基于蜗壳进气结构优化的径流涡轮叶片激振力弱化研究

于效顺,李延昭,张晓林,张金明,信效芬

(1.潍坊科技学院智能制造学院,山东 寿光 262700;2.机械工业内燃机增压系统重点实验室,山东 寿光 262719)

近年来,内燃机功率密度得到了显著提高。涡轮增压器作为内燃机的关键部件,利用了内燃机的废气能量,使内燃机进气量增加,有效地提高了内燃机效率,在提高内燃机功率密度和改善排放方面发挥着重要作用[1-2]。涡轮头作为增压器的重要部件,直接暴露在高温高速的内燃机废气中,工作环境非常恶劣,因而成为增压器故障率最高的部件之一[3]。增压器涡轮头的故障模式主要有涡轮叶片的高温蠕变、涡轮背盘和叶根的低周疲劳破坏以及叶片的高周疲劳破坏等[4]。随着增压器转速的提高以及发动机变工况应用的需求,叶片振动引起的高周疲劳已成为影响涡轮寿命最重要的因素[5]。因此,对涡轮叶片振动的研究和数值预测变得越来越重要。

关于涡轮叶片振动和高周疲劳的研究国内外已有较多成果发表。Kreuz-Ihli T等[6]对径流涡轮在非定常流场下的振动特性进行了试验和数值研究,结果表明涡轮叶片受到的激励主要来自蜗壳内的蜗舌部位。马大义等[7]研究了某小型发动机二级静叶在非定常气流激励下的流场分布形式和叶片振动特征,结果表明叶片的最大应力点位于叶根,最大变形位于前缘。Senn等[8]通过三维仿真计算研究了脉冲混流增压器涡轮叶片的振动激励问题,结果表明脉冲可以增加涡轮叶片的气流激励力,从而加剧涡轮叶片的高周疲劳问题。Heuer等[9]提出了一种更加快速和经济的分析方法,该方法把CFD模拟的数值结果与应变片测量数据相结合,并指出减小蜗舌半径会导致更高的叶片振动激励。Stephan等[10]研究了双流道蜗壳的蜗舌高度和蜗舌夹角这两个关键设计参数对叶片激振的影响,结果表明减小蜗舌高度将会显著增加叶片激振,增大蜗舌夹角可以有效降低叶片激振。

但是,调整蜗舌关键参数会直接改变涡轮机的通流能力和性能。为了在不影响涡轮机通流能力和性能的前提下降低涡轮叶片的激振力,本研究提出了一种基于蜗壳进气结构优化的涡轮叶片激振力弱化方案。蜗壳的非轴对称几何结构导致蜗壳流场周向压力分布不均匀,而且因为蜗舌的封闭作用,在蜗舌后方形成了高静压区域,叶片经过此处会受到较大的气动激励,从而引发较大的激振力幅值。通过对蜗壳进气结构进行优化,可以降低高静压区的压力峰值,最终减小涡轮叶片受到的激振力幅值。

1 研究对象

某国6车用发动机在机械开发试验过程中连续出现涡轮叶片断裂问题,该发动机主要参数见表1。试验进行到2 700 r/min满负荷运行时,涡轮叶片发生断裂,此时对应增压器转速约为180 000 r/min,发动机功率突然下降,停机拆开管道发现增压器蜗壳划壳,涡轮叶片严重卷曲,涡轮从距离轮毂1/3处掉落1个叶片,故障涡轮实物见图1。涡轮断口分析照片见图2,从图中可以看出,导致涡轮叶片断裂的问题点位于图中箭头所示处,该处可见疲劳贝纹线及高温变色痕迹。对涡轮叶片进行金相和材料分析,叶片材料性能均符合要求。

图1 故障涡轮实物

图2 叶片断口

表1 发动机主要参数

通过对涡轮故障模式进行分析,发现该涡轮叶片断裂符合叶片振动导致的高周疲劳失效模式。为进一步研究叶片断裂原因,并找到合适的解决方案,以该发动机涡轮增压器的涡轮机为研究对象,通过数值仿真方法对该涡轮叶片激励来源以及蜗壳进气结构对涡轮叶片激振力的影响开展研究。

研究对象包含蜗壳进口段、蜗壳流道和全周涡轮流道三部分。该增压器设计转速180 000 r/min,设计流量0.13 kg/s。该涡轮机的基本参数见表2,基本结构示意见图3,涡轮机周向位置及叶片编号见图4。

