基于熵產(chǎn)理論的航空柱塞泵渦輪增壓系統(tǒng)優(yōu)化

陳遠(yuǎn)玲，陳家文，潘越洋，閆明洋

廣西大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，南寧 530004

高速高壓化、集成化是現(xiàn)代民機(jī)液壓系統(tǒng)的重要發(fā)展方向之一［1-2］。在航空柱塞泵的進(jìn)油端集成渦輪增壓系統(tǒng)，有利于提高航空液壓系統(tǒng)的集成度，并解決柱塞泵在高轉(zhuǎn)速下因吸油不足而產(chǎn)生的空化、脫靴等難題。陳金華［3］設(shè)計了一種離心渦輪自增壓柱塞泵，并通過對比試驗證明增加離心渦輪后能有效改善油液的吸入性能。張振壽［4］搭建了集成離心渦輪的柱塞泵流體域仿真模型，仿真結(jié)果表明在柱塞泵入口集成增壓渦輪可以提高其吸油能力，而對柱塞泵的排油特性沒有影響。Dong 等［5］基于PumpLinx 搭建了集成渦輪的柱塞泵數(shù)值仿真模型，通過瞬態(tài)仿真證明增壓渦輪能夠提高柱塞泵對變流量工況的適應(yīng)能力。渦輪增壓系統(tǒng)由于揚(yáng)程相對較高、運(yùn)行流量較少，是一種典型的全三維、高強(qiáng)度、非對稱的湍流流動，運(yùn)行過程中不可避免地產(chǎn)生能量損失［6］。越來越多的學(xué)者將熵產(chǎn)理論應(yīng)用到旋轉(zhuǎn)機(jī)械的能量損失研究中。楊寶鋒等［7］基于分離渦仿真離心泵三維全流道數(shù)值仿真方法，并引入熵產(chǎn)理論對泵內(nèi)能量損失機(jī)制進(jìn)行研究，得到離心泵效率和揚(yáng)程隨著匹配角度增加而先減小后增大的規(guī)律。Gong 等［8］搭建了水輪機(jī)的三維定常流動仿真模型，將熵產(chǎn)理論應(yīng)用到水輪機(jī)的性能評估中，分析了能量耗散的主要區(qū)域，確定了能量耗散的數(shù)值及其空間分布。Li 等［9］研究了熵產(chǎn)率與空化的分布關(guān)系：在空化發(fā)生初期熵產(chǎn)率無明顯變化，而空化完全發(fā)展后相應(yīng)位置的熵產(chǎn)率迅速增加。Hou 等［10］將熵產(chǎn)理論與三維流動狀態(tài)相結(jié)合，解釋了航空離心泵高熵產(chǎn)區(qū)域能量損失的原因，最后通過離心泵效率測試試驗證明了熵產(chǎn)分析理論的準(zhǔn)確性。綦蕾［11］等采用三維黏性非定常數(shù)值模擬方法對高壓渦輪端區(qū)非定常流動進(jìn)行研究，研究結(jié)果表明靜子尾跡能在一定程度上減小轉(zhuǎn)子的徑向渦量，抑制轉(zhuǎn)子輪轂二次流的發(fā)展，降低能量損失。

學(xué)者們針對離心泵的能量損失開展了一些研究，但有關(guān)柱塞泵自增壓系統(tǒng)的相關(guān)研究還鮮有報道。本文基于熵產(chǎn)理論，結(jié)合渦輪自增壓航空柱塞泵計算流體力學(xué)模型對渦輪增壓系統(tǒng)中的能量損失及變化規(guī)律進(jìn)行研究，為渦輪葉片和壓水室流道優(yōu)化設(shè)計提供理論參考。

1 數(shù)學(xué)模型及基本參數(shù)

