車用渦輪增壓器徑流渦輪的背盤冷卻技術研究

馬超，李延昭，張健健，朱光前

(1.濰坊學院機電與車輛工程學院,山東 濰坊 261061；2.機械工業內燃機增壓系統重點實驗室，山東 壽光 262718；3.康躍科技股份有限公司，山東 壽光 262718)

渦輪增壓器作為車用柴油機的關鍵零部件，在增強其功率密度和降低排放方面發揮著重要作用。渦輪頭作為增壓器的高溫高速旋轉部件，工作環境十分嚴苛，是增壓器失效率最高的零部件之一。增壓器渦輪頭的失效模式主要有以下幾類：渦輪背盤和葉根倒角的熱-機械低周疲勞失效、葉片的高周疲勞失效以及渦輪葉片的高溫蠕變等。對于渦輪失效機理及改善方法的研究很多學者開展了重要的工作。

王正等[1]對增壓器渦輪超速可靠性問題開展了研究，利用超速可靠度計算模型進行評價，然后采用輪背加凸臺結構對渦輪應力進行優化，仿真和試驗結果表明，改善后的方案滿足可靠性評價要求。王正等[2]對增壓器輪轂的可靠性及疲勞壽命評價方法開展了研究，利用增壓器耐久性考核結果和仿真結果建立了渦輪輪轂的應力-壽命曲線，結果表明，增壓器隨使用時間增長可靠度降低，失效率呈現初期小，然后逐漸增大，然后又變小的一種分布規律。郭凱等[3]研究了發動機排氣動態脈沖條件下，渦輪熱應力、離心應力和氣動載荷的相應特性，并對其產生機理進行了分析。汪超臺等[4]基于順序流固耦合的數值仿真方法，將渦輪的溫度場和壓力場導入到有限元模型中，對熱應力、氣動載荷和離心應力共同作用下的渦輪綜合應力進行了分析，為進一步渦輪可靠性的優化設計提供指導。Booysen等[5]對某汽輪機低壓級的渦輪葉片利用概率分析法進行了共振狀態下的高周疲勞特性分析，建立了相應的疲勞壽命概率的預測模型。Maktouf等[6]對某燃氣輪機渦輪葉片的高周疲勞失效開展了研究，對渦輪在多軸和不同載荷作用下的疲勞壽命進行了評價。Senn等[7]對渦輪在脈沖狀態下的激振力開展了研究，結果表明：脈沖可以大幅提高蝸殼的氣流激振力，從而使渦輪的高周疲勞問題加劇。

此外，很多研究者對蝸殼的高溫流場[8]、渦輪的高溫蠕變問題[9-10]，材料微觀結構影響可靠性的問題[11]及試驗驗證方法等問題[12-14]開展了重要的探索。

隨著道路國六和非道路國四排放法規指標的公布，SCR后處理技術和EGR廢氣再循環技術已經成為滿足新排放法規必要的技術措施，新的技術路線的實施對渦輪可靠性帶來了巨大挑戰。后處理裝置的增加，使渦前壓力提升；進一步加大功率密度的需求，也使得增壓器轉速比上一排放階段明顯提升。這兩方面綜合作用使得渦前排溫明顯增加。因此，渦輪的熱負荷和機械負荷隨之大幅上升，加劇了渦輪背盤的應力集中，增加了可靠性風險。

而在渦輪背盤根部R弧位置，由于較高的離心應力和熱應力疊加，易產生熱-機械低周疲勞失效的問題。而這種失效往往引發輪子飛裂、斷軸、漏油等次生故障，易引發更大的事故。因此，在現有產品的軸系平臺不發生大幅修改的前提下，如何降低渦輪背盤的熱和機械負荷，是在新的柴油機排放法規階段提升渦輪增壓器可靠性的重要研究方向之一，然而目前在這方面研究的報道尚不多見。為解決此問題，本研究提出了一種渦輪背盤冷卻技術，旨在降低渦輪背盤溫度，降低熱應力，從而降低綜合應力，進而提升可靠性。

