车用涡轮增压器涡轮非稳态特性试验研究

1、第31卷第5期2010年10月内 燃 机 工 程ChineseInternalCombustionEngineEngineeringVol.31No.5 October.2010文章编号:1000-0925(2010)05用涡轮增压器涡轮非稳态特性试验研究于立国,马朝臣,施 新,张志强,张 强,朱智富,赵 佳(1.北京理工大学机械与车辆工程学院,北京100081;2.北京汽车研究总院,北京100176)1111112ExperimentalInvestigationonVehicularTurbochargerTurbineCharacteristicsunder

2、UnsteadyFlowConditionYULi guo1,MAChao chen1,SHIXin1,ZHANGZhi qiang1,ZHANGQiang,ZHUZhi fu,ZHAOJia112(1.SchoolofMechanicalandVehicularEngineer,BeijingInstituteofTechnology,Beijing100081,China;2.BeijingAutomotiveTechniqueCenter,Beijing100176,China)Abstract:Analyzedsystematicallymeasurementandcalculatio

3、nmethodsofunsteadycharacteristicsforvehicularturbochargerturbine,theunsteadytestrigwasdevelopedbasedonthesemethods,thusprovidingaexperimentalmeansforresearchofthem.Onthistestrig,theunsteadycharacteristicsofaturbinematchedtoengineunderrepresentativeconditionswereinvestigated.Itisfoundthattheunsteadyc

4、haracteristicsformalooparoundthesteadycharacteristicsappearingtheknown closeloopcharacteristics phenomenon.Lastly,theunsteadycharacteristicsobtainedwerediscussed.摘要:分析并完善了车用涡轮增压器涡轮非稳态特性测量及计算的方法,在此方法的基础上,搭建了涡轮非稳态特性试验台,为涡轮的非稳态特性研究提供了一种试验研究手段。对某型号的涡轮与发动机在典型工况下匹配时的非稳态特性进行了试验研究,试验观察到了 涡轮非稳态特性圈 的现象,即涡轮的非稳

5、态特性围绕着稳态特性形成了一个特性圈,对涡轮的非稳态特性进行了分析。关键词:内燃机;涡轮增压器;涡轮;非稳态特性;试验台;脉冲发生器;测量方法Keywords:ICengine;turbocharger;turbine;unsteadycharacteristics;testrig;pulsegenerator;measurementmethod中图分类号:TK412.8文献标识码:A0 概述近年来,随着内燃机动力性、经济性和排放要求的不断提高,需要对整个增压系统进行更加精细化的设计和匹配,特别是对于脉冲增压系统而言,涡轮的进口气体状态在发动机的稳态工作状态下仍然呈周期性变化。以往限于理论知识

6、、试验手段等因素,对涡轮特性的研究一直停留在稳态研究阶段,但是收稿日期:2009 04 17基金项目:国家自然科学基金项目(50676011)在实际的车用工况下,涡轮内的流动往往是脉动的非稳态流动,因此,涡轮的非稳态特性成为目前内燃机增压器涡轮研究的一个重要方向。为了解决这个问题,工程上采用基于经验引入了一种脉冲修正系数1,2的近似方法,但未能充分反映出涡轮在此复杂流动情况下的准确特性,研究界最早对这一现象的理解均是基于准稳态假设,即涡轮工作的每个瞬时均与相同进气条件下涡轮的稳态工作一致,如进3作者简介:于立国(1980-),男,博士生,主要研究方向为内燃机涡轮增压及排放控制;(),E cn。

7、2010年第5期内 燃 机 工 程!37!行了涡轮工作在脉动的非稳态流动工况下特性的试验4,结果表明:涡轮的非稳态特性围绕着稳态特性形成了一个不规则的 圈 ;许多研究者也发现了类似的试验现象5 14,揭示了涡轮非稳态特性与稳态特性的偏离,从此揭开了涡轮非稳态特性研究的序幕。本文在充分分析涡轮非稳态特性测量及计算方法的基础上,设计搭建了涡轮非稳态特性试验台,并对某型号的涡轮工作在典型非稳态工况下的特性进行试验研究,为涡轮的非稳态特性研究提供一种理论方法和试验手段。1 涡轮非稳态试验方法研究涡轮的特性主要包括流量特性和效率特性。稳态特性是在涡轮进口气体参数保持不变的条件下,分别测取涡轮的膨胀比与流

