小排量國Ⅵ柴油機渦輪增壓器喘振優(yōu)化設(shè)計

周成堯，馬超，周馬蘭，張艦，楊嬌

摘要： 匹配某小排量國Ⅵ柴油機時，增壓器壓氣機出現(xiàn)了喘振現(xiàn)象，導(dǎo)致發(fā)動機扭矩明顯降低，需要設(shè)計一款新型壓氣機。通過加大壓氣機葉片θ角、葉片出口β角、葉片弦長、葉輪進口尺寸、葉輪出口寬度，減小擴壓器出口與葉輪出口直徑的比值，設(shè)計了優(yōu)化方案。進行了優(yōu)化方案和原方案的壓氣機性能仿真計算、增壓器臺架壓氣機性能試驗、發(fā)動機臺架增壓器性能匹配試驗，結(jié)果表明：優(yōu)化方案改善了壓氣機小流量區(qū)域的穩(wěn)定性，提高了堵塞流量；在發(fā)動機全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，流量減小時壓比特性曲線斜率始終為負，壓氣機運行穩(wěn)定，未發(fā)生喘振；發(fā)動機可以加載到最大設(shè)計扭矩，提升了發(fā)動機的動力性能。

關(guān)鍵詞： 柴油機；渦輪增壓器；壓氣機；喘振；葉輪；優(yōu)化設(shè)計

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.02.011

中圖分類號：TK421.8文獻標(biāo)志碼： B文章編號： 1001-2222（2024）02-0075-08

壓氣機是渦輪增壓器（以下簡稱“增壓器”）的關(guān)鍵零部件，壓氣機設(shè)計是否良好、穩(wěn)定運行范圍是否足夠?qū)拸V對增壓器與發(fā)動機的性能匹配有很大的影響。

當(dāng)壓氣機運行在小流量時，空氣進入壓氣機的流向與葉片入口之間會產(chǎn)生沖角，當(dāng)這個角度大到某一程度時，進氣流與壓氣機葉片之間就會產(chǎn)生較嚴重的氣流分離，此時壓氣機會出現(xiàn)劇烈的氣流波動，氣流以周期性的、強脈沖式表現(xiàn)出來，即氣流的壓力、速度和流量會急劇變化，壓氣機便會發(fā)生失速或喘振。這時壓氣機工作不穩(wěn)定，軸承和葉輪葉片承受的交變載荷大，易發(fā)生機械故障，嚴重時系統(tǒng)會出現(xiàn)氣流倒流，導(dǎo)致發(fā)動機熄火，直接危害到發(fā)動機的安全運行。

朱智富等［1-2］研究了壓氣機內(nèi)部在小流量工況下的流動非定常效應(yīng)，指出喘振頻率與排氣管路容積、轉(zhuǎn)速關(guān)聯(lián)。馬超等［3-4］研究了壓氣機喘振全過程的非定常流動，分析了壓氣機各部位的氣流流動變化。馬超等［5］還進行了壓氣機設(shè)計轉(zhuǎn)速下喘振臨界點的非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬。嚴瀟等［6］設(shè)計了基于信號脈沖計數(shù)法、能及時準確識別壓氣機喘振的自動算法。蘇鐵熊等［7］從喘振機理出發(fā)，研究了消除增壓系統(tǒng)喘振的方法。Zhao等［8］研究了壓氣機喘振和失速的流動機理。凌旭等［9］研究得出，在壓氣機進氣口處增加流量拓寬槽，可解決瞬態(tài)喘振問題。Chen等［10］進行了擴散器結(jié)構(gòu)影響喘振的穩(wěn)態(tài)和非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬。田彤等［11］進行了壓氣機喘振優(yōu)化設(shè)計和CFD仿真計算。王峰等［12］進行了道路運行增壓器的噪聲測試和頻譜分析，通過路徑控制優(yōu)化的方式解決喘振問題，設(shè)計了寬頻消聲器，優(yōu)化了700～1 600 Hz頻段的輕度喘振。張少華等［13］研究了增壓器喘振的機理和優(yōu)化方法及喘振線測試方法。

