提高以及發(fā)動(dòng)機(jī)變工況應(yīng)用的需求,葉片振動(dòng)引起的高周疲勞已成為影響渦輪壽命最重要的因素[5]。因此,對(duì)渦輪葉片振動(dòng)的研究和數(shù)值預(yù)測(cè)變得越來(lái)越重要。

關(guān)于渦輪葉片振動(dòng)和高周疲勞的研究國(guó)內(nèi)外已有較多成果發(fā)表。Kreuz-Ihli T等[6]對(duì)徑流渦輪在非定常流場(chǎng)下的振動(dòng)特性進(jìn)行了試驗(yàn)和數(shù)值研究,結(jié)果表明渦輪葉片受到的激勵(lì)主要來(lái)自蝸殼內(nèi)的蝸舌部位。馬大義等[7]研究了某小型發(fā)動(dòng)機(jī)二級(jí)靜葉在非定常氣流激勵(lì)下的流場(chǎng)分布形式和葉片振動(dòng)特征,結(jié)果表明葉片的最大應(yīng)力點(diǎn)位于葉根,最大變形位于前緣。Senn等[8]通過(guò)三維仿真計(jì)算研究了脈沖混流增壓器渦輪葉片的振動(dòng)激勵(lì)問(wèn)題,結(jié)果表明脈沖可以增加渦輪葉片的氣流激勵(lì)力,從而加劇渦輪葉片的高周疲勞問(wèn)題。Heuer等[9]提出了一種更加快速和經(jīng)濟(jì)的分析方法,該方法把CFD模擬的數(shù)值結(jié)果與應(yīng)變片測(cè)量數(shù)據(jù)相結(jié)合,并指出減小蝸舌半徑會(huì)導(dǎo)致更高的葉片振動(dòng)激勵(lì)。Stephan等[10]研究了雙流道蝸殼的蝸舌高度和蝸舌夾角這兩個(gè)關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)葉片激振的影響,結(jié)果表明減小蝸舌高度將會(huì)顯著增加葉片激振,增大蝸舌夾角可以有效降低葉片激振。

但是,調(diào)整蝸舌關(guān)鍵參數(shù)會(huì)直接改變渦輪機(jī)的通流能力和性能。為了在不影響渦輪機(jī)通流能力和性能的前提下降低渦輪葉片的激振力,本研究提出了一種基于蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化的渦輪葉片激振力弱化方案。蝸殼的非軸對(duì)稱幾何結(jié)構(gòu)導(dǎo)致蝸殼流場(chǎng)周向壓力分布不均勻,而且因?yàn)槲伾嗟姆忾]作用,在蝸舌后方形成了高靜壓區(qū)域,葉片經(jīng)過(guò)此處會(huì)受到較大的氣動(dòng)激勵(lì),從而引發(fā)較大的激振力幅值。通過(guò)對(duì)蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,可以降低高靜壓區(qū)的壓力峰值,最終減小渦輪葉片受到的激振力幅值。

1 研究對(duì)象

某國(guó)6車用發(fā)動(dòng)機(jī)在機(jī)械開(kāi)發(fā)試驗(yàn)過(guò)程中連續(xù)出現(xiàn)渦輪葉片斷裂問(wèn)題,該發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)見(jiàn)表1。試驗(yàn)進(jìn)行到2 700 r/min滿負(fù)荷運(yùn)行時(shí),渦輪葉片發(fā)生斷裂,此時(shí)對(duì)應(yīng)增壓器轉(zhuǎn)速約為180 000 r/min,發(fā)動(dòng)機(jī)功率突然下降,停機(jī)拆開(kāi)管道發(fā)現(xiàn)增壓器蝸殼劃殼,渦輪葉片嚴(yán)重卷曲,渦輪從距離輪轂1/3處掉落1個(gè)葉片,故障渦輪實(shí)物見(jiàn)圖1。渦輪斷口分析照片見(jiàn)圖2,從圖中可以看出,導(dǎo)致渦輪葉片斷裂的問(wèn)題點(diǎn)位于圖中箭頭所示處,該處可見(jiàn)疲勞貝紋線及高溫變色痕跡。對(duì)渦輪葉片進(jìn)行金相和材料分析,葉片材料性能均符合要求。