8、量的变化关系、涡轮速比与效率的变化关系。由于在非稳态工况下,涡轮进口气体参数和转速存在波动,涡轮的非稳态特性是在涡轮平均转速基本保持恒定的情况下,分别测取以上参数之间的关系。1.1 涡轮非稳态特性测量及计算的基本方法各种参数可通过式(1)(6)求得涡轮瞬态膨胀比:pT1T=pT2瞬态静压,Pa。涡轮的瞬时相似流量:TmTS=*15式中,WTac为涡轮瞬态实际功率,J;WTis为涡轮瞬态等熵功率,J。涡轮瞬态等熵功率:WTisp=mTCPTT1-()pT2*T1*(6)式中,CPT为气体定压比热,J/(kg!K)。由此可见,如果能够测取涡轮瞬态的压力、流量、温度、转速和输出功率,即可获得涡轮的瞬

9、态特性。对瞬态压力、温度、流量和转速等参数,可以通过各种瞬态传感器及其对应方法测取。涡轮非稳态特性测试的难点在于对涡轮瞬态输出功率WTact的获取。1.2 涡轮瞬态输出功率的测量及计算方法涡轮瞬态输出功率的测量计算方法根据原理的不同分为直接测量导出法和间接测量导出法15。其中,采用直接测量导出法4,7 9,11时,所选用的测量设备是专为车用涡轮增压器涡轮开发的液力测功机或电涡流测功机,其工作原理是通过测量测功机上的反作用力矩和转速来计算涡轮的实际输出功率。该测量方法虽然简单,但是设备昂贵,同时由于系统和结构等方面的因素,转速范围也较小,对涡轮进行试验时,需要对增压器的结构进行改造以安装测功机,

10、从而使得试验周期和成本加大,因此大幅度限制了这种测功机的使用。本文采用间接测量导出法,其原理是利用增压器自身的压气机作为测功装置,通过测量由压气机消耗的功率、轴承消耗的功率以及涡轮轴惯性力矩所消耗的功率,来计算出涡轮的瞬态实际输出功率。具体的计算式为:WTact=WTact+Wacc轴惯性力矩耗功率,J。(7)。(1)式中,p*为涡轮进口瞬态总压,Pa;pT2为涡轮出口T1pT1*T1*T1(2)式中,mT为涡轮流量,kg/s;T为涡轮进口总温,K。涡轮的相似转速:NS=T1(3)式中,WTact为涡轮瞬态实际平均功率,J;Wacc为涡轮WTact=Idt式中,I为涡轮转子转动惯量,kg!m2

11、。WTact=WCact+Woil(8)式中,N为涡轮转速,r/min。涡轮瞬态速比:u/c=60*RTT1(1-)T-1(4)=mc1CpcdT*c+moilCpodT*oil1(9)式中,D为涡轮叶轮入口直径,m;k为比热容比;R为摩尔气体常数,R=8 314J/(mol!K)。涡轮瞬态效率:=TactTis(5)式中,WCact为压气机耗功率,J;Woil为润滑油耗功率,J;mc、moil分别为压气机与润滑油的流量,kg/s;Cpc、Cpo分别为空气与润滑油的定压比热,J/(kg!K);Tc、Toil分别为空气与润滑油的温度,K。1.3 测量参数时间不同步问题的解决方法*!38!内 燃

12、机 工 程2010年第5期参数基于测量点位置的不同,所测出的参数在时间上具有先后关系。涡轮入口的瞬态压力、流量参数在涡轮入口上游位置处测量,这两个参数之间几乎不存在时间差。涡轮的瞬态输出功率是在涡轮轴上测取的,涡轮入口的能量需要经历一段时间传播到涡轮内才能产生输出功率,因此两者之间存在着一定的时间滞后,为了准确计算出各个瞬时涡轮的效率,需要计算出这一滞后时间并加以消除。计算这一时间需要获得脉冲波的传播速度和传播距离,关于传播速度利用试验的方法证明了采用平均音速来计算的正确性14;关于传播距离关键是需要定义一个 名义上的叶轮入口 ,由此测算传播时间,以往的研究中没有对这一问题给出定论,文献7中取

