车用增压器涡轮脉冲进气非稳态特性

邢世凯，马朝臣，于立国

(1北京理工大学机械与车辆工程学院，北京100081;2河北师范大学职业技术学院，河北石家庄050024;3北京汽车集团有限公司，北京100021)

近些年来，随着环保法规的日益严格和能源危机的日益加剧，对内燃机的增压系统提出了更高的要求[1-2].这些要求不仅需要设计者设计出全工况性能良好的叶轮，还要设计出匹配良好的增压系统，在此背景下，多种增压系统相继问世[3].在大部分增压系统中，都存在着较大的压力波动，即使在等压增压系统中，也存在着一定的压力波动，这一压力波动使得涡轮始终处在脉冲的流动工况之下，而通常涡轮的设计、计算和试验都是基于稳定流动条件进行的，涡轮的性能在脉冲流动下和稳态流动下存在着一定的偏离，这就为增压系统的设计、计算和匹配带来了一定的困难.

研究者最早对这一现象的理解都是基于准稳态假设[4].为解决这一问题，工程上采用的方法是基于经验引入一种脉冲修正系数[5-6]，但这一修正系数并不能完全准确地反映出涡轮在这一复杂流动情况下的特性，且随着对内燃机动力性、经济性和排放特性的进一步要求，需要对增压系统进行更加精细化的设计和匹配，因此需要对涡轮在这一复杂流动情况下的特性进行深入的研究.

基于上述问题，搭建了涡轮非稳态特性试验台，研究车用增压器涡轮在脉冲进气条件下的非稳态特性，分析和评价压力波脉冲频率、涡轮膨胀比、增压器转速等因素对涡轮特性的影响及其机理.

1 试验部分

1.1 研究对象

试验中采用J90增压器涡轮作为研究对象.J90增压器是专门针对六缸柴油机脉冲增压系统设计的，与潍柴、玉柴、大柴、杭发、锡柴等国内大型柴油机公司出产的150～250 kW的柴油机配套，J90增压器涡轮级基本参数如表1所示.

表1 J90增压器涡轮级基本参数Table 1 Main parameters of J90 turbine stage

1.2 测试原理

涡轮非稳态特性试验台工作原理如图1所示，1中的压缩空气经2后，通过双管道送到3，产生类似发动机排气的压力波.通过脉冲发生器转动盘开口型线、转动盘相对位置和工作转速的调整，产生不同压力、不同相位和不同频率的脉冲压力波.脉冲压力波通过双管道分别传递给涡轮的2个通道，模拟增压器在发动机上的真实工况.通过F1来改变被测涡轮入口的压力和流量.

涡轮工作负荷的大小通过调整压气机的工作状态进行调节.本研究采用利用辅助增压器的压气机自循环加载方法[7].在压气机端不加载时，阀F4、F8打开，阀F2、F3关闭，外界空气通过阀F8进入压气机，通过阀F4排入大气，F5为微调阀，防止压气机出现喘振;当试验台运行在自循环加载工况时，阀F2、F3打开，阀 F4、F8关闭，高压空气通过阀 F2引入循环回路，高压空气经过被测增压器的压气机压缩之后，通过管道流向辅助增压器涡轮，并在辅助涡轮中膨胀做功，辅助增压器将被测增压器压气机施加给循环气体的能量通过其自身的压气机传递到外界大气中去，从而实现了循环加载.

图1 涡轮非稳态特性试验台工作原理Fig.1 Diagrammatic sketch of turbine non-steady characteristics test-bed

1.3 数据采集

试验所需采集数据分为稳态数据和瞬态数据两部分，涡轮非稳态特性试验台数据采集系统如图2所示.

图2 涡轮非稳态特性试验数据采集系统Fig.2 Data collection system of turbine non-steady characteristics test

脉冲发生器下游至涡轮入口这段管路中的流动一直处于脉动状态下，与传统的试验台有很大的不同，因此需要重新设计和分析.在管路的流动中，如果管路中存在缩口或者扩口，压力波将会产生反射，反射回来的压力波会在管道各处叠加，这会影响整个管道的流动，也会影响脉冲发生器的设计，因此为了尽量避免压力波的反射和叠加，将涡轮入段截面设计成与J90蜗壳入口截面几何相同的管路.

