車用增壓器渦輪脈沖進氣非穩(wěn)態(tài)特性

邢世凱，馬朝臣，于立國

(1北京理工大學機械與車輛工程學院，北京100081;2河北師范大學職業(yè)技術(shù)學院，河北石家莊050024;3北京汽車集團有限公司，北京100021)

近些年來，隨著環(huán)保法規(guī)的日益嚴格和能源危機的日益加劇，對內(nèi)燃機的增壓系統(tǒng)提出了更高的要求[1-2].這些要求不僅需要設(shè)計者設(shè)計出全工況性能良好的葉輪，還要設(shè)計出匹配良好的增壓系統(tǒng)，在此背景下，多種增壓系統(tǒng)相繼問世[3].在大部分增壓系統(tǒng)中，都存在著較大的壓力波動，即使在等壓增壓系統(tǒng)中，也存在著一定的壓力波動，這一壓力波動使得渦輪始終處在脈沖的流動工況之下，而通常渦輪的設(shè)計、計算和試驗都是基于穩(wěn)定流動條件進行的，渦輪的性能在脈沖流動下和穩(wěn)態(tài)流動下存在著一定的偏離，這就為增壓系統(tǒng)的設(shè)計、計算和匹配帶來了一定的困難.

研究者最早對這一現(xiàn)象的理解都是基于準穩(wěn)態(tài)假設(shè)[4].為解決這一問題，工程上采用的方法是基于經(jīng)驗引入一種脈沖修正系數(shù)[5-6]，但這一修正系數(shù)并不能完全準確地反映出渦輪在這一復雜流動情況下的特性，且隨著對內(nèi)燃機動力性、經(jīng)濟性和排放特性的進一步要求，需要對增壓系統(tǒng)進行更加精細化的設(shè)計和匹配，因此需要對渦輪在這一復雜流動情況下的特性進行深入的研究.

基于上述問題，搭建了渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗臺，研究車用增壓器渦輪在脈沖進氣條件下的非穩(wěn)態(tài)特性，分析和評價壓力波脈沖頻率、渦輪膨脹比、增壓器轉(zhuǎn)速等因素對渦輪特性的影響及其機理.

1 試驗部分

1.1 研究對象

試驗中采用J90增壓器渦輪作為研究對象.J90增壓器是專門針對六缸柴油機脈沖增壓系統(tǒng)設(shè)計的，與濰柴、玉柴、大柴、杭發(fā)、錫柴等國內(nèi)大型柴油機公司出產(chǎn)的150～250 kW的柴油機配套，J90增壓器渦輪級基本參數(shù)如表1所示.

表1 J90增壓器渦輪級基本參數(shù)Table 1 Main parameters of J90 turbine stage

1.2 測試原理

渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗臺工作原理如圖1所示，1中的壓縮空氣經(jīng)2后，通過雙管道送到3，產(chǎn)生類似發(fā)動機排氣的壓力波.通過脈沖發(fā)生器轉(zhuǎn)動盤開口型線、轉(zhuǎn)動盤相對位置和工作轉(zhuǎn)速的調(diào)整，產(chǎn)生不同壓力、不同相位和不同頻率的脈沖壓力波.脈沖壓力波通過雙管道分別傳遞給渦輪的2個通道，模擬增壓器在發(fā)動機上的真實工況.通過F1來改變被測渦輪入口的壓力和流量.

渦輪工作負荷的大小通過調(diào)整壓氣機的工作狀態(tài)進行調(diào)節(jié).本研究采用利用輔助增壓器的壓氣機自循環(huán)加載方法[7].在壓氣機端不加載時，閥F4、F8打開，閥F2、F3關(guān)閉，外界空氣通過閥F8進入壓氣機，通過閥F4排入大氣，F(xiàn)5為微調(diào)閥，防止壓氣機出現(xiàn)喘振;當試驗臺運行在自循環(huán)加載工況時，閥F2、F3打開，閥 F4、F8關(guān)閉，高壓空氣通過閥 F2引入循環(huán)回路，高壓空氣經(jīng)過被測增壓器的壓氣機壓縮之后，通過管道流向輔助增壓器渦輪，并在輔助渦輪中膨脹做功，輔助增壓器將被測增壓器壓氣機施加給循環(huán)氣體的能量通過其自身的壓氣機傳遞到外界大氣中去，從而實現(xiàn)了循環(huán)加載.