图3 涡轮机结构示意

图4 涡轮机周向位置及叶片编号

表2 涡轮机结构参数

2 数值建模

2.1 CFD模型

本研究采用ANSYS-CFX建立涡轮机非定常流场模型,选择SST-kω两方程模型作为湍流模型,采用High-Resolution高阶差分法进行空间离散,最终基于三维黏性雷诺平均N-S方程进行求解[11]。为了保证蜗壳上游的流场不均匀性可以向下游传递,转静子交界面采用Frozen-Rotor转子冻结法。

由于模型结构复杂,采用非结构化网格进行空间离散,并在流体域壁面附近采用三棱柱网格设置8层边界层网格,其中第一层网格高度设置为0.01 mm,确保固体壁面附近的Y+值在1附近。模型的网格数目达到950万,网格模型见图5。

图5 网格模型

2.2 涡轮动力学分析

在模态分析中,使用循环对称来创建涡轮扇区模型(见图6)。其中一个扇区的有限元模型由20 000个网格单元组成,网格类型采用10节点四面体网格类型。涡轮材料为K418,涡轮轮毂固支。叶片一阶模态振型见图7,可以看出后缘叶顶振动最大,而靠近轮毂的前缘振动较小。

图6 有限元网格模型

图7 叶片一阶模态振型

对于涡轮叶片气流激励振动问题的研究,首先需要明确涡轮叶片结构的共振条件。对于单个叶片结构,当非定常作用力的频率等于叶片某阶模态的固有频率时,叶片结构发生共振[12],即

fi=kfe。

(1)

式中：fi为叶片某阶固有频率;fe为激振力频率。在同样激振力条件下,发生共振时叶片的振幅和振动应力随k值的增大而降低。

但是,涡轮结构作为典型的循环周期对称结构,结构共振被激起不仅需要满足激振力频率等于结构某阶模态固有频率,且要求该激励在周向空间分布上与涡轮结构的模态振型满足一定的联系[13]。涡轮结构振型的空间分布形式可以用节径数来表征,当激励阶次在周向空间上满足与耦合系统节径型振动的节径数相对应的关系时才能激起涡轮结构的共振[14]。根据Wilson等[15]的研究,涡轮结构耦合共振的条件为

±ND=N·S-k·M。

(2)

式中：k=(1,2,3…)且ND≤M/2;ND为节径数;N为导叶的数目,在无导叶的情况下N等于1;S为激励的阶次;M为涡轮叶片数。在ND≤M/2条件下,最大的节径数取决于涡轮的叶片数,本研究涡轮最大节径数为4。

涡轮一阶模态族振型如图8所示,图中显示了涡轮相应节径的变形和固有频率。涡轮模态均为叶片1节线振型,仅有节径数不同,据此可以将它们划分为涡轮一阶模态族。

图8 涡轮一阶模态族振型云图

根据模态计算结果绘制出的坎贝尔图见图9。图中激励的阶次用S来描述,阶次S为激励的频率与涡轮转速频率之比。涡轮的工作转速区间为110 000～180 000 r/min,在考虑了激励的阶次与模态节径数的匹配后,一阶模态族共振点如图9中圆点所示。本研究为了对最危险工况进行考虑,选择的共振点为5阶气动激励诱发的一阶4节径模态共振,此时涡轮工作转速为177 400 r/min,后续激振力计算按照该转速进行。

图9 坎贝尔图

2.3 边界条件

合理设定边界条件是数值模拟计算中最基础的环节,模拟的稳定性和准确性与边界条件有直接的关系。为更好地与后续试验边界对应,数值模型中涡轮机进口给定总温和总压边界条件,涡轮机出口给定平均静压边界条件,壁面均假定为绝热无滑移壁面。数值模拟计算需要的边界条件及参数见表3。

表3 边界条件及参数

2.4 模型验证

为了验证模型的准确性,进行了原机涡轮的气动性能台架试验,分别测试了140 000 r/min,160 000 r/min和180 000 r/min转速工况下的涡轮机整机性能。涡轮增压器测试系统及原理分别见图10和图11。

图10 涡轮增压器测试装置

图11 涡轮增压器台架测试系统原理

数值仿真计算结果与台架试验获得的涡轮整机性能进行对比,结果见图12。由对比可知,仿真计算出的涡轮机通流流量与试验基本一致。计算的效率比试验值略低,其误差范围为1%～4%,但效率值总体预测趋势与试验一致,且高速工况下的效率误差更小。通过性能对比可知,流场仿真结果基本可信。

