气流冲角、收敛度与出口气流角的改变对涡轮性能有何影响？

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  本研究利用NUMECA三维仿真软件对某款可变截面增压器分别在50%开度和10%开度和140000 r/min工况下，各选取5个工况点进行仿真计算，通过对导叶周围速度场、压力场等宏观现象的分析，探究其在小开度下涡端效率低的原因。

  结果表明：小开度下流体经过导叶时的加速程度较大，整体速度偏高；导叶沿叶高方向上，压力损失系数较大；这些变化主要是由于，导叶出口气流角和叶端间隙泄漏流的综合影响造成的，并且在小开度下叶端间隙泄漏流对主流道的干涉程度较大，对流动损失的影响权重较大。

  而在本次研究中发现，发动机若在较宽的转速范围内获得良好的动力性、经济性及排放特性，能借助能在宽广转速范围内保持良好涡轮效率的可变截面增压器。

  但是由于导叶的可调性，导致很多影响流动的因素发生改变，比如端部间隙泄漏、流通截面积、进出口角等的变化，对涡轮端效率都有很大影响。

  因此国内外对可变截面涡轮增压器涡端流动损失的研究比较多，并采用不一样的动叶叶片数量研究了导叶叶端间隙对向心涡轮性能的影响；研究了导叶形状改善对涡轮增压器效率的影响;并对JK90S可调向心涡轮喷嘴环流场进行了优化设计。

  分别采用增加叶片稠度和改变叶型两种方案进行了数值计算;对单级径向涡轮在不同工况、导叶不同开度下的流场进行了数值模拟分析。

  最后研究根据结果得出：导叶对涡轮性能的影响是气流冲角、收敛度与出口气流角的综合影响;整体来说，对于导叶不同开度下的流动研究较少，特别是结合生产要针对小开度下流动损失的探究。

  因此，本研究通过某一产品的实际的需求，结合试验，利用NUMECA仿线%开度进行数值模拟，通过与高效率情况下的对比，探究其小开度下涡轮端效率较低的综合因素，为今后涡端的改进点提供理论依据。

  于是本研究将一款可变截面涡轮增压器为研究对象，该增压器采用周向布置的导叶喷嘴，其具体结构参数如表1所示。

  使用三维CFD软件NUMECA进行仿线万网格，最小正交性大于5，最大延展比小于5，最大长宽比小于1000。

  接着通过稳态计算，在选取效率较低的10%开度和效率较高的50%开度2种情况，转速为140000r/min的工况下，每种开度选取5个工况点，进行仿真计算，进出口流量误差都在0.6%以内，残差下降4个数量级。

  图2为涡端仿真与试验的流量特殊性质和效率特性的曲线对比，所以从图中能够准确的看出，在2种开度下，流量和效率特性与试验吻合良好，最大误差小于5%，因此，仿真计算有很高的可信度。

  从结果分析上看，由于从导叶中间叶高位置向两侧变化规律几乎相同，所以取0～0.5叶高的流场做多元化的分析。不同叶高B2B截面上静压分布云图如图3所示，流体流过的通道先渐缩后又急扩，流体在导叶喉口的位置压力下降很快，所以流体在该处的加速度很大。

  因此导叶压力面一侧是顺压力梯度，并且梯度较小，所以在压力面与吸力面相对应的位置，压力面的压力相对要高;而在吸力面一侧则是先顺压后逆压，在中部形成一个明显的低压区。

  这主要是由于流体流入导叶端部间隙后，空间突然变得狭小，流速急剧增大，沿着流动方向压力就会大幅度降低，再加之主流道流体在经过喉口加速后，两者相互干涉，流经这里形成低压区；随后在流经导叶尾缘时，沿逆压方向流动，损失显著增大。

  之后由于大开度下开口截面积变大，无论沿流向还是周向，顺压梯度都相对减小，并且低压区域范围明显变小，向尾缘方向偏移，逆压梯度也变小了，这一些都会导致大开度下涡端效率的提高。

  所以沿流向各截面上的熵分布与三维流线(图中熵的单位为J/(kg·K))。从图4中能够准确的看出，导叶根部吸力面入口处熵值相比通道中别的部分明显要高。

  于是从此处开始，由导叶端部间隙泄漏的流体以很高的速度与主流道中经过喉口急加速的主流体掺混，主流体与泄漏流相互挤压，同时改变流动方向，主流体在导叶吸力面发生流动分离与泄漏流掺混形成泄漏涡。

