離心式壓氣機變工況模擬及軸向力變化機理分析

摘要： 在相繼增壓系統(tǒng)切換過程中增壓器軸向力的變化會嚴重影響其穩(wěn)定性，以Garrett TBP4增壓器的壓氣機端為研究對象，建立了壓氣機全流道計算域并劃分多面體網(wǎng)格，設計7個工況，利用CFD研究了相繼增壓系統(tǒng)切換過程中的切換時間、切換轉速、切換出口壓力變化對壓氣機軸向力的影響規(guī)律，同時結合內(nèi)部流場分析軸向力變化機理。結果表明：切換時間主要影響軸向力的突增時刻，切換轉速幅值主要影響最終軸向力的大小，切換出口壓力幅值主要影響軸向力突增與否；葉片軸向力受流場影響最大。

關鍵詞： 相繼增壓系統(tǒng)；離心式壓氣機；軸向力

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.04.006

中圖分類號： U464.135.2文獻標志碼： B文章編號： 1001-２２２２（２０24）０4-００38-０8

相繼渦輪增壓系統(tǒng)［1］，由2臺或2臺以上不同大小渦輪增壓器［2］并聯(lián)組成，根據(jù)發(fā)動機不同工況對增壓器的工作數(shù)量進行控制。當發(fā)動機轉速或負荷高于設定值時，由小增壓器切換為大增壓器，當負荷進一步提升時由大增壓器切換為雙增壓器模式；當發(fā)動機轉速或負荷降低時進行反向切換［3］。切換過程對增壓器軸向力的影響因素包括切換時間、切換轉速幅值、切換出口壓力幅值、發(fā)動機排氣背壓、發(fā)動機負荷和轉速等。因此，在相繼增壓系統(tǒng)中增壓器常處于變工況運行，導致其工作環(huán)境進一步惡劣，增壓器易出現(xiàn)漏油、葉片與殼體摩擦、止推軸承損壞等情況［4］。增壓器的壓氣機端作為直接增壓的核心部件，內(nèi)部氣體壓力較大，增壓器輕量化設計導致增壓器動載荷尤其是轉子不平衡力增大［5］，可變結構增壓器更進一步增加了軸向不平衡力。王超等［6］探究了發(fā)動機不同運行工況和排氣制動工況下渦輪增壓器的軸向力變化情況，發(fā)現(xiàn)瞬態(tài)工況下軸向力與發(fā)動機負荷、扭矩等加載速率有關。張虹等［7］利用流固耦合方法對壓氣機近阻塞、最高效率以及近喘振3個典型工況點進行研究，發(fā)現(xiàn)壓氣機葉輪應力在軸孔底部最大，同時受離心載荷和氣動載荷作用。馬朝臣等［8］研究了葉輪與進氣彎管和出口蝸殼發(fā)生動靜干涉時的壓氣機葉輪氣動激勵與振動，發(fā)現(xiàn)壓氣機長葉片吸力面前緣動應力與離心應力較大，容易造成疲勞失效和發(fā)生斷裂的風險。張健健等［9］對增壓器止推軸承承載能力進行評估，為增壓器止推軸承前期選型提供參考。Mohand Younsi等［10］提出預測軸向力的半經(jīng)驗公式。Thales Freitas Peixoto等［11］通過壓氣機出口和擴壓板之間的壓力計算軸向力。M. Fontana等［12］用試驗方法得到離心式壓氣機軸向力的結果。為深入了解壓氣機內(nèi)部氣體的流動狀況，康達等［13］利用數(shù)值方法對高壓比離心壓氣機漩渦結構和流動損失的產(chǎn)生及機理進行研究，總結出了受迫渦與自由渦的二次流識別方法。趙會晶等［14］利用試驗方法研究了葉頂間隙對離心式壓氣機總體性能及流場的影響，結果表明：壓氣機在運行過程中葉頂間隙會隨時間波動，且葉頂間隙增大會使得壓氣機效率和壓比下降，同時流量的變化會使泄漏二次流影響的區(qū)域發(fā)生變化。

目前對于相繼增壓系統(tǒng)切換過程中的壓氣機軸向力變化規(guī)律研究較少，所以本研究以Garrett TBP4增壓器的壓氣機為研究對象，選取了相繼增壓切換過程中3個主要影響因素即切換時間、切換轉速、切換出口壓力變化對壓氣機軸向力的影響規(guī)律進行了研究。試驗工況為發(fā)動機轉速1 350 r/min，100%負荷。

