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涡轮增压器压气机性能分析

文档作者：吴孝勤倪计民等文档来源：同济大学汽车学院等		点击数：	更新时间： 2026年01月24日
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涡轮增压器压气机性能分析冰
吴孝勤 倪计民 (同济大学汽车学院，上海201804)
任晓栋 (清华大学热能工程系，北京100084)
马海军 (无锡威孚英特迈公司，无锡214028)
【摘要】 利用计算流体力学(CFD)对涡轮增压器的压气机叶轮及蜗壳的组合性能进行了模拟计算，得
到了其在各转速下的效率及压比特性曲线。将这些特性曲线值与实验值进行对比后，详细分析了两者之间所存
在的偏差以及引起该偏差的可能原因。然后对压气机叶轮内部的流场进行了详细分析，指出了引起流道效率损
失的原因及今后优化方向。在此基础上初步分析了压气机叶轮发生失速喘振的原因，得出了压气机叶轮及蜗壳
的顶部间隙对压气机叶轮发生失速喘振有很大的影响。
【Abstract】 By using the computational fluid dynamics(CFD)to simulate the performance of
the compressor and the casing，we get their efficiency and pressure ratio characteristic curves in various
speeds．After comparing this date with the experimental data，the deviation between them and the pos—
sible reasons causing of the deviation is analyzed．Then，a detailed analysis is made to the flow field of
compressor，and the reasons causing the efficiency loss and the direction of optimization in the future is
pointed out．Based on this，we preliminarily analyze the reason causing compressor surge and conclud
that the clearance between compressor and casing has a great impact to this phenomenon．
【关键词】 涡轮增压器压气机计算流体力学
· doi：10．3969／j．issn．1007．4554．2011．11．04
0 引言
随着我国排放法规要求越来越严格，废气涡
轮增压器由于在节能、提高功率以及环保等方面
的优势，在发动机上的运用越来越广泛，并且发展
速度也越来越快。然而一台涡轮增压器性能的好
坏主要取决于叶轮及蜗壳的气动性能的好坏，所
以对叶轮内部流道性能分析变得越来越重要。采
用试验的方法虽然能够得到叶轮实际的性能数
据，但是它不能显示出叶轮内部的具体流动情况，
收稿13期：2011—01—01
本文为上海市汽车工程学会2010年学术年会优秀论文。
· l8 ·
也就无法具体地分析流道内部的缺陷。但是采用
计算流体力学(CFD)就能避免以上缺点，从而为
性能优化提供指导。
本文采用计算流体力学方法(CFD)对某一款
涡轮增压器的压气机叶轮及蜗壳进行联合性能计
算，这样能更加准确地反映出压气机叶轮和蜗壳
的实际匹配情况，从而为压气机叶轮、无叶扩压器
及蜗壳的优化匹配提供指导。最后对压气机叶轮
及蜗壳内部的流场进行详细分析，找出了引起压
气机发生失速喘振的原因以及造成压气机效率下
降的因素。通过模拟计算，能为后续的压气机叶
上海汽车2011．11

