渦輪增壓器冷卻水進水管內流場及壓力損失分析

戴金躍，翟輝輝，周海超

(1.江蘇航空職業技術學院，航空工程學院，江蘇 鎮江，212134；2. 鎮江高等專科學校 汽車工程學院，江蘇 鎮江212003； 3.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江，212013)

渦輪增壓技術的關鍵目的是提高發動機進氣量，進而提高發動機功率和扭矩[1-2]。而強行增壓進氣后溫度會升高，要對其冷卻。冷卻方式一般分為兩種：中冷和增壓器自身降溫的冷卻[3-4]。其中：增壓器自身的冷卻主要依靠油冷和風冷，機油在中間體軸部件中運行，承擔潤滑和冷卻作用，蝸殼中通過的是高溫廢氣，其冷卻依靠風冷。對于具有高轉速的增壓器油冷則是達不到要求的，會另外再用水冷。即是除了油路，再做一個水路，在增壓器中間殼里有水管，給增壓器軸部提供額外降溫，同時配有進水和排水管道，水路連通發動機冷卻系統。汽車渦輪增壓器進水管對發動機起著冷卻作用，一旦結構設計不合理，造成水流在管道內部流動壓力損失過大，則會對發動機冷卻效果產生影響[5]。

CFD數值模擬研究渦輪增壓進水管內壓力損失具有較高精確度，進而可高效率地實現對其性能優化及匹配方面分析。顏衛國等[6]對單個熱交換器的中冷器內部熱交過程進行了仿真分析，根據場協同理論，進一步探究了換熱器結構參數對熱管中冷器流動熱傳遞的特性；徐勁松等[7]通過對內燃機冷卻水套CFD仿真，大量水套內流場信息為該款柴油機水套改進設計提供指導意見；范璘[8]用一臺V型八缸柴油機的冷卻系統為研究對象，對不同工況下各缸流動不均勻性進行了仿真模擬分析，詳細獲得了發動機冷卻系統的三維流速、溫度場、壓力場等流場信息。

開展渦輪增壓器進水管內部流體流場及壓力損失研究，有助于改善發動機的冷卻效果。筆者采用CFD方法對渦流增壓進水管管道內的流場及壓力損失進行分析，通過改變進口流量、出口壓力、壁面粗糙度和進水連通管直徑等方式，分析其對管道壓力損失的影響，進而為渦輪增壓進水管設計優化提供有價值參考。

1 計算模型與計算方法

1.1 模型建立

依據增壓器進水管的三維Catia裝配模型及工作原理，上端為進水口，下端為出水口，如圖1(a)。由于水流在水管內部空間流動，故在Hypermesh中創建水管內水流動流域，如圖1(b)。為提高計算精度，確保計算穩定和加快計算收斂，依據流場在各區域變化程度不同，對體網格按區域進行不同程度細化，采用四面體和五面體混合方式生成體網格，單元數量為90萬。

圖1 結構模型Fig. 1 Structure model

1.2 控制方程

渦輪增壓器冷卻水進水管內水流運動具有較大旋轉流動和顯著壓力降等現象，但水流運動依舊遵循質量守恒定律和動量守恒定律。定常Realizableκ-ε湍流模型對旋轉流體和流動分析等具有很好的表達[9]，且該湍流模型廣泛應用于汽車設計中。

質量守恒方程如式(1)：

(1)

動量守恒方程如式(2)：

(2)

湍動能方程如式(3)：

(3)

湍動能耗散率方程如式(4)：

(4)

式中：k為湍流動能；ε為湍流耗散率；ρ為水流密度；μt為湍流黏度；σκ和σε分別為湍動能和湍流耗散率的Prandlt數，分別取1.0和1.3；C1、C2為經驗常數，分別取1.44和1.92。

1.3 邊界條件

管道進水口螺栓直徑為8 mm，橫截面積A=50.264 mm2。在對水管進行壓力損失分析時，分別設置水流入口流量Q為5、10、15、20、25、30 L/min。根據Q=VA，依次可獲得6種流量下進口的流速為1.658、3.317、4.975、6.634、8.425、9.951 m/s。由雷諾數計算公式，可知6種水流運動狀態均為湍流運動。流體入口設定為速度入口，流體出口設定為壓力出口，管道壁面采用無滑移邊界條件，近壁區采用標準壁面函數。為保證計算精度，選用Fluent中的SIMPLEC算法，設定殘差為1E-5。