1模型建立及驗證

為獲得壓氣機流體域，采用solidworks軟件建立壓氣機葉輪、壓氣機殼等幾何模型，通過Ansys SCDM軟件對壓氣機從進口到擴壓器出口的轉動區(qū)域和壓氣機殼體的靜止區(qū)域進行提取、分割，設置動靜域的交界面，使得兩個區(qū)域的數(shù)據(jù)進行交換。

圖1示出增壓器軸向力示意圖，取渦輪端指向壓氣機端為負方向。利用fluent meshing軟件繪制壓氣機全流道多面體網(wǎng)格，由于軸向力主要來源為葉片、輪轂、輪背， 且葉片、輪轂區(qū)域結構較為復雜、扭曲，故對其周圍的區(qū)域進行加密處理。圖2示出壓氣機計算域網(wǎng)格模型。

為保證計算效率的同時獲得高質(zhì)量CFD計算結果，制定5種壓氣機網(wǎng)格方案：90萬、120萬、166萬、254萬、366萬。按照邊界理論，若邊界層的厚度比物面特征尺寸小得多，在運用N-S方程進行逐項數(shù)量級分析時，可近似認為邊界層垂直方向上的壓力不變，并且壓氣機軸向力形成的主要原因是兩端氣動載荷分布不均勻，因此，用靜壓作為網(wǎng)格無關性的評價指標。在壓氣機相鄰兩葉片之間取10個點對壓力進行監(jiān)測，如圖3所示。圖4示出了壓力驗證結果，圖中量綱為一的數(shù)值x表示所取的10個點。

如圖4所示，監(jiān)測點的壓力值隨著網(wǎng)格密度的增加而增大，且方案四與方案五的結果差值不超過1.5%，為了節(jié)約計算資源、加快計算時間，選擇方案四作為計算網(wǎng)格方案。

本研究選用的機型與文獻［15］中一致，所以利用壓氣機出口模擬壓力值與文獻［15］中試驗壓力值對比進行模型驗證。不同轉速下壓氣機出口壓力對比結果如表1所示。由表1可知，試驗值與模擬值的誤差在5%之內(nèi)，相對誤差在工程允許范圍之內(nèi)，所以該模型滿足要求。

2切換過程壓氣機軸向力仿真分析

進行壓氣機瞬態(tài)軸向力仿真前，對其初始場進行穩(wěn)態(tài)計算，以穩(wěn)態(tài)計算結果作為瞬態(tài)計算的初始條件。穩(wěn)態(tài)計算邊界條件為增壓器轉速80 768 r/min、壓氣機出口壓力194 496 Pa。穩(wěn)態(tài)計算壓氣機軸向力為-14.94 N。

2.1切換時間對壓端軸向力的影響規(guī)律

2.1.1切換邊界條件設置

壓氣機邊界條件根據(jù)試驗數(shù)據(jù)給定：給定壓氣機轉速；進口給定總溫、總壓；固體壁面設定為絕熱無滑移邊界條件［16］。依據(jù)Fluent中的udf功能，設置瞬態(tài)仿真過程中轉速和出口壓力變化曲線，模擬壓氣機切換過程。仿真工況設置如表2所示。

工況1邊界條件根據(jù)文獻［15］試驗數(shù)據(jù)給定，工況1、工況2和工況3用于探究切換時間對軸向力的影響，工況1、工況4和工況5用于探究切換轉速幅值變化對軸向力的影響；工況2、工況6和工況7用于探究切換出口壓力幅值變化對軸向力的影響。

2.1.2仿真結果與分析

如圖5所示，切換時間改變會影響切換過程中壓氣機端總軸向力變化過程。切換時間長短會影響切換過程中軸向力突然增大的時刻以及突增幅值，切換時間越短突增時刻出現(xiàn)越早，1 s切換時間突增幅值最大，為5.34 N，0.75 s切換時間突增幅值為4.09 N，相較于基準下降了73.42%，0.5 s切換時間突增幅值為4.23 N。隨著切換時間縮短，壓氣機轉速和出口壓力的下降速率加快，可能導致流場更早遠離穩(wěn)定狀態(tài)，因而軸向力突增時刻提前。切換時間為1 s與0.5 s時軸向力均出現(xiàn)先增大后減小的兩次波動，但是0.75 s切換時間下只出現(xiàn)一次大的波動。隨著切換時間縮短，切換初期壓端軸向力增加速率會減緩?？梢娗袚Q時間幾乎不會影響壓端最終軸向力。