13、蜗壳0 0截面之后的180#,采用这一位置的理由可能是基于平均的考虑;文献14中取0 0截面之后的130#截面处,理由是在这一截面之后,出现流动没有了明显的加速现象,但是这一现象并不一定意味着此位置就是名义上的叶轮入口。如果条件允许的话,可以通过测试涡轮壳体流道内不同截面的动态压力获得相关信息解决时间不同步问题,并且可以进一步了解涡轮内各参数的动态信息。但是,由于涡轮流道内强烈的非稳态三元流动特点,很难准确测得流道内不同截面的压力分布,只能在涡轮进出口的合适位置处设置动态压力传感器来测得动态压力。本文提出一种新的方法解决这一问题,其原理如图1所示。基于压力波从涡轮入口传播到涡轮出口的时间小于一

14、个脉冲周期,通过同时测量涡轮入口和出口的压力波动,可以从两个压力波形的滞后时间上得出压力波从入口传播到出口的时间t,这一时间包括压力波从涡轮入口传播到叶轮入口的时间t1和从叶轮入口传播到涡轮出口的时间t2,根据试验结论,传播速度将接近于当地平均音速。叶轮入口到涡轮出口的距离可以很方便地测出,因此可以计算出t2,而t与t2的差值即为本文所要求出的滞后时间t1。采用这种方法的优势是可以不用人为地定义一个名义上的叶轮入口位置,从而避免了由此产生的误差,且具有较强的试验可操作性。2 涡轮非稳态特性试验台按照本文的方法搭建了涡轮非稳态特性试验台,试验台的主要结构如图2所示。气源中的压缩空气经过过滤器、电

15、加热器之后,通过两路管道送至15图1 滞后时间计算方法的原理气的压力波,这一压力波动通过两路管道分别传递给涡轮的两个通道,以此来模拟增压器在发动机上的真实工况。通过调整脉冲发生器工作转速和转盘开口截面形状,可以产生不同频率和不同压力波形的脉冲压力波。涡轮的工作负荷大小可以通过调整压气机的工作状态进行调解,本文采用一种利用辅助增压器的压气机自循环加载方法15,通过调节阀F2F8可以使压气机分别工作在自然状态和自循环加载状态,并可以通过调节各相关阀门开度的大小,使涡轮工作在不同的负荷状态下。1.外气源2.涡轮孔板流量计3.脉冲发生器及其转速传感器4.涡轮入口测量段(瞬态压力、流量、温度)5.待测涡

16、轮6.涡轮出口测量段(瞬态压力、转速)7.润滑油测量段(润滑油流量、进出口温度)8.压气机9、10.压气机测量段(压气机进出口温度、出口压力)11.辅助增压器12.压气机孔板流量计F1F8调节阀图2 涡轮非稳态特性试验台涡轮进出口动态压力传感器采用Kisler4045压阻式绝压传感器和4065信号调理模块。涡轮动态转速传感器选用KEYENCE的光电式转速传感器,光纤采用FU 2303抗弯光纤,镜头采用F 4HA,放大器采用FS V31。热线风速仪采用Dantec公司的恒温型热线风速仪MiniCTA,探头金属丝直径为5 m。动态数据采集系统采用NI公司的6110PCI采集卡,iew编制。2010

17、年第5期内 燃 机 工 程!39!3 涡轮非稳态特性试验研究在涡轮非稳态特性试验台上对某涡轮工作在6缸柴油机的最大扭矩工况进行了试验研究。在该柴油机上增压系统采用了双通道异相进气的脉冲增压系统。为了更清晰地观察脉冲因素对涡轮特性的影响,在试验台上调整脉冲发生器两个通道的相位,将异相进气调改为同步进气,发动机的最大扭矩点转速为1600r/min,对应的脉冲波频率为40Hz,增压器的设计转速对应的相似转速为2680r/(min!K2),试验时通过调节试验台各参数,保持增压器平均相似转速恒定。经过滤波、平滑,并按照之前所述的计算方法和时间修正之后得到的各种瞬态参数在一个周期内的变化如图3所示。的非稳

