涡轮增压器混流蜗壳设计

曹 刚，杨 迪，李庆斌，闫海东，关 翀，刘 振

（湖南天雁机械有限责任公司，湖南 衡阳 421005）

近年来，随着能源问题的突出和排放法规的日趋严格，增压器已经成为发动机必须配备的零部件；蜗壳作为增压器的重要组成部分对增压器的性能起到了至关重要的作用［1－2］，研究高性能的蜗壳对增压器乃至发动机的发展都具有重大意义。

混流式涡轮由于其特有的优势已经在车用增压器上得到了较广泛的应用［3］；而对于混流式蜗壳，在国内还没有进行过专门的研究。在国外，M.Abidat［4］等人使用简易设计模型通过CFX软件对混流蜗壳进行了研究，证明了其总压损失系数和出口流动角要优于径流式蜗壳。根据文献［5－6］，因为在蜗壳的喉口处有几何学上的截面交叉，这种特殊的结构对蜗壳的性能会产生重要影响，这种结构导致在喉口处产生压力梯度变化，使涡轮进口周向的速度、压力、流动角会发生很大的变异，研究表明［7］，不同形式的蜗壳对涡轮的总对总效率的影响在1.5%以上。Abidat和Hachemi通过近代数值仿真研究发现转子的进口流动角对涡轮的转速和膨胀比有绝对的影响［8］。由于混流式蜗壳具有一定的出口倾斜角度，会改善转子的进口流动角，同时进口速度具有轴向分量，因此可以在保持径向直叶片的同时得到正的叶轮进口角，使涡轮峰值效率点的u／co低于传统径流蜗壳的设计点值，这一点适应了现代车用涡轮增压技术高压比、小型化的发展方向，并且可以更有效地利用发动机排气能量［3］。

本研究设计了4种混流式蜗壳流道，由于使用商用CFD软件进行的数值分析与试验结果吻合得较好［9］，所以使用Numeca对所设计的蜗壳进行全工况分析，并经过试验验证，从而找出效果最佳的混流蜗壳设计方案。

1 混流蜗壳流道形式的确定

以某一定型产品为原型，设计新的混流蜗壳供原机使用。

1.1 流道方案设计

设计了4个流道方案（见图1），对各方案进行了模拟计算和比较。

方案1将原蜗壳流道进行旋转，旋转角为19°（即转子的入口倾斜角）。但蜗壳流道出口处不作改变，仍保持为水平方向。

方案2以同样的方式将蜗壳流道界面进行旋转，然后再将蜗壳的出口处进行倾斜，倾斜角为19°。

方案3保证流道截面的A／R值不变，再将流道设计成梨形，相对水平方向倾斜一定角度。蜗壳的出口处同样倾斜19°。

方案4依然采用梨形截面，但将流道截面的倾斜角度加大。

图1示出各方案在蜗壳流道30°时各方案的截面，因为各截面的形状类似30°可以代表所有截面的形状，其中虚线为原径流式蜗壳流道。

1.2 模拟分析计算

使用Numeca软件，采用数值模拟方法分别对4个新方案和原机进行分析；其中湍流模型选用S－A方程模型，使用N－S方程进行求解；流体性质定义为排气废气。保证各方案的网格总数相差在1%以内，网格分布一致，边界层采用相同的加密形式；蜗壳设为静止域，涡轮转子设为旋转域，转静子面采用周向守恒型连接方式。网格模型见图2和图3。

1.3 模拟分析结果

由于方案较多，同时混流涡轮箱对增压器中高速性能的影响较大，因此只计算了转子在127 000r／min（增压器常用转速）时各方案的涡轮特性，结果见图4。

从图中可以看出方案1和方案3的效率较低。其中方案1只是将流道截面进行了旋转，其A／R值与原流道基本一致，而且其蜗壳出口也为水平，所以性能无本质提高；方案3的蜗壳出口角与涡轮的入口角有5°的差异，会使气流在进入涡轮时有一定的阻力，不利于得到更好的性能。

