汽车涡轮增压器压缩机发生浪涌
用计算流体动力学预测
摘要
涡轮增压器压缩机在低流量下的稳定运行对于为涡轮增压汽车发动机提供低端发动机扭矩是重要的。 因此，能够预测出现喘振现象的不同涡轮增压器速度下的最低流速是非常重要的。 为此，在包括整个压缩机叶轮和蜗壳的涡轮增压器压缩机上执行三维计算流体动力学（CFD）模拟。 轮子由六个主分割叶片和六个分割叶片组成。
历史上，流动台和发动机测试已用于检测喘振现象。 然而，可以在设计中预先进行完整的3D CFD分析，以计算低端压缩机喘振性能。 分析将有助于了解停滞流动的基本机制，喘振现象以及压缩机进气条件对喘振的影响。 为了减少计算时间，CFD模型中使用了小体积的压缩空气系统，本质上是由Greitzer [1]引入的一个小型#39;B#39;系统。 CFD结果与气站压缩机地图进行了比较，并且与压气机地图点有很好的一致性。本文提出了在恒定涡轮速度下靠近低流量区域的CFD分析来预测汽车离心压气机喘振现象。
介绍
涡轮增压发动机的出现创造了涡轮增压器固有的新挑战，从可闻流动噪音到压缩机喘振相关的振动。 由此产生的噪音在车内非常令人反感，并且浪涌引起的振动可能对发动机部件不利。 另一个挑战是选择合适的涡轮增压来满足低端和高端发动机流量要求。 为了满足更高的低转速发动机转速目标而无需压缩机喘振，需要更小型的压缩机 另一方面，最大发动机功率需求通过压缩机的质量流量，而没有阻塞和涡轮超速。 对于高海拔补偿，选择较小尺寸的压缩机以避免浪涌通常是不可行的。 为了提高喘振裕度，对于特定的压缩机尺寸，理解停滞流动的基本机制以及影响停滞流动的因素非常重要。
喘振和扼流：由于通过压缩机的质量流量在发动机转速较低时下降，因此压缩机压缩比在相同压缩机转速下增加。 由于通过压缩机叶片的流动方向上的质量流率低和压力梯度（不利梯度）较高，因此流动与叶片表面分离并产生流动失速情况，从而导致流动逆转。 根据反向流动的严重程度，它可能导致局部不稳定性和噪音问题，或完全不稳定和车辆中不可接受的驾驶性能问题，以及压缩机叶片的机械劣化。 这种完全不稳定的流动现象被称为喘振，相当于通过压缩机将压缩流体定期排空并充满入口[2]。
另一方面，扼流圈是给定速度下的最大压缩机流量。 随着质量流量的增加，压缩机压力比降低并达到最大流量。对于特定的压缩机速度，压力比的进一步降低不会增加质量流量。 它发生在流量达到叶轮和/或扩散器内某处的声速时。
许多驾驶性能和NVH问题与压缩机质量流量限制（如喘振和阻塞极限），压力比 - 质量流量曲线的形状有关， 涡轮增压器的设计或制造能力。 例如，压缩机叶轮的不平衡旋转力，涡轮轴承共振和几何公差会产生令人反感的噪音[3]。其他噪音问题与涡轮增压器的运行状况有关。 例如，由于压缩机喘振[4]，在压缩机出口处产生尖端操纵期间的尖叫噪声，当在低空气流率和低速度条件下运行涡轮增压器时，压缩机入口处产生了喘振噪声[5,6] 当涡轮增压器在高气流和低速条件下运行时，压缩机出口产生吹气噪音[7]。 吹风噪声是压缩机叶轮入口处或出口处产生的空气动力学湍流以及与压缩机喘振相关的声波噪声的结果。 压力比 - 质量流量曲线中的正斜率是叶片流量分离或局部流量反转（导致效率降低）的结果，导致驾驶性能问题。 这种现象通常被称为软浪潮。
为了满足高客户的期望，上面提到的每个错误状态都是使用昂贵的对策来解决的。 例如，在排气系统中使用了喷射阻尼器和分离器[3]，在压缩机进气管道中使用高频谐振器[5]和涡流叶片[8]，并且在压缩机出口中使用声学谐振器和膨胀室 压缩机旁通阀（CBV）连接压缩机的高压和低压侧，以减轻喘振效应。
本文着重于了解特定涡轮速度下低流速区域附近不同入口条件下压气机叶轮入口和出口处的流动动态。该涡轮速度被选择为与发动机挂耳线上的拐点相对应。在低发动机转速下对高发动机扭矩的需求导致压缩机更容易发生喘振。对于特定速度和低流量，压缩机叶片的有效流入角度（入射角）不相切，流量波动较高，导致与叶片吸力面的流动分离。随着质量流量的减少，流量分离的影响从局部流量反转变为严重，从而完成流量反转。流量反转造成的压力不平衡之间 下游管道压力和压缩机叶轮输送的空气压力（下游与输送压力之间的不利压力梯度）。由于逆向流动压力下降管道压力下降，压缩机恢复正常稳定运行并以更高的流量输送空气。由于压缩机出口质量流量的限制，下游管道中的压力增加并且流量反转，并且流量反转循环重复进行。对于一个小的#39;B#39;系统来说，逆流频率比大B系统的频率高。由Greitzer [1]引入的#39;B#39;参数由公式1定义