圖1 故障渦輪實(shí)物

圖2 葉片斷口

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

通過(guò)對(duì)渦輪故障模式進(jìn)行分析,發(fā)現(xiàn)該渦輪葉片斷裂符合葉片振動(dòng)導(dǎo)致的高周疲勞失效模式。為進(jìn)一步研究葉片斷裂原因,并找到合適的解決方案,以該發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪增壓器的渦輪機(jī)為研究對(duì)象,通過(guò)數(shù)值仿真方法對(duì)該渦輪葉片激勵(lì)來(lái)源以及蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)對(duì)渦輪葉片激振力的影響開(kāi)展研究。

研究對(duì)象包含蝸殼進(jìn)口段、蝸殼流道和全周渦輪流道三部分。該增壓器設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速180 000 r/min,設(shè)計(jì)流量0.13 kg/s。該渦輪機(jī)的基本參數(shù)見(jiàn)表2,基本結(jié)構(gòu)示意見(jiàn)圖3,渦輪機(jī)周向位置及葉片編號(hào)見(jiàn)圖4。

圖3 渦輪機(jī)結(jié)構(gòu)示意

圖4 渦輪機(jī)周向位置及葉片編號(hào)

表2 渦輪機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)

2 數(shù)值建模

2.1 CFD模型

本研究采用ANSYS-CFX建立渦輪機(jī)非定常流場(chǎng)模型,選擇SST-kω兩方程模型作為湍流模型,采用High-Resolution高階差分法進(jìn)行空間離散,最終基于三維黏性雷諾平均N-S方程進(jìn)行求解[11]。為了保證蝸殼上游的流場(chǎng)不均勻性可以向下游傳遞,轉(zhuǎn)靜子交界面采用Frozen-Rotor轉(zhuǎn)子凍結(jié)法。

由于模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜,采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行空間離散,并在流體域壁面附近采用三棱柱網(wǎng)格設(shè)置8層邊界層網(wǎng)格,其中第一層網(wǎng)格高度設(shè)置為0.01 mm,確保固體壁面附近的Y+值在1附近。模型的網(wǎng)格數(shù)目達(dá)到950萬(wàn),網(wǎng)格模型見(jiàn)圖5。

圖5 網(wǎng)格模型

2.2 渦輪動(dòng)力學(xué)分析

在模態(tài)分析中,使用循環(huán)對(duì)稱來(lái)創(chuàng)建渦輪扇區(qū)模型(見(jiàn)圖6)。其中一個(gè)扇區(qū)的有限元模型由20 000個(gè)網(wǎng)格單元組成,網(wǎng)格類型采用10節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格類型。渦輪材料為K418,渦輪輪轂固支。葉片一階模態(tài)振型見(jiàn)圖7,可以看出后緣葉頂振動(dòng)最大,而靠近輪轂的前緣振動(dòng)較小。

圖6 有限元網(wǎng)格模型

圖7 葉片一階模態(tài)振型

對(duì)于渦輪葉片氣流激勵(lì)振動(dòng)問(wèn)題的研究,首先需要明確渦輪葉片結(jié)構(gòu)的共振條件。對(duì)于單個(gè)葉片結(jié)構(gòu),當(dāng)非定常作用力的頻率等于葉片某階模態(tài)的固有頻率時(shí),葉片結(jié)構(gòu)發(fā)生共振[12],即

fi=kfe。

(1)

式中：fi為葉片某階固有頻率;fe為激振力頻率。在同樣激振力條件下,發(fā)生共振時(shí)葉片的振幅和振動(dòng)應(yīng)力隨k值的增大而降低。

但是,渦輪結(jié)構(gòu)作為典型的循環(huán)周期對(duì)稱結(jié)構(gòu),結(jié)構(gòu)共振被激起不僅需要滿足激振力頻率等于結(jié)構(gòu)某階模態(tài)固有頻率,且要求該激勵(lì)在周向空間分布上與渦輪結(jié)構(gòu)的模態(tài)振型滿足一定的聯(lián)系[13]。渦輪結(jié)構(gòu)振型的空間分布形式可以用節(jié)徑數(shù)來(lái)表征,當(dāng)激勵(lì)階次在周向空間上滿足與耦合系統(tǒng)節(jié)徑型振動(dòng)的節(jié)徑數(shù)相對(duì)應(yīng)的關(guān)系時(shí)才能激起渦輪結(jié)構(gòu)的共振[14]。根據(jù)Wilson等[15]的研究,渦輪結(jié)構(gòu)耦合共振的條件為