綜上所述，研究者對增壓器壓氣機喘振現(xiàn)象進行了大量研究，包括喘振機理、喘振時氣體流場分析、喘振測試、喘振優(yōu)化等方面。但是隨著車用國六和非道路T4排放法規(guī)的實施以及發(fā)動機升功率提升，發(fā)動機對增壓器壓氣機壓比和穩(wěn)定流量范圍的要求更高，部分增壓器和發(fā)動機匹配時出現(xiàn)了新的喘振現(xiàn)象，即聯(lián)合運行線運行在穩(wěn)態(tài)壓氣機特性圖內(nèi)，但是實際上發(fā)動機出現(xiàn)了喘振現(xiàn)象。本研究結(jié)合某小排量國Ⅵ柴油機增壓器匹配項目，采用壓氣機綜合優(yōu)化的方法來解決喘振問題。

1喘振故障描述

開發(fā)、匹配某小排量國Ⅵ柴油機增壓器時，測試發(fā)動機扭矩滿足開發(fā)目標(biāo)要求，壓氣機未出現(xiàn)喘振現(xiàn)象，壓氣機的喘振裕度滿足大于10%的要求，故確認增壓器匹配滿足要求，并完成了增壓器小批裝機。但是裝機后在其他發(fā)動機試驗臺架進行發(fā)動機其他試驗時，出現(xiàn)了壓氣機喘振、發(fā)動機扭矩明顯降低的現(xiàn)象，對此進行了認真排查，除測試臺架進排氣管路有區(qū)別外，發(fā)動機本體沒有變化。該小排量國Ⅵ柴油機為在國Ⅴ柴油機上進行的排放升級，后處理技術(shù)路線由SCR改為EGR，并提升了發(fā)動機扭矩，壓氣機運行線更靠近壓氣機，特別是EGR開啟時，壓氣機壓比增加幅度比流量增加幅度大，壓氣機運行線往喘振方向移動，壓氣機更容易喘振。

在發(fā)動機臺架上進行增壓器與發(fā)動機性能匹配時，壓氣機出現(xiàn)了喘振現(xiàn)象，發(fā)生喘振時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速范圍為1 400～1 600 r/min，增壓器轉(zhuǎn)速范圍為167 000～180 000 r/min，增壓器壓比范圍為2.218～2.443，進氣流量范圍為0.049～0.054 7 kg/s。壓氣機發(fā)生喘振的范圍見圖1。由于喘振的發(fā)生，發(fā)動機扭矩明顯降低，因此，需要優(yōu)化設(shè)計一款新型壓氣機，提升壓氣機的穩(wěn)定性，滿足發(fā)動機低速大扭矩需求。

2喘振優(yōu)化設(shè)計方案

2.1喘振原因分析

從圖1壓氣機聯(lián)合運行圖中可看出，原方案的壓氣機匹配良好，壓氣機的最小喘振裕度為20%，滿足大于10%的要求，理論上壓氣機不會發(fā)生喘振，但是在發(fā)動機臺架上進行外特性試驗時，發(fā)生了壓氣機喘振、發(fā)動機扭矩明顯降低的現(xiàn)象。

經(jīng)過分析發(fā)現(xiàn)，在中等轉(zhuǎn)速下，聯(lián)合運行線附近的壓氣機壓比曲線斜率為正，推測實際的壓氣機喘振裕度小，壓氣機運行臨近喘振邊緣。此時壓氣機流量進一步減小時，壓氣機葉輪已無法維持壓力系統(tǒng)的穩(wěn)定，而在進行增壓器壓氣機特性測試時壓力系統(tǒng)的波動又不足以被判定為喘振。在發(fā)動機臺架上試驗時，由于管道彎曲等因素的加入，運行在斜率為正區(qū)域的不穩(wěn)定因素被放大，最終導(dǎo)致喘振發(fā)生。也就是說，在進行增壓器與發(fā)動機匹配喘振分析時，不能僅憑滿足壓氣機喘振裕度大于10%這一個要求，還需要考慮壓氣機本身壓比曲線的斜率是否為負，只有這兩者都滿足才能判定增壓器與發(fā)動機性能匹配時壓氣機無喘振風(fēng)險。根據(jù)發(fā)動機廠要求，增壓器匹配需適配不同的臺架管路，以便能順利完成各項性能、排放和出廠測試，同時確保高原環(huán)境不發(fā)生喘振。因此，需要優(yōu)化壓氣機幾何參數(shù)，將原先壓氣機壓比-流量曲線斜率為正的區(qū)域優(yōu)化為斜率為負，這是解決此問題的關(guān)鍵。

