两区模型离心压气机性能预测方法研究.doc

两区模型离心压气机性能预测方法研究第3O卷第3期2009年6月内燃机工程ChineseInternalCombustionEngineEngineeringVo1.30NO.3Jun.2009文章编号:1)(o一0925(2009)03-007505两区模型离心压气机性能预测方法研究李书奇,张俊跃(中国北方发动机研究所柴油机增压技术国家级重点实验室,大同037036)TwoZoneModelingMethodforPerformancePredictionofCentrifugalCompressorLIShuqi,ZHANGJunyue(NationalKeyLaboratoryofDieselEngineTurbochargingTechnology,ChinaNorthEngineResearchInstitute,Datong037036,China)300056Abstract:Toobtainaneffectivepredictionmethodforperformanceofcentrifugalcompressor,basedonthetestdataofturbocharger,theperformancepredictionandsimulationmethodwereresearchedbytheoryoftWOzonemodeling.Theresultsshowthatthedetailsofdiffusionandlossprocessesareactuallyconsidered,andthebasicviscousflowprocessesundertheinfluenceofadversepressuregradientsaretakenintoaccount.Thesimulationmethodisrathersimplyandpractical,andeasiertoapplyinengineeringdesign.Thismethodcaneffectivelypredicttheperformanceofcentrifugalcompressorinturbocharger,includingitssurgelineandchokeline,andcaneffectivelyexhibititsoverallperformancecharacteristics.Thecomparisonbetweenpredictedvalueandexperimentaldataindicatesthatthedifferenceofthepressureratioislessthan3,thedifferenceofadiabaticefficiencyislessthan5%,andthemassflowdifferencebetweensurgelineandchokelineis1essthan0.06attransonicoperationconditions.0概述摘要:为获得有效的压气机性能预测方法,基于车用涡轮增压器压气机性能试验数据,重点研究了两区模型离心压气机性能预测及标定方法.研究结果表明:该预测方法仔细考虑了压气机内部扩散和损失过程,综合考虑逆压梯度黏性流动过程影响,标定方法简单实用,能方便地应用于工程设计;该性能预测方法也能有效预测涡轮增压器离心压气机流量特性及喘振,堵塞边界特性,能够反映出压气机的全工况性能;与试验结果相比,预测压比与试验压比差值小于3,预测绝热效率差值小于5,在高转速跨音速工况下预测喘振堵塞流量差值小于0.06.关键词:内燃机;两区模型;压气机;性能预测;增压器Keywords:ICengine;twozonemodel;compressor;performanceprediction;turbocharger中图分类号:TK421.8文献标识码:A利用离心压气机性能预测方法不仅可以在初步设计阶段模拟压气机在设计工况和非设计工况下的性能变化,获得喘振,堵塞等工作特性,还可以进行关键参数的初步预估及优化设计.因而,获得1种有效的压气机性能预测方法至关重要.本文利用当前测试手段所获得的试验数据,对离心压气机两区收稿日期:20080516作者简介:李书奇(1981一),男,硕士,主要研究方向为离心压气机设计,Email:lishuqi一0202101163.com.内燃机工程2009年第3期模型性能预测及标定方法进行研究,得到了该预测方法的有效性验证,并给出了2种算例的预测试验对比结果;同时也建立了获得涡轮增压器压气机全工况特性的1种有效途径.1两区模型性能预测方法概述许多学者都曾对离心压气机性能预测方法进行过研究1.这些性能预测方法均建立在叶栅和实际叶轮机械试验数据归纳关系式基础之上,均把叶轮机械内可能出现的损失因素进行分类(如叶片表面摩擦损失,叶片载荷损失,轮盘摩擦损失,回流损失等);这些预测方法在20世纪6O,70年代被广泛采用.两区模型性能预测方法采用流动数学模型而非经验归纳关系式;该方法基于对基本流动物理现象的充分理解,叶轮内部流动被分为等熵主流区和二次流区,所有的总压损失被关联到二次流区,损失水平通过混合过程进行估算.该方法仔细考虑了扩散和损失过程,试图建立1个综合考虑逆压梯度下黏性流动过程影响的更精确的性能预测设计.1.1两区模型两区数学模型用来模拟叶轮与其他零件的相互作用,求解叶轮出口流动及状态参数.该模型假定叶轮出口的气体流动存在2个区域:主流区和二次流区(图1);并做如下假设:(1)主流区内部流动从进口至出口为等熵过程,叶轮通道内所有损失均集中于二次流区;(2)在叶轮出口处,二次流区静压P等于主流区静压P.