葉片后彎角對車用離心壓氣機性能的影響

楊柳 童士寅++沈紅節 劉金龍++侯偉++孟紅霞

摘要： 對比分析了6種不同轉速下壓氣機性能的試驗與仿真結果.在驗證了ANSYS CFX軟件用于壓氣機性能模擬分析中的可靠性后，采用數值模擬方法對3種不同葉片后彎角的葉輪進行了性能計算，得到了相關轉速下的壓氣機特性曲線.仿真結果表明：在不改變壓氣機出口靜壓時，在一定的葉片出口角范圍內，葉片后彎角的增加使兩條特性曲線均向小流量方向偏移，但近喘振點邊界得到了拓展，使得壓氣機的流量范圍變得更寬；在小流量區域內，葉片后彎角的增大能夠改善壓氣機內部流動狀況，提高葉輪工作效率；而在大流量區域內，較大的葉片后彎角會使葉輪的流通特性降低，葉輪的工作效率反而會降低；適當增加葉片后彎角可以增大壓氣機工作范圍，使壓氣機效率和流道內的流動均得到提高和改善.

關鍵詞：

渦輪增壓器； 離心壓氣機； 葉片后彎角； 數值模擬

中圖分類號： TH 311文獻標志碼： A

Influence of Blade Backward Curved Angle on the

Performance of Vehicle Centrifugal Compressor

YANG Liu1， TONG Shiyin2， SHEN Hongjie3， LIU Jinlong1， HOU Wei4， MENG Hongxia3

（1.School of Energy and Power Engineering， University of Shanghai for Science and Technology，

Shanghai 200093，China； 2.Technical Center of SAIC Motor Corporation Limited， Shanghai 200001，China；

3.Commercial Vehicle Technical Center of SAIC Motor Corporation Limited， Shanghai 200438， China；

4.Fengcheng Hexin Machinery Co.， Ltd.， Fengcheng 118100， China）

Abstract：

In this paper，results from compressor performance experiments and simulation at six speeds were compared.After the reliability verification of the application of ANSYS CFX to compressor performance simulation，the impeller with 3 kinds of backward curved angles were numerically simulated.The compressor characteristic curves at different speeds were obtained.The results showed that with no changes of the outlet static pressure，increasing the blade backward curved angle resulted in the movement of two characteristic curves towards the direction of small flow rate within the range of investigated outlet blade angles.However，the boundary near the surge point expanded，which enlarged the flow rate range of the compressor.In the region of small flow rate，increasing the blade backward curved angle could improve the internal flow of the compressor and the impeller efficiency.At high flow rate，larger blade backward curved angle caused reduced circulation characteristics of the impeller and thus decreased its efficiency.Appropriately increasing the blade backward curved angle could enlarged the working range of the compressor and improve its efficiency and flow in the passages.

Keywords：

turbocharger； centrifugal compressor； blade backward curved angle； numerical simulation

隨著環境污染問題的日益加重，對內燃機的排放要求變得越來越高.渦輪增壓技術作為一種節能減排的手段，能夠有效地提高能源利用率以及減少有害尾氣的排放.目前，美國、日本、歐洲等發達國家和地區，中小型車用柴油機、重型柴油機中增壓器的采用率分別達到80%、100%，渦輪增壓技術在汽車行業已經得到廣泛的運用[1].

壓氣機葉輪是渦輪增壓器的重要部件，是將機械能轉變為氣流動能和位能的部件.因此，葉輪結構特征在很大程度上反映了壓氣機整體性能的好壞.離心式壓氣機的性能受其結構尺寸參數的影響非常大.為了設計出滿足性能要求的壓氣機，很多學者對各結構參數（如前傾角、葉頂間隙、葉片數、主分流葉片參數、葉片厚度、擴壓器收縮角等）進行了研究[2-5]，并得到了很多有用的結論.由于葉輪出口后彎有利于提高葉輪效率，并且可獲得更寬廣的流量范圍，因此，在渦輪增壓器中，特別是在葉輪尺寸較小的車用渦輪增壓器中，普遍采用一定的后彎角度.

本文首先采用計算流體力學（CFD）方法，使用ANSYS CFX軟件對某型號渦輪增壓器壓氣機的典型工況進行模擬仿真，再與試驗數據進行比較，以驗證邊界條件、網格劃分及使用該軟件的可靠性.在此基礎上，建立兩個不同后彎角葉片的參數化新葉輪模型，并在相同邊界條件下進行模擬計算，比較設計轉速下壓比和效率特性曲線，以分析葉輪葉片后彎角對壓氣機性能的影響.