±ND=N·S-k·M。

(2)

式中：k=(1,2,3…)且ND≤M/2;ND為節(jié)徑數(shù);N為導(dǎo)葉的數(shù)目,在無(wú)導(dǎo)葉的情況下N等于1;S為激勵(lì)的階次;M為渦輪葉片數(shù)。在ND≤M/2條件下,最大的節(jié)徑數(shù)取決于渦輪的葉片數(shù),本研究渦輪最大節(jié)徑數(shù)為4。

渦輪一階模態(tài)族振型如圖8所示,圖中顯示了渦輪相應(yīng)節(jié)徑的變形和固有頻率。渦輪模態(tài)均為葉片1節(jié)線振型,僅有節(jié)徑數(shù)不同,據(jù)此可以將它們劃分為渦輪一階模態(tài)族。

圖8 渦輪一階模態(tài)族振型云圖

根據(jù)模態(tài)計(jì)算結(jié)果繪制出的坎貝爾圖見(jiàn)圖9。圖中激勵(lì)的階次用S來(lái)描述,階次S為激勵(lì)的頻率與渦輪轉(zhuǎn)速頻率之比。渦輪的工作轉(zhuǎn)速區(qū)間為110 000～180 000 r/min,在考慮了激勵(lì)的階次與模態(tài)節(jié)徑數(shù)的匹配后,一階模態(tài)族共振點(diǎn)如圖9中圓點(diǎn)所示。本研究為了對(duì)最危險(xiǎn)工況進(jìn)行考慮,選擇的共振點(diǎn)為5階氣動(dòng)激勵(lì)誘發(fā)的一階4節(jié)徑模態(tài)共振,此時(shí)渦輪工作轉(zhuǎn)速為177 400 r/min,后續(xù)激振力計(jì)算按照該轉(zhuǎn)速進(jìn)行。

圖9 坎貝爾圖

2.3 邊界條件

合理設(shè)定邊界條件是數(shù)值模擬計(jì)算中最基礎(chǔ)的環(huán)節(jié),模擬的穩(wěn)定性和準(zhǔn)確性與邊界條件有直接的關(guān)系。為更好地與后續(xù)試驗(yàn)邊界對(duì)應(yīng),數(shù)值模型中渦輪機(jī)進(jìn)口給定總溫和總壓邊界條件,渦輪機(jī)出口給定平均靜壓邊界條件,壁面均假定為絕熱無(wú)滑移壁面。數(shù)值模擬計(jì)算需要的邊界條件及參數(shù)見(jiàn)表3。

表3 邊界條件及參數(shù)

2.4 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性,進(jìn)行了原機(jī)渦輪的氣動(dòng)性能臺(tái)架試驗(yàn),分別測(cè)試了140 000 r/min,160 000 r/min和180 000 r/min轉(zhuǎn)速工況下的渦輪機(jī)整機(jī)性能。渦輪增壓器測(cè)試系統(tǒng)及原理分別見(jiàn)圖10和圖11。

圖10 渦輪增壓器測(cè)試裝置

圖11 渦輪增壓器臺(tái)架測(cè)試系統(tǒng)原理

數(shù)值仿真計(jì)算結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)獲得的渦輪整機(jī)性能進(jìn)行對(duì)比,結(jié)果見(jiàn)圖12。由對(duì)比可知,仿真計(jì)算出的渦輪機(jī)通流流量與試驗(yàn)基本一致。計(jì)算的效率比試驗(yàn)值略低,其誤差范圍為1%～4%,但效率值總體預(yù)測(cè)趨勢(shì)與試驗(yàn)一致,且高速工況下的效率誤差更小。通過(guò)性能對(duì)比可知,流場(chǎng)仿真結(jié)果基本可信。

圖12 數(shù)值模型的試驗(yàn)驗(yàn)證

3 原型渦輪機(jī)流場(chǎng)分析

圖13示出葉片通過(guò)蝸舌時(shí)刻渦輪機(jī)橫截面靜壓云圖。分析圖13可以看出,受非軸對(duì)稱蝸殼幾何和蝸舌封閉作用的影響,蝸殼周向壓力分布不均勻,在蝸舌附近存在一個(gè)高靜壓區(qū)域。該高靜壓區(qū)域的形成是由于驅(qū)動(dòng)渦輪旋轉(zhuǎn)一周后的氣流在蝸舌后方位置與進(jìn)氣氣流產(chǎn)生摻混和撞擊,導(dǎo)致該處的氣流速度降低,蝸舌附近的高靜壓區(qū)是渦輪葉片壓力干擾和激勵(lì)的主要來(lái)源。

