擴壓器

車用增壓發動機轉速的提高和工況變化範圍的拓寬對渦輪增壓器壓氣機的性能提出越來越高的要求，需要壓氣機提高壓比的同時，在較寬的流量範圍內有較高的絕熱效率。為了滿足車用增壓器較寬的流量範圍需求，壓氣機多采用無葉擴壓器，所帶來的問題是由於無葉擴壓器較大的周向氣流角，氣流離開葉輪後在抵達蝸殼進口之前形成較大的沿程損失。葉片式擴壓器可以有效控制氣流的流動方向以減少流動沿程損失，從而提高壓氣機的工作效率。但在非設計工況時，由於葉輪和擴壓器之間的流動匹配處於大攻角狀態，擴壓器葉片內部尤其是吸力面一側存在流動分離，造成壓氣機內流動不穩定，導致壓氣機的流量範圍大幅減小，無法滿足車用發動機的工作需求。同時，出於結構因素的考慮，車用增壓器壓氣機進口多采用無預旋結構，導致增壓器壓氣機在部分工況無法滿足發動機進氣量的範圍要求，壓氣機喘振時有發生。隨着燃油經濟性、動力性及排放等要求的不斷提高，保證壓氣機具有寬流量範圍的同時提高工作效率是需要重點解決的問題。

壓氣機進口預旋調節通過改變壓氣機葉輪進口速度三角形以提高工況適應性達到延緩喘振、拓寬流量的作用，葉片擴壓器的調節則可保持葉輪出口氣流在不同工況下具有良好的流動特性並提高流動效率。通過進口預旋和擴壓器調節共同作用，以及合理的調節控制，從流動控制機理角度而言可以達到擴穩及提高效率的目的。基於此，本文以車用增壓器JP88無葉擴壓壓氣機為原型，進行了預旋導葉和可調擴壓器的設計，並對壓氣機採用導葉預旋、葉片式擴壓器及二者共同調節時壓氣機內部流動和壓氣機特性進行數值分析，以預測壓氣機採用進口可調和擴壓器調節共同控制時流量範圍效率的變化特點，為全可調壓氣機研究提供理論依據。

研究對象原型為JP88型無葉擴壓離心壓氣 機，設 計 轉 速 70000r/min，設 計 質 量 流 量0．3k_g/s。在原型基礎上，基於CFD分析和優化，進行了進口導葉及葉片擴壓器的設計。為了保持原有壓氣機的總體結構，葉片擴壓器的高度與原無葉擴壓器高度相同。

數值方法與計算網格

本文采用FINE/TURBO進行壓氣機的三維流動計 算 分 析。控 制 方 程 為 三 維 Re_ynolds時 均Navier－Stokes方程湍流模型選擇Spalart－Almaras模型。計算採用中心差分格式離散控制方程，用四階Runge－Kutta法進行時間推進求解並結合當地時間步長、隱式殘差光順技術和多重網格技術以加速收斂。計算網格採用塊結構化網格。對比計算中，原無預旋、無 葉擴壓器 的 壓 氣 機 計 算 網 格 總 數 為890526，引入葉片導葉和葉片擴壓器的壓氣機計算網格總數為1115060，其中葉輪網格完全相同。計算網格的壁面_y值約為8，滿足低雷諾數S_palart－Almaras湍流模型對於黏性網格的要求。對半徑為90mm的離心壓氣機進行了數值分析和優化，其中的數值分析所得到的壓氣機性能與試驗結果吻合非常好，驗證了數值方法的正確性。本文采用同樣的方法和相似的計算網格，可以認為結果具有較高的可信度。

邊界條件與收斂判據

壓氣機進口參數皆相同，對應的進口總壓為101325Pa，總温為293K，氣流方向為軸向進氣，固壁採用絕熱無滑移邊界條件。指定轉速下，壓氣機工況特性線通過逐漸提高壓氣機出口背壓的方法獲得。

根據推進求解過程中計算所得的壓氣機進出口流量、總體性能（包括效率和總壓比）的變化特性判定計算收斂性。計算所得的壓氣機進出口流量相對誤差小於0．5%，且對應的壓氣機總性能（進口流量、出口流量、效率及壓比）在足夠長的推進時間內不發生變化或出現小幅週期振盪均認為收斂；當出口背壓輕微變化導致計算監控的性能指標及進出口流量波動幅度隨時間增大時。

採用進口導葉的計算包括導葉無預旋情況和導葉－8°預旋情況，分別用於分析導葉的加入對於壓氣機性能的影響和對比進口預旋對於壓氣機喘振裕度的影響。從導葉無預旋與原型壓氣機的計算結果對比可以看出：由於導葉的採用引入了葉型和尾跡損失，使得壓氣機的效率較原型整體小幅下降，但最高效率點位置未發生變化；此外，採用無預旋導葉後，壓氣機的流量範圍與原型壓氣機相同。壓氣機達到數值喘振邊界，以此工況為導葉預旋控制起始點，對導葉進行 －8°預旋調節。從結果對比可以看出，壓氣機進口導葉的預旋控制可有效地拓展壓氣機的喘振裕度。在導葉預旋角度保持不變 （－8°）的情況下，壓氣機的流量範圍較原型壓氣機增加了 16．7% ，同時壓比仍然處於較高的水平。儘管進一步調節導葉預旋角可以獲得更寬喘振裕度，但考慮到更大的負預旋角會導致壓氣機總壓比顯著降低，無法滿足發動機匹配要求，因而不作為有效的調節進行對比分析。導葉預旋擴大了壓氣機的流量範圍，但對於壓氣機效率特性存在負面影響，採用葉片式擴壓器可改善壓氣機效率。

