李偉，李國祥，桑梧海，張曉林,3

1. 山東大學能源與動力工程學院，山東濟南 250061；2. 康躍科技股份有限公司，山東壽光 262718；3. 機械工業(yè)內燃機增壓系統(tǒng)重點實驗室，山東壽光 262718

0 引言

為有效利用發(fā)動機的廢氣脈沖能量，提升發(fā)動機轉矩及燃油經濟性[1]，6缸柴油發(fā)動機渦輪增壓器普遍采用脈沖增壓及雙流道渦輪殼。發(fā)動機強化程度增加使渦輪增壓器轉速呈增加趨勢，并且渦前壓力明顯增加，渦輪葉片受到的作用力明顯增加，渦輪葉片通過頻率(blade passing frequency，BPF)噪聲增加。

國內外學者對渦輪機流場及渦輪殼流道喉舌結構進行了大量研究。渦輪殼流道喉舌結構是影響渦輪機流場及靜壓分布的關鍵，流道喉舌不僅導致渦輪進口靜壓存在周向及軸向不均勻，同時還對渦輪機效率及可靠性產生影響[2-3]。渦輪機流場不均勻是產生噪聲的關鍵因素，流道喉舌導致氣流在喉舌附近劇烈變化，氣流不穩(wěn)定性加劇[4-6]。當渦輪掃過喉舌時，喉舌附近劇烈的壓力波動激勵渦輪葉片振動，產生渦輪機BPF噪聲。增加流道喉舌與渦輪進口距離可以改善渦輪機BPF噪聲，但會導致渦輪機效率下降[7-8]。增加渦輪葉片數量能夠改善渦輪葉片載荷，降低人耳對噪聲的敏感度，有利于改善渦輪機BPF噪聲[9]。對渦輪殼流道喉舌結構及渦輪機BPF噪聲的研究大多集中在采用單流道渦輪殼的增壓器，雙流道渦輪殼喉舌結構研究相對較少。在發(fā)動機低轉速區(qū)域，渦輪增壓器轉速隨著發(fā)動機轉矩的提升明顯增加，人耳對此頻率段的渦輪機BPF噪聲比較敏感。近年來，國內發(fā)動機及增壓器廠家頻繁收到顧客的渦輪機BPF噪聲投訴，改善雙流道渦輪殼設計從而降低渦輪機BPF噪聲成為迫切需求。本文中研究雙流道渦輪殼不同流道喉舌方案對渦輪進口靜壓分布及渦輪機BPF噪聲的影響，為改進喉舌結構設計及降低渦輪機BPF噪聲提供支持。

1 模型及測試方法

1.1 幾何模型

某JP70K渦輪增壓器的主要技術參數如表1所示。

表1 渦輪增壓器主要技術參數

渦輪殼為雙流道，流道1和流道2為對稱設計。定義通過渦輪殼幾何中心和喉舌中心截面的渦輪殼流道幾何角θ=0°，θ按逆時針方向增加。流道1靠近渦輪輪背，流道1、2的喉舌對應的θ不同，2個流道之間的喉舌距離定義為H，渦輪殼流道示意如圖1所示。流道1喉舌位置保持不變，調整流道2喉舌位置來改變2個流道之間的喉舌距離，方案1～4的H分別為16.0、19.8、21.8、28.1 mm。選擇距離渦輪輪背端面分別為2.4、4.8、6.0、7.2、9.6 mm的5個截面A～E，研究不同位置渦輪進口靜壓分布，渦輪進口截面示意如圖2所示。

圖1 渦輪殼流道示意圖 圖2 渦輪進口截面位置圖

1.2 仿真模型

渦輪殼進口段長度是渦輪殼進口水力直徑的3倍，渦輪殼出口直徑與渦輪進口直徑相同，均為68 mm，渦輪殼噴嘴寬度為12 mm。采用ICEM CFD 2019 R1劃分非結構化網格，方案1～4的網格數基本保持一致，分別為105萬、106萬、107萬、107萬；流體介質為理想連續(xù)空氣；計算采用CFX 2019 R1，采用SST湍流模型，迎風模式，殘差設置為10-6。方案4渦輪殼網格劃分模型如圖3所示。

