1 前言
汽车涡轮增压系统利用直接处在发动机排气管内涡轮机,吸收尾气的部分动能与热能联动压气轮,给予发动机充分燃烧所需空气的系统。压气机效率的提高将扩大与发动机工况点的重合度使得发动机更具动力性,燃油经济性。为了优化压气机叶轮,提高其气动性能需对叶轮内部各气动损失大小与分布进行研究。对此首先需对叶轮内各三维流量场通过三维雷诺平均Navier-Stokes方程,以ANSYS CFX模拟平台进行求解计算。三维模拟结果的正确计算与提取为准确计算气动损失的重要前提。
目前,国内外已经对叶轮内各气动损失做了大量的研究,通过大量的实验和模拟开发出许多近似模型。Aungier对压气机叶轮流道进行分模块分析,并分别对各损失模型进行一维求解计算,通过对百余种不同特征叶轮实验数据对其进行验证。Galvasc通过许多实验构建叶轮内七种不同气动损失并提出一系列优化方案,为压气机叶轮设计提供理论基础。为了精确计算叶轮内部损失,Oh等人列举各损失不同计算模型,通过计算比较找出最优损失计算组合。当然对于一维经验公式存在许多缺点,例如由于测量技术以及测量设备的限制使得通过实验数据开发的近似模型存在较大误差;且模型的适用性和传递性受到较大的限制;经验值范围的选取提高计算误差。为了克服上述问题,本文将通过ANSYS流场模拟软件CFX对叶轮内流道各三维量场进行计算分析,并提出一种新型的流场各损失计算方法,减少经验公式以及经验值的使用率,提高计算精准度及适用度。
2 流场损失模型
在实际情况中,压气机的等熵焓差等于绝热压增所需功值、流体运动引起的不可逆熵增以及壁面热损之和。在封闭系统中,如将整个增压过程分成若干压增等级,并将壁面热损忽略不计,如图1所示,各级不可逆能量损失如h2,1→2,2一h2*,1→2*,2主要由于流体分子之间的表面和体积力所产生的耗散损失以及不同温差引起的热传递所引起。KOCK等人根据三维平均RANS方程计算原理将耗散熵产及热传递熵产分别通过时间平均,分解为平均项和脉冲项。总熵产将随温度及速度梯度的增加而变大。本文基于CFD流场计算所得速度,温度,压力等物理量场,对不同特征叶轮流道内各气动损失重新定义划分并进行三维计算,然后对结果的分析比较,最后进行总结。
2.1 叶轮内各气动损失分类
根据损失的不同产生形式可将各气动损失分了内损和外损。内损产生压增阻力且伴随温度额外上升,熵产通过耗散及热传递产生。外损则主要通过热量传递降低压气机等熵效率,熵产主要通过热传递实现,如轮阻损失。根据损失形成方式及位置可将各损失分为三部分。如图2所示,第一部分为叶轮入口损失,包括入射损失,回流损失及第一部分表面摩擦损失,第二部分为叶轮内部损失,包括二次流损失,间隙损失以及第二部分表面摩擦损失。最后为轮后损失,包括尾迹、扩压器及第三部分摩擦损失。流体经叶片前缘被分离,被分离流体由于粘滞力作用在交界点a垂直于主流方向分量消失汇入主流。交界面b垂直于压力增长梯度线且通过分界点a,由此,由部分主流流体经过冲击和偏移产生入射损失存在于流道第一部分。为此,各气动损失的相互关联,相互作用是定量计算各损失大小的最大困难。与此同时,压气机喘振效应,边界层分离现象,叶轮构造引起的流体分布多样性等均对各损失精确计算造成影响。本章节主要目的为对叶轮内各气动损失重新进行定义并定量计算,各压差之间的损失通过等熵和绝热过程熵差得到;各交界面压力,温度,熵值均通过质量加权平均求得;各气动损失进行合理分离有助于对其进行精确计算。
图1 分段式h-s特征图
图2 流道内各气动损失分布及分类
2.2 各气动损失的定义及计算
(1)间隙损失。