1.1 熵產(chǎn)率的數(shù)學(xué)模型

熵產(chǎn)是一個熱力學(xué)的概念，它代表了系統(tǒng)中不可逆的能量損失的大小。熵產(chǎn)可以用來評估增壓系統(tǒng)各流道內(nèi)的能量損失。對于湍流流動，單位體積下由時均速度引起的熵產(chǎn)率稱為直接熵產(chǎn)率；單位體積下由湍流脈動速度引起熵產(chǎn)率稱為湍流熵產(chǎn)率［12］。

由時均速度引起的直接熵產(chǎn)率為

由湍流脈動速度引起的湍流熵產(chǎn)率為

Kock 和Herwig［13］針對k-ε模型提出了一種更為簡便的算法來計算湍流熵產(chǎn)率：

式中：ρ為油液的密度；ε為耗散率。

總熵產(chǎn)率公式為

1.2 渦輪和壓水室的主要參數(shù)

離心渦輪主要分為閉式渦輪、半開式渦輪和開式渦輪。閉式渦輪由前蓋板、后蓋板和葉片組成，適用于運(yùn)送不含固體顆粒的清潔液體，效率高；半開式渦輪由葉片和前后蓋板其中之一組成，適用于輸送懸浮物易于沉淀的液體，效率較高；開式渦輪沒有蓋板，葉片之間依靠加強(qiáng)筋連接，適用于運(yùn)送含有較多固體懸浮物的液體，效率低。本文選擇閉式渦輪，以某型號航空柱塞泵為基礎(chǔ)，設(shè)計與其相匹配的前置增壓渦輪，以柱塞泵額定流量Q作為渦輪額定流量，估算油液從入口到柱塞腔底部的壓力損失，并以此初步計算渦輪額定揚(yáng)程H。渦輪設(shè)計的主要參數(shù)包括比轉(zhuǎn)速ns、入口直徑Ds、出口直徑D2、出口寬度b2、渦輪軸直徑dA以及葉片數(shù)Z，渦輪結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 渦輪結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Turbine structure diagram

壓水室作為重要的能量轉(zhuǎn)換部件，其結(jié)構(gòu)參數(shù)對自增壓航空柱塞泵的性能有著重要影響，如圖2為壓水室結(jié)構(gòu)圖，主要設(shè)計參數(shù)包括基圓直徑D3、進(jìn)口寬度b3、排出口管徑Dd、隔舌安放角φ0、壓水室斷面面積A。

圖2 壓水室結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure diagram of water pressure chamber

上述設(shè)計參數(shù)可分別由式（5）～式（10）計算得到：

式中：Ks=4～5 系數(shù)；g為重力加速度；H為渦輪的揚(yáng)程；Q為柱塞泵的額定流量；n為柱塞泵的轉(zhuǎn)速；為b2 系數(shù)；Mt為軸的理論扭矩；[τ]為軸的許用剪切應(yīng)力；PA為軸的理論功率；η渦輪的為理論效率，取0.6。

壓水室的參數(shù)由式（11）～式（13）得到：

式中：D2為渦輪的直徑；L為擴(kuò)散管的長度；θ為壓水室的擴(kuò)散角；A8為第8 斷面的面積。

隔舌安放角是指隔舌與壓水室第8 斷面之間的夾角，通常根據(jù)比轉(zhuǎn)速由表1確定。

表1 隔舌安放角與比轉(zhuǎn)速的關(guān)系Table 1 Relationship between placement angle of tongue and specific speed

如圖2所示，在設(shè)計壓水室斷面時一般將其從末端每間隔45°均分為8份，8份斷面面積依次增大，先計算第8 斷面面積，而后以第8 斷面面積為基礎(chǔ)，計算其余7 個斷面面積。因此只要確定了第8 斷面的面積，即確定了壓水室的結(jié)構(gòu)。壓水室斷面面積設(shè)計方法為速度系數(shù)法，由式（14）～式（16）確定：

式中：v3為壓水室斷面的平均速度；k3為速度系數(shù)；Aφ為角度為φ時的壓水室斷面面積。根據(jù)上述計算公式，可獲得與轉(zhuǎn)速為8 000 r/min，流量為70 L/min 的柱塞泵匹配的渦輪和壓水室主要參數(shù)，具體數(shù)值如表2所示。