由圖6可知，隨著切換時間縮短，輪背軸向力更早進入下降階段；時間越短，切換過程中出現(xiàn)的最大輪背軸向力越小，0.5 s時最大軸向力為-451.78 N，0.75 s時最大軸向力為-456.52 N，1 s時最大軸向力為-458.23 N。切換時間縮短25%，最大軸向力相較參考值減少0.37%；切換時間縮短50%，最大軸向力相較參考值減少1.4%。

如圖7所示，切換時間縮短，輪轂軸向力下降速率加快；切換時間縮短幾乎沒有影響切換結束時的輪轂軸向力，切換時間為0.5 s時，最終軸向力相較于其他兩種工況增大了0.77 N。

由圖8可知，切換時間縮短會影響葉片軸向力的增大速率。切換時間越短，葉片軸向力增大速度越快；當切換時間縮短50%，葉片軸向力在0.1 s之后顯示出與其他兩種工況截然不同的變化規(guī)律，0.1 s后葉片軸向力呈現(xiàn)周期為0.01 s、幅值為0.03～0.31 N的振蕩。但是3種切換時間下最終葉片軸向力相差在0.05 N以內(nèi)，其中0.75 s切換工況下為82.05 N，其他兩種工況為82 N。由于葉片與氣流直接接觸，所以流場的變化對葉片軸向力的影響較大。

2.2切換轉速對壓端軸向力的影響規(guī)律

如圖9所示，隨切換轉速下降幅值縮短，最大軸向力增大。轉速下降幅度的縮短使得相同時間內(nèi)工況5的轉速平均值偏大，可能造成切換過程中出現(xiàn)的最大軸向力大于其余兩個工況。切換完成時，轉速下降幅值越小，最終的軸向力越大。工況1最終軸向力為-24.22 N，工況4最終軸向力為-27.58 N，相較于工況1增大了13.87%，工況5最終軸向力為-31.09 N，相較于工況1增大了28.36%。

如圖10所示，輪背軸向力的變化趨勢與壓端總軸向力的變化趨勢相似。總體來看，隨著轉速下降幅值縮短，輪背軸向力在切換過程中增大。從切換完成時輪背最終軸向力值分析，工況4相較于工況1增大了2.55%，工況5相較工況1增大了5.51%；從切換細節(jié)來看，工況1和工況4均在0.22 s發(fā)生了軸向力突增，工況1的突增幅值為2.98 N，工況4的突增幅值為1.08 N；而工況5在0.1 s時發(fā)生了軸向力突增，幅值為4.08 N?？梢?，當轉速下降幅值為25%時，輪背軸向力的變化過程相對于其他兩種切換工況更加平穩(wěn)。

由圖11可見，3個切換轉速下壓端輪轂軸向力的變化趨勢相似，隨著時間軸向力先增大后減小再增大，最后逐漸減小，并且在0.002 s前3個工況的軸向力變化情況幾乎一樣。0.002 s之后工況5的軸向力逐漸大于其他兩種工況。切換轉速幅值縮短導致壓端輪轂軸向力變化幅值縮小，從最終輪轂軸向力值來看，工況4比工況1大3.44%，工況5比工況1大7.43%。

圖12示出不同切換轉速下壓端葉片軸向力變化過程。由圖可見，3種工況下壓端葉片軸向力的變化過程相似，均為先降低后增大。葉片軸向力的變化過程與壓端輪背和輪轂軸向力的變化過程相反，隨時間呈增大趨勢，并且轉速變化幅值越大葉片軸向力增大幅值越大。

2.3切換出口壓力對壓端軸向力的影響規(guī)律

如圖13所示，總體來看工況2與工況6壓端總軸向力變化過程相似。從細節(jié)看，切換過程中0.1 s前，3個工況的變化情況幾乎一樣，在0.1 s后工況2與工況6出現(xiàn)了軸向力突增現(xiàn)象，而工況7在整個切換過程中軸向力較其他兩個工況表現(xiàn)平穩(wěn)。說明出口壓力變化幅度越小切換過程中壓端總軸向力變化越平穩(wěn)。但是從最終壓端總軸向力值來看，工況7與工況2幾乎相等，工況6較工況2增大了2.16 N。說明出口壓力的大小對總軸向力值影響不大，但是出口壓力變化幅值會影響切換過程的平穩(wěn)性，變化越小切換過程越平穩(wěn)。