在方案2和方案4中，蜗壳的出口倾斜角与混流涡轮的入口角一致，在气流进入涡轮的过程中能量损失小，所以性能得到了提升。从分析结果中可以看到，使用方案4（梨形通道）的蜗壳后涡轮机的效率最高，较原机高1.5%左右，所以采用方案4作为最终设计方案。

2 设计方案与原机全工况分析

对设计方案进行全工况模拟分析计算，并与原径流式蜗壳进行比较。图5示出混流式蜗壳与径流式蜗壳的流量对比。由图可知，随着膨胀比的增加，涡轮的流量随之增大。两种蜗壳的流量变化趋势一致，但在同转速、同膨胀比下，在整个工况中采用混流蜗壳的涡轮机流量稍大于采用径流式蜗壳的涡轮机流量，但高出的值有限，只有2%左右，对涡轮机的性能影响不大，但趋势是采用混流蜗壳后涡轮机的流通能力提高了。

图6示出两种结构的总对静效率对比。由图可知，两者的效率变化情况是一致的。在低速区域，采用两种不同结构的蜗壳后总对静效率几乎保持一致，相对差值在1%以内，说明在低速区域蜗壳的结构形式对涡轮机的效率影响不大。在高速区域，使用混流式蜗壳后，涡轮机的性能得到了明显的提高，且随着速度的增加，效率的增幅更加明显，在127 000r／min和137 000r／min下总对静效率的差值在1.5%以上。从效率的对比中可以看出，混流式蜗壳的性能更好一些。

3 流场分析

由于在低速时两种蜗壳的性能相差不太，在中高速时性能表现出差异，选定127 000r／min为分析转速，在模拟中此转速下膨胀比为2时其效率达到了最高值，所以取127 000r／min，膨胀比2为流场分析点。

图7、图8分别示出整个计算域内的两者静压的分布。由图可知，沿着气流方向，压力逐渐降低，使废弃的势能转变为动能。在两种蜗壳结构中压力的下降趋势是一致的，但气体在混流蜗壳内的静压下降较径流式更快，气体进入涡轮后能带来更大的动能；同时，在蜗壳喉口位置两者都有一个压力突变，但径流蜗壳的突变更加明显，说明在喉口处的损失较大。所以从压力上可以看出混流式涡轮性能更好。

图9和图10示出蜗壳内静温的变化趋势。在蜗壳内温度沿着气流方向逐渐降低，表明气体焓在下降，使得气体的动能增加，在蜗壳喉口的位置有明显的温度变化，是因为气体在喉口处发生滞止现象，气体的动能瞬间转变为焓升，导致喉口温度升高。总体上两种形式的蜗壳温度变化是比较一致的，但在径流式蜗壳中喉口位置的温度突变较混流式稍大，所以在喉口位置其能量损失更多，蜗壳效率下降更多。这与理论研究和数值分析结果是一致的。

图11、图12分别示出两种形式蜗壳流道中间位置的马赫数分布。马赫数的变化直接反映了流体内部的速度变化。由图可知，两种形式蜗壳的速度变化趋势一致，在靠近喷嘴出口处速度急剧升高，在喉口处有速度不均匀的现象。但混流蜗壳喷嘴处的速度高于径流式蜗壳的出口速度，同时在喉口部位的速度不均匀程度更小。说明混流蜗壳在喉口处的能量损失更小，同时在出口处有更高的动能，这有利于涡轮做功。

图13、图14分别示出两种形式蜗壳流道在喉口处的速度流线对比。从图中可以看到，在喉口处存在两个径向滚流，而在蜗壳内的气体主要流动形式是周向的，使得在喉口处流动很复杂，存在较大的流动损失。但是混流蜗壳的径向滚流明显小于径流式蜗壳，说明其内部的扰动较少，气动损失更小，这就是其效率高、焓降大的原因。

图15、图16分别示出两者的熵增云图。从图中可以看到，在喉口处和叶片位置两者均有明显的熵增，但径流蜗壳在这两个位置的熵值更高，说明存在较高的流动损失。

图17、图18分别示出使用两种蜗壳后涡轮内部熵增对比。从图中可以看出，使用径流蜗壳后，在涡轮轮毂处熵值较小，在轮缘处熵值较大，而使用混流蜗壳后在涡轮内部的熵值较为均匀；同时在涡轮进口处径流蜗壳的熵值比混流蜗壳的大，说明其有更高的流动损失。通过计算得出径流蜗壳涡轮内部平均熵值为1 142J／（kg·K），混流涡壳涡轮内部平均熵值为1 131J／（kg·K），说明采用混流蜗壳后，涡轮内部的损失更少了。