表2 渦輪和壓水室的主要參數(shù)Table 2 Main parameters of turbine and water pressure chamber

2 自增壓航空柱塞泵CFD 模型搭建

根據(jù)表2參數(shù)，建立渦輪、壓水室和柱塞泵的三維模型，在Solidworks 中將渦輪進(jìn)口段進(jìn)行適當(dāng)延伸，柱塞泵配流窗口和壓水室出口段進(jìn)行延伸匹配，得到自增壓航空柱塞泵流體域模型。主要包含進(jìn)口段、渦輪流道、壓水室流道、過渡流道、油膜、配流窗口、阻尼槽、柱塞腔和出口段。網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3所示。使用偏度評價網(wǎng)格質(zhì)量，最大偏度不超過0.81，平均偏度為0.15，符合Fluent 求解要求。求解時，為探究轉(zhuǎn)速對增壓值的影響，將工作轉(zhuǎn)速從2 000 r/min 調(diào)至8 000 r/min，步長為1 000 r/min，出口壓力穩(wěn)定在21 MPa，并給出轉(zhuǎn)速為8 000 r/min 時的仿真結(jié)果。

圖3 網(wǎng)格劃分Fig.3 Grid division

圖4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證Fig.4 Grid independence verification

在進(jìn)行CFD 計算時網(wǎng)格的大小及質(zhì)量會對計算結(jié)果產(chǎn)生影響，一般而言網(wǎng)格越小，仿真計算結(jié)果越準(zhǔn)確，但過小尺寸的網(wǎng)格會大大增加計算時間，因此要進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性分析，在兼顧計算精度和計算時間的前提下選取合適的網(wǎng)格數(shù)量。渦輪增壓系統(tǒng)的增壓能力和柱塞泵的柱塞腔壓力是關(guān)注的重點(diǎn)，因此以增壓值和柱塞腔壓力最大值作為評價指標(biāo)來選取模型網(wǎng)格數(shù)。從圖 4 中可以看出，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)大于230 萬后各指標(biāo)值波動減小，最大波動百分比為2.4%，因此選用網(wǎng)格數(shù)為250 萬的模型進(jìn)行后續(xù)仿真分析。

3 增壓系統(tǒng)熵產(chǎn)分析

在Fluent 后處理CFD-Post 模塊定義熵產(chǎn)表達(dá)式，在Expression 中根據(jù)式（1）、式（3）和式（4）創(chuàng)建直接熵產(chǎn)率、湍流熵產(chǎn)率和總熵產(chǎn)率表達(dá)式，在Variables 中根據(jù)表達(dá)式定義相應(yīng)的熵產(chǎn)率變量后，即可繪制相應(yīng)變量的分布云圖。

從圖5可以看出：對于渦輪流體域，高熵產(chǎn)率區(qū)域主要分布在渦輪入口、出口和葉片表面附近；對于壓水室流體域，高熵產(chǎn)率區(qū)域主要分布在壓水室入口、壓水室腔內(nèi)和擴(kuò)散段流道中。

圖5 增壓系統(tǒng)熵產(chǎn)率分布圖Fig.5 Entropy yield distribution of supercharging system

為了更直觀地分析增壓系統(tǒng)中各部分熵產(chǎn)占比，可用直接熵產(chǎn)率公式、湍流熵產(chǎn)率公式對各部分流體域進(jìn)行體積分，將得到的結(jié)果求和，即為該部分總熵產(chǎn)［14］：