如圖14所示，由于輪背的軸向力數(shù)值相對較大，所以很大程度上壓端輪背軸向力會影響壓端總軸向力變化趨勢。由圖可見，0.35 s前3個工況的壓端輪背軸向力相差不大，但在0.35 s后工況7的輪背軸向力趨于平穩(wěn)，而其他兩個工況輪背軸向力還一直在減小。由于工況7的最終出口壓力值大于工況2和工況6，所以輪背軸向力最終值大于其他兩種工況。

從圖15可見，在0.5 s之前，3個工況輪轂軸向力的變化過程基本相似，工況7在0.5 s之后壓端輪轂軸向力趨于平穩(wěn)，而其他兩個工況下輪轂軸向力依舊呈下降趨勢，直至切換完成。在0.5 s之前的下降過程中工況7的下降速率最高，工況2其次，工況6最慢。從結果來看，同輪背軸向力相似，工況7的輪轂軸向力最終值最大，比工況6大4.44 N，比工況2大7.92 N。

如圖16所示，3個工況下壓端葉片軸向力變化趨勢相似，但工況7的葉片軸向力在增大過程中斜率相對于其他兩個工況更大。從結果來看，工況7最終葉片軸向力值較工況2大11.749 N，較工況6大8.919 N。

3壓氣機軸向力變化機理分析

3.1靜止件壓力分布

主要分析切換時間不同時壓氣機輪轂與輪背以及其他流面的流場結構。選取了壓端總軸向力突變前后時間點的輪背壓力云圖來分析軸向力突然增大的原因。圖17示出工況1輪背壓力云圖。從總體看，輪背壓力呈現(xiàn)出規(guī)律性，由內(nèi)向外呈梯次遞增。隨著切換進行，壓氣機轉速降低，出口壓力變小，輪背最外層壓力逐漸變小。但是在0.242 s也就是輪背最后一次突增結束時刻之后，輪背最外層壓力變化趨向于小幅度穩(wěn)定下降趨勢。輪背軸向力突然增大伴隨著輪背中心低壓區(qū)較大變化。由圖可見，在t=0.002 s時，輪背存在壓力值約為84 381 Pa的大面積低壓區(qū)，中心壓力與最外層壓力差值可達85 192 Pa，巨大的內(nèi)外層壓力差值可能導致輪背軸向力突然變化。隨時間進行，最內(nèi)層的壓力逐漸增大，低壓區(qū)變小，同時外層的壓力逐漸變小，縮小了輪背內(nèi)外層之間的壓力差，由輪背軸向力變化曲線可知，在軸向力不再突然增大之后，呈現(xiàn)出穩(wěn)定下降趨勢，這可能與輪背內(nèi)外層壓差不斷減小有關。

由圖18和圖19可知，不同切換時間下輪背軸向力在切換初期都發(fā)生先減小后增大再降低等一系列振蕩，都伴隨著輪背低壓區(qū)變小、變大、再變小等過程。所以，輪背軸向力的變化可能與輪背低壓區(qū)的移動以及輪背壓力梯度的大小有關系。

圖20至圖22示出不同切換時間下輪轂壓力分布云圖。由圖可知，在輪轂軸向力振蕩過程中，輪轂低壓區(qū)稍有變化，體現(xiàn)在低壓區(qū)壓力增大以及范圍變小。在整體切換過程中輪轂壓力變化均勻，尤其工況1可以明顯看出。對于工況2，隨著切換進行，輪轂出口方向壓力不斷降低。由此可見，輪轂壓力變化對于輪轂軸向力的影響較弱。由于輪轂直接與氣流接觸，所以輪轂軸向力變化可能與氣流流動狀態(tài)關系較大。

圖23示出工況1輪轂馬赫數(shù)云圖。由圖可知，在葉輪進口靠近主流葉片葉根位置出現(xiàn)低馬赫數(shù)區(qū)域，并且隨著切換時間進行，低馬赫數(shù)位置有向分流葉片移動的趨勢。低馬赫代表著氣流在此位置發(fā)展不流暢，可能發(fā)生了堵塞，形成漩渦，渦的存在會阻礙氣流的發(fā)展，渦的位置隨氣流發(fā)生位置的變化過渡到分流葉片區(qū)域，進一步阻礙氣流的順利發(fā)展，這可能是造成輪轂軸向力變化的主要原因。