4 试验结果及验证

使用快速成型方法加工新设计的混流式涡轮箱，并使用涡轮特性台架对其进行涡轮特性试验，同时与原机的试验结果进行比较，验证模拟分析的结果。试验前对涡轮特性试验台架各传感器进行严格校正，保证试验结果的可靠性。

图19示出使用两种不同结构的蜗壳后涡轮机的流量特性对比。由图可知，中高速时，试验与分析结果一致，采用混流式蜗壳的流量明显高于使用径流式蜗壳，在137 000r／min时流量较径流式高近5%；但在97 000r／min时，在大膨胀比时流量与分析结果较为一致，但在小膨胀比时试验结果与分析结果存在差异，这可能是由于在试验过程中转速不稳或误差导致的。

图20示出使用两种不同结构的蜗壳后涡轮机的效率特性对比。由图可知，在低速区域，采用两种不同结构的蜗壳后涡轮机的总对静效率相差不大；在高速区域，使用混流式蜗壳后，涡轮机的性能得到了明显的提高，且随着速度的不断增加，效率的增值更加明显，在127 000r／min和137 000r／min下总对静效率相差在2%左右，最大相差3%。从效率的对比中可以看出，混流式蜗壳的性能更好一些，与计算模拟分析结果的变化趋势一致，说明效率计算结果具有一定的可信性。

5 结束语

在增压器低速工作区域，使用混流式蜗壳和使用径流式蜗壳的涡轮机在性能上差距不大；在增压器高速工作区域，使用混流蜗壳后增压器的流通能力与效率都得到了提升，说明混流蜗壳在增压器高速区域相对于径流蜗壳有更好的性能。但在实际应用中，蜗壳流道的倾斜导致蜗壳与轴承体之间的空隙变少，在装配上存在一定问题；同时使用混流蜗壳后，在蜗壳装配部分的壁厚会减小，其长期工作的可靠性还需进一步验证。但不能否定混流蜗壳其特有的性能优势，希望可以为车用增压器的下一步发展提供依据。

［1］ 朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器［M］.北京：机械工业出版社，1992.

［2］ 陆家祥.车用发动机增压［M］.北京：机械工业出版社，1999.

［3］ 施 新，马朝臣.车用涡轮增压器混流涡轮的设计［J］.工程热物理学报，2002（4）：44－46.

［4］ Abidat M，Hamidou M K.Design And Flow Analysis Of Radial And Mixed Flow Turbine Volutes［C］.TU Delft：ECCOMAS CFD，2006.

［5］ Lymberopoulos，Baines N C，Watson N.Flow in single and twin－entry radial turbine volutes［C］.ASME Paper 88－GT－59，1988.

［6］ Barnard M C S，Benson R S.Radial Gas Turbines［M］.London：Protessional Engineeing Pulishing，1968.

［7］ Gu F，Engeda A，Benisek E.A Comparative Study Of Incompressible And Compressible Design Approaches Of Radial Inflow Turbine Volutes［C］／／Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers.［S.l.］：［s.n.］，2001.

［8］ Abidat M，Hachemi M.Off Design performance analyses of a turbocharger mixed flow turbine［C］／／6th European Turbomachinery Conference.Lille：［s.n.］，2005.

［9］ 李庆斌，胡辽平，杨 迪，等.JP60涡轮增压器压气机性能模拟与试验［J］.内燃机与动力装置，2011（5）：36－39.

［10］ 任洪娟，马其华，田永祥.涡轮增压器蜗壳内三维流场模拟分析［J］.拖拉机与农用运输车，2009（3）：87－89.

［11］ 肖 昕，李云清.车用涡轮增压器蜗壳内三维流场模拟分析［J］.汽车技术，2011（9）：1－3.