增壓器渦輪箱熱-結構強度分析及試驗驗證

龍鑫， 陳少林， 靳鵬， 劉朝峰， 劉艷東， 張濤

(湖南天雁機械有限責任公司技術中心， 湖南 衡陽 421005)

增壓器渦輪箱熱-結構強度分析及試驗驗證

龍鑫， 陳少林， 靳鵬， 劉朝峰， 劉艷東， 張濤

(湖南天雁機械有限責任公司技術中心， 湖南 衡陽 421005)

為了能夠直接驗證熱-結構耦合仿真計算的精確性，以某型增壓器渦輪箱為研究對象, 運用CFD分析軟件與FEA分析軟件同步耦合仿真計算渦輪端溫度場，然后將求解得到的溫度場節點溫度賦給結構分析模型，再求解渦輪箱模型的熱應力。在發動機臺架上運行增壓器，發動機運行時采用與增壓器CFD仿真計算相同的邊界參數，采用紅外熱像儀測定考察區域的溫度場分布，通過非接觸式應變測量系統測定考察區域的應變分布，提取考察區域標記考察點的溫度及應變結果，并與仿真計算的溫度及應變結果進行對比分析，結果表明，采用熱-結構耦合分析方法求解的渦輪箱溫度和應變精度能滿足工程設計要求。

渦輪箱； 溫度場； 應變； 結構強度； 仿真

增壓器是一種壓縮新鮮空氣進入氣缸提升發動機動力的裝置。研究渦輪箱的溫度場分布和應力分布情況可以有效預測渦輪箱的熱-機械疲勞壽命，降低渦輪箱開裂的風險，提高渦輪箱的耐久可靠性。渦輪箱失效最主要的方式是熱應力，其次是蠕變和氧化，因此研究渦輪箱熱應力是當前渦輪箱設計研究的重要工作。近幾年來國內外科技工作者致力于熱應力方面的研究[1-4]，熱-機械應力分析理論及熱-機械疲勞理論都得到了長足的進步，其中疲勞分析理論Sehitoglu方法已運用到工程實踐中[5-7]。霍尼韋爾公司(Honeywell)、美國材料與試驗協會(ASTM)及其他科研人員對增壓器渦輪箱熱-機械疲勞方面進行了深入的研究[8-16]。

1 渦輪端分析模型的建立

增壓器渦輪端模型包括流體模型與固體模型，其中固體模型分為熱分析模型與結構分析模型，包括渦輪箱、渦輪、放氣閥門、簡化的排氣歧管及排氣管、預緊螺絲等，流體模型包括渦輪端流道、渦輪、放氣閥門等組成的封閉腔體。

1.1 渦輪端分析模型的離散

渦輪端流體模型(見圖1)總體上可分為旋轉域與靜止域，局部可以分為一個旋轉域和一個固定域。旋轉域命名為Rot_Fluid，旋轉域的邊界層初始值為0.01 mm，共設置10層，增長率為1.2，旋轉域網格數為2 103 642個。靜止域流道入口段，命名為Housing_Fluid，邊界層初始值為0.02 mm，共設置10層，增長率為1.3，靜止域網格數為836 587個。

由圖2可見，渦輪端的模型組件由簡化的排氣歧管、渦輪箱、渦輪轉子、放氣閥門、簡化的排氣管組成，該模型全部采用二階四面體單元。

圖1 CFD仿真計算模型

圖2 渦輪端有限元離散模型

圖3中標記的1～8號點為數據處理使用的考察點，在增壓器相同位置有相應的標記測點。

圖3 渦輪箱離散模型考察點位置

1.2 載荷邊界條件

流體計算邊界條件包括進出口邊界、旋轉域轉速、壁面邊界條件等。發動機工況為3 500 r/min(0.5% FS)、全負荷，增壓器渦前溫度(渦輪箱入口溫度)為924 ℃(溫度超過600 ℃時，誤差為±1 ℃)，渦前壓力(渦輪箱入口壓力)為59.8 kPa(0.5% FS)，渦后溫度(渦輪箱出口溫度)為834 ℃，渦后壓力(渦輪箱出口壓力)為16.2 kPa(0.5% FS)，渦輪轉速為(180 000±500) r/min。分析模型采用k-omega，SST湍流模型。將初始條件設為出口邊界，初始化后進行求解。

