某重型發動機渦輪增壓器流場及噪聲研究

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引言

最早的渦輪增壓器專利由瑞士工程師Alfred Büchi 于1905 年發明[1]。渦輪增壓技術最初應用于航空發動機，以解決高空空氣稀薄導致發動機進氣量不足的問題；之后，由于渦輪增壓技術對發動機性能提高效果顯著，被廣泛應用到多種動力機械中。本文通過增壓器葉片設計、增壓器選型以及增壓器內部流場分析和噪聲分析，對某重型發動機用放氣閥渦輪增壓器進行了研究

1 增壓器設計原理

渦輪增壓器充分利用發動機廢氣做功，提高進氣側壓力，結合發動機工作循環，形成一個正反饋系統。通過廢氣能量的再利用，降低了廢氣的溫度，減少了高溫排放氣體的熵，提高了發動機的機械效率。

渦輪增壓器由葉輪和渦輪構成，葉輪和渦輪通過旋轉軸連接，發動機廢氣推動渦輪旋轉做功，通過旋轉軸使壓氣機葉輪動能提高，使壓氣機葉輪壓縮空氣做功，提高發動機進氣壓力。渦輪增壓器基本工作原理簡單，但渦輪增壓器結構涉及動力學、摩擦學、熱力學、聲學等多學科理論，其中如何提高渦輪和葉輪的工作效率涉及空氣動力學問題。

1.1 渦輪機

本文所研究的某重型發動機用放氣閥渦輪增壓器的渦輪氣道如圖1 所示，渦輪葉輪如圖2 所示。

圖1 增壓器渦輪氣道

圖2 增壓器渦輪葉輪

采用徑流向心式渦輪，渦輪葉輪由12 個葉片（blade）組成。蝸殼采用類似漸近線結構，蝸殼氣道型線對提高渦輪工作效率有顯著影響，需要多次試驗來確定。

由于蝸殼氣道截面漸縮，氣流在其中旋轉速度逐漸增加。當渦輪轉速為100 000 r/min 時，進口處氣流流速約為30 m/s；而在蝸殼出口截面氣流流速超過100 m/s，部分出口區域流速接近音速。

氣流在渦輪做功后壓力下降，體積膨脹。氣體膨脹功通過焓降轉變為機械功，本文通過計算得出渦輪機的膨脹比為3.68。由于渦輪的輪盤全部與高溫氣體接觸，葉片溫度梯度大，導致熱應力大，持續工作會導致葉輪頂部高溫區域燒蝕。由于發動機脈沖增壓的特點，掃氣時發動機壓力波焓降較小，渦輪內的氣體受離心力作用有反流傾向，導致排氣背壓升高。

1.2 壓氣機

增壓器的壓氣機采用離心式結構，氣體從入口進入壓氣機葉輪，在壓氣機葉輪高速旋轉過程中，受離心力作用被甩出，從而形成入口和出口的壓差。該增壓器壓氣機氣道如圖3 所示，壓氣機葉輪如圖4所示。

圖3 增壓器壓氣機氣道

圖4 增壓器壓氣機葉輪

通常用壓比來評價壓氣機的效率，本文所研究的渦輪增壓器壓比為2.5 左右。

渦輪增壓器具有較高的轉速，最高轉速超過200 000 r/min，甚至達到300 000 r/min。

增壓器的向心加速度計算公式為：

葉輪邊緣線速度計算公式為：

式中：n 為增壓器額定轉速，r/min；r 為壓氣側葉輪半徑，mm。

該增壓器額定轉速n=100 000 r/min，壓氣側葉輪半徑r=35 mm，通過公式（2）計算，葉輪邊緣的線速度為366.519 m/s。利用公式（1）可計算出該增壓器的向心加速度a=3 838 176.496 m/s2=391 650.663 g。

假如在輪邊緣存在不平衡量，則產生的離心力為：

式中：F 為離心力，N；m 為邊緣存在的不平衡量，g。

假如該增壓器在輪邊緣存在0.1 g 的不平衡量，則產生的離心力通過公式（3）計算為383.818 N。

由于不平衡質量的存在，導致渦輪增壓器葉輪產生振動及噪聲，嚴重的情況會損壞葉輪，因此，在工藝方面對葉片的質量要求較高，通常葉輪的不平衡質量以mg 為單位計算。

2 增壓器選型匹配

增壓器的選型和匹配工作十分關鍵，普遍采用動力學軟件和經驗公式相結合的方法來匹配增壓器。

首先，根據發動機現有的參數，以單一工況（最大功率或最大轉矩等）做切入點，結合增壓器廠商提供的壓氣機MAP 圖選擇壓氣機；根據壓氣機需要的流量、轉速、功率，初步選擇渦輪。