图1两区模型示意图两区模型主要参数定义如下:(1)扩压度DR.:主流区叶轮进口轮缘相对速度W与出口相对速度w的比值;(2)二次流质量流量比:二次流区质量流量与叶轮总质量流量的比值.1.2主流区求解根据焓守恒方程,等熵过程方程及状态方程,结合落后角模型(图2),落后角与叶轮出口叶片角的关系),主流区求解方程如下:T2.一T1(P2./P1t)(1)h2+V;/2一U;/2一hT(2)式中,下标2p表示主流区叶轮出口位置,1t表示主流区叶轮进口轮缘位置;h为主流区叶轮进口总焓;U为叶轮出口线速度.)图2落后角模型1.3二次流区求解根据焓守恒方程,质量守恒方程及气体状态方程,二次流区求解方程如下:2C2102.=研(3)h2+W;/2一U;/2一hT+Wfron(4)式中,下标2s表示二次流区叶轮出口位置;W.为叶轮顶部泄漏损失;为二次流区面积比,(1一)一(1一)ID2A2C2;为压气机总质量流量;C为径向分速度;A为叶轮出口面积.叶轮顶部泄漏损失(图3)难以测量,没有确切的试验数据支撑.根据Moore在1981年考虑轮缘损失离心压气机NavierStokes方程求解研究中得出的结论:轮缘区域的能量耗散量与DailyNeee轮盘摩擦损失数学模型计算所得摩擦损失结果相当;二次流求解叶轮顶部泄漏损失采用Daily-Neee轮盘摩擦损失数学模型计算,该模型下文将给以描述.叶图3叶轮损失示意图1.4主流和二次流的掺混求解根据简化后的质量方程,动量方程以及能量方程,结合等熵过程方程和气体状态方程,主流和二次2009年第3期内燃机工程流的掺混求解方程如下:径向动量方程mpC2p+C2:=mC2+(2一2p)A2(5)切向动量方程pC日2p+.C82一mC.2(6)能量方程mpho2p+m.h02+Wfriction+Wbkn.一mh02(7)式中,下标P表示主流,S表示二次流;C.为切向分速度;W.为回流损失,回流损失与流量有关,回流损失比例采用人为给定,在最高效率附近其值为0.W抵kfri.为轮盘摩擦损失,采用DailyNece轮盘摩擦损失数学模型计算,公式如下:WkfrictionKpUR;/2(8)式中,R.为叶轮出口半径;K一0.0402/RP,ReURz|u1.5扩压度数学模型两区模型压气机性能预测方法把叶轮通道模型简化为串联的2部分组成(图4):第1部分(下标a)从叶轮进口至喉口,为扩压管或喷管;第2部分(下标b)从喉口到叶轮出口,为扩压管.扩压度DR计算公式如下:DRz一(F)专c一1一AR一(11COSiAR一,式中,AR为面积比;A为叶轮出口面积;A岫.为喉口面积.理想模型叶片t.一j1(小流量,0一.J,(小流量,进口为扩压管)(大流量,进口为喷管)实际元素b图4两元素串联模型示意图扩压度计算需给定和,同时需要给定DR2的最大值DR.这3个参数为压气机性能预测标定的主要控制参数.1.6喘振边界和堵塞边界两区模型压气机性能预测方法喘振边界规定如下:叶轮进口轮缘攻角大于临界攻角时,则认为压气机叶轮喘振.该临界攻角为叶尖相对马赫数M的函数,计算公式如下:llA1+A2?Ml+A3?MLl(13)式中,A144.553,A一一49.5,A.一14.1667.堵塞边界规定如下:叶轮喉口相对速度达到音速时,则认为已经堵塞.计算所用喉口面积等于几何面积扣除气体动力学堵塞面积.2两区模型性能预测方法有效性验证应用2种大功率和高功率密度柴油机用涡轮增压器压气机进行了该预测方法的有效性验证.2种压气机主要参数及试验条件见表1.表12种典型算例描述算例名称CASE150CASE93叶轮出口直径/ram15O93压力测量方式压力传感器U形管测量压力类型总压静压流量测量方式热式流量计双扭线流量计叶轮加工方式铣削铸造叶片造型方式直纹面自由曲面一0.7一0.9模型标定方式b一0.2b一0.5DRt11=1.18DR.tIl=1.32.1压气机特性分析图5和图6给出了2种算例的压气机特性预测值与试验值对比.结果表明:尽管在堵塞点和喘振点附近预测与试验有较大偏差,但总的来看,预测值与试验值吻合较好,能够有效地表达压气机全工况下的流量特性.除去噪声点,堵塞点和喘振点,可配机工况预测与试验的差值见图7.如图7所示:CASE150效率差为一27,绝对值为一0.010.05,最大值发生在叶轮进口叶尖马赫数>1.18的高转速区;总压比差一31,绝对值为一0.070.02.而CASE93效率差一33,绝对值为一0.030.02;静压比差一21,绝对值为一0.040.01.据此分析,在初步设计阶段,两区模型压气机性能预测结果完全能够描述可获得的压气机流量特性.预测压比可以认为与试验压比相同;预测效率?78?内燃机工程2009年第3期较50000r/min试验60000r/min试验68000r/min试验5O000r/min预测6O000dmin预测68000dmin预测质量流/(kg.s1图5CASE150压比流量特性值与试验值在低转速小马赫数时基本一致,同转速下最高效率点工况最大相差1个百分点;在高转速跨音速时有所偏离,高效点工况最大相差3个百分点,发生于直纹面铣削叶轮产品设计时.槲棂箍质量流量/(kg?s1质量流量/(kg?s)50000r/rain试验80000dram试验90000dmin试验100000dmin试验50000dmin预测80000dram预测90000r/rain预测100000r/min预测stall预测choke预测50000r/min验60000r/ram试验70000dmin试验80000r/mm试验90000r/min试验100000r/rnjn试验5O000r,min预测60000r/min预测70000dmin预测80000r/min预测90000r/min预测100000i)min预测图6CASE93压比流量特性2.2喘振堵塞边界分析表2为2种算例堵塞流量预测试验对比.