王亞明,李曉杰,董小瑞,王 軍,韓 嘯

(中北大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院,太原 030051)

0 引言

增壓器葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時,氣體的旋轉(zhuǎn)和葉片兩側(cè)壓差導(dǎo)致渦輪增壓器軸向載荷的形成。軸向力在一定程度上會影響其壽命、性能和整個系統(tǒng)的可靠性[1]。增壓器軸向力由壓氣機端軸向氣動力與渦輪端軸向氣動力兩部分組成,其承載部件是止推軸承[2]。由于增壓器的結(jié)構(gòu)特性和工作環(huán)境因素影響,直接測量渦輪增壓器的軸向推力比較困難,或者即使直接測試也無法反映渦輪軸向力的真實情況[3-4]。增壓器軸向力計算方法參考文獻[5]。

關(guān)于增壓器工作過程軸向力的研究中,Lee等[6]提出了渦輪增壓器在工作過程中的軸向力預(yù)測方法,預(yù)測結(jié)果能與有限元仿真結(jié)果很好地吻合,為進一步準確預(yù)測軸向力提供了依據(jù);張海磊等[7]分析了理論軸向力值與數(shù)值計算結(jié)果之間的誤差,為軸向力預(yù)測提供了參考,并探究了穩(wěn)態(tài)下同一轉(zhuǎn)速與流量和密封環(huán)間隙對于軸向力的影響;洪漢池等[8]采用在止推軸承上粘貼應(yīng)變片的方法測量增壓器在啟停過程中的軸向力,發(fā)現(xiàn)啟停過程中軸向力遠大于穩(wěn)定工作時;Zhang等[9]提出了一種預(yù)測增壓器工作狀態(tài)下的軸向力的方法,同時研究了增壓器發(fā)生故障的條件;房桐毅等[10]探究了篦齒對增壓器軸向力的影響;王翠翠等[11]通過一種懸浮式設(shè)計的軸向力測試方法研究了轉(zhuǎn)速與質(zhì)量流量對增壓器軸向力的影響;李偉等[12]通過CFX軟件仿真研究了相繼增壓系統(tǒng)切換過程中小增壓器軸向力的變化,通過分析內(nèi)部流場發(fā)現(xiàn)軸向力合力主要源于壓端,在切換過程中流場發(fā)展得較流暢,渦端的葉根與葉片處出現(xiàn)渦流。張健健等[13]研究了不同油楔面的油膜厚度,探究止推軸承的承載能力,同時通過仿真發(fā)現(xiàn)軸向力隨轉(zhuǎn)速升高而增大。楊豫魁等[14]探究了發(fā)動機運行工況下,發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化和負荷階躍時的增壓器軸向力的變化規(guī)律,發(fā)現(xiàn)發(fā)動機負荷階躍時間越短,軸向載荷越大。

相繼增壓系統(tǒng)在運行過程中處于頻繁的切換工況[15]。本研究以相繼增壓系統(tǒng)單增壓模式切換為雙增壓模式過程中的基本增壓器為研究對象,此時閥門開啟,通過基本增壓器的廢氣量減少、轉(zhuǎn)速下降,待兩增壓器運行平穩(wěn)后完成切換。建立增壓器壓氣機與渦輪機的三維模型,采用Fluent對壓氣機、渦輪機流場進行數(shù)值仿真。前述文獻大多研究整個切換過程中軸向力的變化趨勢或穩(wěn)態(tài)情況下的軸向力,其中啟停工況屬于瞬態(tài)過程,屬于少數(shù)工況;相繼增壓系統(tǒng)大部分時間處于頻繁切換工況,且切換工況下壓氣機易發(fā)生喘振等惡劣情況,增壓器軸向力變化劇烈,容易發(fā)生損壞,因此以切換瞬態(tài)軸向力變化情況為重點,在閥門開啟、增壓器工作環(huán)境不斷變化時,觀察軸向力的變化規(guī)律和相應(yīng)的形成機理,為增壓器的止推軸承設(shè)計和切換過程的閥門控制動作提供理論依據(jù)。

1 模型建立

采用數(shù)值模擬的方法研究軸向力。取壓氣機指向渦輪機為正方向,其軸向受力如圖1所示。針對相繼增壓器系統(tǒng)的基本增壓器進行研究,選用某型增壓器,壓氣機葉輪直徑為75 mm、渦輪直徑為59 mm。在Fluent Meshing環(huán)境下劃分網(wǎng)格,渦輪增壓器計算域網(wǎng)格如圖2所示。

圖1 渦輪增壓器軸向載荷示意圖

為保證計算效率的同時獲得高質(zhì)量的CFD結(jié)果,分別繪制渦輪機與壓氣機5套網(wǎng)格。渦輪機的網(wǎng)格方案為:60萬、100萬、180萬、230萬、280萬;壓氣機的網(wǎng)格方案為:80萬、132萬、184萬、254萬、346萬。