[Eq. 1]
其中U是压缩机叶尖速度，a是声速，Vp是系统中压缩空气的体积，Ac是压缩机管道参考横截面积，Lc是压缩机管道的等效长度。 如果#39;B#39;lt;0.8，那么Greitzer [1]将系统定义为#39;小B系统#39;。使用广泛的3D CFD建模来了解流动动力学。 这些分析的结果导致了在压气机进气口设计“前缘阶梯”，以降低噪音水平[9]并提高喘振裕度。 本文将讨论设计的喘振裕度改善方面。
背景
近年来有关压气机喘振的大量工作报道[10,11,12和13]，其中描述了检查汽车涡轮增压器压气机喘振的实验。 这些研究中的大部分很大程度上是由于需要开发1D浪涌模型，并将注意力集中在将1D浪涌模型结果与实验数据相关联上。 对这个问题的一些3D计算研究也已经被用来研究潮汐附近的流动; 其中最近的是由Margot等人。[14]。 尽管对喘振现象的了解有了相当大的改善，但喘振发作的机制并不完全清楚。 另外，如果喘振控制措施要有效，那么需要很好地理解流量动态行为以及喘振早期的检测特征[15]。
有关气体架测量中喘振检测的一些工作也有报道。 Naundorf等人[16]在压缩机出口处使用快速响应压力传感器。 Galindo等人[17]显示，通过FFT获得的压缩机出口压力波动幅度在喘振出现时比在稳定运行时表现出更高的低频（5至15Hz）内容，并且可以用作喘振开始的客观指示。一些人建议监测在深度喘振或监测压缩机进口温度升高期间产生的涡轮速度变化，作为检测喘振的主观方式[18]。其他建议是使用压缩机噪声作为主观方式来检测电涌[19]。喘振状态导致压缩机流动分离，导致流动噪声增加[20]。所有上述方法都需要流动台和涡轮硬件来获得测试结果或车辆测试结果。
另一种方法是在设计过程中使用3D CFD预先了解流动机制，并研究入口条件对压缩机喘振的影响。本文将CFD方法描述为利用压缩机出口压力波动检测喘振的客观方法以及进气条件对喘振的影响。
CFD方法
在目前的CFD分析中，使用大涡模拟（LES）方法和适当的涡电流粘性模型来模拟湍流，以分网格应力张量。 计算的数据是在压缩机的入口和出口处进行的。 为了准确预测喘振事件，准确地在喘振之前捕获流量不稳定是非常重要的。 为了在浪涌之前捕获流动不稳定性，通过应用特定的网格密度，时间步长和适当的边界条件（以使边界压力反射最小化）来保持与喘振现象有关的声学信息，这最小化了声学信息的数值耗散和分散。
用于预测压缩机喘振的方法可分为两个步骤：对于特定车轮转速，在稳定压缩机运行区域的喘振线附近具有恒定边界条件的瞬态计算，以及在不稳定区域中具有非稳态（可变）边界条件的瞬态计算 的压缩机运行区域。 该方法的开发使用第一步作为CFD计算第二步的初始条件。 使用基于有限体积法的Navier-Stokes方程求解器的通用商用CFD代码。 控制方程用耦合隐式方法求解。 压力 - 速度耦合通过SIMPLE算法计算。 使用二阶时间方案并且执行若干次子迭代以在每个时间步骤将残差减小到可接受值以下。 因此，可以维持更高的Courant数量而不会降低解决方案的准确性。
使用整个压气机叶轮，气室下游的蜗壳和进气低压进气管进行3D CFD模拟。 轮子由六个主分割叶片和六个分割叶片组成。 叶轮叶片径向出口，无叶片扩压器由蜗壳环绕。 如图1所示的小型“B”型压缩机出口系统用于CFD分析。
图1. CFD域
本文提出的CFD模型的#39;B#39;值为0.65（压气机叶尖速度U为374 m / s）。 使用小#39;B#39;系统可以缩短计算时间（更高的排空和填充频率）可以实现更多的排空和填充循环。 与此同时，压缩机系统可以在压缩机斜率逐渐增大的正值（较低的质量流量）下稳定运行[2]。 对于大型#39;B#39;系统，冲击频率较低，因此排空和充填时间较长。 要捕获一个完整的排空和充满大型“B”系统的循环，需要很长的计算时间。
出于这个原因，为模拟选择了一个小的#39;B#39;系统。
浪涌检测方法： - 对进口和出口的静态和总压力，温度和质量流量进行及时监控并进行分析。 计算出口和入口之间的总到总（t / t）压缩机压力比，并相对于压缩机出口质量流率绘图。 使用等式2来计算具有计算的总压比的移动平均值的多个点的平均值
[Eq. 2]
其中y [i]是移动平均值，x是图2所示的计算压力比（原始数据），然后计算平均压力比的移动标准偏差。
图2.浪涌检测方法