1.4 管道壓力損失計算

求解進水管道壓力損失，其沿程阻力和局部阻力不能忽視。流體在管道中壓力損失ΔP是由沿程壓力損失ΔPf和局部的壓力損失ΔPi兩部分構成[10]。為計算方便，將管道系統分成若干段，每一段按一個不變的直徑和不變的流量計算其壓力損失，然后將各段計算結果疊加，得出整個系統壓力損失。沿程損失ΔPf的計算如式(5)：

ΔPf=λρV2L/2d

(5)

式中：d為管道當量直徑；V為入口速度；L為管道長度；ρ為流體密度；λ為管道摩擦系數。

由于過流斷面變化、流動方向改變，速度重新分布，導致流體在管道系統中會產生相互碰撞，形成漩渦，從而在管路系統中產生局部壓力損失，其表達式如式(6)：

(6)

式中：Vi管道內流體速度；ξi為局部壓力系數。

2 結果分析

2.1 管道內流體流場分析

以進口流量為15 L/min為例，進行管道內流體流場分析。圖2為管道內的流體流速分布，圖3為管道內的流體流線。圖4為管道內流體壓力分布。

圖2 管道內流體流速分布Fig. 2 Flow velocity distribution in pipe

圖3 管道內流體流線Fig. 3 Streamline of water flow in pipe

圖4 管道內流體壓力分布Fig. 4 Fluid pressure distribution in pipe

由圖2和圖3可知：在水流入口端的螺栓附近，水流運動發生了急劇變化，在沿著管道出口方向，流體流速逐漸降低；在水流入口處螺栓和彎曲管道處，流線發生了急劇變化，導致流速顯著降低，從而在螺栓彎曲處產生較大的局部壓力損失。

由圖4可知：管道內流體壓力峰值位于進口端螺栓與連通管交接部位，且在沿著管道內水流運動方向上，流體壓力呈現持續下降狀態。當在管道結構發生彎曲或擴張的部位，流體壓力會產生較大突變，從而管道壓力損失增大。

2.2 入口流量對壓力損失影響

通過改變進水管道入口不同流量，獲得管道壓力損失與入口流量的變化規律，如圖5。由圖5可知：管道壓力損失隨入口流量增長而呈現顯著增長趨勢。

圖5 不同進口流量下的壓力損失Fig. 5 Pressure loss in different water flux

2.3 出口壓力對壓力損失影響

根據渦輪增壓器安裝實際情況，管道出口端存在變化著的外界壓力。以進口流量15 L/min為例，相對應進口速度為4.975 m/s。通過設定不同的出口壓力，其余邊界條件保持不變，獲得出口壓力對壓力損失影響結果，如圖6。由圖6可知：隨著出口壓力增加，管道壓力損失呈現增大現象，但管道出口壓力持續增加，管道壓力損失維持在某一固定值。

圖6 出口壓力對壓力損失的影響Fig. 6 Effect of outlet pressure on pressure loss

2.4 壁面粗糙度對壓力損失影響

研究發現：在管道流動中，即便粗糙度小到可以忽略不計，但流體間微小擾動也能深入流道主流區，從而會導致整片管道區域內流動程度發生改變。因此改變壁面粗糙度，研究其對壓力損失變化尤為重要。

默認狀態下Fluent假定粗糙度厚度(roughness height)Ks=0，表示壁面光滑。Fluent默認粗糙度常數(roughness constant)Cs=0.5。對于均勻砂粒狀表面，一般不需要調整該值。但對于非均勻砂粒狀表面，如帶有筋板或網眼的表面，可取Cs=0.5～1.0，但目前Cs尚無準確計算方法。筆者假定壁面為均勻沙粒表面，也即Cs=0.5，通過改變粗糙度厚度Ks值來改變壁面粗糙度。

以進口流量為15 L/min為例，相對應進口速率為4.975 m/s。通過設定不相同壁面粗糙度，其余邊界條件保持不變，如圖7。由圖7可知：隨著壁面粗糙度增加，管道壓力損失隨之有一定增加。

圖7 壁面粗糙度對壓力損失的影響Fig. 7 Effect of wall roughness on pressure loss

2.5 進水連通管直徑對壓力損失影響

由圖1(b)可知：水流從入口處空心螺栓進入，4個小圓連接管通過周邊圓環孔的傳遞，最后匯聚于下方總流動通道。因此通過改變入口處4個小圓進水連通管直徑，可對流動壓力損失做進一步分析。