圖1 渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗臺工作原理Fig.1 Diagrammatic sketch of turbine non-steady characteristics test-bed

1.3 數(shù)據(jù)采集

試驗所需采集數(shù)據(jù)分為穩(wěn)態(tài)數(shù)據(jù)和瞬態(tài)數(shù)據(jù)兩部分，渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗臺數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)如圖2所示.

圖2 渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)Fig.2 Data collection system of turbine non-steady characteristics test

脈沖發(fā)生器下游至渦輪入口這段管路中的流動一直處于脈動狀態(tài)下，與傳統(tǒng)的試驗臺有很大的不同，因此需要重新設(shè)計和分析.在管路的流動中，如果管路中存在縮口或者擴口，壓力波將會產(chǎn)生反射，反射回來的壓力波會在管道各處疊加，這會影響整個管道的流動，也會影響脈沖發(fā)生器的設(shè)計，因此為了盡量避免壓力波的反射和疊加，將渦輪入段截面設(shè)計成與J90蝸殼入口截面幾何相同的管路.

關(guān)于這段管路的另外一個需要重新設(shè)計分析的問題是管路的長度.標準QC/T591-1999和JB/T9752.2-1999中，關(guān)于管路長度的規(guī)定是基于滿足測量要求考慮的，測量需要在流動發(fā)展均勻之后進行，一般認為低馬赫數(shù)的流動在經(jīng)歷了5倍的管徑以后，流動已經(jīng)發(fā)展均勻，因此對于穩(wěn)態(tài)流動，標準中規(guī)定管路的長度必須大于5倍的管徑，但是這一規(guī)定對本試驗臺中的渦輪入口段并不適用，因為在脈沖發(fā)生器的運轉(zhuǎn)過程中，由于截面積不停的變化，會出現(xiàn)管路的入口端一部分面積存在流動，一部分面積沒有流動，存在流動的部分，流速要比穩(wěn)態(tài)試驗臺高出許多，測量段必須要布置在流動發(fā)展均勻之后，對于本試驗中所涉及的這種脈沖流動需要經(jīng)歷多長的距離才能穩(wěn)定，沒有相關(guān)的標準規(guī)定.基于此，本文利用Solidworks軟件對這一部分管路進行建模，利用Numeca軟件對馬赫數(shù)最大的工況進行了三維CFD計算，計算出的管道內(nèi)的流線.管道的水力直徑為55 mm，發(fā)現(xiàn)經(jīng)過400 mm，即7.27倍的管徑之后，流動在整個截面上發(fā)展得比較均勻.考慮到CFD計算存在著一定的誤差，為了可靠起見，將渦輪入口測量段選在600 mm之后.考慮到渦輪入口段要測量多個參數(shù)，渦輪入口段的管長選為900 mm.

2 結(jié)果與討論

2.1 發(fā)動機標定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)特性

在搭建的渦輪非穩(wěn)態(tài)特性試驗臺上對J90渦輪工作在標定工況進行了試驗測試.發(fā)動機標定工況時轉(zhuǎn)速為2 400 r/min，對應(yīng)的脈沖頻率為60 Hz，增壓器設(shè)計轉(zhuǎn)速對應(yīng)的相似轉(zhuǎn)速為2 680 r·min-1·k-1/2.經(jīng)過濾波和平滑處理后，渦輪各瞬態(tài)參數(shù)在一個脈沖周期內(nèi)的變化情況如圖3所示.由于壓力波的反射和疊加，可以看到2個比較明顯的壓力波峰.