  这也就是为什么，二者再相遇时，位置会形成一条明显的分离线。（导叶根部端面极限流线所示）从掺混处开始，沿流向泄漏涡慢慢的变大，流动损失开始增大，并一直延伸。

  最后通过比较不难发现，小开度下泄漏涡波及的范围更广，造成的损失也更大;但沿叶高方向这种由掺混所造成的二次流损失在逐渐减小，在0.2～0.8叶高范围内特别是中间位置，主流体几乎不受泄漏流的影响，流动损失相对要小很多。

  所以由图可知，沿导叶尾缘的径向截面，在靠近尾缘的位置，由于流体沿导叶压力面和吸力面流动在此交汇，导叶尾迹径向熵值分布云图如图6(图中熵 的单位为J/(kg·K)，并在尾部形成小型涡流，两者在此处形成明显的尾迹，最后在导叶两侧与间隙泄漏流相遇，形成C型。

  在向下游传输过程中，导叶尾缘产生的尾迹逐渐减弱，最终处于完全扩散状态；与此同时，由于泄漏涡的一侧与壁面摩擦一侧与主流体接触，混乱程度却在逐渐增强，一直延伸到下游的涡轮，产生较大的流动损失。

  通过对比不难发现，小开度下由于泄漏流的流速快，泄流量大，所以无论是沿径向还是流向， 泄漏涡的强度明显要大，直接影响涡轮部分性能，在整一个完整的过程产生的流动损失也更大。

  因此在不同叶高B2B截面上相对马赫数分布（如图7所示），总的来看小开度下，流速明显较高，最高速度接近声速，高速区域也比较大，并且在导叶吸力面附近形成小范围的高速区。

  流体在导叶部分过度加速，由间隙以及端壁的存在，而引起的泄漏损失和端壁损失，以及泄漏流与主流体的掺混损失都会增加；等到流体流经涡轮时，反动度减小，造成的摩擦损失肯定会增加。

  （图8为导叶进出口平均总压损失系数）从图8能够准确的看出，小开度下整体总压损失要大，在导叶两端间隙及其附近范围，由于泄漏流的急加速，压力损失迅速增大，与图7中在吸力面叶根附近形成的小范围高速区相呼应。

  后来与主流体相互干涉，流速降低，压力损失梯度变小;在0.2～0.8叶高位置压力损失较小，但相比于50%开度，变化的要更加剧烈，这也足以说明，小开度下间隙泄漏流对主流体的流 动影响更严重，对整个流动造成流动损失的权重较大。

  在图9中我们大家可以看出，导叶进口气流角主要受蜗壳形状的影响，由于导叶开度的变化对其影响较小。气流流经导叶后受导叶开度的拘束，在导叶出口处气流角发生明显改变，小开度下出口气流角明显增大，在流经涡轮处时的流通能力降低，攻角损失增加，效率降低。

  此外从图中我们还不难发现端部附近气流角的变化明显，这主要是由于间隙泄漏流体流向与主流区流体有较大差别，虽然在与主流流体混合后流动得到一定的改善，但仍然对端部流场产生很大影响。

  1)小开度下，整个流道内的压力梯度较大，流速偏高，由间隙以及端壁的存在而引起的泄漏损失和端壁损失以及泄漏流与主流体的掺混损失，都会增加;加之逆压区范围较大，梯度大，沿逆压梯度流动损失增加。

  2)主流体与泄漏流相互掺混，主流体在导叶叶根吸力面处发生流动分离，泄漏流形成泄漏涡，2者再相遇的位置形成一条明显的分离线) 小开度下沿流向泄漏涡慢慢的变大，并一直延伸；但沿叶高方向在导叶中部，这种由掺混所造成的二次流损失在逐渐减小；在向下游传输过程中，导叶尾缘产生的尾迹逐渐减弱，最终处于完全扩散状态。

  4)小开度下间隙泄漏流对主流体的流动影响更严重，对整个流动造成流动损失的权重较大，导致导叶中间部分压力损失梯度明显偏大。

  5)小开度下出口气流角明显增大，在流经涡轮处时的流通能力降低，攻角损失增加;流体在导叶部分过度加速，等到流体流经涡轮时，反动度减小，效率降低。

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