擴壓器無調節

所採用的葉片式擴壓器設計點為葉輪轉速為70000r/min時壓氣機的最高效率點。擴壓器採用參數化設計方法完成，進口幾何角根據原型壓氣機最高效率點工況葉輪出口平均氣流角確定，出口幾何角則根據原型壓氣機最高效率點工況無葉擴壓器出口平均氣流角確定。由此流動匹配原則，葉片擴壓器的安裝角為 53°（與徑向夾角，下同 ），進口幾何角和出口幾何角分別為43°和55°。

可以看出，採用葉片式擴壓器後，壓氣機在設計點工況附近效率較無葉擴壓的原型機有明顯改善，最高效率提高了約1．5%，總壓比也有所提升。但在非設計點尤其是小流量工況處，葉片擴壓的壓氣機效率和壓比較無葉擴壓原型機都大幅下降，效率降低12．5%，壓比下降10%。最高效率點無葉、葉片擴壓器進出口的絕對氣流角沿葉高分佈。在擴壓器進口處，有葉和無葉擴壓兩種情況的氣流角分佈基本相同，從葉根到葉頂呈逐漸增加趨勢，在50%葉高以上區域，由於受葉輪葉尖間隙流的影響，氣流角呈先快速增加後快速減小趨勢。在無葉擴壓器出口，氣流角基本延續進口處的分佈趨勢，但沿葉高方向上的變化梯度有所改善；在葉片擴壓器出口，在葉片流道形狀的約束下，氣流角的分佈並沒有呈現進口處先增後減的趨勢，而是沿葉高整體呈增加趨勢，説明葉輪出口的不均勻氣流受到了葉片的有效控制，同時葉片擴壓器的採用使得擴壓器出口的氣流角整體減小，有助於減小下游氣流的沿程損失。

最高效率點工況擴壓器內子午平均流線對比。對於兩種擴壓器結構，葉輪出口葉尖處皆存在分離渦（間隙渦）：無葉擴壓器中，分離渦向下遊發展過程中得不到有效控制，一直延續至擴壓器出口；而葉片擴壓器中，葉輪出口葉尖處的分離渦尺度被放大，但在向下遊發展過程中，得到有效抑制，在50%擴壓器葉寬處分離渦基本消失，在擴壓器出口獲得了較低的總壓損失。從圖6給出的90%葉高截面葉片擴壓器前部區域的速度矢量圖可以看出，在擴壓器進口葉尖處分離渦尺度增大的原因是在該處存在較大的負攻角。由於葉輪出口氣流非常不均勻，因而葉片擴壓器所採用的直葉片設計無法保證沿整個葉高上的氣流角匹配效果，攻角不可避免。可以通過扭葉片設計方法來進行擴壓器設計，以獲得更好的氣流角匹配效果。

為了保持不同流量工況下葉片擴壓器與葉輪之間的流動匹配，以設計點（最高效率點工況）為基礎，在不同的流量工況對葉片擴壓器安裝角進行調節，調節的角度根據無葉擴壓時對應工況點葉輪出口處的絕對氣流角確定 葉片旋轉中心為擴壓器中弧線中點從葉頂看 與葉輪轉向相同為正 為不同工況下無葉擴壓器進口的絕對氣流角及對應擴壓器調節的角度。

同時，為了獲得壓氣機的擴穩效果，在小流量工況進行擴壓器調節的同時進行進口導葉預旋控制。壓氣機性能與原型和葉片擴壓器固定（導葉無預旋）壓氣機性能對比。進口導葉無預旋時，擴壓器的調節可有效提高小流量工況時壓氣機效率，且在整個工作流量範圍內，與原型相比壓氣機效率均有所提升，效率最高提高1．7%；對應的總壓比在高效區有所提升，在小流量區則有所下降。在擴壓器調節的同時配合進口導葉的預旋，可以獲得壓氣機流量範圍的拓展。進口有一定的負攻角，旋轉 13°後，進口攻角得到明顯改善，且擴壓器進口輪緣處迴流區也明顯減小，説明通過改變擴壓器的角度可明顯減小壓氣機的迴流損失。進口葉根處出現迴流區是因為調節擴壓器角度後不能同時兼顧葉根和葉頂的攻角，導致葉根攻角增大出現迴流，通過扭葉片的設計可以使葉片擴壓器進口角與全葉高氣流角相匹配，進一步改善壓氣機的性能。

（1）採用無預旋導葉，壓氣機的流量範圍與原機相同；導 葉 預 旋－8°後，壓 氣 機 流 量 範 圍 拓 寬16．7%，同時壓氣機壓比仍然處於較高的水平。

（2）與無葉擴壓器相比，葉片擴壓器能夠有效控制葉輪內部的不均勻氣流，使擴壓器出口氣流角整體減小約10°，有助於減小下游的沿程損失。

（3）在設計工況下，葉片擴壓器可有效提高壓氣機的效率，效率提高約1．7%；在非設計工況下，通過調節擴壓器角度減小擴壓器進口攻角，可使壓氣機的壓比在小流量區提高約7%，效率整體提高約1．2%。 ^[1]