2.2喘振優(yōu)化方案

1） 優(yōu)化方案1

方案1在原葉輪的基礎(chǔ)上將葉輪進口直徑加大1 mm，葉輪出口直徑加大2 mm，葉輪出口葉高加大0.1 mm，葉輪EI值加大0.008，擴壓器出口與葉輪出口直徑比減少0.07。

考慮到擴壓器寬度較小且不重新開壓殼模具，方案1加大了葉輪出口直徑，從而降低擴壓器的擴壓度，并且保留了原葉輪出口斜邊設(shè)計，從而提升擴壓器內(nèi)氣流流動穩(wěn)定性。

為了滿足高速工況下的產(chǎn)品性能，增加了壓氣機葉輪進口直徑，拓寬了壓氣機堵塞流量。同時，稍微增加了葉片出口寬度，增加了壓氣機中低轉(zhuǎn)速時的堵塞流量。

2） 優(yōu)化方案2

方案2保留了方案1較好的設(shè)計點，如較大的葉輪出口直徑、優(yōu)化的葉形，但方案1存在以下不足：更大的進口、出口葉輪直徑設(shè)計拓寬了壓氣機的堵塞流量，但是小流量工況的壓氣機效率有所犧牲；葉根倒角明顯大于原葉輪，采用了大葉根倒角設(shè)計，會造成壓氣機效率的降低。方案2為提升小流量工況壓氣機效率，主要采取以下三種改善措施：

（1） 在方案1的基礎(chǔ)上減少葉輪進口、出口尺寸，使壓氣機特性圖往小流量方向移動；

（2） 減少葉輪葉片厚度，提高壓氣機效率；

（3） 優(yōu)化葉輪葉根倒角，提高壓氣機效率。

3壓氣機性能仿真計算

3.1CFD網(wǎng)格

CFD仿真軟件采用Fine-turbo v9.0，仿真流域包括壓氣機的葉輪流道、擴壓器流道、背盤空腔、壓殼流道，其中葉輪葉根考慮了倒圓角特征，如圖2所示。網(wǎng)格采用NUMECA自帶的autogrid葉輪網(wǎng)格自動生成軟件劃分，全區(qū)域采用六面體網(wǎng)格?？紤]到葉輪分流葉片結(jié)構(gòu)的影響，葉輪網(wǎng)格拓撲選用H&I復(fù)合形式，出于所選用的湍流模型對Y+范圍的要求以及葉輪鈍頭尾緣網(wǎng)格質(zhì)量的考慮，第一層網(wǎng)格尺寸估取為0.005 mm，其網(wǎng)格數(shù)量為148萬；壓殼網(wǎng)格采用IGG手動劃分，網(wǎng)格總數(shù)104萬。本項目仿真所采用的網(wǎng)格質(zhì)量評價標(biāo)準包括：絕對不可存在負網(wǎng)格；最小網(wǎng)格正交性角度≥10°；最大網(wǎng)格長寬比＜5 000；最大網(wǎng)格延展比＜10。以上也為NUMECA推薦的網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準。網(wǎng)格質(zhì)量見表1。

3.2計算設(shè)置

在進行原方案及新方案仿真時，采用了相同的計算設(shè)置，具體如下。

流體材料：流動工質(zhì)選取理想氣體——空氣。

流動模型：控制方程選用三維定常雷諾時均N-S方程，湍流模型選用S-A一方程模型。

轉(zhuǎn)動模型：按各結(jié)構(gòu)實際轉(zhuǎn)動情況設(shè)定轉(zhuǎn)速大小、旋向；轉(zhuǎn)靜子連接方式選用Conservative Coupling by Pitchwise Rows方式處理。