1 渦輪背盤冷卻技術

提出了一種改善車用增壓器徑流渦輪背盤熱應力的新技術——渦輪背盤冷卻技術(見圖1)。傳統的渦輪增壓系統中，在中冷器和柴油機進氣門之間的管道上設置旁通閥，當發動機處于高負荷工況運行時，增壓器轉速較高，渦前排溫也較高，渦輪轉子承受了較大的應力負荷，此時旁通閥在壓力或者電動控制下打開，從中冷后進氣管引入少量的空氣進入渦輪背盤，對其進行冷卻。一方面降低材料溫度，提升材料力學性能，另一方面降低熱應力，提升渦輪背盤可靠性。

圖1 帶渦輪背盤冷卻的增壓柴油機系統

傳統的渦輪增壓器為了降低渦輪向軸承殼和壓氣機的傳熱，在渦輪和軸承殼之間設置了隔熱罩，利用隔熱罩和軸承殼之間形成的整周空腔，增加增壓器熱端向冷端傳熱的熱阻，減小熱量的傳遞。渦輪背盤冷卻技術的實施，在傳統結構的基礎上，僅需在整周隔熱空腔對應的某一軸承殼位置鉆一對末端連通的垂直孔，利用中冷后放氣閥連通的引氣管與該軸承殼上新鉆的孔連通。當發動負荷較高，渦輪背盤需要冷卻時，中冷后放氣閥開啟，冷卻氣進入引氣管，然后進入軸承殼和隔熱罩形成的空腔，再通過空腔的底部出口流入渦輪背盤空腔中，對渦輪背盤壁面進行冷卻，然后從渦輪與蝸殼之間形成的輪緣間隙流入到主流通道中(見圖2)。

圖2 增壓器徑流渦輪背盤冷卻結構

本研究擬通過流固耦合數值仿真方法，對該冷卻技術對渦輪背盤應力的改善及對渦輪主流性能的影響開展研究，為該技術的實施和應用提供支撐。

2 研究對象與數值建模

2.1 研究對象

以某小型渦輪增壓器向心渦輪機為研究對象，包含蝸殼和全輪盤向心渦輪兩部分。該增壓器設計轉速180 000 r/min，設計流量0.14 kg/s,設計膨脹比3.0∶1。冷卻流體從軸承殼和隔熱罩形成的環形縫隙流出，對渦輪背盤進行冷卻。該渦輪機及冷卻環縫的基本參數見表1。研究對象的子午面示意見圖3。

表1 渦輪機結構參數

圖3 帶有背盤冷卻的徑流渦輪機示意

2.2 數值建模

采用順序流固耦合的方法對背盤冷卻改善熱應力的效果進行研究，并基于流體計算結果分析冷卻對主流性能的影響。整個流固耦合的求解思路見圖4。

圖4 順序流固耦合仿真流程

流體域的計算采用共軛傳熱的仿真計算方法，將固體和流體之間的熱傳遞考慮到整個模型中，采用ANSYS-CFX2019進行穩態N-S方程求解，湍流模型選擇SST-kω兩方程模型，該模型在葉輪機械研究中被廣泛驗證及應用[15-17]，采用High-Resolution高階差分法，轉靜子交界面采用Frozen-Rotor轉子固結法，保證蝸殼上游的流場不均勻性可以向下游傳遞。計算模型流體域包含蝸殼流道、全周渦輪流道、冷卻氣流進口，固體域包含渦輪轉子。

數值模型中蝸殼進口及冷卻氣流進口均給定靜溫和流量邊界條件，渦輪機出口給定平均靜壓，流體和固體表面為流固耦合面，確保溫度相等和熱量守恒，其余壁面均假定為絕熱無滑移壁面。該數值模型為多物理場耦合模型，其中氣體介質包含燃氣和空氣，均假設為理想氣體，固體材料為K418高鎳合金。涉及的物性在參考狀態下的參數分別見表2至表4。

表2 燃氣物理性質

表3 冷卻空氣物理性質

表4 渦輪材料(K418)物理性質

由于模型高度復雜，采用非結構化網格進行空間離散，并在流體域壁面附近采用三棱柱網格設置8層邊界層網格，其中第一層網格高度設置為0.01 mm，確保固體壁面附近的y+值在1附近。模型的網格數目達到2 150萬，網格模型見圖5。