其次，結合發動機一維熱力學模型或者通過臺架試驗分析該增壓器的全工況性能，對比不同增壓器對發動機排放性、燃油經濟性、動力性的影響，以確定適合的增壓器。發動機一維熱力學模型的各項參數需要和臺架試驗參數相一致，重點是外特性參數和部分負荷特性參數。準確的一維熱力學模型是增壓器匹配的關鍵。

增壓器匹配的結果如圖5 所示，右邊柱狀顏色條對應工作效率，左坐標軸（左縱坐標）對應增壓器的壓比，底部坐標軸（橫坐標）對應增壓器質量流量，中間輻射狀曲線對應增壓器不同轉速，增壓器工作效率應該盡可能在中間紅色高效區域。左側為喘振邊界（surge line），在低轉速或部分負荷時，應使工作區域遠離喘振線。

圖5 增壓器性能匹配

喘振問題是增壓器面臨的重要問題。喘振是指增壓器工作過程中，由于進氣量不足，導致離心壓氣機泵入的氣體不足以維持進出口兩端的壓差，從而導致高壓側氣體回流到葉輪處。回流的氣體使壓氣機繼續工作，但是始終存在進氣量不足的問題，因此反復出現泵氣-回流-泵氣的循環狀態。該狀態使中高速旋轉的葉片受到周期性沖擊，產生振動，引起震顫，表現為增壓器的喘振。

3 增壓器流場分析

增壓器的上述特點決定了增壓器流場的復雜性，根據增壓器流體域的數學模型，通過CFD 分析，對增壓器的內部流場有更多的了解。

1）通過網格劃分得到該增壓器流體域的四面體網格模型，其中壓氣機葉輪和渦輪葉輪做封閉流體域網格，之后將流體域相交的面設置為內部面，使計算參數在面與面之間傳遞。為了避免回流，在出口位置做適當延長。

2）搭建模型過程中，設置葉輪區域為旋轉區域，在其中設置葉輪轉速。本文設置葉輪轉速為100 000 r/min。

流場計算結果如圖6 所示。

圖6 渦輪側葉輪壓力場

渦輪壓力在葉輪前以及放氣閥入口處較高，最高壓力為0.23MPa，渦輪葉片頂部的壓力偏高，下部壓力偏低，壓力梯度大。氣體經過渦輪做功后，其流線發生了顯著變化，流線呈螺旋狀在氣道中發展。

圖7 為壓氣機氣體流線及葉輪壓力分布圖。

圖7 壓氣機葉輪壓力場

氣體從低壓區進入葉輪后經過離心力作用被甩出到高壓區，該過程中氣體流線發生變化。葉輪對氣體做功，并且氣體在葉輪邊緣和葉片分離，由于壁面的粘滯效應以及離心力作用產生二次流，從而造成能量損失，增加流動阻力。

壓氣機葉片壓強分布如圖8 所示。

圖8 壓氣機葉片壓強分布

壓氣機葉片的壓強呈現正面壓力小，背面壓力大的特點。主要是由于受離心力作用以及葉片旋轉，葉片正面發生氣流分離，從而形成了負壓區；而在壓氣機葉片內側，由于推動氣流做功，因此存在相對較高的壓強分布。壓氣機內側的壓強接近0.2 MPa，而外側葉片壓強最小值接近0.01MPa，因此在高速運轉時兩側壓差使葉片產生較大應力。并且由于壓差存在，兩側氣流在葉片的頂部產生間隙流動，從而產生噪聲。

增壓器響應遲滯問題如圖9 所示。

圖9 增壓器響應遲滯問題

用增壓器給3 L 的容器增壓，增壓器轉速變化時，需要約0.1 s（167 r）達到穩態。實際工作過程中，由于進氣系統容積大、機械響應遲滯、渦輪轉速爬坡等因素影響，將壓力提高到工作壓力需要更長的時間。對于重型發動機，增壓器給30 L 左右的進氣系統提供壓力，需要約3 s 的時間使壓力達到穩定狀態。