关于这段管路的另外一个需要重新设计分析的问题是管路的长度.标准QC/T591-1999和JB/T9752.2-1999中，关于管路长度的规定是基于满足测量要求考虑的，测量需要在流动发展均匀之后进行，一般认为低马赫数的流动在经历了5倍的管径以后，流动已经发展均匀，因此对于稳态流动，标准中规定管路的长度必须大于5倍的管径，但是这一规定对本试验台中的涡轮入口段并不适用，因为在脉冲发生器的运转过程中，由于截面积不停的变化，会出现管路的入口端一部分面积存在流动，一部分面积没有流动，存在流动的部分，流速要比稳态试验台高出许多，测量段必须要布置在流动发展均匀之后，对于本试验中所涉及的这种脉冲流动需要经历多长的距离才能稳定，没有相关的标准规定.基于此，本文利用Solidworks软件对这一部分管路进行建模，利用Numeca软件对马赫数最大的工况进行了三维CFD计算，计算出的管道内的流线.管道的水力直径为55 mm，发现经过400 mm，即7.27倍的管径之后，流动在整个截面上发展得比较均匀.考虑到CFD计算存在着一定的误差，为了可靠起见，将涡轮入口测量段选在600 mm之后.考虑到涡轮入口段要测量多个参数，涡轮入口段的管长选为900 mm.

2 结果与讨论

2.1 发动机标定工况涡轮的非稳态特性

在搭建的涡轮非稳态特性试验台上对J90涡轮工作在标定工况进行了试验测试.发动机标定工况时转速为2 400 r/min，对应的脉冲频率为60 Hz，增压器设计转速对应的相似转速为2 680 r·min-1·k-1/2.经过滤波和平滑处理后，涡轮各瞬态参数在一个脉冲周期内的变化情况如图3所示.由于压力波的反射和叠加，可以看到2个比较明显的压力波峰.

由图3可知，在脉冲开始的初期，涡轮入口的压力、流量、温度开始上升，由于这一时期脉冲波包含的能量还比较小，此时还不能驱动涡轮，所以转速比较低，并有下降的趋势;随着压力和温度的进一步提高，涡轮的转速迅速上升，压力、流量、温度也迅速达到了波峰;此后压力、流量、温度开始缓慢下降，此时转速仍然上升;随着脉冲发生器开度的急剧减小，压力、温度、流量、转速迅速下降，直至脉冲结束.

图3 标定工况涡轮各瞬态参数的变化Fig.3 Changes of turbine non-steady parameters on the power condition

通过对图3数据的处理[8]，得到涡轮在模拟脉冲进气条件下的非稳态流量特性如图4所示.

图4 标定工况涡轮的非稳态流量特性Fig.4 Turbine non-steady flow characteristic on the power condition

为便于对比，图中标出了由试验获取的同一相似转速下的涡轮稳态特性曲线.如果“准稳态”假设成立，涡轮在非稳态工况下的特性曲线应与稳态特性曲线重合.但试验得到的非稳态特性与稳态特性有很大的偏离，非稳态特性围绕稳态特性形成了一个类似于环状的特性圈.Banies，Dale，Winterbone，Karimanis等人[9-12]得到了类似的试验结果，例证了“准稳态”假设在处理非稳态问题时存在着很大的不足.图4中的箭头表示脉冲开始和结束的方向，从图中可以看出涡轮流量在一个周期内的变化，在流动刚刚开始时，涡轮入口的压力和流量迅速地增加，但是此时的流量仍然低于稳态时的流量，随着压力的继续增加，涡轮的流量开始超过了稳态，随着压力继续增大，流量很快又低于了稳态，当涡轮入口的压力逐渐下降之后，流量有一段非常接近于稳态，在脉冲接近于结束时，涡轮的流量又有了一个短暂的下降.

在一个脉冲周期内，将涡轮瞬时的相似流量求积分，与涡轮的稳态流量进行对比，如图5所示，涡轮的流量下降约5.9%.

图5 标定工况涡轮的非稳态流量与稳态流量对比Fig.5 Comparison between non-steady flow and steady flow on the power condition

通过对图3数据的处理[8]，得到涡轮在模拟脉冲进气条件下的非稳态效率特性如图6所示.

图6 标定工况涡轮的非稳态效率特性Fig.6 Turbine non-steady efficiency characteristic on the power condition

由图6可知，在脉冲刚刚开始时涡轮效率比较高，变化也非常大，Karamanis，Winterbone[11-13]等人甚至发现了效率大于1的现象，这一区域的效率可能并不是真实的效率，原因是涡轮入口脉冲波的压力和流量都非常小，其包含的能量不足以驱动涡轮，此时的涡轮是依靠惯性在继续旋转，所以测出的效率偏大;当涡轮入口的压力和流量都迅速增大的时候，测到的涡轮效率反而下降了，这一段区域正好是第一个压力波峰的区域，效率下降说明这一区域波峰的能量没有被很好地利用.经过一个短暂的时间之后又迅速地上升，并超过了稳态时的效率，这一区域是第1个波峰和第2个波峰之间的区域，说明这一区域的能量能够被比较好地利用.随着第2个压力波峰的到来，涡轮的效率又有了迅速地下降，但在脉冲结束时，效率又有了很大提高，这一提高可能也不是真实值.通过积分得出循环平均效率，来观察涡轮在一个脉冲周期的平均做功能力，如图7所示，在这种工况下涡轮的平均效率与稳态效率相差不大，仅降低了1.5%.