渦輪端的邊界則需要與實際工況相結合。增壓器安裝在發動機上運行時受到冷卻風機的強制冷卻(冷卻區域見圖4)，為了得到較好的計算結果，對強制冷卻區域進行了劃分，不同冷卻區域的對流傳熱系數與層膜溫度不盡相同。

圖4 標定轉速工況示功圖

2 計算結果及分析

2.1 流體計算結果及分析

20世紀80年代以后，隨著改革開放以及社會經濟的發展。閩南語合唱作品更趨多元化，在保留部分原汁原味的“鄉土”色彩外也開始融入一些情感與唱腔，使得合唱歌曲更貼近生活氣息。如:無伴奏女聲合唱領唱《雨來檐頭流》(泉州作曲家楊雙智)，同聲三部閩南語合唱《十二月果子歌》(臺灣作曲家劉晏良創作)等作品。至今，這些作品仍然流傳于海峽兩岸，影響甚廣。

從溫度分布來看，渦輪端氣體膨脹做功，溫度逐步降低。截取流道YZ平面(渦輪徑向)的切面作為考察對象，由圖5可見，流道進口溫度高，沿著流道到渦輪輪轂方向，溫度逐漸降低；旋轉域的溫度分布呈外部高內部低的規律。整個渦輪流道切面溫度最高為922 ℃，在流道入口處，溫度最低為543 ℃，在輪轂表面附近。截取流道ZX平面的切面(渦輪軸向)作為考察對象, 由圖6可見，渦輪流道入口側的溫度高于流道出口側的溫度；放氣閥門孔附近的溫度高于其他位置處的溫度，這是由于在該工況下，放氣閥門處于開啟狀態。由圖7和圖8可見，壓力分布基本與溫度分布一致，在放氣閥門孔處有局部壓力突變。

圖5 流道YZ平面溫度分布

圖6 流道ZX平面溫度分布

圖7 流道YZ平面壓力分布

圖8 流道ZX平面壓力分布

2.2 固體模型溫度場計算結果及分析

由圖9可見，渦輪端組件的最高溫度為880 ℃，在渦輪箱喉口位置處；放氣閥門處溫度也比較高，但是閥門軸與軸套溫度梯度較大，這也是造成軸套變形的重要影響因素之一。從渦輪的溫度分布來看，流體進入部位的溫度高，流體流出部位溫度低，這與渦輪實際溫度分布規律一致，說明溫度結果具有一定正確性。

圖9 渦輪端溫度分布

渦輪箱溫度分布見圖10。渦輪箱最高溫度為830 ℃，在放氣閥門孔與渦輪出口中間的隔板上，這是由于放氣閥門開啟后，高溫排氣直接從放氣閥門孔流出作用在該隔板上，造成較高的溫度。

圖10 渦輪箱溫度分布

2.3 結構計算結果及分析

渦輪箱熱應力分布見圖11。最大熱應力在外壁面的出口法蘭下方，該處結構有局部突變，內壁隔板溫度高，造成該處溫度梯度高，熱應力大。由于渦輪箱各個位置的溫度分布不均勻，單獨考察應力不能很好地預測疲勞裂紋的位置，而通過渦輪箱累積塑性應變值更能直觀地發現渦輪箱的風險位置。由圖12可見，喉口、隔板邊緣倒角處、流道外壁面倒角位置、隔板與渦輪箱壁面交接的外壁面累積塑性應變均較大，這些位置均可能是渦輪箱裂紋的風險位置。

圖11 渦輪箱等效應力分布

圖12 渦輪箱累積塑形應變分布

總應變包括彈性應變、非線性應變、熱應變等，非線性應變包括塑性應變、蠕變應變。由圖13至圖16可見：渦輪箱的總應變最大值為2.94×10-2；熱應變為1.92×10-2，在總應變中占據較大比例；彈性應變相對總應變來說數值較小，彈性應變值為2.1×10-3；在局部出現塑性應變和蠕變位置的非線性應變較大，非線性應變值為1.38×10-2，大多數位置的非線性應變為0。

圖13 渦輪箱溫度總應變

圖14 渦輪箱彈性應變

圖15 渦輪箱非線性應變

圖16 渦輪箱熱應變

3 試驗及數據對比分析

進行了溫度和應變的試驗測試以驗證仿真的準確性。試驗中分別采用Vic-3D/2D非接觸應變測量系統和紅外熱像儀測量應變和溫度。Vic-3D/2D非接觸應變測量系統采用最佳化的3D數字圖像相關性運算法則，為機械試驗提供三維/二維空間內全視野的形貌、位移及應變數據測量。由于此系統運用白光散斑相關性技術，因此物體的真實位移可以被測量,并且可獲得物體表面的每一點上的拉格朗日應變張量。

