輪背空腔間隙對離心壓氣機氣動軸向力的影響

李文嬌

1.大連依勒斯渦輪增壓技術有限公司，遼寧 大連 116028；2.大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028

0 引言

渦輪增壓器葉輪和渦輪運轉時會產生氣動軸向力，由于無法自平衡，需要采用止推軸承承擔軸向合力。只有準確判斷軸向合力，合理設計止推軸承，才能確保渦輪增壓器運行的可靠性。

國內外有很多關于離心葉輪轉子氣動軸向力與止推軸承承載力方面的研究[1-2]；洪漢池等[3]測試了車用增壓器起、停機過渡過程時的軸向力，發現起動或停止均會導致受力反向激增，止推軸承失效風險加大；龔金科等[4]利用文獻[3]中的測試方法，結合計算機仿真，研究車用排氣制動技術對增壓器軸向力的影響，認為排氣制動提升了排氣背壓，導致軸向力增大；李慶斌等[5]通過計算機仿真分析，發現定常狀態下葉輪葉頂間隙和渦殼流道都對軸向載荷有一定影響，應予以重視；李慶斌等[6]研究了不同葉輪出口形式對氣動性能和載荷的影響，發現減小葉輪輪轂直徑會降低壓比、減少軸向力，合理的葉輪輪轂形式有利于提高效率；張海磊等[7]通過理論與仿真計算，研究密封環間隙對兩輪軸向力的影響，發現低轉速時理論與仿真結果比較接近，轉速越高，理論與仿真計算結果的差別越大，密封環間隙越大，兩輪軸向力越小，氣動軸向合力的變化幅度也較小；王云龍等[8]利用專業軟件模擬軸向力并以此進行止推軸承的設計、校核，對于實際工程應用具有一定的參考價值；何嘉偉等[9]針對渦輪增壓器渦輪級進行理論與仿真計算，發現理論計算為理想狀態結果，與實際情況存在明顯差距，但隨著轉速增大，理論與仿真計算結果的差異縮小，這與文獻[7]結論相反，而葉頂間隙對軸向力的影響小于密封環間隙；崔哲等[10]通過試驗測試口環間隙的影響，發現口環間隙影響葉輪內部靜壓非對稱分布，導致前、后蓋板受力不平衡，而不平衡受力導致葉輪軸向力變化。

由于理論計算模型的局限性和仿真軟件的不斷進步，氣動軸向力的設計計算逐漸由理論計算向仿真計算過渡。目前關于葉輪氣動軸向力的研究主要集中在不同工況、不同葉頂間隙、不同密封環間隙等對軸向力的影響[11-16]，輪背側受力是壓氣機氣動軸向力主要分力之一，而輪背空腔間隙對軸向力影響的研究相對較少。本文中采用仿真計算方法，對增壓壓氣機葉輪輪背空腔間隙對氣動軸向力的影響展開研究。

1 模型及研究方案

1.1 計算模型及網格劃分

選擇某車用柴油機匹配的渦輪增壓器，壓氣機離心葉輪葉片為6組、出口直徑為56 mm；渦輪機向心渦輪葉片為9片、進口直徑為50 mm。密封環完全密封狀態下壓氣機和渦輪機的內流道幾何邊界如圖1所示。

a)壓氣機 b)渦輪機

利用專業軟件Fine/Turbo進行定常數值計算，通過與試驗數據對比，驗證壓氣機級計算結果。劃分網格時，為便于計算結果收斂，適當延長進、出口直流道，轉子端部延長長度為3倍水力直徑，殼體端部延長長度為4倍水力直徑；由于渦殼進氣的非周期性，渦輪機級為全周期網格模型，壓氣機級為單周期網格模型。渦輪增壓器網格劃分如表1所示，渦輪增壓器三維網格模型如圖2所示。

表1 渦輪增壓器網格劃分詳細數據

a)壓氣機級 b)渦輪機級

模擬計算工質為理想氣體，求解由空間穩態雷諾時均N-S、湍流S-A所組成的迭代方程組，2階精度Jameson中心差分、4階顯式龍格-庫塔(Runge-Kutta)推進離散，周向守恒過渡處理壓氣機級轉靜子交接面，完全非匹配固定轉子處理渦輪機級轉靜子交接面，輪轂與輪背空隙交界面為完全非匹配連接，壁面絕熱、無滑移；壓氣機級邊界條件為總溫、總壓、沿軸向進氣，出口用平均靜壓計算大流量工況后，再以質量流量向失速點逼近；渦輪機級邊界條件為質量流量、總溫進氣，出口為平均靜壓；計算結果均滿足相關殘差收斂標準與網格無關性的要求。