图7 标定工况涡轮的非稳态效率与稳态效率对比Fig.7 Comparison between non-steady efficiency and steady efficiency on the power condition

2.2 涡轮流量特性的影响因素

瞬态流量特性和瞬态效率特性不能直接反映出涡轮流通能力和做功能力的真实变化，可从循环平均的角度观察各种参数对涡轮特性的影响.

图8为平均相似转速2 680 r·min-1·k-1/2时，不同脉冲波频率下涡轮的流量特性.脉冲波频率分别为对应发动机怠速工况的20 Hz、对应最大转矩工况的40 Hz和对应标定工况的60 Hz.通过与稳态流量特性的对比，可知在脉冲流动情况下，涡轮流量有所下降，说明脉冲因素对流动起到的是阻碍作用.随着频率的增大，流量下降的幅度增大.

为了更清楚地观察这一点，定义一个无量纲的参数km，表征涡轮在脉冲进气条件下的循环平均流量与对应的稳态流量之比.km随膨胀比和脉冲频率的变化如图9所示.

图8 不同脉冲波频率下涡轮的流量特性Fig.8 Turbine flow characteristic of different pulse frequency

图9 km随膨胀比和脉冲频率的变化Fig.9 Changes of kmwith expansion ratio and pulse frequency

从图9中可以明显地观察到随着频率的增大，涡轮流量下降的幅度增大，从图中还可以观察到，涡轮流量下降的幅度随着涡轮膨胀比的提高而减小，但总体仍然低于稳态时的流通能力.

图10为相似转速为2 100 r·min-1·k-1/2，脉冲波频率为40 Hz下km的变化，并与相似转速为2 680 r·min-1·k-1/2、相同频率的脉冲情况进行了比较，发现在高转速下，涡轮流量下降的幅度大，转速对涡轮流通特性的影响也早已被证实[6]，涡轮的旋转对流动有一定的阻碍作用.

图10 不同转速下km的变化Fig.10 Changes of kmon different rotation speed

2.3 涡轮效率特性的影响因素

图11为平均相似转速2 680 r·min-1·k-1/2时，不同脉冲波频率下涡轮的效率特性.由图11可知，在脉冲流动情况下，涡轮效率也有所下降.随着频率的增大，效率下降的幅度有所减小.

图11 不同脉冲波频率下涡轮的效率特性Fig.11 Turbine efficiency characteristic of different pulse frequency

与流量特性类似，定义一个无量纲的参数kη，表征涡轮在脉冲进气条件下循环平均效率与对应的稳态效率之比.kη随速比和脉冲频率的变化如图12所示.

图12 kη随速比和脉冲频率的变化Fig.12 Changes of kη with speed ratio and pulse frequency

图13 不同转速下kη的变化Fig.13 Changes of kη on different rotation speed

由图12可以观察到随着速比的减小，kη变大，涡轮的效率更加接近于稳态，60 Hz时的效率较其他工况下更加接近于稳态.

图13为相似转速为2 100 r·min-1·k-1/2，脉冲波频率为40 Hz下kη的变化，并与相似转速为2 680 r·min-1·k-1/2相同频率的脉冲情况进行了比较，从图中可以看出，在低转速下涡轮效率下降的比较多.

2.4 脉冲进气对涡轮特性影响机理分析

涡轮内有一定的容积，这一容积会产生容积效应，即当有大流量的流体流入涡轮时，这部分流体不能及时排出而在涡轮内产生了堆积，当流入涡轮的流体流量减少时，这部分堆积的流体才逐渐释放，流体的堆积和释放的过程会对流动起到阻碍的作用.在脉冲流动工况下，涡轮内的流动始终都处于堆积和释放的状态，因此在这种工况下，涡轮的流量会下降，表现为低于稳态流量;随着膨胀比的提高和转速的下降，涡轮的流通能力增强，容积效应减弱，因此表现为非稳态循环平均流量和稳态流量之间的差值减小;随着脉冲频率的提高，每个脉冲持续的时间缩短，容积效应增强，因此表现为涡轮的非稳态循环平均流量与稳态流量之间的差值增大.

2.4.1 涡轮流量特性分析

利用容积效应来解释对应于发动机标定工况时涡轮流量特性的变化，可以分为5个区域，如图14所示.