依據(jù)邊界層理論,由于邊界層的厚度比物面特征尺寸小得多,在運用納維-斯托克斯方程進行逐項數(shù)量級分析時,忽略數(shù)量級小的各項后,可近似認為邊界層垂直方向上的壓力不變,且軸向力的主要形成因素是增壓器兩端的壓力差。因此,用靜壓作為網(wǎng)格無關(guān)解,對網(wǎng)格無關(guān)性做出評價。在壓氣機的2個葉片之間取10點對壓力進行監(jiān)測,壓力監(jiān)測點分布見圖3。壓力驗證結(jié)果見圖4。圖4中量綱為一數(shù)值X表示所取的10個點。

圖3 壓力監(jiān)測點分布

圖4 壓力驗證結(jié)果

圖4表明,監(jiān)測點的壓力值隨著網(wǎng)格密度的增加而增大。方案4與5的驗證結(jié)果差值不超過1.5%,為了節(jié)約計算資源,選擇方案4作為計算網(wǎng)格。

2 邊界條件設(shè)置

根據(jù)發(fā)動機在轉(zhuǎn)速1 960 r/min、100%負荷下的切換過程中得到的實驗數(shù)據(jù),設(shè)置3個仿真工況來探究相繼增壓系統(tǒng)切換過程中基本增壓器軸向力的變化規(guī)律。增壓器轉(zhuǎn)速、壓氣機與渦輪機壓力的變化情況如表1所示。在進行瞬態(tài)軸向力計算之前,需要對其初始場進行穩(wěn)態(tài)計算,穩(wěn)態(tài)計算邊界條件如下:增壓器轉(zhuǎn)速為107 000 r/min、渦輪機入口壓力206 597 Pa、入口溫度為584 K;壓氣機入口壓力為101 325 Pa、入口溫度為300 K;初始場軸向力分別為:渦輪機75.52 N、壓氣機-111.759 N。

表1 基本增壓器仿真工況設(shè)置

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 渦輪端仿真結(jié)果與分析

3.1.1切換工況1

切換工況1下,渦輪機軸向力隨時間變化的曲線如圖5所示。在閥門開啟瞬間,約0.005 s內(nèi)軸向力下降了約25 N,在0.03 s附近發(fā)生切換過程中的最大振幅30 N,是整個切換過程中振幅最大的軸向力,可能導(dǎo)致止推軸承受巨大的軸向力沖擊。波動時間約占整個切換時間的60%。軸向力最終穩(wěn)定在26.7 N左右。

圖5 工況1:渦輪端總軸向力變化曲線

如圖6所示,在0.03 s附近會發(fā)生幅值在35 N的振蕩,隨后振蕩幅值逐漸降低,在0.1 s時振蕩結(jié)束,渦輪機輪背軸向力穩(wěn)定在310.5 N。在增壓器轉(zhuǎn)速下降的過程中,輪背的軸向力也呈振蕩下降。

圖6 工況1:渦輪端輪背軸向力變化曲線

如圖7所示,渦輪葉片所受軸向力在切換開始的0.001 s內(nèi)會迅速升高至-47 N,隨后下降。在0.02～0.04 s期間發(fā)生幅值在10 N左右的振蕩,隨后振蕩逐漸消失,在0.1 s后穩(wěn)定在-25 N左右。在閥門打開后,渦輪葉片的軸向力迅速升高,這可能是由于轉(zhuǎn)子慣性力的作用導(dǎo)致。閥門打開瞬間,進入渦輪端的廢氣量迅速減少,但由于轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)慣性力的存在,葉片轉(zhuǎn)速不會突然下降,這將導(dǎo)致廢氣流在渦輪葉片的流動發(fā)展不均勻,使得流動更為復(fù)雜,所以渦輪的葉片軸向力迅速升高。另外2種切換工況下依然可以看到此現(xiàn)象。相反,壓氣機端的進氣量不會迅速減少,使得壓氣機端的流場能延續(xù)一小段時間的順暢。

圖7 工況1:渦輪端葉片軸向力變化曲線

比較上面的渦輪端總的軸向力變化趨勢和輪背的軸向力變化趨勢可以發(fā)現(xiàn),兩者的變化趨勢大致相同。為了探究引起輪背軸向力變化的因素,觀測輪背壓力在切換過程中的變化情況。從圖8可以看出,輪背壓力由渦輪入口方向處向外逐漸降低,輪背壓力的數(shù)值隨著時間而降低,在切換的過程中,輪背的高壓區(qū)存在移動與變化,在0.031、0.036 s時渦輪輪背處會出現(xiàn)低壓區(qū)域。

