0 引言
車用渦輪增壓器離心壓氣機主要由葉輪、擴壓器及壓氣機蝸殼三大件組成，擴壓器作為壓氣機的關鍵部件之一，它可使自葉輪出口流入擴壓器的流體動能降低，將動能轉化為壓力能，從而達到增壓的效果。一般葉輪出口氣流的動能占葉輪對氣體所作功的20%～50%[1]，擴壓器內部結構形狀對于動能轉化的影響較大，因此對擴壓器內部氣體流動及其對壓氣機性能影響的研究至關重要。莫子高等研究了無葉擴壓器寬度對壓氣機性能的影響，結果表明，減小擴壓器寬度可以使擴壓器內部氣流切向速度分布均勻，縮短了氣流路程，減小了摩擦損失。
湯華等對某有葉擴壓器離心壓氣機無葉擴壓段型線對壓氣機性能影響進行了數值研究，研究表明，合理調整無葉擴壓段的收縮程度對減小擴壓器葉片入口損失有顯著影響。馬超等研究了無葉擴壓器收縮角對壓氣機性能影響，研究表明采用較大的收縮角可以提高壓氣機性能，但過大的收縮角會犧牲壓氣機效率，在離心壓氣機擴壓器設計中要綜合考慮壓比和效率性能。文獻采用實驗手段研究了離心壓氣機7 種不同無葉擴壓器設計，得出壓殼收斂角提高了壓氣機級性能以及葉輪性能但惡化了擴壓器的性能，過大的壓殼收斂角會惡化壓氣機性能。文獻也對擴壓器的設計及優化做了大量研究工作。
由于以往的研究基本只對設計轉速下的性能進行了分析，車用發動機大部分時間運行在非設計工況，因此很有必要對增壓器多工況性能進行分析研究，文章主要對不同擴壓器寬度值對壓氣機的全工況性能進行了數值分析，探索出擴壓器寬度對壓氣機全工況性能的影響。
1 研究對象
文章以某增壓器壓氣機為研究對象，該壓氣機采用無葉擴壓器結構，壓氣機葉輪采用前傾后彎結構，相關幾何尺寸見表1。文章系統地研究了擴壓器在2mm、2.6mm、3.21mm 及3.85mm 時對壓氣機的性能影響，如表2 所示，嘗試探索出擴壓器寬度對壓氣機性能的非線性影響規律。
2 數值模擬及試驗驗證
計算采用FINE/Turbo 軟件包，求解三維雷諾平均N-S 方程組。FINE/Turbo 軟件包EURANUS 求解器數值計算應用格子中心有限體積法，空間采用添加人工粘性項的二階中心差分格式;計算采用三層多重網格結合變時間步長及殘差光順方法進行收斂加速，葉輪進口為全湍流，使用Spalart-All-maras。
一方程湍流模型進行紊流封閉，取壓氣機葉輪單通道進行模擬，通道邊界設置為周期性邊界條件，結構網格的使用保證了整個網格的質量，對近壁處的網格進行加密，葉輪及蝸殼拓撲第一層網格高度均為0.001mm，葉輪間隙處設置13 個網格節點，為使網格滿足Spalart-Allmaras 湍流模型計算要求，y+值控制在1～7 之間。最終，蝸殼網格數目為1207069;葉輪網格數目為1276608。各壓氣機方案中葉輪及蝸殼的網格拓撲結構均保持一致，保證了分析結果的可信度。
對壓氣機進口施加標況下絕對總壓、絕對總溫以及速度向量方向等邊界條件，壓氣機出口施加質量流量邊界條件。固體壁面取不滲透、無滑移、絕熱的邊界條件，使通過固體壁面的質量通量、動量通量及能量通量為零。判斷計算是否收斂，通常以下述幾個標準作為參考：全局殘差下降三個量級以上;收斂準則最重要的一個參數是進出口質量流量，其相對誤差應小于0.02%，且流量不再發生變化;對于定常計算，總體性能參數(效率，壓比，扭矩等)都應當恒定，而不再隨迭代步數增加而變化。
壓氣機性能曲線的測取是在壓氣機特性試驗臺上完成的，試驗臺架增壓器轉速測量采用非接觸式磁電傳感器加二次儀表顯示，系統精度為0.2%;壓力測量采用電容式壓力傳感器;溫度測量采用鉑熱電阻，精度為0.2%;壓氣機進口流量采用雙紐線流量計進行測量，試驗臺各種溫度、壓力及轉速測量儀器儀表均在使用有效期內，由于對試驗測試數據精度要求較高，對測試臺架開展了測量系統分析(MSA)，文中MSA 分析對象是針對1 臺增壓器設計轉速下低、中、高三個流量點進行，相當于3 個虛擬的對象，然后讓3 位操作者針對每個虛擬對象重復測量3 次，測量系統評估指標如表3 所示，通過數據分析發現本測量系統在壓比測量精度方面高于效率測量值，壓比和效率測量的%SV 值均小于19%，可區分的類別數均大于5，測量系統可信度較高。