3.1 溫度場試驗及應變測量

渦輪箱實體考察點的位置與圖3標記的考察點位置相同。Vic-3D使用DIC(數字圖像相關)技術，因此，在測量之前需在待測物表面制作斑點。制作好的實體模型考察點和散斑見圖17。

首先安裝紅外熱像儀，然后安裝非接觸式應變測量相機，在捕捉影像之前只需進行影像對焦及光圈調整、表面斑點處理及3D校正。調校好非接觸式應變測量相機后，需進行相應的標定工作。在增壓器未運行情況下，用指定的溫度標定板加熱至高于室溫，通過標定板與待標定物的溫度差來標定紅外熱像儀。對于應變測量相機的標定，需要將拍得的形變過程影像儲存起來，過后重新載入軟件作形變的分析處理。如果待測物本身已具有足夠的斑點，則不需再做額外的斑點處理。

圖17 渦輪箱標記線和散斑圖

3.2 試驗結果及仿真計算結果對比分析

由表1可見，1～4,7～8測點溫度測試值與仿真計算值誤差均小于5%，在誤差允許范圍內。5，6測點的誤差大于5%，這是由于在5，6測點的正前方有一臺冷卻風機對增壓器進行強制冷卻。冷卻風機的冷卻過程是一個強制對流傳熱過程，本次仿真計算沒有將該冷卻域加入計算，僅采用經驗的對流傳熱邊界不能完全模擬該冷卻的真實過程，因此造成溫度計算結果與測試結果誤差較大。

表1 溫度計算結果與測試結果對比分析

由表2可見，1，2，4，7測點的總應變誤差均小于5%，測試值與仿真計算值在誤差允許范圍內。由于5、6測點仿真計算的溫度結果與測試結果誤差較大(見表1)，導致仿真計算的熱應變誤差較大，而熱應變占總應變的較大比例，因此，5，6測點總應變的仿真計算結果與測量結果的誤差較大。3，8測點的誤差大于5%，原因是被測渦輪箱的區域是一個球面，應變測量相機捕捉微小變形時會造成一定的誤差，同時還有發動機臺架振動、高溫使散斑效果變差等因素，累積誤差均會增大。總之，造成誤差的可能原因包括：1)溫度測量值與仿真計算值有一定的誤差；2)應變測量僅能測定面應變；3)發動機振動較大，測量誤差較大；4)數據處理及散斑等原因造成；5)測量邊界的誤差。

表2 應變計算結果與測試結果對比分析

4 結論

a) 在溫度對比研究中，溫度場試驗結果與仿真計算結果總體分布一致，散斑質量差的位置溫度誤差大；

b) 在應變對比研究中，由于熱應變占據總應變的比重大，因此，溫度誤差大的位置熱應變誤差大；

c) 在試驗過程中采用冷卻風機對增壓器進行強制冷卻，而在仿真計算中沒有計算該冷卻域，該位置溫度的測量值和計算值誤差較大。

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[編輯： 姜曉博]

Thermo-Mechanical Strength Analysis and Experimental Validation for Turbine Housing of Turbocharger

LONG Xin, CHEN Shaolin, JIN Peng, LIU Chaofeng, LIU Yandong， ZHANG Tao

(Technology Center, Hunan Tyen Machinery Co., Ltd., Hengyang 421005, China)

In order to verify the accuracy of thermal structural coupling simulation analysis, a certain type of turbine housing of turbocharger was taken as the research object. The synchronous coupling simulation and calculation of turbine end temperature field was conducted by using CFD and FEA software, the gained joint temperature of temperature field was input to structural analysis model and the thermal stress of turbine housing model was solved. With the same boundary parameters as simulation, the turbocharger ran on the engine test bench and the temperature field and strain distributions of inspection area were measured by using the thermal infrared imager and non-contact strain measurement system respectively. The temperature and stain results were acquired and compared with simulation results. The results show that the temperature and strain accuracy of turbine housing can meet engineering design requirements.

turbine housing; temperature field; strain; structural strength; simulation

2017-01-14；

2017-04-11

龍鑫(1983—)，男，工程師，主要研究方向為汽車車用渦輪增壓器；hntylx@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.04.011

TK423.5

B

1001-2222(2017)04-0053-06