為了確定離散模型與計算設置合理性，對計算結果與試驗數據進行對比驗證，壓氣機級總壓比的計算與試驗結果如圖3所示(圖中A、B、C、D、E、F對應的轉速分別為160×103、140×103、120×103、100×103、80×103、60×103r/min，下同)。

圖3 計算與試驗壓氣機級總壓比特性對比

由圖3可知，計算與試驗結果總體上基本一致，從細節來看，轉速越高、壓比越大，一致性效果相對較差，曲線A(轉速為160×103r/min)計算和試驗結果的偏差最大，但也僅為4.86%，說明試驗和計算結果接近，特性曲線變化趨勢基本吻合，創建的計算模型能夠很好地捕捉總壓比的變化趨勢與流量工作范圍，計算模型合理可用。

用相同方法建立渦輪機的計算模型，以壓端指向渦端為力的正向，氣動軸向力計算結果如圖4所示。

a)壓氣機級 b)渦輪機級

由圖4可知：轉速越大，兩級軸向力越大；壓氣機級與渦輪機級的軸向力變化規律不同，壓氣機級軸向力基本為負向，同一轉速下，軸向力隨著流量增大而減小；渦輪機級軸向力基本為正向，同一轉速下，軸向力隨著流量增大而增大。渦輪增壓器軸向合力為壓氣機級軸向力和渦輪機級軸向力之和，從力的量級來看，小流量工況的軸向合力以壓氣機級軸向力為主，大流量工況的軸向合力以渦輪機級軸向力為主，因此為了減少軸向合力，應在小流量時降低壓氣機級軸向力、大流量時降低渦輪機級軸向力。

1.2 研究方案

壓氣機殼為靜止件，對軸向力影響很小，為簡化計算在計算模型中去掉殼體網格，原渦輪增壓器葉輪輪背空腔(原方案)的徑向間隙、軸向間隙均為0.8 mm，在此基礎上通過改變間隙外邊界線得到不同的空腔間隙，葉輪輪背空腔間隙方案如圖5所示。

徑向間隙方案如圖5a)所示：通過徑向移動間隙外邊界線調節徑向間隙，即間隙外邊界分別向內側、外側移動0.2 mm(徑向間隙減小、增大25%)，分別命名為方案1(徑向間隙0.6-軸向間隙0.8)、方案2(徑向間隙1.0-軸向間隙0.8)；軸向間隙方案如圖5b)所示：軸向間隙外邊界分別向下側、上側移動0.2 mm(軸向間隙減小、增大25%)，分別命名為方案3(徑向間隙0.8-軸向間隙0.6)、方案4(徑向間隙0.8-軸向間隙1.0)。

a)徑向間隙方案 b)軸向間隙方案

2 計算結果分析

轉速為140×103r/min下，對原方案和4種葉輪輪背空腔間隙方案的離心壓氣機軸向合力和葉輪輪背的軸向力進行仿真，離心壓氣機軸向合力和葉輪輪背軸向力如圖6所示。

a)壓氣機軸向合力 b)葉輪輪背軸向力

由圖6a)可知：葉輪輪背間隙影響離心壓氣機軸向合力，流量越小，相同流量下各方案軸向合力與原方案軸向合力的差越大，小流量工況點(質量流量為0.06 kg/s)，方案1、2、3、4的軸向合力與原方案軸向合力的差與原方案軸向合力的比依次為-21.25%、21.92%、-3.50%、6.26%；在大流量工況點(質量流量為0.16 kg/s)依次為-36.75%、38.00%、-0.09%、3.33%；相比于軸向間隙方案(方案3、4)，徑向間隙的變化(方案1、2)對軸向合力影響更大；減小輪背空腔間隙可降低壓氣機軸向合力，增大空腔間隙可增大軸向合力。由圖6可知，雖然單獨輪背軸向力明顯大于軸向合力，但輪背間隙引起的軸向力變化很小，最大壓力變化不超過2.5 N，遠小于軸向合力變化。葉輪輪背間隙對軸向合力的影響可通過改變葉輪輪轂、葉片受力面等其它轉動面所承載的軸向力來實現。