3.1.2切換工況2

切換工況2下,瞬態(tài)工況時渦輪機軸向力隨時間變化的曲線如圖9所示。由于轉(zhuǎn)速下降的速率加快,渦端軸向力在閥門開啟瞬間下降了約33 N,緊接著發(fā)生幅值為25 N的振蕩;由于時間縮短,轉(zhuǎn)速變化較快,使得本次工況下軸向力波動頻率下降,但是波動幅值較大,在渦輪入口壓力與轉(zhuǎn)速變化結(jié)束之后軸向力最終穩(wěn)定在36.8 N。

圖9 工況2:渦輪端總軸向力變化曲線

如圖10所示,輪背軸向載荷呈現(xiàn)隨時間下降的趨勢。在0.005 s時發(fā)生幅值在35N的振蕩,在0.03 s時再次發(fā)生10 N的振蕩,最終渦輪機輪背軸向力穩(wěn)定在325.5 N。結(jié)合輪背的壓力分布云圖研究引起輪背軸向力變化的原因。如圖11所示,輪背壓力由渦輪入口方向處向外逐漸降低,在0.009 s時出現(xiàn)大面積的低壓區(qū),此時軸向力也處于最小值,隨后高壓區(qū)依然出現(xiàn)在入口附近,中心壓力最低。

圖10 工況2:渦輪端輪背軸向力變化曲線

圖11 工況2:渦輪端輪背壓力分布

如圖12所示,渦輪葉片所受軸向力在最開始迅速升高至-50 N,隨后隨時間下降,最后在0.05 s時穩(wěn)定在-18 N,表明工況1下葉片軸向力在閥門打開瞬間會迅速升高。

圖12 工況2:渦輪端葉片軸向力變化曲線

3.1.3切換工況3

切換工況3下,渦輪機軸向力隨時間變化的曲線如圖13所示。軸向力隨著時間下降,由75.52 N下降到18.58 N。在0.02～0.04 s時會出現(xiàn)幅值逐漸增大的振蕩,最大可達30 N,隨后逐漸下降,在0.04 s之后振蕩消失。在0.1 s渦輪入口壓力與轉(zhuǎn)速變化結(jié)束之后,軸向力逐漸穩(wěn)定在18.5 N。

圖13 工況三渦輪端軸向力變化

如圖14所示,在切換過程中,輪背軸向力呈隨時間下降的趨勢。在0.02～0.04 s時,輪背軸向載荷出現(xiàn)幅值逐漸增大的振蕩,最大可達40 N,隨后幅值逐漸下降,在0.04 s后震蕩消失,隨后在0.1 s之后輪背軸向載荷逐漸穩(wěn)定在297.3 N。圖15為渦輪輪背處的壓力分布情況,輪背壓力由渦輪入口方向處向外逐漸降低,在0.03 s時在入口遠端有明顯的低壓區(qū)。渦輪端高溫高壓氣體由徑向進入、軸向流出,表明渦輪輪背壓力分布呈現(xiàn)出與壓端不同的情況,但是渦端各個工況呈現(xiàn)出一定的規(guī)律性。

圖14 工況3:渦輪端輪背軸向力變化曲線

圖15 工況3:渦輪端輪背壓力分布

3.2 基本增壓器壓氣機端仿真結(jié)果

3.2.1切換工況1

如圖16所示,在切換過程中,壓氣機端軸向力在閥門開啟后的0.003 s內(nèi)升高了232.24 N,隨后保持0.006 s后,軸向力迅速下降了211.12 N,在0.023 s后一直呈下降趨勢,在0.1 s后穩(wěn)定在-46.5 N?？傮w來看,最終軸向力減小了65.25 N,說明增壓器壓氣機端的軸向力隨著轉(zhuǎn)速的下降而下降;但是從切換的角度看,壓氣機的軸向力在閥門打開瞬間會出現(xiàn)大幅的波動,且波動幅度在 230 N左右,振蕩時間占總切換時間的30%。

圖16 工況1:壓氣機端軸向力變化曲線

如圖17所示,切換工況1下壓氣機端輪背的軸向力變化趨勢與壓氣機端總的軸向力基本相似。從切換過程看,輪背的軸向力依然經(jīng)歷了幅值為226 N的振蕩,振蕩時間占總切換時間的30%。輪背與輪轂壓力分布云圖如圖18所示,在輪背軸向力最大時輪背的低壓區(qū)明顯擴大。輪背壓力由內(nèi)向外呈梯度增大,輪背的靜壓值范圍較大,這是由于輪背起到承載的整體作用,而輪轂直接與氣流接觸,壓力受流場的影響較大。可見,壓氣機由軸向進入,徑向流出,空氣在出口位置被壓縮為高壓氣體。以下幾種工況都可得到驗證。