圖13 葉片通過(guò)蝸舌時(shí)刻渦輪機(jī)橫截面靜壓云圖

為探究蝸舌附近的高靜壓區(qū)域?qū)u輪葉片壓力干擾和激勵(lì)的作用機(jī)理,針對(duì)1號(hào)葉片吸力面和壓力面不同葉高處的前緣、約50%弦長(zhǎng)位置和尾緣處共設(shè)置18個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn),觀察壓力隨時(shí)間的變化情況,葉片轉(zhuǎn)動(dòng)起始位置見(jiàn)圖4,測(cè)點(diǎn)位置見(jiàn)圖14。圖15示出葉片表面不同葉高處壓力面靜壓和吸力面靜壓隨渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)角的變化。圖16示出對(duì)應(yīng)位置的壓力面與吸力面靜壓差隨渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)角的變化。

圖14 測(cè)點(diǎn)位置示意

圖15 不同葉高測(cè)點(diǎn)靜壓隨渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)角的變化

圖16 不同葉高測(cè)點(diǎn)靜壓差隨渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)角的變化

從圖15中可以看出,吸力面的靜壓波動(dòng)比壓力面大。葉片吸力面壓力在經(jīng)過(guò)蝸舌后出現(xiàn)峰值,且出現(xiàn)時(shí)間與葉片經(jīng)過(guò)蝸舌的時(shí)間表現(xiàn)出了良好的一致性,由此判斷葉片表面壓力波動(dòng)主要由蝸舌引起。吸力面對(duì)于蝸舌干擾的響應(yīng)十分迅速,而壓力面表面的靜壓響應(yīng)與吸力面相比要延后一段時(shí)間,變化速度也更慢。這是因?yàn)槿~片吸力面比壓力面先進(jìn)入高靜壓區(qū)域,此時(shí)壓力面還未受到高靜壓區(qū)的影響。吸力面壓力迅速升高會(huì)導(dǎo)致葉片載荷突然減小,產(chǎn)生劇烈振蕩,甚至導(dǎo)致葉片載荷方向發(fā)生變化。

圖16所示的壓差曲線反映了測(cè)點(diǎn)處作用在葉片上的瞬時(shí)壓力變化。在葉片表面靜壓開(kāi)始波動(dòng)時(shí),其壓力面與吸力面對(duì)應(yīng)點(diǎn)處的靜壓差總是先減小后增大,這會(huì)導(dǎo)致葉片原本承受的由壓力面指向吸力面的動(dòng)態(tài)氣體作用力突然消失,甚至反向,隨后再迅速增大。這種載荷的周期性變化使葉片發(fā)生振動(dòng)。

對(duì)比圖15和圖16可以看出,前緣處的壓差在葉片轉(zhuǎn)動(dòng)到10°時(shí)出現(xiàn)谷值,50%弦長(zhǎng)處的壓差在葉片轉(zhuǎn)動(dòng)到40°時(shí)才出現(xiàn)谷值,而尾緣處沒(méi)有明顯的谷值出現(xiàn)。這是由于葉片前緣與尾緣之間的流向距離較大且渦輪葉片后彎導(dǎo)致的,蝸舌帶來(lái)的流體速度變化以及壓力波動(dòng)需要經(jīng)過(guò)一定時(shí)間才能傳播到葉片尾緣。以葉片經(jīng)過(guò)蝸舌的時(shí)間為起點(diǎn),氣體作用力的突變會(huì)先出現(xiàn)在葉片前緣,后出現(xiàn)在大弦長(zhǎng)位置。而且壓差在流向方向上逐漸減小,隨著流向距離的增大,上游氣流經(jīng)過(guò)葉片通道的演化以及與主流的摻混,蝸舌附近高靜壓區(qū)域?qū)u輪葉片的壓力干擾和激勵(lì)作用逐漸減弱,反映在圖中就是前緣靜壓波動(dòng)比尾緣大。從圖中還可以看出,小葉高位置波動(dòng)比大葉高位置大,這與蝸舌附近高靜壓區(qū)域的流道截面靜壓分布有關(guān)(見(jiàn)圖17)。渦輪葉片最大靜壓波動(dòng)出現(xiàn)在葉片吸力面前緣葉跟處,為182.4 kPa。