圖3 方案4渦輪殼網格劃分模型

選擇發(fā)動機低速低負荷和高速高負荷2個典型工況進行計算分析，計算工況具體參數如表2所示。

表2 計算分析工況相關參數

1.3 渦輪機BPF噪聲測試方法

在某6缸電控共軌柴油機上進行試驗，柴油機主要技術參數：缸徑為108 mm、行程為132 mm、排量為7.26 L、額定功率為206 kW、額定功率下轉速為2300 r/min、額定轉矩為1100 N·m、額定轉矩下轉速為1300～1600 r/min。

為保證噪聲測試的可對比性，同1臺增壓器上僅更換渦輪殼，進行4個方案的試驗對比，保證軸承及壓氣機系統(tǒng)不發(fā)生變化。測試在同一天完成，減少環(huán)境及測試變差。4個方案采用相同的測試工況：1)發(fā)動機起動后，熱車40 min；2)熱車結束后，增壓器在轉速為(40 000±2 000)r/min穩(wěn)定運轉10 min，機油溫度達到(85±3)℃時，進行40 000～90 000 r/min的加速試驗，時間為30 s，同步測量加速過程中增壓器噪聲。每個方案試驗3次，從中挑選穩(wěn)定性好的數據進行分析。噪聲測試時，使用LMS test lab軟件進行信息采集和處理；采用單麥克風，麥克風豎直位置與渦輪增壓器齊高，水平位置距離渦輪殼1 m左右，試驗過程中保持麥克風位置不變；采樣頻率為30 kHz，分辨率為2 Hz；挑選3名年齡分別為25、36、43歲人員進行渦輪機BPF噪聲的主觀評價。

2 結果分析

2.1 渦輪進口靜壓分布

2.1.1 周向靜壓分布

不同工況下的渦輪進口周向靜壓分布如圖4～7所示。

a)方案1 b)方案2

a)方案1 b)方案2

a)截面A b)截面B

a)截面A b)截面C c)截面E

由圖4～7可知：渦輪進口周向靜壓分布明顯不均勻，2個工況、4個方案的渦輪進口周向靜壓均在θ=300°～30°時(圖1所示逆時針方向)劇烈變化；靜壓曲線在θ=300°～0°時呈U形，從θ=300°開始靜壓逐步降低，θ=330°左右靜壓降到最低，然后逐步升高，θ=0°和θ=300°的靜壓基本一致；θ=0°～30°時靜壓曲線呈倒U形，靜壓從θ=0°開始逐步升高，在θ=6°左右達到最高，然后逐步降低，θ=0°和θ=30°靜壓基本一致。θ=0°為流道1喉舌位置，θ=300°和θ=30°分布在θ=0°的兩側，流道1喉舌結構導致渦輪進口周向靜壓分布明顯不均勻。

越靠近渦輪輪背，渦輪進口周向靜壓分布越不均勻。工況1、2，同一方案靠近渦輪輪背的截面A靜壓周向不均勻性大于遠離渦輪輪背的截面E。工況1下，方案1截面A渦輪進口周向靜壓差(最大靜壓與最小靜壓的差)為935 Pa,截面E為531 Pa,截面A比E大401 Pa。工況2下，方案2截面A的渦輪進口周向靜壓差為7436 Pa，截面E為4050 Pa，截面A比E大3386 Pa。渦輪進口周向靜壓分布與工況相關，進氣壓力和進氣流量越大，周向不均勻性越明顯。同一方案的同一截面處，工況2下渦輪進口周向靜壓差及變差(靜壓差除以最大靜壓)明顯高于工況1。在工況1下方案2截面A周向靜壓差及變差分別為809 Pa和2.50%，工況2下分別為7436 Pa和4.69%。隨著渦輪殼進口壓力和流量增加，氣流不穩(wěn)定性增加，渦輪進口周向靜壓不均勻性惡化。適當增加2個流道喉舌距離可改善渦輪進口靜壓周向不均勻性。

相同工況、同一截面，方案1渦輪進口周向靜壓差及變差最大，方案4最小。工況1時方案4在截面A和E周向靜壓差比方案1分別減小175 Pa和205 Pa，工況2截面A和E的周向靜壓差比方案1分別減小1758 Pa和1896 Pa。4個方案流道2喉舌位置不同，工況1時方案1～3在不同截面、相同θ下的靜壓基本相同，但明顯高于方案4。綜合工況1、2，隨著2個流道喉舌之間距離增加，靜壓呈現逐步降低趨勢，尤其在發(fā)動機高速高負荷工況時。