式中：ΔSatv為直接熵產(chǎn)；ΔSps為湍流熵產(chǎn)； ΔS為總熵產(chǎn)；tc為柱塞泵旋轉(zhuǎn)一周的時間。

根據(jù)式（17）～式（19）對渦輪流體域和壓水室流體域中的熵產(chǎn)率進(jìn)行體積分，結(jié)果如表3所示。在增壓裝置中壓水室流道中的熵產(chǎn)占主導(dǎo)，占比為69.53%；渦輪流道中的熵產(chǎn)是重要組成部分，占比30.47%。兩種熵產(chǎn)中湍流熵產(chǎn)為主要部分，直接熵產(chǎn)占比較少。

表3 增壓系統(tǒng)各部分熵產(chǎn)占比Table 3 Entropy production ratio of each part of supercharging system

3.1 壓水室形式對熵產(chǎn)率的影響

壓水室形式主要分為環(huán)形以及螺旋形2 種。環(huán)形壓水室與螺旋形壓水室的斷面設(shè)計方法不同，前者為等截面壓水室，即所有斷面面積均等于第8 斷面面積。根據(jù)不同壓水室形式更新仿真模型，對比分析兩種形式壓水室中的熵產(chǎn)率分布情況，仿真結(jié)果如圖6所示。

圖6 不同形式壓水室的熵產(chǎn)率分布圖Fig.6 Distribution of entropy yield of different water pressure chambers

由圖6可知，在隔舌附近，環(huán)形壓水室熵產(chǎn)率大于螺旋形壓水室，但前者在壓水室外側(cè)壁面附近熵產(chǎn)率較小，這是由于環(huán)形壓水室流道面積更大，導(dǎo)致油液在近壁面的速度及速度梯度更小，因此在近壁面處的熵產(chǎn)率也更小。

圖7為2種壓水室8個斷面的熵產(chǎn)率對比情況，從左到右依次為第1斷面至第8斷面，二者在不同斷面上的熵產(chǎn)率在數(shù)值上雖然不同，但都呈現(xiàn)出相同的變化規(guī)律。前幾個斷面距離隔舌及壓水室擴(kuò)散段較近，因此熵產(chǎn)率更大。

圖7 不同形式壓水室8 個斷面的熵產(chǎn)率分布圖Fig.7 Distribution of entropy yield at 8 sections of different water pressure chambers

由圖8的速度云圖分析可知，油液經(jīng)渦輪加速后獲得動能，在渦輪尾端線速度較高，油液進(jìn)入螺旋形壓水室時存在一個相對穩(wěn)定的速度梯度，在出口端速度相對平穩(wěn)，而環(huán)形壓水室在出口端速度梯度大，流動情況復(fù)雜，能量損失大，因此熵產(chǎn)率比螺旋形壓水室高。

圖8 不同形式壓水室的速度云圖Fig.8 Velocity cloud images of different water pressure chambers

以壓水室流道和過渡流道熵產(chǎn)之和來衡量流道中的壓力損失，以配流盤入口處總壓與航空柱塞泵進(jìn)口處總壓之差作為增壓值，考慮到航空柱塞泵運(yùn)動過程中存在壓力脈動，因此對柱塞泵旋轉(zhuǎn)一周過程中的增壓值求均值，根據(jù)該均值評價不同壓水室下渦輪增壓系統(tǒng)的增壓能力。

圖9為環(huán)形壓水室和螺旋形壓水室的熵產(chǎn)及增壓值對比圖，由圖分析可知環(huán)形壓水室總熵產(chǎn)高于螺旋形壓水室，且增壓值與熵產(chǎn)呈負(fù)相關(guān)。兩種壓水室的直接熵產(chǎn)雖然各自數(shù)值不同，但占比基本一致，環(huán)形壓水室的湍流熵產(chǎn)更高，結(jié)合熵產(chǎn)率云圖可知環(huán)形壓水室中流動情況更為復(fù)雜，能量損失也更多，因此螺旋形壓水室具有更好的性能。

圖9 不同形式壓水室熵產(chǎn)及增壓值Fig.9 Entropy production and pressurization values of different water pressure chambers