图14 标定工况涡轮流量特性分析Fig.14 Analysis of turbine flow characteristic on the power condition

在脉冲开始时，由上一个循环堆积的流体没有完全排空，且此时涡轮入口的压力非常低，这就阻碍了流体的流入，此时涡轮的流量表现为低于稳态时的流量，对应图中区域1;接着涡轮入口的压力开始迅速地升高，涡轮入口和涡轮内压力比迅速提高，促进了流体的流入，此时涡轮的流通能力表现为大于稳态时的流通能力，对应图中区域2;随着涡轮入口的压力继续提高，此时开始产生了流体的的堆积，堆积的结果使得涡轮内的压力迅速提高，对流体的流入起到了阻碍作用，使得涡轮的流量变小，并小于了稳态时的流量，对应图中区域3;紧接着迎来了第2个压力波峰，由于第1个压力波持续期间已经堆积了很多流体，此时堆积和释放已经基本达到了平衡，所以涡轮的流量表现的比较平稳，并接近于稳态值，对应图中区域4;在脉冲接近结束时，涡轮入口的压力迅速减小，而此时在涡轮内还有部分堆积的流体没有得到释放，使得涡轮的流量下降，并低于稳态值，对应图中区域5.

2.4.2 涡轮效率特性分析

依据容积效应的原理，来分析涡轮效率特性的变化.如图15所示，在脉冲刚刚开始时，由于涡轮内堆积的流体正在迅速释放，涡轮入口测得的流量与此刻通过叶轮的流量并不相等，通过叶轮膨胀做功的气体流量要大于此刻涡轮入口的流量，因此计算出的效率偏大，对应图中区域1;随着涡轮内堆积流体的迅速排空，大量的流体流入涡轮，并开始在涡轮内产生堆积，此刻通过叶轮的流量要小于涡轮入口的流量，因此计算出的效率偏小，对应图中区域2;当流体堆积到一定程度之后开始迅速地释放，此刻通过叶轮的流量又大于从涡轮入口的流量，因此计算出的效率开始迅速升高，表现为区域3;接着堆积和释放基本达到了平衡，效率开始比较接近于稳态的效率，对应图中区域4;随后涡轮入口的压力和流量迅速减小，而此时涡轮内堆积的流体仍然在释放，此刻通过叶轮的流量大于涡轮入口的流量，因此计算出的效率又开始迅速地增大，直到脉冲周期结束，对应图中区域5.

图15 标定工况涡轮效率特性分析Fig.15 Analysis of turbine efficiency characteristic on the power condition

在脉冲进气条件下，涡轮的非稳态循环平均效率与稳态效率之间的差值随着速比的减小而减小，这是因为小速比的工况，涡轮的膨胀比都比较大，膨胀比提高使得涡轮的流通能力增大，涡轮的容积效应对压力波峰的“削弱作用”减弱，因此这一差值减小;这一差值随着脉冲频率的提高而减小，这是因为随着脉冲波频率的提高，每个脉冲周期持续的时间非常短，堆积的流体始终不能非常彻底地排出，涡轮内的压力也较大，涡轮入口与涡轮内的压力差减小，流动的损失减少，另外，大量堆积的流体减少了叶轮工作在小流量流动情况下的持续时间，减小了部分攻角损失;这一差值随着转速的减小而增大，是因为随着转速降低，涡轮流通能力增大，虽然此时容积效应减弱，但是压力波动变得更加明显，使得涡轮工作在小流量和小压力流动情况下的持续时间变长，从而导致效率下降.从以上分析可知，基于容积效应的解释可以比较好地说明涡轮在脉冲进气条件下特性的变化.在脉冲进气条件下所测取的涡轮特性并不是“真实”的特性，这一特性并不能直接反映涡轮流通能力和做功能力的变化，从循环平均的角度分析涡轮特性的方法，可以从宏观上分析涡轮流通能力和做功能力的变化.

3 结论

1)对涡轮工作在对应于发动机标定工况的非稳态特性进行了试验研究，发现涡轮的非稳态特性与稳态特性存在着比较大的偏离，非稳态特性围绕着稳态特性形成了一个“环状”的特性圈.

2)非稳态循环平均流量与稳态流量之间的差值随脉冲频率的增大而增大，随膨胀比的增大而减小，随转速的增大而增大;非稳态循环平均效率与稳态效率之间的差值随频率的增大而减小，随速比的减小而减小，随转速的减小而增大.

3)根据试验结果，基于“容积效应”的原理，分析了涡轮非稳态特性变化的规律，得出在脉冲进气条件下涡轮特性的变化是由于涡轮内的容积效应引起这一结论.

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