護理前兩組日常生活能力評分組間差異不顯著(P>0.05);護理后兩組評分均明顯升高,且觀察組明顯高于對照組(P<0.05)。見表2。

渦輪轉子力學性能的分析僅考慮渦端，軸承相當于轉子軸的兩個支點，因此本計算域僅包含了渦輪頭、密封環槽和渦端浮動軸承對應的轉子軸部分。將模型轉子軸的端面設置軸向位移0約束(Displacement)，并加載設計轉速(Rotational Velocity)。將求解出的流固耦合面上的溫度場數據導入到ANSYS-Workbench靜力學分析模塊(Static Structure)中，施加溫度邊界。為了準確分析其力學性能，將渦輪頭材料K418及轉子軸材料42CrMo的力學性能隨溫度變化的數據輸入到模型材料的屬性中，并將兩部分模型在焊接處進行綁定(bonded)。K418和42CrMo的密度分別為8 000 kg/m3和7 830 kg/m3，其余材料屬性隨溫度的變化見表5和表6[18]。

表5 K418材料屬性隨溫度的變化

表6 42CrMo材料屬性隨溫度的變化

為了簡化問題的復雜性，本研究中不考慮渦輪頭的剩余不平衡量在高速旋轉下產生的不平衡力的影響。氣動壓力對渦輪應力的影響十分微小，本研究中也不予考慮。采用非結構化網格對固體域進行空間離散，對背盤離心應力和熱應力集中的背盤根部R圓角處進行了網格加密，網格總數115萬。固體計算域及網格見圖6。

圖6 渦輪頭固體域網格

2.3 研究工況

本研究在渦輪機設計工況下開展，冷卻氣引自中冷后，其溫度基本保持不變。通過改變冷卻氣相對流量mre，研究冷卻流體對背盤熱應力及主流性能的影響。研究工況見表7。

表7 研究工況

2.4 數據處理

本研究中所涉及的關鍵參數的計算方法如下所示。

渦輪膨脹比：

(1)

式中：Pmi0和Pmo分別為渦輪進口總壓和出口靜壓。

渦輪綜合效率[16]:

(2)

該式考慮了有冷卻流體流入狀態下的渦輪綜合冷卻效率，式中:mm為主流燃氣質量流量；mc為冷卻空氣質量流量；Tmi0和Tmo0分別為渦輪轉子進出口總溫，Tci0和Tco0分別為冷卻流體進出口總溫，r為絕熱指數。由于冷卻流體的摻混，Tmo0=Tco0。

3 結果分析與討論

3.1 背盤冷卻對渦輪溫度的影響

當冷卻氣流流入軸承殼和隔熱罩之間的空腔再從其空腔底部的間隙流入背盤空腔后，便開始對渦輪背盤固體區域進行冷卻。冷卻氣流入射及入射口位置見圖7a。由燃氣質量分數分布云圖(圖7b)可知，冷卻流體占據背盤空腔超過80%以上的徑向空間。在背盤空腔高位區域，主流流體會對背盤空腔流體產生干擾，在周向不均勻壓力的作用下[19]，一部分主流燃氣會進入背盤空腔中并發生摻混，使得渦輪外緣與蝸殼之間的徑向間隙區域的燃氣質量分數上升到20%左右，當這部分混合氣體流出徑向間隙后，和主流混合進入渦輪流道膨脹做功。從圖7c示出的子午截面溫度分布可見，冷卻流體流入背盤空腔時氣體溫度大約325 K，對背盤進行冷卻后，冷卻流體溫度不斷升高，在背盤根部R弧位置對應的氣流溫度升高到370 K；背盤高位區域的流體溫度升幅較大，一方面由于冷卻流體帶走背盤的熱量造成溫升，另一方面由于主流進入背盤空腔與冷卻空氣摻混也造成溫度升高，在背盤間隙的輪緣位置，其氣流溫度達到600 K左右。