設計轉速下擴壓器寬度為3.21mm 時壓氣機數值模擬結果與試驗結果對比。模擬計算的最高效率點出現在相對流量0.75附近。壓氣機壓比模擬結果與試驗結果吻合良好，最高增壓比相差不超過0.5，變化小于2.5%，而最高效率模擬值與試驗相差為1%，且模擬值像是試驗測試值往右偏移了一小段距離。由此可以認為模擬計算結果具有較高的可信度，可用于不同壓氣機結構的模擬性能對比。
3 結果分析
當擴壓氣器寬度由2mm 增加至2.6mm 時，各轉速下壓比值均呈增長趨勢，峰值效率分別增長6.05%，4.99%，3.08%;繼續增加擴壓器寬度至3.21mm，在中、低轉速其壓比值與2.6mm 相差不大，而在高速下，其壓比開始下降，且隨著流量的增大，下降幅度越大，而峰值效率較2.6mm 寬度時在、低、中速分別增長1.46%，0.23%，在高速下降1.1%;當擴壓器寬度為3.85mm 時，各轉速下的壓比較3.21mm 時均出現下降，轉速越高，下降幅度越大，各轉速峰值效率較3.21mm 寬度時分別降低4.65%， 5.81%及7.48%。可見，隨著擴壓器寬度的增加，壓比出現了先增長后降低的趨勢，而效率隨著擴壓器寬度的增加有向低速性能傾斜的趨勢，如擴壓器寬度為3.21mm 時，低速性能最好，但隨著擴壓器寬度繼續增加壓氣機性能出現惡化，綜上所述，對于一個固定的葉輪出口葉高值，總存在一個合適的擴壓器寬度，其壓氣機綜合性能最佳。
4 流場分析
不同方案設計轉速小流量點下周向平均絕對速度流線分布，擴壓器寬度為2mm 及2.6mm 時，擴壓器內還直觀地發現回流，而當擴壓器寬度增加至3.21mm 時，擴壓器內靠近輪緣一側開始出現回流，回流區域約占通道寬度的1/3，隨著擴壓器寬度繼續增大，擴壓器內回流占據了整個通道的大部分區域，極大地影響了壓氣機的.穩定性。
設計工況小流量工況下擴壓器入口(葉輪出口)截面及擴壓器出口截面展向方向周向平均絕對速度徑向分量分布，絕對速度徑向分量Vr 小于零意味著擴壓器內存在回流，可以看出，在靠近輪緣區域，各種方案下均存在一定程度的回流，擴壓器寬度較小時，對葉輪出口參數影響很小，以擴壓器寬度為3.85mm 時回流最強，這與絕對速度流線圖相對應。由于通道內每個截面流量一定，輪緣側速度降低導致3.85mm 擴壓器輪轂一側加速。從出口位置截面可以看出，各方案下徑向速度相差較大，擴壓器寬度越小，擴壓能力越低，大部分流體動能沒有轉化成壓力能，由于流體切向速度分量只與徑向位置有關，因此小擴壓器壓氣機在小流量工況時，徑向速度分量較小，絕對速度更傾向于徑向方向，使壓氣機工作更為穩定。靠近擴壓器出口某一位置處絕對氣流角分布，可見隨著擴壓器寬度的增加，絕對速度更傾向于切向方向，在氣流動能不足以克服在擴壓器中形成的壓力梯度時，流體不能流出擴壓器，從而在流量還相對較大時就發生失速，甚至喘振。
5 結束語
(1)采用較寬的的擴壓器，可以將葉輪出口的氣流動能充分地轉化為壓力能，能有效提高壓氣機壓比，但擴壓器寬度增長到一定程度后，高速壓比開始降低，繼續增加擴壓器寬度，擴壓器中流體分流損失增大，導致壓氣機各轉速壓比均出現下降。
(2)采用較寬的的擴壓器后，低速效率得到一定程度的提升，壓氣機效率島向低速傾斜，但過大的擴壓器寬度會導致壓氣機性能惡化，甚至低于小擴壓器寬度的性能，此外，隨著擴壓器寬度的增加，在小流量時，壓氣機穩定性下降，喘振流量增大。
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