1數值模擬方法驗證

本文采用商用計算流體軟件ANSYS CFX進行模擬計算，計算時選用SIMPLE方法，求解不可壓縮時均采用NS方程.選定湍流模型為標準k-ε湍流模

型，進、出口邊界條件根據試驗環境和試驗數據給定.固體壁面的邊界條件為絕熱無滑移邊界，并采用標準壁面函數對近壁區域進行處理，將靜止部件和轉動部件的重合面設置為“Frozen Rotor”，以實現兩種不同坐標系下各參數的互相轉變.

根據某機械制造有限公司提供的壓氣機葉輪、無葉擴壓器和壓氣機蝸殼的設計圖，使用UG軟件建立相應的三維模型，并提取計算所需的流道模型.綜合考慮網格數量、質量以及模型的復雜性，使用ANSYSICEM軟件以及Turbogrid軟件對提取的流道模型進行網格劃分.蝸殼流道部分采用ANSYSICEM軟件進行網格劃分.蝸殼三棱柱網格數為249 802，四面體網格數為735 306.因為葉輪是全對稱結構，故采用周期性網格，部分采用Turbogrid軟件進行網格劃分.葉輪三棱柱網格數為7 134，六面體網格數為81 362，計算網格數總計1 073 604.

圖1為利用UG軟件建模生成的壓氣機三維模型，圖2為利用ANSYSICEM軟件劃分得到的擴壓器及蝸殼四面體非結構網格透視圖和網格質量數據圖，圖3為利用Turbogrid軟件劃分得到的葉輪六面體非結構網格透視圖和網格質量數據圖.在圖2、3的網格質量數據圖中，xo為表示網格質量好壞的無量綱數，對網格質量的好壞進行評判時，xo在0.3以上就可以滿足求解要求，如圖2（b）、3（b）所示，兩部分結構的網格質量均在0.3以上，可滿足計算精度要求.

為了驗證數值模擬計算結果的準確性，對該款車用渦輪增壓器壓氣機進行了相應的試驗研

究.試驗在北京理工大學自行研制的渦輪增壓器

壓氣機性能試驗臺架上進行.圖4為壓氣機性能測試試驗臺，圖5為試驗臺原理圖[6].

將試驗得到的6個轉速下的壓氣機性能曲線分別與相應轉速下的仿真結果進行對比.圖6為壓氣機流量壓比、流量效率特性對比，

此處僅選取了轉速編號為1～4時的結果，對應轉速分別為100 000、120 000、140 000和160 000 r·min-1.

從圖6（a）可看出，轉速、流量相同時，計算得到的壓比稍大于試驗值，但流量壓比曲線的走勢基本相同，計算值和試驗值吻合較好，最大誤差在15%以下；從圖6（b）可以看出，轉速、流量相同時，計算得到的效率大于試驗值，流量效率曲線的走勢基本相同，計算值和試驗值吻合較好，最大誤差在10%以下.從以上對比可以得出，本文采用的數值模擬方法計算的結果和試驗結果吻合較好，說明該模擬方法、選用的邊界條件均具有一定的合理性和準確性.

2離心壓氣機葉輪設計參數

為了研究葉片后彎角對壓氣機性能的影響，本文采用CFturbo旋轉機械專業建模軟件設

計了一個普通壓氣機葉輪.其建模的一般過程是

通過給定設計點的流量、壓比、轉速等設計參數，以及輪轂和葉輪出口直徑、寬度等結構參數，初步生成葉輪子午流道造型，采用貝塞爾曲線調整子午型線，然后根據一定的選取原則對葉片的進出口安裝角、包絡角以及葉片厚度等參數進行設定，最終得到具體的三維結構模型.

根據相關的設計原則[7-8]，得到葉輪的主要設計參數如表1所示.保持葉片厚度、葉片前傾角、葉片前緣幾何形狀不變，通過調整葉片得到不同的后彎角度.本文選取葉片后彎角分別為22°、25°、28°的三種方案進行研究.

3控制方程的建立

建立控制方程的通用形式以便于

對各守恒方程進行分析，并且可以利用同一程序對

各守恒方程進行求解.若用φ表示通用變量，則各控制方程均可以表述成

（ρφ）t+div（ρVφ）=div（Γgradφ）+S

（1）

式中：ρ為密度；t為時間；Γ為廣義擴散系數；S為廣義源項；V為速度矢量.