圖17 蝸殼10°截面靜壓云圖

綜上分析,渦輪葉片經(jīng)過(guò)蝸舌時(shí)氣體作用力突然變化甚至反向,這會(huì)使葉片振動(dòng)的同時(shí)承受一個(gè)交變應(yīng)力的作用,而且氣體作用力并不是同時(shí)作用在整個(gè)葉片上,而是會(huì)首先出現(xiàn)在前緣,然后向尾緣方向移動(dòng)(見(jiàn)圖18)。激勵(lì)作用位置與周邊的壓力差較大,而且動(dòng)態(tài)變化,所以渦輪葉片非常容易出現(xiàn)高周疲勞失效問(wèn)題。

圖18 不同時(shí)刻葉片吸力面靜壓分布

為了驗(yàn)證上述推論,對(duì)葉片吸力面不同位置處?kù)o壓隨時(shí)間的波動(dòng)信號(hào)進(jìn)行快速傅里葉變換(FFT), 因?yàn)槿~片表面的靜壓波動(dòng)直接關(guān)系到作用在其上的激振力的幅值和頻率,只對(duì)靜壓進(jìn)行時(shí)域上的分析是無(wú)法觀察這些特點(diǎn)的,葉片吸力面不同測(cè)點(diǎn)處?kù)o壓幅值頻譜見(jiàn)圖19。從圖中可以看出,前緣處激勵(lì)幅值明顯大于其他位置,尾緣處激勵(lì)幅值較小且隨階次的變化較小,前緣和50%弦長(zhǎng)處激勵(lì)的幅值隨著激勵(lì)階次的變化先增加再減小,在5階氣動(dòng)激勵(lì)位置出現(xiàn)了激勵(lì)幅值的最大峰值,5階氣動(dòng)激勵(lì)恰好會(huì)誘發(fā)渦輪一階4節(jié)徑模態(tài)共振,該處激勵(lì)幅值較高意味著渦輪葉片更容易破壞。

圖19 葉片吸力面不同測(cè)點(diǎn)處?kù)o壓幅值頻譜圖

4 激振力弱化研究

4.1 激振力弱化方案

蝸舌附近高靜壓區(qū)域?qū)е碌臍饬鞲哳l擾動(dòng)轉(zhuǎn)化為渦輪轉(zhuǎn)子通道內(nèi)壓力的波動(dòng),這種壓力干擾使得葉片表面產(chǎn)生較強(qiáng)的氣流激振力,對(duì)于葉片的疲勞壽命和可靠性產(chǎn)生不利影響。為了對(duì)激振力進(jìn)行弱化,本研究從擾動(dòng)產(chǎn)生的來(lái)源出發(fā),設(shè)計(jì)一種基于蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化的激振力弱化方案,通過(guò)進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化提高蝸舌后方區(qū)域的氣流速度,從而降低高靜壓區(qū)的壓力峰值,在不改變蝸殼關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)的前提下減小渦輪葉片受到的激振力幅值。

蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案見(jiàn)圖20,采用收斂型的幾何形態(tài),約束蝸殼進(jìn)口到渦輪入口封閉段的結(jié)構(gòu)參數(shù),將發(fā)動(dòng)機(jī)排氣可用勢(shì)能的一部分轉(zhuǎn)化為動(dòng)能,氣流獲得更高的入口速度。其中方案1為進(jìn)口段延長(zhǎng)模型,延長(zhǎng)進(jìn)口段更好地約束氣流入射角度;方案2為進(jìn)口面積增大模型,增大進(jìn)口面積增加了進(jìn)口段收斂速度;方案3和方案4為進(jìn)口段末端收口模型,方案3蝸殼進(jìn)口不變,前端快速收斂,后端穩(wěn)定氣流入射角度,方案4相對(duì)方案3來(lái)說(shuō),前端快速收斂段進(jìn)行氣流圓滑約束。