3.2葉輪截面流線分布

在離心壓氣機內(nèi)部，由于離心力和哥式力的強烈作用，導致其內(nèi)部流動為三維非定常流動，并伴有強烈的二次流。在葉輪機械中通常定義二次流為真實流動與主流的差值，并且與主流方向垂直。主要表現(xiàn)為葉輪內(nèi)部間隙泄漏渦、通道渦、刮削渦和各種分離流動。圖24示出葉輪截面的定義，圖25示出截面1馬赫數(shù)云圖與流線圖。由圖可知，存在明顯的葉頂間隙泄漏和葉輪通道渦。

3.3兩葉片通道截面流線分布

圖26示出兩葉片流道中間截面馬赫數(shù)云圖與流線分布。由圖可知，主葉片與分流葉片通道截面出現(xiàn)通道渦，并且通道渦隨著切換時間的進行會發(fā)生位置的變化，同時可以看到渦發(fā)生了渦核的破碎，伴隨通道下方小渦核的逐漸壯大并與第一個渦逐漸合并的趨勢。通道渦會阻礙主流道氣流的向下發(fā)展，同時又不斷有新的氣流被卷吸到渦區(qū)，不斷往復生成、破碎，使得氣流發(fā)展不穩(wěn)定，從而造成輪轂軸向力的變化。

3.4Q準則識別渦

基于Q準則的渦識別方法，選擇Q=5×108 s-2時重構工況1壓氣機內(nèi)部三維渦（見圖27）。

Q準則的閾值范圍較大，呈現(xiàn)的渦結構很大程度上依賴于Q值的選擇。通過不斷嘗試，最終選擇Q=5×108 s-2，可以將流道內(nèi)的大部分細小渦過濾，更多地留下葉輪周圍的渦結構，可以更好觀察葉輪流道內(nèi)渦的發(fā)展與葉片軸向力的關系。切換開始時，大尺度的渦集中在主流葉片與分流葉片之間、葉片的葉尖位置以及葉片吸力面上部。Q準則重構的通道渦整體性較強，但是不同尺度渦系關聯(lián)性刻畫較差。隨著切換進行，Q值不變，葉輪通道以及葉尖的渦逐漸減少，壓氣機軸向力也逐漸趨于穩(wěn)定。因此，壓氣機軸向力與內(nèi)部三維氣體流通情況有著很大關系，尤其葉尖部分渦系的不斷脫落、重組很容易導致葉尖發(fā)生振動，產(chǎn)生疲勞損壞。

4結論

a） 切換時間變化對壓端總軸向力最終值幾乎沒有影響，主要影響軸向力突增時刻以及切換過程中軸向力振蕩情況，且切換時間越長越容易發(fā)生多次波動；

b） 切換轉速幅值變化主要影響壓端總軸向力的最終值以及切換過程中軸向力突增的時刻和突增幅度；

c） 切換出口壓力變化影響切換過程平穩(wěn)性，對壓端總軸向力值影響很小，但會影響切換過程中軸向力的突增情況的發(fā)生與否，出口壓力幅值變化越大越容易發(fā)生總軸向力突增；

d） 切換過程中渦結構的產(chǎn)生、破碎、重組等過程伴隨著軸向力的變化，葉尖部分渦結構變化較豐富，容易造成葉尖振動，發(fā)生金屬疲勞失效。

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Simulation of Variable Working Conditions and" Analysis of Axial"Force Change Mechanism for Centrifugal Compressor

LI Xiaojie1，WANG Yaming1，DONG Xiaorui1，WANG Jun1，MEN Rixiu2，HAN Shaojian1

（1.School of Energy and Power Engineering，North China University，Taiyuan030051，China；2.China North Engine Research Institute（Tianjin），Tianjin300406，China）

Abstract： The change of axial force for supercharger during the switching of successive supercharging systems will seriously affect its stability. Taking the compressor end of Garrett TBP4 supercharger as the research object， the full-flow path calculation domain of compressor was established and the polyhedral mesh was divided， seven working conditions were designed， and the effects of the switching time， the switching speed and the switching outlet pressure change during the switching process on the axial force of compressor were researched with CFD software. Meanwhile， the axial force change mechanism was analyzed based on the internal flow field. The results show that the switching time mainly affects the moment of sudden increase of axial force， the switching speed amplitude mainly affects the final axial force， and the switching outlet pressure amplitude mainly affects whether the axial force suddenly increases. The blade axial force is affected the most by the flow field.

Key" words： sequential supercharging system；centrifugal compressor；axial force

［編輯： 潘麗麗］