图12 数值模型的试验验证

3 原型涡轮机流场分析

图13示出叶片通过蜗舌时刻涡轮机横截面静压云图。分析图13可以看出,受非轴对称蜗壳几何和蜗舌封闭作用的影响,蜗壳周向压力分布不均匀,在蜗舌附近存在一个高静压区域。该高静压区域的形成是由于驱动涡轮旋转一周后的气流在蜗舌后方位置与进气气流产生掺混和撞击,导致该处的气流速度降低,蜗舌附近的高静压区是涡轮叶片压力干扰和激励的主要来源。

图13 叶片通过蜗舌时刻涡轮机横截面静压云图

为探究蜗舌附近的高静压区域对涡轮叶片压力干扰和激励的作用机理,针对1号叶片吸力面和压力面不同叶高处的前缘、约50%弦长位置和尾缘处共设置18个监测点,观察压力随时间的变化情况,叶片转动起始位置见图4,测点位置见图14。图15示出叶片表面不同叶高处压力面静压和吸力面静压随涡轮转动角的变化。图16示出对应位置的压力面与吸力面静压差随涡轮转动角的变化。

图14 测点位置示意

图15 不同叶高测点静压随涡轮转动角的变化

图16 不同叶高测点静压差随涡轮转动角的变化

从图15中可以看出,吸力面的静压波动比压力面大。叶片吸力面压力在经过蜗舌后出现峰值,且出现时间与叶片经过蜗舌的时间表现出了良好的一致性,由此判断叶片表面压力波动主要由蜗舌引起。吸力面对于蜗舌干扰的响应十分迅速,而压力面表面的静压响应与吸力面相比要延后一段时间,变化速度也更慢。这是因为叶片吸力面比压力面先进入高静压区域,此时压力面还未受到高静压区的影响。吸力面压力迅速升高会导致叶片载荷突然减小,产生剧烈振荡,甚至导致叶片载荷方向发生变化。

图16所示的压差曲线反映了测点处作用在叶片上的瞬时压力变化。在叶片表面静压开始波动时,其压力面与吸力面对应点处的静压差总是先减小后增大,这会导致叶片原本承受的由压力面指向吸力面的动态气体作用力突然消失,甚至反向,随后再迅速增大。这种载荷的周期性变化使叶片发生振动。

对比图15和图16可以看出,前缘处的压差在叶片转动到10°时出现谷值,50%弦长处的压差在叶片转动到40°时才出现谷值,而尾缘处没有明显的谷值出现。这是由于叶片前缘与尾缘之间的流向距离较大且涡轮叶片后弯导致的,蜗舌带来的流体速度变化以及压力波动需要经过一定时间才能传播到叶片尾缘。以叶片经过蜗舌的时间为起点,气体作用力的突变会先出现在叶片前缘,后出现在大弦长位置。而且压差在流向方向上逐渐减小,随着流向距离的增大,上游气流经过叶片通道的演化以及与主流的掺混,蜗舌附近高静压区域对涡轮叶片的压力干扰和激励作用逐渐减弱,反映在图中就是前缘静压波动比尾缘大。从图中还可以看出,小叶高位置波动比大叶高位置大,这与蜗舌附近高静压区域的流道截面静压分布有关(见图17)。涡轮叶片最大静压波动出现在叶片吸力面前缘叶跟处,为182.4 kPa。

图17 蜗壳10°截面静压云图

综上分析,涡轮叶片经过蜗舌时气体作用力突然变化甚至反向,这会使叶片振动的同时承受一个交变应力的作用,而且气体作用力并不是同时作用在整个叶片上,而是会首先出现在前缘,然后向尾缘方向移动(见图18)。激励作用位置与周边的压力差较大,而且动态变化,所以涡轮叶片非常容易出现高周疲劳失效问题。

图18 不同时刻叶片吸力面静压分布

为了验证上述推论,对叶片吸力面不同位置处静压随时间的波动信号进行快速傅里叶变换(FFT), 因为叶片表面的静压波动直接关系到作用在其上的激振力的幅值和频率,只对静压进行时域上的分析是无法观察这些特点的,叶片吸力面不同测点处静压幅值频谱见图19。从图中可以看出,前缘处激励幅值明显大于其他位置,尾缘处激励幅值较小且随阶次的变化较小,前缘和50%弦长处激励的幅值随着激励阶次的变化先增加再减小,在5阶气动激励位置出现了激励幅值的最大峰值,5阶气动激励恰好会诱发涡轮一阶4节径模态共振,该处激励幅值较高意味着涡轮叶片更容易破坏。