圖7 帶背盤冷卻的渦輪子午面流場

圖8示出渦輪頭及軸在不同冷卻工況下的溫度分布,圖8a中黑色環帶為冷卻氣體入射位置。當渦輪背盤無空氣冷卻時，其外緣溫度較高，達到900 K左右。隨著主流在渦輪中膨脹做功，主流溫度不斷降低，造成了渦輪出口對應的固體溫度遠低于進口固體溫度，渦輪出口輪轂處的溫度降至790 K左右。模型另一端的渦輪軸對應的浮動軸承位置，在潤滑油的冷卻作用下溫度較低。在渦輪軸及渦輪出口相對低溫的共同作用下，渦輪背盤從高位區域向低位區域呈現溫度逐漸降低的趨勢。

圖8 不同冷卻流體相對流量下渦輪及軸的溫度分布

當對渦輪背盤進行冷卻時，整個背盤溫度均明顯降低。在背盤溫度下降的影響下，背盤R弧位置、焊接位置、密封槽位置的固體溫度均明顯降低，背盤根部R弧位置的溫度梯度也有了明顯的改善。隨著冷卻流量的增加，渦輪背盤溫度進一步降低，由此導致整個渦輪頭和軸的固體溫度均明顯下降。

選取受蝸殼流場不均勻性影響相對較小的180°周向位置的局部溫度進行對比(見圖9)。圖9中相對徑向位置的始點為背盤根部R弧的始點，終點為渦輪輪盤外緣，這一段徑向長度定為1。由圖可見，無冷卻時，隨著半徑的增大，渦輪背盤表面的溫度不斷升高，在R角圓弧始點的溫度達到795 ℃左右。當提供1%的冷卻介質時，R弧始點的溫度降低至530 ℃，相較于無冷卻時降低了265 ℃。隨著半徑的增大，渦輪背盤在冷卻流入口對應的徑向位置附近出現一段恒溫區域，之后溫度不斷升高，在輪緣處的溫度達到770 ℃左右。當冷卻流量進一步增加時，相對徑向位置較小的區域溫度進一步下降的幅度較小，隨著相對徑向位置的增加，背盤壁面溫度下降幅度逐漸增加。主要是因為隨著冷卻流體的增加，在低位區域冷卻后冷卻空氣溫度增加相對較小，在冷卻高位區域時會造成更大的傳熱溫差。在相對冷卻流量為2.0%和3.0%時，R弧始點位置的溫度分別比相對冷卻流量1.0%時降低約18 ℃和32 ℃，而背盤輪緣位置的溫度分別比相對冷卻流量1.0%時降低約133 ℃和193 ℃。

圖9 不同相對冷卻流量方案下背盤相對徑向位置上的 溫度對比

3.2 背盤冷卻對渦輪背盤應力的影響

渦輪背盤所承受的應力主要來自離心應力和熱應力兩部分，將不同冷卻方案下離心應力(180 000 r/min設計轉速工況)和熱應力的合力及單純熱應力分布進行對比(見圖10)。當無冷卻時，渦輪背盤熱應力較大位置分別位于背盤R弧和輪緣位置，其中輪緣由于溫度較高，較大的熱膨脹形成了相對較高的熱應力；而背盤根部R弧則是由于渦輪軸油冷造成的熱傳導，在此位置形成了較大的溫度梯度，形成了較強的熱應力。當冷卻發生時，熱應力及綜合應力的分布特征基本不發生變化，但是熱應力明顯降低，因此R弧位置的綜合應力也明顯下降。

圖10 渦輪背盤應力分布

對背盤應力最大的R弧圓角位置的應力進行了定量對比(見圖11)。由圖11可見，隨著相對冷卻流量的增加，該位置的熱應力不斷降低，其綜合應力也隨之下降，由于離心應力并未發生改變，綜合應力的下降趨勢和幅度與熱應力完全一致。當相對冷卻流量分別為1.0%,2.0%和3.0%時，熱應力分別比無冷卻時降低31 MPa，108 MPa和132 MPa，冷卻使熱應力分別下降了12.6%，44.1%和53.8%。由于離心應力比熱應力更大，因此冷卻對綜合應力的降低幅度相對較小，分別降低了3.8%，13.1%和16.0%。