由圖3可知，在脈沖開始的初期，渦輪入口的壓力、流量、溫度開始上升，由于這一時期脈沖波包含的能量還比較小，此時還不能驅(qū)動渦輪，所以轉(zhuǎn)速比較低，并有下降的趨勢;隨著壓力和溫度的進一步提高，渦輪的轉(zhuǎn)速迅速上升，壓力、流量、溫度也迅速達到了波峰;此后壓力、流量、溫度開始緩慢下降，此時轉(zhuǎn)速仍然上升;隨著脈沖發(fā)生器開度的急劇減小，壓力、溫度、流量、轉(zhuǎn)速迅速下降，直至脈沖結(jié)束.

圖3 標定工況渦輪各瞬態(tài)參數(shù)的變化Fig.3 Changes of turbine non-steady parameters on the power condition

通過對圖3數(shù)據(jù)的處理[8]，得到渦輪在模擬脈沖進氣條件下的非穩(wěn)態(tài)流量特性如圖4所示.

圖4 標定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)流量特性Fig.4 Turbine non-steady flow characteristic on the power condition

為便于對比，圖中標出了由試驗獲取的同一相似轉(zhuǎn)速下的渦輪穩(wěn)態(tài)特性曲線.如果“準穩(wěn)態(tài)”假設(shè)成立，渦輪在非穩(wěn)態(tài)工況下的特性曲線應(yīng)與穩(wěn)態(tài)特性曲線重合.但試驗得到的非穩(wěn)態(tài)特性與穩(wěn)態(tài)特性有很大的偏離，非穩(wěn)態(tài)特性圍繞穩(wěn)態(tài)特性形成了一個類似于環(huán)狀的特性圈.Banies，Dale，Winterbone，Karimanis等人[9-12]得到了類似的試驗結(jié)果，例證了“準穩(wěn)態(tài)”假設(shè)在處理非穩(wěn)態(tài)問題時存在著很大的不足.圖4中的箭頭表示脈沖開始和結(jié)束的方向，從圖中可以看出渦輪流量在一個周期內(nèi)的變化，在流動剛剛開始時，渦輪入口的壓力和流量迅速地增加，但是此時的流量仍然低于穩(wěn)態(tài)時的流量，隨著壓力的繼續(xù)增加，渦輪的流量開始超過了穩(wěn)態(tài)，隨著壓力繼續(xù)增大，流量很快又低于了穩(wěn)態(tài)，當渦輪入口的壓力逐漸下降之后，流量有一段非常接近于穩(wěn)態(tài)，在脈沖接近于結(jié)束時，渦輪的流量又有了一個短暫的下降.

在一個脈沖周期內(nèi)，將渦輪瞬時的相似流量求積分，與渦輪的穩(wěn)態(tài)流量進行對比，如圖5所示，渦輪的流量下降約5.9%.

圖5 標定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)流量與穩(wěn)態(tài)流量對比Fig.5 Comparison between non-steady flow and steady flow on the power condition

通過對圖3數(shù)據(jù)的處理[8]，得到渦輪在模擬脈沖進氣條件下的非穩(wěn)態(tài)效率特性如圖6所示.

圖6 標定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)效率特性Fig.6 Turbine non-steady efficiency characteristic on the power condition

由圖6可知，在脈沖剛剛開始時渦輪效率比較高，變化也非常大，Karamanis，Winterbone[11-13]等人甚至發(fā)現(xiàn)了效率大于1的現(xiàn)象，這一區(qū)域的效率可能并不是真實的效率，原因是渦輪入口脈沖波的壓力和流量都非常小，其包含的能量不足以驅(qū)動渦輪，此時的渦輪是依靠慣性在繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，所以測出的效率偏大;當渦輪入口的壓力和流量都迅速增大的時候，測到的渦輪效率反而下降了，這一段區(qū)域正好是第一個壓力波峰的區(qū)域，效率下降說明這一區(qū)域波峰的能量沒有被很好地利用.經(jīng)過一個短暫的時間之后又迅速地上升，并超過了穩(wěn)態(tài)時的效率，這一區(qū)域是第1個波峰和第2個波峰之間的區(qū)域，說明這一區(qū)域的能量能夠被比較好地利用.隨著第2個壓力波峰的到來，渦輪的效率又有了迅速地下降，但在脈沖結(jié)束時，效率又有了很大提高，這一提高可能也不是真實值.通過積分得出循環(huán)平均效率，來觀察渦輪在一個脈沖周期的平均做功能力，如圖7所示，在這種工況下渦輪的平均效率與穩(wěn)態(tài)效率相差不大，僅降低了1.5%.