以進口流量為20 L/min為例，相對應進口速度為6.634 m/s。通過將圖1(b)中的4個小圓連接管直徑為2.25 mm改為新的模型直徑2.7、2.0 mm，其余設置的邊界條件保持不變，得到結果如表1。由表1可知：管道內部壓力損失隨進水連通管直徑增加而減小，隨著進水連通管直徑減小而增大。

表1 進水連通管直徑對壓力損失影響Table 1 Effect of inlet diversion pipe’s diameter on pressure loss

4 結 論

1)通過對增壓器進水管內部流場分析，水流運動在入口端螺栓與管道彎曲交接部位發生了劇烈變化，此處也是管道壓力峰值出現的部位。在沿管道向出口方向上，管道內壓力呈現明顯降低。

2)分析了入口端進水量、出口端壓力、管道壁面粗糙度及連通管直徑等因素對增壓器進水管管道壓力損失影響。隨著進水量增加，管道壓力損失增大；出口壓力改變對壓力損失影響不明顯；增加管道壁面粗糙度會使壓力損失增大；增加進水連通管直徑，壓力損失降低，反之壓力損失則增大。

參考文獻(References)：

[1] CHIONG M S, RAJOO S, MARTINEZ-BOTAS R F, et al. Engine turbocharger performance prediction: one-dimensional modeling of a twin entry turbine [J].EnergyConversionandManagement, 2012, 57(2): 68-78.

[2] GALINDO J, FAJARDO P, NAVARRO R, et al. Characterization of a radial turbocharger turbine in pulsating flow by means of CFD and its application to engine modeling [J].AppliedEnergy, 2013, 103(1): 116-127.

[3] 符丁元.基于FLUENT的渦輪增壓器流場分析與優化[D].武漢：武漢理工大學，2013.

FU Dingyuan.TheAnalysisofFlowFieldinTurbochargeBasedonFLUENT[D]. Wuhan: Wuhan University of Technology, 2013.

[4] 龔金科，章滔，胡遼平，等.渦輪增壓器水冷軸承體冷卻性能仿真研究[J].汽車工程，2014，36(3)：383-388.

GONG Jinke, ZHANG Tao, HU Liaoping, et al. A research of the simulation on the cooling performance of water-cooled bearing in turbocharger [J].AutomotiveEngineering, 2014, 36(3): 383-388.

[5] 何義團.二級增壓系統總壓縮功分析與試驗研究[J].重慶交通大學學報(自然科學版)，2010，29(3)：484-487.

HE Yituan. Analysis on total compressing power in two-stage turbocharging system [J].JournalofChongqingJiaotongUniversity(NaturalScience), 2010, 29(3): 484-487.

[6] 顏衛國，俞小莉，陸國棟.熱管中冷器與前端冷卻模塊的匹配優化研究[J].內燃機工程，2012，33(1)：44-48.

YAN Weiguo, YU Xiaoli, LU Guodong. Experimental investigation on matching optimization of heat pipe intercooler to cooling module [J].ChineseInternalCombustionEngineEngineering, 2012, 33(1): 44-48.

[7] 徐勁松，畢玉華，申立中，等.增壓中冷柴油機冷卻水套流動特性研究[J].汽車工程，2010，32(11)：956-961.

XU Jinsong, BI Yuhua, SHEN Lizhong, et al. A study on the flow characteristics in cooling water jacket of turbocharged inter-cooled diesel engine [J].AutomotiveEngineering, 2010, 32(11): 956-961.

[8] 范璘.V型8缸柴油機冷卻系統流動不均勻性研究[D].北京：北京理工大學，2015.

FAN Lin.StudyoftheInhomogeneityoftheCoolingSystemforaV-Type8-CylinerDieselEngine[D]. Beijing: Beijing Institute of Technology, 2015.

[9] 李福軍.計算流體動力學分析：CFD軟件原理與應用[M].北京：清華大學出版社，2004.

LI Fujun.ComputationalFluidDynamicsAnalysis:CFDSoftwarePrincipleandApplying[M]. Beijing: Tsinghua University Press, 2004.

[10] 王仁人，劉芹，張慶才.干濕復合式空氣濾清器壓力損失的一維仿真計算[J].重慶交通大學學報(自然科學版)，2017，36(6)：115-120.

WANG Renren, LIU Qin, ZHANG Qingcai. One-dimensional simula-tion of pressure drop of the dry and wet composite air filter[J].JournalofChongqingJiaotongUniversity(NaturalScience),2017,36(6): 115-120.