由表2可见,除去带*噪声点外,CASE93算例预测值与试验值最大差值为0.06.表2预测与试验堵塞边界CASE150CASE93转速预测流量试验流量绝对误差转速预测流量试验流量相对误差/(r?rain)/(kg?s)/(kg?s一)(kg?S一)/(r?rain1)/(kg?S一)/(kg?S一)400O0*1.0810.9730.1085OO000.2980.2810.060450001.12O1.1O.O206O000*0.3460.3180.088500001.1691.1680.O01700000.3970.3880.023550001.2231.222O.0O180O000.448O.4330.0356O0001.2841.2850.O01900000.5030.4830.041-650001.3521.3510.0O110O0000.5550.5280.051680001.397l_3960.OO1表3预测与试验喘振边界CASEl5OCASE93转速预测流量试验流量绝对误差转速预测流量试验流量相对误差/(r?rain)/(kg?S一)/(kg?S一)(kg?s一)/(r?rain一)/(kg?s一)/(kg?s一)4000o0.291o.263o.0285ooooo.O750.0890.15745000O.386o.3480.10960oooo.0980.O960.O215000o0.546o.439o.2447ooooo.1550.136o.1405500o0.715o.636O.124800000.2290.2250.0186OOO0O.894o.839O.O669ooooo.311O.310.0036500o1.o711.O55O.O151OOO0O0.396O.3760.O536800o1.1751.145o.o262009年第3期内燃机工程?79?蟊绝对误差/(kg?s)图7配机工况预测值与试验值误差对比表3为2种算例喘振流量对比.高转速跨音速工况,预测值与试验值最大差值为0.066kg/s;低转速亚音速工况,最大差值为0.244kg/s.根据对喘振堵塞边界的分析,两区模型预测方法获得的工作边界较保守.与试验相比,喘振边界偏右,堵塞边界偏左;假定工作边界线为直线或近似直线,则预测值与试验值偏差<0.1,高转速工况偏差<0.06.该预测精度在初步设计阶段已足够精确.3结论(1)两区模型性能预测方法能够较准确地预测压气机的全工况特性,包括压比流量特性,效率流量特性及喘振堵塞边界.(2)选取合适的标定系数,除喘振和堵塞边界附近,预测压比与试验压比差值在l3.(3)预测效率根据设计制造水平差异,与试验差值4-3个百分点不等,跨音速工况直纹面叶轮差值较大,甚至可达5个百分点.(4)预测喘振堵塞边界比较精确,预测流量与试验偏差<0.1;高转速跨音速预测尤为接近,其偏并<O.06.参考文献:i-123456ConnorWA.DesignandoffdesignperformancepredictionofhighpressureratiocentrifugalcompressorsEc.VKILectureSeries,1984一O7,1984.GalvasMR.AnalyticalcorrelationofcentrifugalcompressordesigngeometryformaximumefficiencywithspecificspeedC.NASATNI)I6729,1972.HerbertMV.MethodforperformancepredictionofcentrifugalcompressorC.NGTEMemorandum,78029,1978.HpwellAR.Thedesignofaxialflowcompressorc.Proc.ImechE,153,1945.AinleyDG,MathiesonGCR.Anexaminationoftheflowandpressurelossesinbladerowsofaxialflowturbinec.ARC,R&M2891,1951.JapikseD,CentrifugalcompressordesignandperformanceC.VermontUSA:ConceptsETI,Inc.1996.(编辑:张妍)(上接第74页)E9丁万荣,赵华棉.改性聚四氟乙烯动力油封研制J.液压气动与密封,1997(3):4O一44.DingWR,ZhaoHM.ResearchofdynamicmodifiedPTFEoilsealLJ.HydraulicsPneumatics&Seals,1997(3):40-44.1o钱德森.橡塑组合型唇形旋转轴密封简介J.润滑与密封,2003(5):105107.QianDS.Reviewofrubber-plasticcompositetypesealinrotaryshaftJ.LubricationEngineering,2003(5):105107.113汤亮.汽车用填充聚四氟乙烯油封的研究与发展J.汽车工艺与材料,2008(2):596O.TangL.ResearchanddevelopmentoffilledPTFEoilsealused12313inautomobileJ.AutomobileTechnology&Material,2008(2):59-60.王刚志,舒歌群,梁兴雨.多缸内燃机主轴承油膜厚度的试验研究J.内燃机工程,2008,29(4):7680.WangGZ,ShuGQ,LiangXY.Experimenta