3.2 壓水室斷面形狀對熵產(chǎn)率的影響

保持基圓直徑、壓水室進(jìn)口寬度和斷面面積等參數(shù)一致的情況下僅改變壓水室斷面形狀，研究不同壓水室斷面形狀的能量損失及其對航空柱塞泵增壓值的影響。4 種壓水室斷面形狀如圖10所示，分別為圓形斷面、圓弧形斷面、梯形斷面和矩形斷面。

圖10 不同壓水室斷面形狀Fig.10 Section shapes of different pressure chambers

如圖11所示，從上到下依次為圓形壓水室、圓弧型壓水室、梯形壓水室和矩形壓水室的熵產(chǎn)率分布情況。前3 種壓水室在第1 斷面附近幾乎被高熵產(chǎn)率區(qū)域覆蓋，相比之下矩形斷面熵產(chǎn)率更小。隨著斷面面積增加壓水室進(jìn)口處仍保持著較高的熵產(chǎn)率，但其占據(jù)的面積變小，壓水室腔內(nèi)均形成了較為明顯的低熵產(chǎn)率區(qū)域。在第8 斷面處，圓弧形壓水室的低熵產(chǎn)率區(qū)（熵產(chǎn)率＜24 500 W·m-3·K-1）所占面積最大，占比為91.8%，圓形壓水室次之，占比為89.6%，梯形壓水室和矩形壓水室低熵產(chǎn)率區(qū)域所占面積較小，占比分別為87.4%和81.3%。

圖11 不同斷面形狀壓水室8 個斷面熵產(chǎn)率分布圖Fig.11 Distribution of entropy yield at 8 sections of different section shape water pressure chambers

圖12 為不同斷面形狀下流道熵產(chǎn)及平均增壓值。采用矩形斷面時熵產(chǎn)最大，梯形次之，圓形和圓弧形壓水室熵產(chǎn)較小，且以圓弧形最佳。由于圓弧形斷面中湍流熵產(chǎn)更低，可以認(rèn)為圓弧形斷面壓水室中流動更穩(wěn)定，湍流脈動更小。觀察熵產(chǎn)值與平均增壓值的關(guān)系不難發(fā)現(xiàn)，二者呈負(fù)相關(guān)，即入口流道中熵產(chǎn)值越大，配流盤入口處增壓值越小。

圖12 不同斷面形狀壓水室的熵產(chǎn)及增壓值Fig.12 Entropy production and pressurization values of different section shape water pressure chambers

3.3 圓弧形斷面進(jìn)口寬度對熵產(chǎn)率的影響

壓水室斷面進(jìn)口寬度是影響熵產(chǎn)率的重要因素，圖13 為圓弧形斷面在不同進(jìn)口寬度下壓水室斷面的熵產(chǎn)率云圖，從上到下的進(jìn)口寬度依次為7、8、9 mm。首先分析前兩種進(jìn)口寬度的熵產(chǎn)率云圖，隨著進(jìn)口寬度的增加，斷面進(jìn)口寬度為8 mm的壓水室隔舌處的熵產(chǎn)率明顯降低，入口處熵產(chǎn)率先增加而減少，這種現(xiàn)象在第7 及第8 斷面尤為明顯。同時，進(jìn)口寬度增加后，前4 個斷面的壓水室腔熵產(chǎn)率較大，但是隨著斷面面積的增加，壓水室腔內(nèi)熵產(chǎn)率明顯變小。對比分析進(jìn)口寬度為8 mm和9 mm 的熵產(chǎn)率云圖，發(fā)現(xiàn)進(jìn)口寬度進(jìn)一步增加后，兩者熵產(chǎn)率分布幾乎一致，雖然后者的熵產(chǎn)率有所減少但并不顯著。

圖13 不同進(jìn)口寬度下壓水室8 個斷面熵產(chǎn)率分布圖Fig.13 Entropy yield distribution of water pressure chamber at 8 sections with different inlet widths