圖17 工況1:壓氣機端輪背軸向力變化曲線

圖18 工況1:壓端靜止件壓力分布云圖

如圖19所示,工況1下,葉片軸向力從結(jié)果來看下降了230 N,且方向發(fā)生改變。從細節(jié)看到,葉片軸向力在閥門打開后的0.01 s過程中并沒有發(fā)生大幅振蕩,基本穩(wěn)定。這與渦輪端葉片的軸向力形成了鮮明對比,說明壓氣機端由于轉(zhuǎn)子慣性力作用,在渦輪端的廢氣流量下降之后,壓氣機端的進氣量不會快速減少,經(jīng)過大約0.01 s的延遲之后,進氣量減少,軸向力發(fā)生幅值為115.3 N的振蕩,在0.025 s后軸向力逐步穩(wěn)定下降,0.1 s后穩(wěn)定在17.5 N,軸向力指向渦輪端。

3.2.2切換工況2

如圖20所示,切換結(jié)束后壓氣機端軸向力比開始時刻升高了15 N,由于切換時間縮短了一半,故切換過程中并沒有出現(xiàn)小幅度的振蕩,而是經(jīng)過1次幅值為203 N的大幅波動,在0.05 s后軸向力保持幅值為10 N動態(tài)穩(wěn)定?？梢?軸向力的大幅變化主要發(fā)生在閥門開啟瞬間,隨后隨時間逐步穩(wěn)定下降。

圖20 工況2:壓氣機端總軸向力變化曲線

從圖21看出,壓端輪背軸向力與壓端總的軸向力變化趨勢基本趨同。

圖21 工況2:壓氣機端輪背軸向力變化曲線

如圖22所示為壓端靜止件壓力分布云圖。壓力梯度由內(nèi)向外逐漸升高。隨著切換過程的進行,輪背低壓區(qū)逐漸擴大,在0.05s時出現(xiàn)巨大的低壓區(qū),使得最終軸向力低于切換前。

圖22 工況2:壓氣機端靜止件壓力分布云圖

如圖23所示,在瞬態(tài)過程中葉片的軸向力隨時間呈下降趨勢,與初始值相比下降了133.18 N。在閥門打開后的0.005 s內(nèi),葉片軸向力基本穩(wěn)定在-180 N,隨后以很快的速度下降到31 N。這可能是由于切換時間縮短,葉片軸向力的下降速度相比于工況1更加迅速導(dǎo)致。

圖23 工況2:壓氣機端葉片軸向力變化曲線

3.2.3切換工況3

如圖24所示,閥門打開后的0.016 s內(nèi)發(fā)生了幅值高達238 N的波動,隨后軸向力一直呈線性下降趨勢,直到0.1 s后穩(wěn)定在-47.68 N。壓氣機端總的軸向力下降了65.1 N。

圖24 工況3:壓氣機端總軸向力變化曲線

如圖25所示,切換過程中壓氣機端輪背的軸向力變化趨勢與壓氣機總軸向力的變化趨勢基本相似。輪背的軸向力相較于初始值-605.883 N下降了106.51 N。輪背的軸向力在閥門打開后的0.016 s內(nèi)發(fā)生了幅值為227.7 N的振蕩。從圖26中看出,這可能是由于輪背的壓力分布發(fā)生變化,出現(xiàn)較大面積的低壓區(qū)所導(dǎo)致。

圖25 工況3:壓氣機端輪背軸向力變化曲線

圖26 工況3:壓氣機端靜止件靜壓分布云圖

3種切換工況下渦輪增壓器的整體的軸向力變化情況如圖27所示。

圖27 基本增壓器軸向力隨時間變化曲線

4 結(jié)論

1) 對比瞬態(tài)工況1與2,切換時間越長,閥門開啟初期軸向力波動越大,波動持續(xù)時間約占切換時間的40%;最終穩(wěn)定時的軸向力越低。但由于工況2的切換時間縮短一半,故軸向力經(jīng)過一次大幅波動之后便呈線性下降趨勢。

2) 對比瞬態(tài)工況1與3,相同時間內(nèi)轉(zhuǎn)速下降的幅度越大,瞬態(tài)切換中軸向力振幅越大,越難以呈線性穩(wěn)定下降。

3) 從總體軸向力變化趨勢來看,壓氣機端軸向力變化主導(dǎo)了增壓器總的軸向力變化。壓端軸向力的變化受到壓氣機端輪背軸向力的主導(dǎo),而輪背軸向力是由于輪背氣體靜壓的存在而形成,其本質(zhì)是氣體泄漏進入輪背間隙而形成上述結(jié)果。因此,壓氣機與渦輪機端的輪背氣體泄漏量是影響增壓器軸向力的主要因素。渦端在切換瞬間葉片的軸向力變化最劇烈。