图19 叶片吸力面不同测点处静压幅值频谱图

4 激振力弱化研究

4.1 激振力弱化方案

蜗舌附近高静压区域导致的气流高频扰动转化为涡轮转子通道内压力的波动,这种压力干扰使得叶片表面产生较强的气流激振力,对于叶片的疲劳寿命和可靠性产生不利影响。为了对激振力进行弱化,本研究从扰动产生的来源出发,设计一种基于蜗壳进气结构优化的激振力弱化方案,通过进气结构优化提高蜗舌后方区域的气流速度,从而降低高静压区的压力峰值,在不改变蜗壳关键结构参数的前提下减小涡轮叶片受到的激振力幅值。

蜗壳进气结构优化方案见图20,采用收敛型的几何形态,约束蜗壳进口到涡轮入口封闭段的结构参数,将发动机排气可用势能的一部分转化为动能,气流获得更高的入口速度。其中方案1为进口段延长模型,延长进口段更好地约束气流入射角度;方案2为进口面积增大模型,增大进口面积增加了进口段收敛速度;方案3和方案4为进口段末端收口模型,方案3蜗壳进口不变,前端快速收敛,后端稳定气流入射角度,方案4相对方案3来说,前端快速收敛段进行气流圆滑约束。

图20 蜗壳进气结构优化方案示意

4.2 激振力弱化方案结果

优化蜗壳进气结构以减弱气流激振力的前提是不对涡轮的气动性能产生太大的影响,以保证与发动机的匹配。通过比较不同方案与原型的流量和效率变化,来考察进气结构优化方案对涡轮性能产生的影响,结果见表4。从表中数据可以看出,不同方案的进气结构优化对涡轮的总体性能产生的影响都比较小,变化范围都在2%以内。说明基于上述方案可以在不影响涡轮气动性能的前提下,实现对激振力的弱化探究。

表4 不同方案流量、效率与原型的归一化比较

图21示出了不同方案下蜗壳进口段出口截面的速度分布云图,从图中对比可以看出,四种改进方案的蜗壳进口段出口速度均高于原型蜗壳,方案4提高得更加明显,一定程度上抑制了蜗舌封闭作用导致的局部静压增大,降低了高静压区的压力峰值。初步对比可知,方案4效果更为理想,而对于叶片激励水平的影响还要通过进一步的激振力分析进行验证和确认。

根据图8可知,叶轮一阶模态族振型的最大位移在叶片尾缘叶尖,当激励位于振型分量较大的位置时会对模态起到很好的激发作用,所以前缘处较大的激励幅值可能不会诱发较大的叶片振动,因为该区域的模态振型具有非常低的振动幅值。为了详细地分析不同结构方案对叶片激振力水平的影响,选取叶片吸力面靠近尾缘叶尖区域的3个监测点压力进行时域和频域分析,结果如图22和图23所示。

图22 不同方案监测点静压波动与原型的比较

图23 不同方案监测点静压幅值与原型的比较

从图22中监测点压力随时间的波动图可以看出,在叶片旋转一个周期之内,蜗壳进口段末端收口方案使叶片静压峰值降低且静压波动幅值减小。从图23中监测点静压幅值图可以看出,改型后的静压幅值相比于原型都有不同程度的降低,其中方案4的静压幅值减小程度最大,方案4在前缘监测点处幅值降低18.8%,在50%弦长监测点处幅值降低13.1%,在尾缘监测点处幅值降低14.6%,可见方案4能有效降低叶片表面的激振力水平。正如图21的分析结果所示,方案4提高了蜗舌后方的气流速度,有效降低了激振力幅值,说明方案4在本研究中效果明显。

5 结论

a) 涡轮叶片入口处的压力波动是涡轮叶片振动的激励源;对于无导叶蜗壳来说,涡轮转动时压力波动最大的位置是蜗壳的蜗舌部位,涡轮叶片载荷在叶片经过蜗舌时发生剧烈振荡,导致涡轮叶片高周疲劳失效;

b) 通过蜗壳结构优化可以降低蜗舌部位的压力波动,进而降低涡轮叶片的激振力;与以往关注蜗壳流道结构优化不同,本研究通过对蜗壳进气段的结构优化实现了涡轮叶片激振力弱化,保证了增压器结构优化后仍能与发动机保持良好的匹配;

c) 4种进气结构优化方案都能在几乎不影响涡轮机性能的前提下降低涡轮叶片的激振力,其中方案4叶片激振幅值减小了18.8%,为最优方案。