圖20 蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案示意

4.2 激振力弱化方案結(jié)果

優(yōu)化蝸殼進(jìn)氣結(jié)構(gòu)以減弱氣流激振力的前提是不對(duì)渦輪的氣動(dòng)性能產(chǎn)生太大的影響,以保證與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配。通過(guò)比較不同方案與原型的流量和效率變化,來(lái)考察進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案對(duì)渦輪性能產(chǎn)生的影響,結(jié)果見(jiàn)表4。從表中數(shù)據(jù)可以看出,不同方案的進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化對(duì)渦輪的總體性能產(chǎn)生的影響都比較小,變化范圍都在2%以內(nèi)。說(shuō)明基于上述方案可以在不影響渦輪氣動(dòng)性能的前提下,實(shí)現(xiàn)對(duì)激振力的弱化探究。

表4 不同方案流量、效率與原型的歸一化比較

圖21示出了不同方案下蝸殼進(jìn)口段出口截面的速度分布云圖,從圖中對(duì)比可以看出,四種改進(jìn)方案的蝸殼進(jìn)口段出口速度均高于原型蝸殼,方案4提高得更加明顯,一定程度上抑制了蝸舌封閉作用導(dǎo)致的局部靜壓增大,降低了高靜壓區(qū)的壓力峰值。初步對(duì)比可知,方案4效果更為理想,而對(duì)于葉片激勵(lì)水平的影響還要通過(guò)進(jìn)一步的激振力分析進(jìn)行驗(yàn)證和確認(rèn)。

根據(jù)圖8可知,葉輪一階模態(tài)族振型的最大位移在葉片尾緣葉尖,當(dāng)激勵(lì)位于振型分量較大的位置時(shí)會(huì)對(duì)模態(tài)起到很好的激發(fā)作用,所以前緣處較大的激勵(lì)幅值可能不會(huì)誘發(fā)較大的葉片振動(dòng),因?yàn)樵搮^(qū)域的模態(tài)振型具有非常低的振動(dòng)幅值。為了詳細(xì)地分析不同結(jié)構(gòu)方案對(duì)葉片激振力水平的影響,選取葉片吸力面靠近尾緣葉尖區(qū)域的3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力進(jìn)行時(shí)域和頻域分析,結(jié)果如圖22和圖23所示。

圖22 不同方案監(jiān)測(cè)點(diǎn)靜壓波動(dòng)與原型的比較

圖23 不同方案監(jiān)測(cè)點(diǎn)靜壓幅值與原型的比較

從圖22中監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力隨時(shí)間的波動(dòng)圖可以看出,在葉片旋轉(zhuǎn)一個(gè)周期之內(nèi),蝸殼進(jìn)口段末端收口方案使葉片靜壓峰值降低且靜壓波動(dòng)幅值減小。從圖23中監(jiān)測(cè)點(diǎn)靜壓幅值圖可以看出,改型后的靜壓幅值相比于原型都有不同程度的降低,其中方案4的靜壓幅值減小程度最大,方案4在前緣監(jiān)測(cè)點(diǎn)處幅值降低18.8%,在50%弦長(zhǎng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處幅值降低13.1%,在尾緣監(jiān)測(cè)點(diǎn)處幅值降低14.6%,可見(jiàn)方案4能有效降低葉片表面的激振力水平。正如圖21的分析結(jié)果所示,方案4提高了蝸舌后方的氣流速度,有效降低了激振力幅值,說(shuō)明方案4在本研究中效果明顯。

5 結(jié)論

a) 渦輪葉片入口處的壓力波動(dòng)是渦輪葉片振動(dòng)的激勵(lì)源;對(duì)于無(wú)導(dǎo)葉蝸殼來(lái)說(shuō),渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)壓力波動(dòng)最大的位置是蝸殼的蝸舌部位,渦輪葉片載荷在葉片經(jīng)過(guò)蝸舌時(shí)發(fā)生劇烈振蕩,導(dǎo)致渦輪葉片高周疲勞失效;

b) 通過(guò)蝸殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化可以降低蝸舌部位的壓力波動(dòng),進(jìn)而降低渦輪葉片的激振力;與以往關(guān)注蝸殼流道結(jié)構(gòu)優(yōu)化不同,本研究通過(guò)對(duì)蝸殼進(jìn)氣段的結(jié)構(gòu)優(yōu)化實(shí)現(xiàn)了渦輪葉片激振力弱化,保證了增壓器結(jié)構(gòu)優(yōu)化后仍能與發(fā)動(dòng)機(jī)保持良好的匹配;

c) 4種進(jìn)氣結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案都能在幾乎不影響渦輪機(jī)性能的前提下降低渦輪葉片的激振力,其中方案4葉片激振幅值減小了18.8%,為最優(yōu)方案。