圖7 標定工況渦輪的非穩(wěn)態(tài)效率與穩(wěn)態(tài)效率對比Fig.7 Comparison between non-steady efficiency and steady efficiency on the power condition

2.2 渦輪流量特性的影響因素

瞬態(tài)流量特性和瞬態(tài)效率特性不能直接反映出渦輪流通能力和做功能力的真實變化，可從循環(huán)平均的角度觀察各種參數(shù)對渦輪特性的影響.

圖8為平均相似轉(zhuǎn)速2 680 r·min-1·k-1/2時，不同脈沖波頻率下渦輪的流量特性.脈沖波頻率分別為對應(yīng)發(fā)動機怠速工況的20 Hz、對應(yīng)最大轉(zhuǎn)矩工況的40 Hz和對應(yīng)標定工況的60 Hz.通過與穩(wěn)態(tài)流量特性的對比，可知在脈沖流動情況下，渦輪流量有所下降，說明脈沖因素對流動起到的是阻礙作用.隨著頻率的增大，流量下降的幅度增大.

為了更清楚地觀察這一點，定義一個無量綱的參數(shù)km，表征渦輪在脈沖進氣條件下的循環(huán)平均流量與對應(yīng)的穩(wěn)態(tài)流量之比.km隨膨脹比和脈沖頻率的變化如圖9所示.

圖8 不同脈沖波頻率下渦輪的流量特性Fig.8 Turbine flow characteristic of different pulse frequency

圖9 km隨膨脹比和脈沖頻率的變化Fig.9 Changes of kmwith expansion ratio and pulse frequency

從圖9中可以明顯地觀察到隨著頻率的增大，渦輪流量下降的幅度增大，從圖中還可以觀察到，渦輪流量下降的幅度隨著渦輪膨脹比的提高而減小，但總體仍然低于穩(wěn)態(tài)時的流通能力.

圖10為相似轉(zhuǎn)速為2 100 r·min-1·k-1/2，脈沖波頻率為40 Hz下km的變化，并與相似轉(zhuǎn)速為2 680 r·min-1·k-1/2、相同頻率的脈沖情況進行了比較，發(fā)現(xiàn)在高轉(zhuǎn)速下，渦輪流量下降的幅度大，轉(zhuǎn)速對渦輪流通特性的影響也早已被證實[6]，渦輪的旋轉(zhuǎn)對流動有一定的阻礙作用.

圖10 不同轉(zhuǎn)速下km的變化Fig.10 Changes of kmon different rotation speed

2.3 渦輪效率特性的影響因素

圖11為平均相似轉(zhuǎn)速2 680 r·min-1·k-1/2時，不同脈沖波頻率下渦輪的效率特性.由圖11可知，在脈沖流動情況下，渦輪效率也有所下降.隨著頻率的增大，效率下降的幅度有所減小.

圖11 不同脈沖波頻率下渦輪的效率特性Fig.11 Turbine efficiency characteristic of different pulse frequency

與流量特性類似，定義一個無量綱的參數(shù)kη，表征渦輪在脈沖進氣條件下循環(huán)平均效率與對應(yīng)的穩(wěn)態(tài)效率之比.kη隨速比和脈沖頻率的變化如圖12所示.