原方案和不同葉輪輪背空腔間隙方案的離心壓氣機氣動性能如表2所示。

表2 離心壓氣機氣動性能數據

由表2可知：葉輪輪背間隙變化對離心壓氣機氣動性能影響很小，絕熱效率、總壓比均隨著間隙的減小而小幅提高；質量流量為0.14 kg/s時，相比原方案，減小徑向間隙的方案1絕熱效率增大0.37%，增大徑向間隙的方案2絕熱效率減小0.26%，因此，在保證離心壓氣機性能的同時，減小葉輪輪背徑向間隙可有效減小其軸向合力。

為進一步研究徑向間隙減小時壓氣機軸向合力變化，在已有方案1、2基礎上，增加減少徑向間隙方案5(徑向間隙0.4-軸向間隙0.8)、方案6(徑向間隙0.2-軸向間隙0.8)，原方案和4種減少徑向間隙方案的壓氣機軸向合力變化對比如圖7所示。由圖7可知，隨著葉輪背盤空腔徑向間隙的減小，軸向力呈現遞減趨勢，但當減小至某一值時，大流量工況的軸向合力會由負向轉為正向，反而增大增壓器軸向力，需要加以注意。

圖7 壓氣機軸向合力對比

3 內部流場分析

選取近失速工況(質量流量為0.06 kg/s)進行原方案和徑向間隙方案1、2的內部流場分析。不同方案周向子午平均面相對速度等值線-靜壓云圖如圖8所示。

a)方案1 b)原方案 c)方案2

由圖8可知：葉輪輪背空腔徑向間隙不同，不僅空腔入口流道范圍內靜壓分布有變化，主流通道內葉輪出口位置整個葉高范圍的靜壓分布也產生變化，并進一步影響下游靜壓分布，靜壓分布的變化是主流道氣動軸向分力改變的原因；徑向間隙影響絕對速度等值線分布，不同徑向間隙導致從主通道引入的泄漏流的流量不同，當徑向間隙增大時(原方案→方案2)，輪背空腔拐角處的渦動范圍擴大、強度增強，而當徑向間隙減小時(原方案→方案1)，這種渦動開始分解，并分別向上下游移動。

不同方案周向子午平均面葉輪相對速度矢量云圖如圖9所示。

a)方案1 b)原方案 c)方案2

由圖9可知：輪背空腔內流體的泄漏流動影響葉輪根部氣流速度，隨著徑向間隙的增大，葉輪出口前(即背盤空腔上游)的主流速度呈上升趨勢，但葉高方向流速分布的不均勻性增加。

周向子午平均面擴壓器相對速度矢量云圖如圖10所示。

a)方案1 b)原方案 c)方案2

由圖10可知，上游氣流的變化影響無葉擴壓器內氣體流動，隨著徑向間隙的增大，擴壓器內最高流速逐漸降低，葉高方向速度分布的不均勻性降低，二者的耦合效果決定壓氣機氣動性能的變化。

不同方案周向子午平均面熵如圖11所示。

a)方案1 b)原方案 c)方案2

由圖11可知，輪背空腔拐角處渦動減弱，空腔內流動的熵增損失有效降低，反之，則熵增損失增大，而方案1整體性能要優于方案2，原因應為輪背間隙泄漏流對葉輪出口流動的改善效用。

4 結論

1)壓氣機級、渦輪機級的氣動軸向力隨著轉速增大而增大，但在某一轉速下的變化規律不同：壓氣機級軸向力隨著流量增大而減小，渦輪機級軸向力隨著流量增大而增大。

2)葉輪輪背空腔的間隙影響離心壓氣機軸向力，軸向力隨間隙減小而降低；同軸向間隙相比，徑向間隙變化對軸向力的影響更大；相對于原方案，小流量工況(質量流量為0.06 kg/s)下，徑向間隙增大的方案2軸向力變化最大，為21.92%；在大流量工況(質量流量為0.16 kg/s)下，方案2軸向力變化最大，為38.00%。

3)葉輪輪背空腔徑向間隙對葉輪出口整個葉高范圍內以及下游擴壓器區域、空腔拐角區域內流動狀態產生影響。