邊界條件：進口為沿軸向進氣、總溫293 K、總壓101.3 kPa；出口為質(zhì)量流量、初始靜壓；壁面為絕熱、無滑移壁面，轉(zhuǎn)動壁面給定相應(yīng)轉(zhuǎn)速，靜止壁面轉(zhuǎn)速設(shè)置為零。

解算參數(shù)：空間離散選用二階精度Jameson中心差分格式；時間離散選用四階顯式Runge-Kutta時間推進法，推進步長為當(dāng)?shù)貢r間步長，其他要求可通過專家參數(shù)設(shè)定；CFL數(shù)設(shè)定為3；在I/J/K方向上的多重網(wǎng)格層數(shù)均為2，當(dāng)前網(wǎng)格層為0/0/0；粗網(wǎng)格迭代步數(shù)設(shè)定為150步，收斂精度為10－3；細網(wǎng)格迭代步數(shù)設(shè)定為4 000步，全局殘差收斂精度10－6。

初始條件：雖然不同的初場不會對計算結(jié)果造成影響，但會使收斂速度有所不同，好的初場可明顯加快收斂進度，本研究給定全區(qū)平均初場。

收斂準則：全局殘差下降4個量級以上；流量不再發(fā)生變化且進出口流量相對誤差小于0.5%；總體參數(shù)不再隨迭代步數(shù)的增加而發(fā)生明顯變化，如效率、壓比等。

本次計算中設(shè)定，全局殘差下降5個量級以上、進出口流量相對誤差小于0.5%，效率與壓比數(shù)值穩(wěn)定，滿足數(shù)值計算收斂標(biāo)準要求。

3.3壓氣機性能仿真計算對比

將優(yōu)化方案按照相同的網(wǎng)格及計算設(shè)置方法進行計算，其性能對比如圖3所示。

與方案1對比，方案2的壓氣機采用了更小的進出口尺寸，壓氣機整機的堵塞邊界左移，在中低速工況下的堵塞邊界與原方案相當(dāng)，在高速工況下堵塞流量仍大于原方案。方案2尺寸減小后，壓氣機的喘振邊界并未發(fā)生明顯的變化，但是從效率對比發(fā)現(xiàn)，高效點偏左工況的效率增加1.5%左右，而相比原方案則效率增加2%左右。

方案2每一條轉(zhuǎn)速的最高效率均要高于原方案，其中中低速下最高效率約高0.5%，最高轉(zhuǎn)速（213 000 r/min）的最高效率比原方案高約2%。

從聯(lián)合運行線的工況點來看，方案2的匹配點效率相比原方案效率提升1.5%。

3.4壓氣機設(shè)計分析

從以上性能結(jié)果對比可知，相較于原方案，優(yōu)化葉輪在小流量具有較好的穩(wěn)定性，堵塞流量也明顯更寬。從設(shè)計角度分析如下。

原葉輪的葉片進口區(qū)域在輪轂位置和輪緣位置存在較大的θ分布的差別（見圖4），相比較于輪緣區(qū)域，輪轂位置的β角更?。ㄒ妶D5），表明該葉片的前緣輪轂區(qū)域具有較強的加載能力。在葉片尾緣，輪緣位置的β角較小而輪轂區(qū)域的β角較大，表明該葉片在出口輪緣具有更強的加載，氣流在此處損失更大。為了使葉片加載更加均衡，改善因為局部加載過大導(dǎo)致氣流分離從而誘發(fā)失穩(wěn)，對葉形進行了優(yōu)化，在葉片進口區(qū)域調(diào)整輪轂形線，使得導(dǎo)風(fēng)輪區(qū)域的葉片沿葉高更加傾向于徑向分布；出口大幅增大輪轂的出口葉片角，適當(dāng)降低了輪緣葉片角（見圖6和圖7）。

原壓殼擴壓器出口直徑d3與葉輪出口直徑d2的比值d3/d2=1.77，為了提高壓氣機的穩(wěn)定性，特別是改善中高速工況的喘振邊界，需要進一步減小d3/d2值，使擴壓器的擴壓能力減弱。優(yōu)化的葉輪d3/d2=1.70，相較于原方案明顯減小，同時d3/d2=1.70也符合壓氣機一般設(shè)計參數(shù)范圍，壓氣機的效率不會明顯下降。