18、态特性,与稳态特性有很大的偏离,这也例证了利用准稳态假设在处理非稳态问题时存在着较大的差距。图4 涡轮的非稳态流量特性图5为涡轮的非稳态效率特性。效率特性是指在同一涡轮相似转速下涡轮的绝热效率随着速比U/C的变化关系。涡轮的绝热效率定义为涡轮所做实际功与绝热功之比。与流量特性类似,涡轮的非稳态效率特性也是围绕着稳态特性形成了一个 环 ,这也例证了准稳态假设的不足。在脉冲初始时效率变化非常大,最大时接近于1,甚至发现了效率大于1的现象。这一区域的效率可能并非真实的效率,原因是涡轮入口脉冲波的压力和流量均比较小,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,但转速在降低,消耗涡轮转子

19、的动能对压气机做功,使涡轮的表观实际功增加,导致测出的涡轮绝热效率偏高;当涡轮入口的压力和流量都迅速增大时,测到涡轮的效率反而下降了,这一段区域正好是第一个压力波峰的区域。效率下降的原因为:一方面是由于工况变化导致内部流场变化带来的损失增加;另一方面也是由于转子处于加速阶段,涡轮输出的实际功被转子以动能方式吸收,使压气机获得的能量减少,从而导致涡轮的表观实际功减少和绝热效率降低。经过一个短暂的时间之后绝热效率又迅速地上升,并超过了稳态时的效率,随着第二个压力波峰的到来,涡轮的效率表7,14,16图3 一个周期内各种瞬态参数的变化现为迅速下降,但在脉冲结束时,效率又有了很大提高,其变化的原因与前

20、述分析相同。4 结论(1)分析了涡轮非稳态特性测试及计算的方法,搭建了涡轮非稳态特性试验台,为涡轮的非稳态特性研究提供了一种行之有效的试验手段。(2)提出了一种新的解决涡轮非稳态试验测量根据之前所述的方法计算出了涡轮的流量特性,如图4所示。为了便于比较,在图中标识出了之前由试验获取的在同一相似转速下的涡轮稳态特性。试验得出了与文献4 14类似的试验结果,涡轮的非稳态特性围绕着稳态特性形成了一个特性圈,如果准稳态假设成立,那么涡轮在非稳态工况下,!40!内 燃 机 工 程2010年第5期7 WinterboneDE,NikpourB,AlexanderGI.Measurementoftheper

21、formanceofaradialinflowturbineinsteadyandun steadyflowC.IMechE,ConfTurbochargingandTurbo chargers,C405/015,1990.8 BainesNC,YeoJH,FlowinaradialturbineunderequalandpartialadmissionconditionsC.InTurbomachinery:LatestDevelopmentsinaChangingScene.InstMechEngrs103 112,1991.9 BainesNC,HajilouyBA,YeoJJ.Thep

22、ulseflowperformanceandmodelingofradialinflowturbinesC.IMechECon ferenceonTurbochargingandTurbochargers,C484/006/94,1994.10HajilouyBA.RadialinflowturbineperformancecharacteristicsundersteadyandunsteadyflowD.England:ImperialCollegeofScience,Technology,andMedicine,UniversityofScience,TechnologyandMedic

23、ine,UniversityofLondon,1993.11DaleA.RadialvanelessturbochargerturbineperformanceD.ImperialCollege,UniversityLondon,1990.12HakeemI,SteadyandunsteadyperformanceofmixedflowturbinesforautomotiveturbochargersD.ImperialCollegeofSci ence,Technology,andMedicine,UniversityofLondon,Eng land,1995.13SekitaD,Yos

24、hikiD,EndohT,etal.Performanceofradialex1 王延生,黄佑生.车用发动机废气涡轮增压M.北京:国防工业出版社,19842 朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器M.北京:机械工业出版社,1992.3 BainesNC.FundamentalsofturbochargingM.UnitedStates:ConceptsNREC,2005.4 DaleA,Watson,N.VanelessradialturbineperformanceC.IMechE,ConfTurbochargingandTurbochargers,C110/86,1986.5 KousugeH,YamanakaN,ArigaI,etal.Performanceofradialflowturbine