对比，如图3所示。
图3 不同转速下的压气机性能曲线
从图3可以看出，该图上半部分为流量-效率
曲线，下半部分为流量．压比曲线。低转速时，压比
的计算值和试验值能够很好的吻合，误差在3％ 以
内，而效率的计算值与试验值相差较大，尤其是
90 350 r／min下，两者的效率相差近10％；高转速
时，测量压比和试验压比在低压比的情况下能够
很好的吻合，高压比情况下两者的吻合程度一般，
对于效率而言，计算值和试验值能够较好的吻合，
误差在5％以内。造成计算值和实验值有差别的
原因有很多，其中主要的原因可以总结为以下几
点。
(1)模型简化带来的误差。
(a)试验中测量的进出口压力温度均为静参
数，而计算进口边界条件需要给定相应的总参数，
因此只能根据实测的流量和进口面积等参数推算
压力和温度对应的总参数。推算结果与实际值有
一定的差别，这也就使得计算结果和试验结果有
一定差别。
(b)实物试验中不能保证转速恒定不变，即使
是认为同一转速下的各测量点对应的转速也不一
定完全相同，而模拟计算则能保证转速恒定和进
口边界条件在同一转速下恒定，因此，计算所得的
结果与试验测量结果可能存在一定的误差。
(2)计算边界条件和试验边界条件不完全相
· 2O·
符带来的误差。
(a)对于固壁边界采用无滑移绝热边界条件
进行设置，这与实际的边界条件存在一定的差别，
从而导致计算结果与试验结果有一定偏差。
(b)由于叶轮机械内部的流动具有固有非定
常性，因此，采用周期性、定常方法进行模拟会使
计算结果和试验结果存在一定偏差。
(3)湍流模型等计算方法带来的误差。
(4)实验测量系统自身的误差。
虽然定量上计算值和试验值不能完全相符，
但是两者的变化趋势相同，所以，对于定性的分析
并提前预测部件性能还是非常有用的，这样可以
大大的节省试验成本。 ．
2．2 流场结果分析
本文选取涡轮增压器试验结果最常用工作转
速(130 274 r／min)下的3个不同工况点进行研
究，其中这3个工况点分别代表了压气机叶轮在
堵塞工况点、效率最高工况点和喘振工况点，如图
3中con．1、con．2和con．3。通过对比该转速不同
运行工况下的流场分布，尝试解释引起该压气机
失速喘振的原因。
图4给出了压气机叶轮不同叶高截面上的面
流线分布，图中用虚线框标出了分离区位置；图5
给出了大小叶片吸力面上流线分布。从这两组图
中可以看出，con．1和con．2对应的叶轮流道内流
动状况良好，而con．3对应的流道内流动出现大范
围分离区，且这些分离区主要集中在大叶片吸力
面近尾缘区，表明此时压气机已经进入失速区。
对比图4(C)中3幅图，可以看出，随着压气机
压比升高，压气机叶轮90％叶高处的周向二次流
动(偏离主流方向的流动)强度逐渐增强，尤其在
失速工况con．3时，周向二次流动已经占据主导地
位。可以推测，周向二次流动是由于动叶顶部间
隙流驱动的，且随着压比升高，动叶顶部间隙内的
顶部间隙流强度增强，驱动力加大；而且，90％叶
高处二次流动强度达到一定值时，导致其它叶高
处分离区产生，并随着二次流强度的增强分离区
也随之加大，最终导致压气机进入失速区，进而发
生喘振。因此，动叶顶部间隙流是导致压气机进
入失速喘振区的重要原因，因此可以通过控制顶
上海汽车2011．11
O％叶高截面面流线分布
分
(c)90％叶高截面面流线分布
图4 不同叶高截面面流线分布
图5 大小叶片吸力面上面流线分布
部间隙流强度达到扩大压气机喘振裕度的目的，
提高压气机稳定性。
图6给出了不同工况下无叶扩压器和蜗壳内
的三维流线分布，3种工况下，蜗壳内都存在涡旋
流动，这是离心蜗壳内固有的一种流动现象，它会
导致明显的总压损失，相应的静压恢复系数也就
会降低。此外，随着压比的增大，无叶扩压器入口
上海汽车2011．11
气流与径向夹角增大，致使流人无叶扩压器内的
气流流量减小，同时蜗壳内流体的涡旋强度也相
应降低。
b con．1 con．2 con．3
图6 无叶扩压器及蜗壳内三维流线分布
图7和图8分别给出了不同工况下周向平均
后子午流道的压力分布和速度矢量图。对照两组
图可以看出，对于靠近堵塞工况con．1，存在局部
高压区(图7用虚框标出的部分)，这是由于流量
较大，流道导流能力不足，大部分流体不能及时获
得足够的径向流动速度而撞击在叶轮轮毂上，从
而产生了具体高压区；对于近失速工况COD_．3，在
靠近轮缘的很大一部分区域均出现回流，使得上
游高压流体向下游迁移，导致压气机性能降低，流
动恶化；而对于效率较高工况COn．2，子午流道的
压力分布及速度矢量分布均比其它两工况合理，
但是流道内的压力存在分段现象，也就是气体压
力在某个子午截面处发生突越，这是由于叶轮流
道的内外轮廓线有不相切点所造成的。上述这些
因素都会使压气机效率降低，高效率范围区缩小。
因此，可以考虑对子午流道进行相应的修改，提高
_ _
COI1．2
Pressure
图7 不同工况下周向平均后子午流道压力分布
· 21 ·
一
一一
一一
COI1．3
图8 不同工况下周向平均后子午流道速度矢量分布
该压气机的流动性能，增大其安全运行范围。
虽然上述只是对压气机某一个转速状态进行
了详细的分析，但是其它各转速的性能状态与该
转速相似，所以不必对此一一详述。
3 结论
(1)用CFD的方法对涡轮增压器压气机性能
进行数值模拟计算，计算值与实验值吻合较好。
低转速时，压比的计算值和实验值能够很好的吻
合，而效率的计算值与实验值相差在10％以内；高
转速时，压比的测量值和实验值在低压比情况下
能够很好吻合，高压比情况下两者的吻合程度一
般，而效率计算值和实验值能够较好的吻合。
(2)在同一转速下，随着压气机压比升高，压
气机叶轮周向二次流动(偏离主流方向的流动)强
度逐渐增强。同时在同一流道内，随着叶片高度
的增加二次流强度也增强，这是由于周向二次流
动是由动叶顶部间隙流所驱动的。不同转速时，
随着转速的提高，各转速下最高效率点成二次曲
线形状，且该点向大流量方向移动。
(3)动叶顶部间隙流是导致压气机进入失速
喘振区的重要原因，并且在近失速工况时，靠近轮
缘的很大一部分区域均出现回流，使得上游高压
流体向下游迁移，导致压气机性能降低，流动恶
化。因此可以通过控制顶部间隙流强度达到扩大
压气机喘振裕度的目的，提高压气机稳定性。同
时，也应该对叶轮流道及其内外轮廓线进行优化，
从而扩大压气机高效率区域。
参考文献
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ble Geometry Turbochargers[C]．SAE paper 2005-01·1855，2005．
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(上接第2页)
归纳起来，现代电动汽车产业商业模型的实
施，突出表现为将推进汽车产业结构的升级、增长
方式的改变，促使汽车产业更好地进人国际汽车
产业的分工合作的体系中，提高中国汽车产业的
声誉和地位；主要表现为从中国制造到中国创造、
从硬性制造到软性制造、从产品导向到市场导向、
从一般服务到解决方案服务、从内需为主到内外
并重、从效益平平到效益突破、从汽车大国到汽车
· 22 ·
强国，这样中国汽车产业的战略转型就会有很大
效果了。
当前，现代电动汽车产业商业模型还在新兴之
中。许多工作要做，但同时也要认真地把汽车产业
现实市场的产销等工作做好，两者工作要互动并举，
并没有矛盾。我们相信只要大家在思想上能更好
统一起来，下决心努力工作，我们现代电动汽车商业
模型的建设工作一定会取得很好的进展。
(陈光祖)
上海汽车2011．11

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