對于葉輪出口斜邊角的設(shè)計，原方案大約為30°，如果進一步加大該角，有利于氣流穩(wěn)定性，但可能會帶來葉片出口位置應(yīng)力較高的風(fēng)險。

此外，優(yōu)化葉輪的弦長也長于原葉輪（如圖8所示），進一步減弱了葉片載荷，有利于穩(wěn)定性的提高，也有利于葉輪進口喉口面積的加大，增加中高速工況下壓氣機的堵塞流量。

優(yōu)化葉輪也采用了更大的進口直徑d1和出口寬度b，進一步拓寬了壓氣機的堵塞邊界。

綜上所述，優(yōu)化葉輪相對于原方案提高流動穩(wěn)定性和堵塞流量的措施主要有以下幾個方面：

1） 加大葉片θ角，加大葉片出口β角，降低葉輪出口載荷，減弱和推遲邊界層的增厚和分離，提高穩(wěn)定性；

2） 減小d3/d2至1.70，降低擴壓器的擴壓能力，提高中高速工況的喘振邊界；

3） 葉輪出口斜邊角度基本保持與原方案一致；

4） 葉片弦長加長有利于降低葉片載荷、提升穩(wěn)定性，也可加大葉輪進口的喉口面積；

5） 加大葉輪進口尺寸和葉輪出口寬度b，拓寬壓氣機的堵塞邊界。

3.5流場分析

流動分析主要關(guān)注以上設(shè)計措施對壓氣機161 000 r/min小流量工況流場的影響，優(yōu)化葉輪和原方案葉輪選取的對比工況點為轉(zhuǎn)速161 000 r/min，流量0.04 kg/s，如圖9圈記所示。

圖10示出兩個葉輪周向平均靜壓和流線分布。由于優(yōu)化葉輪的外徑更大，相同轉(zhuǎn)速下葉輪的做功能力更強，使得優(yōu)化葉輪的出口靜壓明顯高于原葉輪；由于擴壓器相對較短，擴壓器內(nèi)沒有發(fā)生明顯的分離，流動損失相對較小，導(dǎo)致擴壓器出口壓力也明顯高于原葉輪。由于優(yōu)化葉輪的進口尺寸較大，在相同轉(zhuǎn)速下葉輪進口的載荷增加，導(dǎo)致前緣氣流分離加劇，葉輪進口的回流渦明顯高于原葉輪。

根據(jù)壓氣機喘振機理，在中高壓比工況下，壓氣機首先在擴壓器或者壓殼區(qū)域發(fā)生喘振，雖然優(yōu)化葉輪進口回流較為嚴重，但是擴壓器較短、擴壓能力較弱，其發(fā)生分離的可能性降低。葉輪出口后彎角的加大也降低了分離的發(fā)生。雖然葉輪進口回流較為嚴重，但是整個系統(tǒng)的喘振問題仍然可以得到緩解，僅僅葉輪進口失速風(fēng)險增加。

從B2B截面進一步進行分析，如圖11和圖12所示。在0.5葉高截面上，原葉輪包角較小，葉輪出口載荷較大，在主葉片吸力面中下游區(qū)域出現(xiàn)明顯的回流現(xiàn)象。雖然此工況下優(yōu)化葉輪邊界層增厚在所難免，但是很好地抑制了葉片吸力面氣流的分離。進一步觀察0.8葉高截面的流場發(fā)現(xiàn)，此截面的流場已經(jīng)惡化，葉片前緣出現(xiàn)明顯的高熵增區(qū)域，回流現(xiàn)象明顯。但是優(yōu)化葉輪在擴壓器區(qū)域的流線相對于原方案更偏向于徑向方向，其徑向速度分量更大，有利于抑制回流及擴壓器的喘振。