圖12 kη隨速比和脈沖頻率的變化Fig.12 Changes of kη with speed ratio and pulse frequency

圖13 不同轉(zhuǎn)速下kη的變化Fig.13 Changes of kη on different rotation speed

由圖12可以觀察到隨著速比的減小，kη變大，渦輪的效率更加接近于穩(wěn)態(tài)，60 Hz時的效率較其他工況下更加接近于穩(wěn)態(tài).

圖13為相似轉(zhuǎn)速為2 100 r·min-1·k-1/2，脈沖波頻率為40 Hz下kη的變化，并與相似轉(zhuǎn)速為2 680 r·min-1·k-1/2相同頻率的脈沖情況進行了比較，從圖中可以看出，在低轉(zhuǎn)速下渦輪效率下降的比較多.

2.4 脈沖進氣對渦輪特性影響機理分析

渦輪內(nèi)有一定的容積，這一容積會產(chǎn)生容積效應(yīng)，即當有大流量的流體流入渦輪時，這部分流體不能及時排出而在渦輪內(nèi)產(chǎn)生了堆積，當流入渦輪的流體流量減少時，這部分堆積的流體才逐漸釋放，流體的堆積和釋放的過程會對流動起到阻礙的作用.在脈沖流動工況下，渦輪內(nèi)的流動始終都處于堆積和釋放的狀態(tài)，因此在這種工況下，渦輪的流量會下降，表現(xiàn)為低于穩(wěn)態(tài)流量;隨著膨脹比的提高和轉(zhuǎn)速的下降，渦輪的流通能力增強，容積效應(yīng)減弱，因此表現(xiàn)為非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均流量和穩(wěn)態(tài)流量之間的差值減小;隨著脈沖頻率的提高，每個脈沖持續(xù)的時間縮短，容積效應(yīng)增強，因此表現(xiàn)為渦輪的非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均流量與穩(wěn)態(tài)流量之間的差值增大.

2.4.1 渦輪流量特性分析

利用容積效應(yīng)來解釋對應(yīng)于發(fā)動機標定工況時渦輪流量特性的變化，可以分為5個區(qū)域，如圖14所示.

圖14 標定工況渦輪流量特性分析Fig.14 Analysis of turbine flow characteristic on the power condition

在脈沖開始時，由上一個循環(huán)堆積的流體沒有完全排空，且此時渦輪入口的壓力非常低，這就阻礙了流體的流入，此時渦輪的流量表現(xiàn)為低于穩(wěn)態(tài)時的流量，對應(yīng)圖中區(qū)域1;接著渦輪入口的壓力開始迅速地升高，渦輪入口和渦輪內(nèi)壓力比迅速提高，促進了流體的流入，此時渦輪的流通能力表現(xiàn)為大于穩(wěn)態(tài)時的流通能力，對應(yīng)圖中區(qū)域2;隨著渦輪入口的壓力繼續(xù)提高，此時開始產(chǎn)生了流體的的堆積，堆積的結(jié)果使得渦輪內(nèi)的壓力迅速提高，對流體的流入起到了阻礙作用，使得渦輪的流量變小，并小于了穩(wěn)態(tài)時的流量，對應(yīng)圖中區(qū)域3;緊接著迎來了第2個壓力波峰，由于第1個壓力波持續(xù)期間已經(jīng)堆積了很多流體，此時堆積和釋放已經(jīng)基本達到了平衡，所以渦輪的流量表現(xiàn)的比較平穩(wěn)，并接近于穩(wěn)態(tài)值，對應(yīng)圖中區(qū)域4;在脈沖接近結(jié)束時，渦輪入口的壓力迅速減小，而此時在渦輪內(nèi)還有部分堆積的流體沒有得到釋放，使得渦輪的流量下降，并低于穩(wěn)態(tài)值，對應(yīng)圖中區(qū)域5.