轮缘间隙减少将减低间隙涡对主气流轮盖位置的阻碍偏转作用,同时加大增压效果。反之,加大间隙时,间隙流将冲击主气流,并在轮缘产生较大涡流,有助于二次流的形成,压比随之减低,由此,间隙损失定义为通过间隙流产生压降而引起的熵差以及间隙流对主气流的影响。图3为有、无轮缘间隙在h-s特性图中的表现,表1中分别列举有、无轮缘间隙对增压系统的影响。轮缘间隙通过增加叶高实现,使在有、无间隙情况下,流体入口速度相同。
图3 有、无叶轮间隙的h-s特性图
通过CFD模拟可知,通过消除间隙损失所得压增约为0.06bar,量值相对较小。由此压增引起的压力,速度场变化均发生在轮缘部位且相对较小,本文将其忽略。同时,有叶片增高( 0.025mm)引起的摩擦损失也忽略不计。由此,通过消除间隙而对增压系统影响因素均可忽略,则hDG、hDG、hDG均为0。间隙损失将通过△hs=△hDO-△hD计算求得。
表1 有、无叶轮间隙特性分析
(2)入射损失。
Conrad_维损失模型基于气流进口角与叶片前缘几何角差值,将圆周方向的能量损耗作为入射损失的一种计算方法。缺点在于该方法将角度差作为定值,且经验值的选值范围较大导致较大误差。本文将通过离散流线法,对流经叶片前缘流线进行轴向平均分段,计算每条流道入射损失,叶片前缘几何角的三维分布便得以考虑。叶片攻角不予考虑。在设计转速下且流量大于设计工况时,回流损失为0,图2中第一部分损失由入射损失及摩擦损失组成,经验值则通过逆计算方法求得。在低流量时的入射损失通过经验值求解计算,精度得以保证。主、从叶片前缘的入射损失将分别进行计算,且由入射损失产生对二次流的影响将属于叶片载荷损失范畴。
(3)表面摩擦损失。
Jansenc通过对圆形管道的实验测量建立一维近似表面摩擦损失模型,计算叶轮内部摩擦损失。其缺点在于,雷诺数与速度分布通过平均值替代且流道水力直径近似模型无法较好描述圆管直径。为消除上述缺点,本文将整体叶轮流道沿流道方向进行离散化,利用Jansen模型对各离散段进行表面摩擦损失计算。其优点在于,温度、速度场分布得以考虑,Jansen模型与实际流道重合度增加,水力直径及流道长度被精确计算。
(4)回流损失。
当压比增加,在叶轮尾部部分气流倒回叶轮,并在叶片前缘出现涡流。本文将叶轮前缘涡流损失定义为回流损失,回流在第二部分对二次流影响并入为二次流损失范畴。由此该损失可通过无间隙叶轮在第一部分总损失减去其余损失求得。
(5)叶片载荷损失。
Coppage建立一维叶片载荷模型并通过扩压系数及圆周速度对该损失进行计算。该模型描述由于轮内扩压效应而引起的位于吸气面附近的涡损,流体在轴向面的二次流损失没有进行考虑。该损失存在于第二部分,本文将首先计算无间隙叶轮在第二部分的总焓增、该部分中的表面摩擦损失及分流叶片的入射损失,叶片载荷损失包括第二部分中流动损失并通过总焓增减去其他损失求得。
(6)轮后损失。
轮后损失包括尾迹损失,轮后摩擦损失及扩压器损失,本文将通过第三部分的焓增进行计算。
3 流场各损失计算比较
3.1 流量对各气动损失分布影响分析
图4 (a)为流量对叶轮内各气动损失分布的影响。纵坐标为无量纲损失比重,通过该损失焓差与增压系统总焓差的商值体现。当流量从0.04增加到0.103 kg/s时,入射与间隙损失均相应减少2.7%、1.2%左右;叶片载荷损失所受流量影响较大,在流量0.08 kg/s时达到最低,当流量大于设计工况时,载荷损失稍微增长;表面摩擦损失随着流量提高而增加;在高流量时,回流损失基本消失。
图4 流量对各损失分布以及不同截面处的静压与熵产分布影响
图5 流量对80%弦长截面处损失率分布影响