4喘振優(yōu)化試驗驗證

4.1增壓器試驗臺架驗證

通過CFD計算發(fā)現(xiàn)，與原葉輪相比，優(yōu)化葉輪喘振區(qū)域的流動穩(wěn)定性有所改善?；谠O(shè)計模型進行了優(yōu)化方案銑削葉輪的試制加工，并用一臺增壓器通過換葉輪的方式在增壓器試驗臺架上（如圖13所示，帶天然氣高壓熱氣發(fā)生器）進行了優(yōu)化方案與原方案壓氣機的“背靠背”性能對比試驗，對比結(jié)果如圖14所示。由圖14知，優(yōu)化方案的壓氣機穩(wěn)定運行范圍明顯大于原方案，壓氣機堵塞流量明顯拓寬。優(yōu)化壓氣機在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，流量減小時，壓比特性曲線斜率始終為負，壓氣機穩(wěn)定性較好。在壓氣機高轉(zhuǎn)速工況下，喘振邊界進一步拓寬。

4.2發(fā)動機臺架匹配試驗驗證

如圖15所示，將優(yōu)化方案1、優(yōu)化方案2及原方案增壓器安裝在發(fā)動機試驗臺架上（臺架采用交流電力測功機），按GB/T18297《汽車發(fā)動機性能試驗方法》進行了增壓器與發(fā)動機性能匹配試驗，發(fā)動機與增壓器的聯(lián)合運行線如圖16所示。

由圖16可見，在柴油機與增壓器聯(lián)合運行線附近，優(yōu)化方案1、方案2壓氣機的斜率均明顯為負值，測試時增壓器均未發(fā)生喘振現(xiàn)象，發(fā)動機在1 400～1 600 r/min可以加載到最大設(shè)計扭矩，原方案發(fā)生的喘振和扭矩低問題均得到了解決，新設(shè)計方案達到了設(shè)計要求。

5結(jié)論

a） 通過加大壓氣機葉片θ角，加大葉片出口β角，減小擴壓器出口直徑與葉輪出口直徑的比值，加大葉片弦長，加大葉輪進口尺寸和葉輪出口寬度等，改善了壓氣機小流量區(qū)域的穩(wěn)定性，同時拓寬了堵塞流量；

b） 進行了優(yōu)化方案和原方案性能仿真對比計算，相比較于原方案，優(yōu)化方案在小流量具有較好的穩(wěn)定性，堵塞流量也明顯更寬；

c） 在增壓器試驗臺架上進行了優(yōu)化方案和原方案的性能對比試驗，在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)流量減小時壓比特性曲線斜率始終為負，壓氣機穩(wěn)定性較好；

d） 在發(fā)動機試驗臺架上進行了增壓器與發(fā)動機的性能匹配試驗，壓氣機運行穩(wěn)定，增壓器未發(fā)生喘振，同時發(fā)動機在1 400～1 600 r/min可以加載到最大設(shè)計扭矩，提升了發(fā)動機的動力性能。

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ZHOU Chengyao1，MA Chao2，ZHOU Malan3，ZHANG Jian1，YANG Jiao1

（1.Hunan Deutz Power Co.，Ltd.，Changsha410000，China;2.School of Machinery and Automation，Weifang University，Weifang261061，China;3.Changsha BYD Auto Co.，Ltd.，Changsha410021，China）

Abstract： When matching a small-displacement China Ⅵ diesel engine， the surge phenomenon appeared in the turbocharger compressor， resulting in a significant reduction in engine torque. A new type of compressor needed to be designed. By increasing the θ angle of compressor blade， the β angle of blade outlet， the chord length of blade， the size of impeller inlet and the width of impeller outlet and decreasing the diameter ratio of expander outlet to impeller outlet， the optimization scheme was designed. For the optimized and original schemes， the compressor performance simulation calculation， the compressor bench compressor performance test and the engine bench turbocharger performance matching test were carried out. The results show that the optimization scheme improves the stability of compressor in the small flow area and the blocked flow rate. Within the full speed range of engine， the slope for the characteristic curve of pressure ratio is always negative when the flow decreases， and the operation of compressor is stable without surge. The engine can load to the maximum designed torque， which improves the power performance of engine.

Key words： diesel engine;turbocharger;compressor;surge;impeller;optimization and design

［編輯： 袁曉燕］