如图3所示，通过将压缩机出口处的质量流量时间线性地减小到导致给定轮速的喘振的水平，来执行具有可变边界条件的瞬态计算。
图3.可变出口质量流量
压缩机出口边界处质量流量随时间变化的斜率保持足够小以确保可变边界条件不会在压力场中引入任何人为振荡。 测试压缩机出口处不同斜率质量流量的时间变化。 考虑到计算时间和精度，结果选择合理的斜率值进行分析。 如图3所示的斜率参数#39;m#39;的值保持大于或等于10.压缩机入口滞止压力边界条件和车轮转速保持恒定。
0.05的移动标准偏差或压力比变化5％的标准被认为是与没有套管处理的压缩机在纸张中的喘振相关的不稳定性。 压力波动低于0.05的移动标准偏差被认为是“稳定运行”区域。 移动标准偏差与“喘振标准线”相交的质量流量是“喘振点”。 质量流率低于观察压力比原始数据中的大规模振荡称为“不稳定运行”区域的喘振点。
该方法通过流量激增数据进行验证。 CFD冲击检测方法的验证是使用一种类似的压缩机完成的，这种压缩机具有不同的压缩比，并且压缩机速度与本文介绍的压缩机结果不同。 在图4中，压缩机出口压力比（绿色）和移动标准偏差（浅蓝色）对压缩机出口质量流量绘制。 红色垂直线是移动标准偏差与5％压力比变化标准线之间交点处的流量。 流量支架测试数据显示压缩机转速为104k和138k rpm。 这两个压缩机速度的流量站喘振点被连接，130k的喘振点通过线性插值来计算。 这个线性内插值，0.0395千克/秒和1.925 压力比，被认为是13万转/分钟的流量站的喘振点。 将在130k压缩机速度下的喘振点的CFD结果与该内插喘振点进行比较。
图4.浪涌检测方法的验证
使用5％压力比变化的CFD冲击点导致质量流量为0.04055 kg / s，压力比为1.867。 使用5％压力比变化标准的预测的喘振质量流率在流量站喘振质量流率的3％以内。
图5示出压缩机出口压力比和压缩机入口质量流率迹线对压缩机出口质量流率的曲线。 压缩机入口处的负质量流量质量流入压缩机，并且入口处的正质量逆流流出压缩机。
图5.浪涌检测方法的验证
在图5中，绿线是压力比，蓝线是压缩机入口质量流量（右侧垂直轴）。 通过CFD的红线预测的喘振点显示为红色圆圈。 值得注意的是，压缩机压力比的5％变化的质量流量被认为是CFD喘振准则，与压缩机入口处流量反转的开始相匹配。 而且，在深冲击区域，完整的压缩机进口流量反向（零质量交叉）发生在最大压力下降之前，如图5所示。
为了确保压缩机质量流量反转和出口压力下降之间的相位差不是由于压缩机进口和出口之间的距离所致。
如图6所示，在叶轮叶片的出口处进行压力测量。
图6.压缩机轮子导出器处的压力测量位置
总共有三十六（36）个静压探针放置在轮子导出装置周围。 舌位置处的静态探针被定义为零度（0度）位置，并且针对每个探针位置顺时针测量10度。 图7显示了选定（每40度）探头位置的静态压力。 在外围器周围，在浪涌之前静态压力有很大的变化，但是在深度冲击压力下，围绕出口器的压力坍缩为单个压力值和衰减。 在恢复期间，圆周周围的压力不同，但随着压缩机经过下一个逆流周期，压力很快就会崩溃。 为了研究出口管压力和压缩机入口质量流量反转之间的相位差，压缩机入口质量流量数据用出口压力绘制，如图8所示。
在图8中，为了清楚起见，仅保留240度（绿色）处的压力迹线和40度（红色）周边位置处的压力迹线。 请注意，如图7所示，所有其他周边位置压力曲线都位于这两个压力曲线之间，在深涌之前。
图7.压缩机轮式挤出机不同外围位置处的静压痕迹
图8中增加了压缩机进口质量流量，并以蓝线（右侧垂直轴刻度）显示。
图8.压缩机叶轮出口处的压力痕迹和压缩机入口质量流量
压缩机出口处240度周边位置处的压力迹线与出口压力非常相似，并且在深度涌流期间与40度周边位置压力迹线一起崩溃。 请注意，从压缩机出口到车轮导出器的压力测量位置的变化并未改变压缩机进口质量流量反转发生的位置。 这表明流量逆转的发生在压力下降开始之前就已经发生，而最大的压力下降总是滞后于压缩机进口的完全流量逆转。 为了检测波动的发生，重要的是在流动逆转发生的早期阶段检测#39;压力特征#39;。 一旦发生大规模压降，检测到喘振的发生为时已晚。
在目前的检测方法中，压缩机压力比的5％变化被认为是喘振标准，因为这对应于压缩机入口流量反转开始的早期阶段。 这个来自流动物理学的标准和使用这种方法的预测波动与3％以内的流动站数据相关。
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