圖11 渦輪背盤根部R角應力對比

3.3 背盤冷卻對渦輪機性能的影響

當進行冷卻后，冷卻流體進入背盤空腔，并通過輪緣間隙進入主流燃氣中，其對主流的干擾勢必造成渦輪性能的變化(見圖12)。由圖12可見，隨著相對冷卻流量的增大，膨脹比逐漸升高，渦輪效率逐漸降低，并且基本呈線性變化關系。當相對冷卻流量分別為1.0%，2.0%和3.0%時，渦輪效率分別降低0.4,0.7和1.0個百分點，膨脹比值則分別增加了0.015,0.022和0.033。雖然冷卻流體的加入使得渦輪總流量增加，其膨脹比有增加的趨勢，但是冷卻流體使得主流溫度降低，抵消了一部分質量流量增加對渦輪膨脹比增大的貢獻，因此冷卻對膨脹比的影響幾乎可以忽略。而相對冷卻流量控制在主流的3.0%以內時，渦輪綜合效率降低不超過1.0%。

圖12 冷卻對渦輪綜合效率和膨脹比的影響

4 試驗驗證

為了驗證數值仿真的準確性，進行了原機渦輪的氣動性能試驗，分別測試了160 000 r/min,180 000 r/min和200 000 r/min轉速工況下的渦輪機整機性能。試驗系統及原理分別見圖13和圖14。

圖13 試驗臺

1—流量調節閥；2—柴油箱；3—燃燒室；4—潤滑油箱；5—徑流式渦輪機入口溫度壓力傳感器；6—渦輪機出口溫度壓力傳感器；7—徑流式渦輪機；8—潤滑油出口壓力溫度傳感器；9—潤滑油進口壓力溫度傳感器；10—壓氣機；11—流量計；12—壓氣機進口溫度壓力傳感器；13—壓氣機出口溫度壓力傳感器；14—壓氣機微調閥；15—壓氣機粗調閥；16—循環控制閥。圖14 試驗系統原理

試驗中，溫度是由精度為±0.5 ℃的K型熱電偶測得，其測量范圍為0～800 ℃。空氣的質量流量是由精度為±0.5%的空氣流量計測得，其測量范圍為(0.02～1.10) kg/s。壓力是由精度為±0.5%的壓力表測得，其測量范圍為(0～0.6) MPa。基于誤差分析方法[20],試驗中π、η和μ的誤差范圍分別為±1.0%、±1.7%和±3.0%。

將數值仿真計算結果與試驗獲得的徑流渦輪整機性能進行對比(見圖15)。由對比可知，仿真計算出的渦輪機通流能力與試驗基本一致。計算的效率比試驗值略低，其誤差范圍為1%～4%，但效率值總體預測趨勢與試驗一致，且高速工況下的效率誤差會更小。通過性能對比可知，仿真模型獲得的渦輪膨脹比及效率均與試驗值偏差較小，流場仿真結果真實可信。由于渦輪背盤熱應力仿真的準確性在材料物性參數定義準確的前提下，主要受到流場仿真準確性的影響，因此，本研究中獲得的熱應力仿真結果同樣具有較高的可信度。

圖15 數值模型的實驗驗證

5 結論

a) 背盤冷卻可以大幅降低渦輪背盤表面的溫度，消耗1.0%相對冷卻流量時，R弧位置的溫度降低約265 ℃，當相對冷卻流量增加為2.0%和3.0%時，R弧位置的溫度分別進一步降低約18 ℃和32 ℃;

b) 背盤冷卻可大幅降低背盤根部R弧的熱應力，當相對冷卻流量分別為1.0%,2.0%和3.0%時，熱應力分別比無冷卻時降低31 MPa，108 MPa和132 MPa，下降幅度分別為12.6%，44.1%和53.8%，由此造成綜合應力分別降低3.8%，13.1%和16.0%;

c) 背盤冷卻對渦輪膨脹比的影響可忽略，消耗3.0%以內的相對冷卻流量使渦輪機整機效率降低不超過1.0%。