圖14 為不同進(jìn)口寬度下壓水室的熵產(chǎn)及增壓值，分析不同進(jìn)口寬度下的兩種熵產(chǎn)可以發(fā)現(xiàn)，提高進(jìn)口寬度有利于降低湍流熵產(chǎn)，但對直接熵產(chǎn)幾乎沒有影響，因此可以認(rèn)為適當(dāng)加大進(jìn)口寬度有利于降低壓水室內(nèi)的湍流脈動［15］，但當(dāng)進(jìn)口寬度達(dá)到8 mm 后，繼續(xù)增加進(jìn)口寬度的效果并不顯著。

圖14 不同進(jìn)口寬度下壓水室的熵產(chǎn)及增壓值Fig.14 Entropy production and pressurization values of water pressure chamber at different inlet widths

3.4 圓弧形斷面面積變化規(guī)律對熵產(chǎn)率的影響

在傳統(tǒng)設(shè)計方法中各斷面之間面積變化規(guī)律為線性變化，為探究不同斷面面積變化規(guī)律對增壓系統(tǒng)能量損失的影響，分別得到3 種不同斷面面積隨轉(zhuǎn)角φ變化曲線，如圖15所示。

圖15 斷面面積變化Fig.15 Variation of section area

使用多項式對曲線進(jìn)行擬合，U型擬合曲線方程為式（20），N型擬合曲線方程為式（21），線性式的計算方法見式（16）。

基于3種斷面面積變化規(guī)律建立相應(yīng)的流體域三維模型，保持邊界條件及仿真設(shè)置一致，仿真結(jié)果如圖16所示。

圖16 不同斷面面積變化規(guī)律的壓水室熵產(chǎn)率云圖Fig.16 Entropy yield cloud diagram of water pressure chamber with different cross-section area change laws

不同斷面面積變化規(guī)律對熵產(chǎn)率分布的影響較為明顯，3種壓水室在隔舌處都有較高的熵產(chǎn)率。在壓水室進(jìn)口處，N 型壓水室熵產(chǎn)率明顯最高，線性式壓水室次之，U 型最小；N 型壓水室腔內(nèi)在渦輪尾端的熵產(chǎn)率明顯高于其他兩種形式，U 型壓水室在進(jìn)口處的熵產(chǎn)率最低，但在壁面處的熵產(chǎn)率較高，而線性式壓水室熵產(chǎn)率置于兩者之間。對3 種變化規(guī)律的壓水室熵產(chǎn)率進(jìn)行體積分，計算結(jié)果如圖17所示。

圖17 不同斷面面積變化規(guī)律的壓水室的熵產(chǎn)及增壓值Fig.17 Entropy production and pressurization values of different water pressure chamber with different cross-section area change laws

從圖17可以看出，3種斷面面積變化規(guī)律中N 型壓水室總熵產(chǎn)最高，線性壓水室次之，U 型壓水室熵產(chǎn)最小。因此U 型壓水室的增壓值大于其他2 種形式。

3.5 葉片形式對增壓系統(tǒng)熵產(chǎn)率的影響

渦輪作為增壓系統(tǒng)的核心部件，其主要作用是將驅(qū)動軸的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為油液的動能和壓力能［16］，因此其性能對渦輪增壓系統(tǒng)有很大影響，現(xiàn)探究直葉片和扭曲葉片兩種渦輪增壓系統(tǒng)的熵產(chǎn)率分布及增壓值，兩種形式的葉片仿真結(jié)果如圖18所示。

圖18 不同葉片形式渦輪熵產(chǎn)率分布圖Fig.18 Entropy yield distribution of turbines in different blade forms