式（1）中各項按順序分別為瞬態項、對流項、擴散項和源項.

將式（1）展開，可以得到

（ρφ）t+（ρuφ）x+（ρvφ）y=

xΓφx+

yΓφy+zΓφz+S

（2）

式中：u、v、w分別為速度矢量V在x、y、z方向上的分量；φ可以代表u、v、w等求解變量.

對于特定的方程，φ、Γ和S具有特定的形式.表2給出了三個符號與各守恒方程的對應關系，

其中：μ為動力黏度；Si表示微元體上x、y、z三個方向所受體積力；xi表示x、y、z三個方向；

ST為流體內熱源及由于黏性作用流體機械能轉換為熱能的部分，簡稱黏性耗散項；

P為流體微元體上所受壓力；k為傳熱系數；c為比熱容；T為溫度.

表2通用控制方程中符號的具體形式

Tab.2Specific symbols in the general governing equation

符 號連續方程動量方程能量方程

φ1uiT

Γ0μkc

S0-Pxi+SiST

將各守恒方程通用化，即將所有控制方程經過適當的數學處理后使方程中的因變量、時變

項、對流項和擴散項寫成標準形式，然后將式（1）

等號右邊的其余各項合并處理定義為源項，從而

化簡為通用微分方程.這樣，只需要考慮通用微分方程式（1）的數值解，編寫求解該式的源程序，就可以求解不同類型的流體流動及傳熱問題.

4葉片后彎角對離心壓氣機性能的影響

在轉速為130 000 r·min-1和邊界條件相同時，進、出口邊界分別選定為總壓0.1 MPa和出口靜壓為0.17 MPa.在給定條件下，三種葉片后彎角葉輪模型的計算結果如表3所示.從表中可以看出，在邊界條件相同時，三種葉片后彎角模型的總壓比基本相同.相比于原葉輪，葉片后彎角減小至22°時，質量流量提高4.25%，效率降低1.36%；葉片后彎角增加至28°時，質量流量降低3.38%，效率提高0.95%.由此可以得出，當葉輪出口靜壓不變時，增大葉片后彎角度能夠提高壓氣機的工作效率，但會降低壓氣機工作時的質量流量.

出，當葉片后彎角增大時，兩條曲線均向小流量方向偏移，但近喘振點邊界得到了拓展，使得壓氣機流量范圍更寬.從圖7（a）可以看出，葉輪出口后彎角減小后最高效率小于原葉輪，而葉輪后彎角增大后最高效率與原葉輪的相差不大.小流量區域的效率高于原葉輪，說明葉片后彎能夠改善小流量區域的流動狀況；流量大于

0.11 kg·s-1時，效率隨葉輪后彎角增大而減小.這是由于葉片后彎角增大時，出口處相對于徑向的氣流角也會增大，使得葉輪的流通特性降低，所以在大流量時，后彎角小的葉輪的效率反而會高些.從圖7（b）可看出，相同流量時，葉片后彎角最大的葉輪壓比最小.這是由于隨著后彎角增大，葉片對氣體的做功能力降低；壓比相同時，葉片后彎角最大的葉輪流量最小，這從側面說明葉輪的流通能力隨著葉片后彎角增大而降低.

圖8為三種不同后彎角葉片，在進口總壓為0.10 MPa、出口靜壓為0.17 MPa時葉輪出口截面速度分布.從圖中可以看出，隨著葉片后彎角減小，葉輪出口截面上的高速流體區域增大，由此在擴壓器中產生的摻混損失也增大.這是后彎角減小時壓氣機整體效率不高的一個原因.

5結論

本文在原參數化葉輪模型基礎上，并在驗證

數值模擬可靠性的前提下，建立了兩個葉片后彎

角不同的新葉輪，采用數值模擬方法分析了葉輪葉片后彎角對壓氣機性能的影響.在出口靜壓及葉輪其他幾何尺寸不變的前提下得出以下結論：

（1） 當葉片后彎角增大時，流量效率和流量壓比曲線均向小流量方向偏移，但近喘振點邊界得到了拓展，使得壓氣機的流量范圍更寬.

（2） 葉片后彎可改善小流量區域的流動狀況，但在大流量時，后彎角小的葉輪效率反而高些.

（3） 隨著葉片后彎角減小，葉輪出口截面上的高速流體區域增大，由此在擴壓器中產生的摻混損失也增大.

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