對θ相同、不同軸向位置的靜壓取平均值，分析θ=300°～30°時靜壓分布極限偏差(最大靜壓與最小靜壓的差除以平均靜壓)。工況2下方案1～4在θ=300°～30°的平均進口靜壓分別為153.8、154.0、154.2、154.4 kPa，靜壓分布極限偏差分別為4.21%、4.04%、3.70%、3.35%，方案2、3、4靜壓分布極限偏差分別比方案1改善4.0%、12.1%和20.4%。隨著喉舌距離的增加，θ=300°～30°的靜壓分布極限偏差及流場均勻性逐步改善。4個方案中流道2喉舌位置不同，但渦輪進口周向靜壓分布趨勢未發(fā)生變化，說明2個流道中流道1喉舌對渦輪進口周向靜壓分布影響更大。

2.1.2 軸向靜壓

渦輪輪背距離對軸向靜壓的影響如圖8所示。由圖8可知：工況2下，渦輪進口軸向靜壓分布不均勻，同一方案越靠近渦輪輪背，渦輪進口靜壓越大；方案1、θ=0°位置，截面A靜壓比截面E大1670 Pa，約大1.07%；方案1、θ=180°位置，截面A靜壓比截面E大1310 Pa，約大0.85%；方案4、θ=0°位置，截面A靜壓比截面E大2296 Pa，約大1.47%；方案4、θ=180°，截面A靜壓比截面E大1125 Pa，約大0.72%。截面A靠近流道1，截面E靠近流道2。雖然流道1、2為對稱流道，但氣流在2個流道的流動狀態(tài)存在較大差異，靠近渦輪輪背的流道1內氣體壓力高，遠離渦輪輪背的流道2內氣體壓力低，這是導致渦輪進口靜壓軸向不均勻的主要原因。增加2個流道喉舌距離，渦輪進口靜壓軸向不均勻性并未改善。

圖8 工況2下渦輪輪背距離對軸向靜壓的影響

2.2 渦輪機BPF噪聲測試分析

4個方案渦輪機BPF噪聲如圖9所示。由圖9可知：30 s內，方案1～4渦輪機BPF平均噪聲(以A計權)分別為98.13、94.13、93.24、90.14 dB，方案2～4平均噪聲分別比方案1降低了4.00、4.89、7.99 dB，分別降低了4.08%、4.98%、8.14%。

圖9 不同方案渦輪機BPF噪聲

主觀評價方面：方案2噪聲比方案1有較大改善，方案2與方案3噪聲差異性較小，方案4噪聲較方案1有明顯改善。

θ=300°～30°是流道喉舌前、后區(qū)域，可以用靜壓分布極限偏差簡單評價喉舌位置氣流的均勻性，靜壓分布極限偏差越小，表明氣流均勻性越好，渦輪掃過流道喉舌時，不穩(wěn)定氣流對渦輪的作用力越小。方案1～4隨θ=300°～30°靜壓分布極限偏差的改善，渦輪機BPF噪聲逐步改善。

3 結論

1)θ=300°～30°時，靠近渦輪輪背的流道喉舌導致渦輪進口周向靜壓在劇烈變化；θ=300°～0°時，靜壓分布在呈U形；θ=0°～30°時，靜壓分布呈倒U形；靜壓在θ=6°左右達到最高，θ=330°左右最低；越靠近渦輪輪背，進氣壓力和進氣流量越大，渦輪進口周向靜壓不均勻性越明顯；適當增加2個流道喉舌距離可以改善渦輪進口周向靜壓分布。

2)渦輪進口軸向靜壓分布不均勻，越靠近渦輪輪背，渦輪進口靜壓越大；調整2個流道喉舌距離難以改善渦輪進口靜壓軸向不均勻性。

3)雖然2個流道為對稱設計，但氣流在2個流道的流動狀態(tài)存在較大差異，靠近渦輪輪背的流道內氣體壓力較大，遠離渦輪輪背的流道內氣體壓力較??；靠近渦輪輪背的流道喉舌對渦輪進口靜壓分布影響比遠離渦輪輪背大。

4)雙流道渦輪殼流道喉舌距離增加12.1 mm，θ=300°～30°時靜壓分布極限偏差由4.21%減小到3.35%；渦輪機BPF平均噪聲由98.13 dB降低到90.14 dB，降低了12.8%，主觀評價噪聲明顯改善。