從圖18中可以得到，直葉片高熵產(chǎn)率區(qū)域熵產(chǎn)率＞8 000 W·m-3·K-1所占面積為23.4%，扭曲葉片高熵產(chǎn)率區(qū)域所占面積為9.8%。直葉片渦輪的熵產(chǎn)比扭曲葉片高，能量損失更嚴(yán)重，且熵產(chǎn)率在葉片吸力面一側(cè)存在尾跡效應(yīng)［16］，在圓周方向上的對稱性較差。扭曲葉片的熵產(chǎn)率主要集中在葉片尾端和吸力面，在入口處熵產(chǎn)率較少。圖19 為不同葉片形式下壓水室熵產(chǎn)率云圖。與扭曲葉片相比，直葉片加劇了壓水室隔舌、進(jìn)口處和前半段流道內(nèi)的熵產(chǎn)率，相比之下扭曲葉片中的熵產(chǎn)率較低。

圖19 不同葉片形式下壓水室熵產(chǎn)率分布圖Fig.19 Distribution of entropy yield in pressurized water chamber with different blade forms

為了定量分析不同葉片作用下壓水室熵產(chǎn)率的差異，記壓水室和過渡流道為流道區(qū)域，對渦輪區(qū)域和流道區(qū)域的熵產(chǎn)率進(jìn)行體積分，結(jié)果如圖20所示。

圖20 不同葉片形式渦輪的熵產(chǎn)及增壓值Fig.20 Entropy production and pressurization values of turbines in different blade forms

葉片形狀不僅影響渦輪區(qū)域的熵產(chǎn)，而且對流道區(qū)域的熵產(chǎn)也有較大影響，與扭曲葉片相比，直葉片在渦輪區(qū)域和流道區(qū)域內(nèi)的湍流熵產(chǎn)均有顯著增加。雖然直葉片區(qū)域和相應(yīng)流道區(qū)域中能量損失較多，但其增壓值較高，這是由于其葉片出口角為90°，較大的葉片出口角使其更容易獲得較大的增壓值［17］。但是其葉片進(jìn)口角為0°，較低的葉片進(jìn)口角使葉片自身的抗空化能力較差，容易在渦輪進(jìn)口處發(fā)生空蝕，同時直葉片還存在效率較低的缺點(diǎn)［18-20］。綜上分析，雖然直葉片增壓效果優(yōu)于扭曲葉片，但在最優(yōu)結(jié)構(gòu)中選用扭曲葉片。

3.6 增壓系統(tǒng)的整體優(yōu)化

基于上述結(jié)論，采用螺旋形壓水室、圓弧形斷面、入口寬度為8 mm、斷面面積變化規(guī)律為U型的壓水室和扭曲葉片，重新搭建流體域三維模型和數(shù)值仿真模型。與優(yōu)化前的已有設(shè)計方案螺旋形壓水室、圓形斷面、斷面面積變化規(guī)律為線性［21］跟式（12）計算得到的入口寬度為7 mm 的組合進(jìn)行對比，保持仿真設(shè)置不變，仿真結(jié)果如圖21所示。經(jīng)組合優(yōu)化后在壓水室隔舌、入口處和壓水室腔內(nèi)的熵產(chǎn)率明顯降低，但在壁面附近熵產(chǎn)率增加。對熵產(chǎn)率進(jìn)行體積分并計算增壓值，如圖22所示，結(jié)果表明優(yōu)化后的總熵產(chǎn)下降約0.032 W/K，增壓值上升約0.22 bar。

圖21 優(yōu)化前后壓水室熵產(chǎn)率分布圖Fig.21 Distribution of entropy yield of water pressure chamber before and after optimization

圖22 優(yōu)化前后壓水室熵產(chǎn)及增壓值Fig.22 Entropy production and pressurization values of water pressure chamber before and after optimization

4 試驗驗證

為驗證直葉片和扭曲葉片渦輪的增壓效果，加工的直葉片渦輪和扭曲葉片渦輪如圖23所示。分別將兩種渦輪集成到航空柱塞泵樣機(jī)內(nèi)，然后在液壓泵試驗臺上搭建試驗系統(tǒng)。

圖23 不同葉片形式渦輪實(shí)物圖Fig.23 Physical picture of impeller with different blade forms