如上所述，增壓器和發動機構成的系統類似正反饋系統。根據質量守恒原理，增壓器的壓氣機泵入發動機的氣體加上燃料的質量等于渦輪增壓器葉輪排出的廢氣質量（不考慮活塞竄氣和EGR 等小循環影響）。渦輪增壓器的轉速根據車輛及發動機運行需求調節，放氣閥的作用是通過調節進入渦輪增壓器的氣體質量流量來調節增壓器轉速，從而影響發動機性能。

放氣閥對渦輪側的質量流量影響如表1 所示，設定渦前壓力（渦輪機入口壓力）為0.23 MPa。

表1 放氣閥放氣量分析

從表1 可以看出，放氣閥全開時，放氣閥入口處分擔的質量流量占比約為38.78%；放氣閥50%開度時，放氣閥入口處分擔的質量流量占比約為29.88%。

4 增壓器噪聲分析

增壓器高轉速的特點決定了其噪聲問題比較突出。以發動機額定功率對應增壓器轉速為例，壓氣機葉輪轉速為100 000 r/min，壓氣機葉輪速度場如圖10 所示，具有明顯的速度梯度。其中壓氣機葉輪邊緣區域線速度已經超過聲速，達到577.453 m/s，因此壓氣機葉輪邊緣超聲速區域會產生激波噪聲[2]。

增壓器的氣動噪聲可以通過CFD 軟件做初步評估。在聲場中，氣體看做為理想流體媒質（不存在粘滯性），用波動方程來描述聲音空間、時間變化規律以及相互關系。增壓器的噪聲波動方程屬于線性聲波波動方程（小振幅聲波），聲波的傳播滿足連續性方程、動量方程、物態方程[3]：

式中：p 為介質的總聲壓，Pa；grad p 是p 的梯度；v 為聲速，m/s；div（ρ0v）是ρ0v 的散度；ρ′為氣體密度增量，kg/m3；ρ0為沒有擾動時的空氣密度，kg/m3；c0為沒有擾動時的聲速，m/s。

綜合上述3 個方程得到三維流場中的波動方程：

通過CFD 軟件搭建模型并計算流體域的噪聲。首先求解瞬態的流體域壓力場，之后輸出監測點的壓力波動值，通過FFT 將時域信號轉換成頻域信號，得到不同頻域的聲功率等信息。

增壓器的葉片通過頻率振動是指每根葉片通過流道突變處產生一次壓力波動，葉片通過頻率的計算公式[4]為：

式中：N 為葉輪轉速，r/min；m 為葉片數。

該增壓器的葉輪轉速N=100 000 r/min，葉片數m=14。代入公式（8），可計算得到BPF=23 333.3 Hz。

人耳的聽閾大約是20～20 000 Hz；因此，設置監測頻率范圍為0～20 000 Hz。

4.1 監測點噪聲

選擇壓氣機葉片上一點為監測點，該點的聲壓級如圖11 所示。從圖11 可以看出，12 000 Hz 處聲壓級存在峰值。

圖11 壓氣機葉片監測點聲壓級

將上述數據整理得PSD（功率譜密度）函數，如圖12 所示。從圖12 可以看出，在聽閾的頻率范圍內，12 000 Hz 附近的功率譜密度最大，說明該頻率附近的聲功率最高。

圖12 壓氣機葉片監測點PSD

4.2 寬頻噪聲

寬頻噪聲指聲波頻率范圍比較寬的噪聲，在多個頻率范圍內都有聲能量[5]。通過寬頻噪聲模型計算得到增壓器葉輪表面聲功率級如圖13 所示，在葉輪附近，尤其是壓氣機葉輪附近，噪聲聲功率較高。葉片的表面聲功率最高達到147 dB，主要集中在葉輪邊緣位置。

圖13 增壓器葉輪表面聲功率級

增壓器表面聲功率級如圖14 所示，隨著與葉輪位置的距離增加，增壓器表面聲功率逐漸下降。

圖14 增壓器表面聲功率級

5 結論

通過對某重型發動機用放氣閥渦輪增壓器性能進行分析可知，增壓器匹配后的工作轉速為100 000 r/min，可以滿足發動機性能需要。匹配過程中存在低速段增壓器性能曲線接近喘振線、低速段工作在效率偏低區域等問題，可以通過增壓器選型來解決。噪聲方面，增壓器在額定轉速的噪聲偏高，具體需結合NVH 試驗進一步分析。CFD 仿真的聲壓級存在約5%的誤差。