图4(b、c、d)为流量分别为0.06、0.08和0.103 kg/s,转速为140 kr/min时,流道内静压、熵产在不同截面处的分布图。图5为流道损失率分布图,等高线表示为该截面上各点不可逆焓损与对应增压系统的总焓差的商值。通过分析可得以下结论:
1.在同转速下,当流量增加,流体各入射点均向吸力面移动。总入射损失将分别受到主、从叶片前缘叶根至叶尖构造角与来流角度的差值影响,且当流量为0.108 kg/s时,该总差值达到最低。
2.通过对50%叶高时不同流量下熵产与静压分布图比较,流量在0.04 kg/s时,静压升高明显,且该点接近喘振工况点,压比较大,部分低能流体无法抵抗扩散率而产生二次流,流速及方向在叶轮内分布极不均匀,产生的二次流造成熵产较大;而当流量继续升高时,速度梯度相应增加,根据熵产原理,流动损失由于速度差异而相应提高,因此叶片载荷损失在设计流量时为最低,该结论也可通过图5进行验证,速度梯度较大处均展现较大损失率。
3.如图4 (b)、图5所示,在小流量情况中,压比较大,叶轮流道内各物理量场分布极不均匀,间隙流由于轮盖附近压力不均匀分布而产生较大涡损,当流量加大时,涡损范围受到限制,最后集中于叶片吸力面与轮盖三角区中。
4.由于流量增加而使得轮内流速升高,与之相应的表面摩擦损失也随之增加。
3.2 主叶片前缘顶端几何角对各气动损失分布影响分析
图6(a)为叶片轮毂,轮缘几何角随弦长变化曲线图,分流叶片叶型保持不变,在ANSYSDesignmodeler中主叶片采用四阶Bezier曲线控制,通过改动叶片前缘顶端几何角分别得到两种不同叶型与原始叶型进行在设计工况点时损失分布计算分析,图6 (b)为三种不同叶型各损失分布图。通过分析损失分布可得:叶片前缘几何角分别为630,760时总气动损失均较690偏大;叶片负载损失在前缘100%叶高处几何角为690时最小;间隙损失在几何角为760时最大;入射损失总量包括主、从叶片的入射损失,该值基本保持不变;表面摩擦损失则随着几何角增大而增长缓慢。
图6 主叶片前缘顶端几何角对叶轮内部损失率分布影响
图7 主叶片前缘顶端几何角对叶轮内部不同截面静压与熵产分布影响
图7(a、b、c、d)分别为由不同叶片几何角而获得的80%叶高静压、80%弦长熵产和静压以及主叶片吸力面极限流线分布图。通过比较得到以下结论:
1.几何角的提高导致来流入口与叶片几何角差值变大,冲击位置由叶片前缘中点附近逐渐向压力面扩展,致使在80%叶高处入射损失变大,这将导致两方面影响,其一,来流冲击点向压力面移动,大量由惯性力主导流体将流过叶片前缘,并脱离叶片表面,造成吸力面前缘出现较大低压峰值区,促进流体分离及二次流的壮大。其二,位于压力面上的冲击受叶轮作用可产生较大静压梯度,并将抑制叶片背部低压区范围,通过比较由图7 (a)中各不同叶片静压分布得出,760叶轮流道内压力梯度较大,而630主叶片尾部低压区范围明显大于其他两种叶片并且随着叶片压、吸面间压差变大,间隙流损失也被动提高。
2.结合上诉结论可对主叶片吸力面极限流线进行分析,如图7 (c),由于离心力作用,叶片吸力面表面流体由叶根向叶缘迁移,630叶片几何角压力面低压范围比690更大,76%叶片几何角低压区峰值也较6g%几何角更大,因此,6g%叶片迁移流在低压区的分离程度相对较小;叶片间隙损失由于叶片吸力面低压范围的减小而降低,由此,630叶片间隙流较为明显,760间隙损失相对最小。