圖24 為試驗系統(tǒng)實(shí)物圖，主要包括驅(qū)動電機(jī)、自增壓航空柱塞泵、壓力傳感器、流量計、HBM 數(shù)據(jù)采集儀和采集儀顯示及存儲端。

圖24 試驗系統(tǒng)圖Fig.24 Test system diagram

試驗通過驅(qū)動電機(jī)調(diào)節(jié)自增壓航空柱塞泵的轉(zhuǎn)速，壓力傳感器通過螺紋連接到泵內(nèi)測量渦輪出口壓力，如圖25所示。測試的自增壓航空柱塞泵主要參數(shù)如表4所示。

表4 柱塞泵參數(shù)Table 4 Piston pump parameters

圖25 增壓系統(tǒng)出口壓力采集傳感器安裝圖Fig.25 Installation diagram of pressure acquisition sensor at outlet of booster system

HBM 數(shù)據(jù)采集儀與上述傳感器相接并采集上述數(shù)據(jù)，存儲端負(fù)責(zé)調(diào)用數(shù)據(jù)采集程序并記錄和保存所測量的數(shù)據(jù)。受試驗臺最高轉(zhuǎn)速限制，僅對2 000 r/min 至6 000 r/min 的增壓值進(jìn)行測試，進(jìn)口壓力為大氣壓，出口壓力設(shè)置為21 MPa，測試得到扭曲葉片渦輪增壓系統(tǒng)出口壓力并將試驗值和仿真值進(jìn)行對比，如圖26所示。

圖26 不同轉(zhuǎn)速下扭曲葉片渦輪增壓效果對比Fig.26 Turbocharging effect comparison of twisted blades at different rotate speeds

從圖26中可以看出試驗數(shù)據(jù)和仿真數(shù)據(jù)有相同的變化趨勢，轉(zhuǎn)速為2 000 r/min 時仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)吻合性較好，其它轉(zhuǎn)速下試驗值均小于仿真值，分析認(rèn)為這是在仿真設(shè)置時忽略了溫度和管壁粗糙度等因素的影響造成的誤差。試驗和仿真最大相對誤差不超過8%。將扭曲葉片渦輪更換為直葉片渦輪，測試并對比分析兩種形式渦輪增壓系統(tǒng)的增壓效果，結(jié)果如圖27所示。

圖27 直葉片與扭曲葉片渦輪增壓效果試驗值對比Fig.27 Test value comparison for turbocharging effect of straight blade and twisted blade

由圖27可知，直葉片渦輪和扭曲葉片渦輪的增壓能力都隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加，在不同轉(zhuǎn)速下直葉片渦輪增壓能力均大于扭曲葉片渦輪，測試結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致。

5 結(jié) 論

1） 對比分析了螺旋形壓水室和環(huán)形壓水室，前者的能量損失更??；對比分析了圓形、圓弧形、矩形、梯形4 種斷面形式的壓水室，結(jié)果表明圓弧形壓水室能量損失最?。粚Ρ确治隽瞬煌M(jìn)口寬度的壓水室，適當(dāng)增加進(jìn)口寬度有利于降低壓水室進(jìn)口處能量損失，但作用有限；對比分析了不同變化規(guī)律的斷面面積，結(jié)果表明U 型熵產(chǎn)更低，增壓值更高。

2） 渦輪的高熵產(chǎn)率區(qū)域主要分布在進(jìn)出口端。直葉片渦輪能量損失比扭曲葉片大，但直葉片渦輪因其較大的葉片出口角而具有較好的增壓能力。

3） 對渦輪增壓系統(tǒng)進(jìn)行了整體組合優(yōu)化。與圓形壓水室、圓形斷面、入口寬度為7 mm、線性變化規(guī)律的組合相比，優(yōu)化后的螺旋形壓水室、圓弧形斷面、入口寬度為8 mm、U 型變化規(guī)律的新組合總熵產(chǎn)下降約 0.032 W/K，較優(yōu)化前降低了13%，增壓值上升約 0.22 bar，較優(yōu)化前增加7%。