2.4.2 渦輪效率特性分析

依據(jù)容積效應(yīng)的原理，來分析渦輪效率特性的變化.如圖15所示，在脈沖剛剛開始時，由于渦輪內(nèi)堆積的流體正在迅速釋放，渦輪入口測得的流量與此刻通過葉輪的流量并不相等，通過葉輪膨脹做功的氣體流量要大于此刻渦輪入口的流量，因此計算出的效率偏大，對應(yīng)圖中區(qū)域1;隨著渦輪內(nèi)堆積流體的迅速排空，大量的流體流入渦輪，并開始在渦輪內(nèi)產(chǎn)生堆積，此刻通過葉輪的流量要小于渦輪入口的流量，因此計算出的效率偏小，對應(yīng)圖中區(qū)域2;當流體堆積到一定程度之后開始迅速地釋放，此刻通過葉輪的流量又大于從渦輪入口的流量，因此計算出的效率開始迅速升高，表現(xiàn)為區(qū)域3;接著堆積和釋放基本達到了平衡，效率開始比較接近于穩(wěn)態(tài)的效率，對應(yīng)圖中區(qū)域4;隨后渦輪入口的壓力和流量迅速減小，而此時渦輪內(nèi)堆積的流體仍然在釋放，此刻通過葉輪的流量大于渦輪入口的流量，因此計算出的效率又開始迅速地增大，直到脈沖周期結(jié)束，對應(yīng)圖中區(qū)域5.

圖15 標定工況渦輪效率特性分析Fig.15 Analysis of turbine efficiency characteristic on the power condition

在脈沖進氣條件下，渦輪的非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均效率與穩(wěn)態(tài)效率之間的差值隨著速比的減小而減小，這是因為小速比的工況，渦輪的膨脹比都比較大，膨脹比提高使得渦輪的流通能力增大，渦輪的容積效應(yīng)對壓力波峰的“削弱作用”減弱，因此這一差值減小;這一差值隨著脈沖頻率的提高而減小，這是因為隨著脈沖波頻率的提高，每個脈沖周期持續(xù)的時間非常短，堆積的流體始終不能非常徹底地排出，渦輪內(nèi)的壓力也較大，渦輪入口與渦輪內(nèi)的壓力差減小，流動的損失減少，另外，大量堆積的流體減少了葉輪工作在小流量流動情況下的持續(xù)時間，減小了部分攻角損失;這一差值隨著轉(zhuǎn)速的減小而增大，是因為隨著轉(zhuǎn)速降低，渦輪流通能力增大，雖然此時容積效應(yīng)減弱，但是壓力波動變得更加明顯，使得渦輪工作在小流量和小壓力流動情況下的持續(xù)時間變長，從而導致效率下降.從以上分析可知，基于容積效應(yīng)的解釋可以比較好地說明渦輪在脈沖進氣條件下特性的變化.在脈沖進氣條件下所測取的渦輪特性并不是“真實”的特性，這一特性并不能直接反映渦輪流通能力和做功能力的變化，從循環(huán)平均的角度分析渦輪特性的方法，可以從宏觀上分析渦輪流通能力和做功能力的變化.

3 結(jié)論

1)對渦輪工作在對應(yīng)于發(fā)動機標定工況的非穩(wěn)態(tài)特性進行了試驗研究，發(fā)現(xiàn)渦輪的非穩(wěn)態(tài)特性與穩(wěn)態(tài)特性存在著比較大的偏離，非穩(wěn)態(tài)特性圍繞著穩(wěn)態(tài)特性形成了一個“環(huán)狀”的特性圈.

2)非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均流量與穩(wěn)態(tài)流量之間的差值隨脈沖頻率的增大而增大，隨膨脹比的增大而減小，隨轉(zhuǎn)速的增大而增大;非穩(wěn)態(tài)循環(huán)平均效率與穩(wěn)態(tài)效率之間的差值隨頻率的增大而減小，隨速比的減小而減小，隨轉(zhuǎn)速的減小而增大.

3)根據(jù)試驗結(jié)果，基于“容積效應(yīng)”的原理，分析了渦輪非穩(wěn)態(tài)特性變化的規(guī)律，得出在脈沖進氣條件下渦輪特性的變化是由于渦輪內(nèi)的容積效應(yīng)引起這一結(jié)論.

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