3.对于间隙流损失也可通过图7 (b)的熵产分布进行验证,迁徙流经过分离向叶片顶端流动,受到间隙流作用而在接近主叶片吸力面处产生二次流,与此同时,间隙流在分叶片压力面处受到轮缘间隙阻塞以及静压梯度影响而产生顺时针涡,该熵产由前文所述随着温度,速度的梯度增加而增加,因此在63%叶片时,间隙损失最大。由此总结:叶片前缘顶端几何角的改变影响叶片倾角;入射角度与叶片前缘几何角的差值将直接影响吸、压力面静压分布,间接影响间隙损失;叶轮内叶片载荷损失将受到吸力面附近由迁移流与间隙流影响形成的二次流损失;当入流冲击点向压力面移动,入射损失变高,叶片压力面静压梯度升高,导致与该压力面对应的吸力面载荷变高而使得压、吸叶片压力差变小,从而抑制间隙流的产生。
3.3 主叶片后缘顶端几何角对各气动损失分布影响分析
同理,为了分析主叶片后缘顶端几何角对叶轮内部损失分布的影响,将通过图8 (a)所示的三种不同轮缘曲线进行模拟,图8 (b)为各气动损失分布受主叶片后缘几何角影响图。通过比较可知,叶片载荷损失变化较大,且几何角为47度时为最小,间隙损失在42度时降为最低,其他损失均变化较小。
图8 主叶片后缘顶端几何角对叶轮内部损失率分布影响
图9 主叶片后缘顶端几何角对叶轮内部不同截面静压与熵产分布影响
如图9所示,对不同后缘几何角下的50%叶高静压、分流叶片吸力面的极限流线以及95%弦长截面的静压和熵产分布比较可得:1.主叶片后缘与轮毂构成的倾斜角变小,压力面附近流体额外受指向轮心分量作用,而不易滑入叶轮间隙,由此静压梯度明显,然后倾斜角变小而使得主叶片扩散率加大,阻碍压升,如图9 (a)所示,后缘几何角为420时,主叶片一从叶片静压较小,而从叶片一主叶片静压反而相对较高,并且,从叶片吸力面低压区范围在相对较高的静压梯度作用下得到控制,该结论与前文一致。2.图9 (b)所示95%弦长截面静压分布,如结论1所述,当主叶片后缘几何角从420增加时,主一从叶片与从一主叶片区域内间隙流的损失大小呈现相反趋势,这与其间产生的低压区范围变化趋势相同,并且从一主叶片区域间隙损失变化较为显著。3.压气机设计点工况远离喘振,阻塞边界线,压气机工作状态稳定,叶片载荷损失主要通过叶片吸力面低压区产生的分离损失以及由于流体运动引起的压力,速度和温度梯度而导致的摩擦和热传递损失引起。当后缘几何角过大时,主叶片顶端向后弯曲,有效做功面积较小,与之对应分流叶片低压区较大,产生二次流损失较大;当后缘几何角过小,温度、速度梯度较为明显,叶轮内部流动损失较大,因此二次流损失在几何角为47度时达到最小。
4 结论
通过主叶片前、后缘顶端几何角和流量对叶轮内各气动损失大小与分布影响的分析可得以下结论:
1.基于Ansys流场计算结果,对各增压段进行焓差计算,有效获得改段气动损失,并通过分流道、离散化等方法对叶轮内各气动损失成功的进行定量计算。对于轮后的扩压器损失以及尾迹损失的计算将在下篇论文中继续进行研究。
2.就气动损失而言,前缘顶端几何角对叶轮内部损失影响比后缘更大。其中,叶片载荷损失所受影响最大。前、后缘几何角的改变将改变整体叶轮内部静压分布,对间隙流、而二次流影响较大。在靠近轮缘时,最佳与实际入射角的差值的变小将减小吸力面低压峰值,但增加低压区的范围,同时由于压、吸力面压差的加大而使得间隙流与二次流损失增加,因此,间隙流可通过入射角的改变而得到抑制。叶片载荷损失主要受到在叶轮中存在速度与温度梯度影响。
3.流量对叶轮效率影响较大。在低流速情况下,流体极不稳定,伴随着较大分子摩擦损失。除了表面摩擦损失较低之外,其余各损失值相对较大。在高流速时,流动相对稳定,流动损失也相对于低流速更小,但摩擦损失由于速度的提高而变大。
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