0 引言

油气钻井工程中，柴油机燃油消耗成本占钻井总成本25$\%$以上，尾气排放量大，对增压器进行二级涡轮增压器改造和分析非常必要。济柴190系列柴油机主要是为钻井平台中的转盘、钻井泵、绞车等提供动力^[1-3]。其特殊的工作环境严重削减柴油机理论寿命。190系列柴油机属于典型的定流量涡轮增压器，采用两台GJ20系列单级涡轮废气增压器并联，有明显的涡轮迟滞现象^[4]；原涡轮增压器的布置方案将会影响发动机充气效率，从而影响增压器工作效率和使用寿命^[5-9]。因此，进行二级涡轮增压器改造，对改造后的二级涡轮增压器仿真分析，观察其性能变化。

二级涡轮增压器内部叶轮与蜗壳相互干扰，以及离心力对内部流体的影响，使得传统的理论方法对二级涡轮增压器的全流场分析难度很大，同时，采用实验研究的方法对进行二级涡轮增压器的改造需付出高昂的代价，并且无法直观了解内部流场分布^[10-11]。采用软件模拟和仿真的方法，既不需花费高昂的代价，又能克服实验研究方法不能直观展现内部流场分布的缺陷。因此，采用软件模拟的方法分析二级涡轮增压器的内部流场特性。

针对上述钻井柴油机存在的问题，以钻井柴油机二级涡轮增压装置为基础，建立流道模型，采用非结构网格划分，对二级涡轮增压器内部流场进行模拟研究。研究后发现，只需考虑几个特殊工况就可满足要求，于是设置发动机工作时的三个特殊工况的进气、排气状况作为流体分析的边界条件，分别为800 r/min的怠速转速、1 200 r/min的工作转速、1 500 r/min的设计转速。各设置工况下，增压器内部流场分布规律具有相似性，故本文只给出部分工况下各流场特性图。

1 二级涡轮增压器方案分析 1.1 二级涡轮增压器的布置方案

在原Z12V190B系统方案基础上，只将选定的增压器串联，低压级对应大型增压器，高压级对应小型增压器，将改进的方案应用到另一增压器，改造后柴油机共布置了两台高压级涡轮增压器和两台低压级涡轮增压器，低压级与高压级增压器压气相连后与中冷器相连，空气在中冷器中冷却，再进入气缸，在涡轮端布置有放气阀。总体布置图见图 1^[12-15]。

二级涡轮增压器选型时，本文选择JTK估算法^[16-17]。计算分析后，最终选定GT4202R涡轮增压器作为二级涡轮增压器的高压级，GT4708涡轮增压器作为二级涡轮增压器的低压级。

1.2 增压器的连接方案分析

目前提出两种布置方案，方案一：使用直管连接两只压气机，使用弯管连通涡轮机。排气管由涡轮机及其连通、进气管、调节阀等几大部分组成，侧重于更高的进气效率；方案二：与方案一相似，直接使用直管连接高压级和低压级涡轮机，而压气机采用与方案一不同的连接管。涡轮机与进气管连通，侧重于更高的涡轮效率。

在GT-Power模型中进行进气端温度、发动机容积效率、涡轮效率的对比分析后，发现方案二侧重的涡轮效率略高于方案一，同时使得高压级的涡轮效率对排气压力的波动更为敏感，工作寿命大大降低；方案一的进气效率相对较高，进气温度相对偏低，从而大大提高发动机工作效率^[18]。故选择方案一为增压器的连接方案进行分析研究。

2 计算模型的生成与验证

以Z12V190柴油发动机的原配增压器为计算模型，分析二级涡轮增压器的特性。原机一级增压的相关技术初始参数见表 1。

2.1 增压器模型的生成

建立二级涡轮增压器各零部件的三维模型，其中有涡轮机壳体、压气机壳体、中间体、涡轮及叶轮和与其连接的排气管路，然后将各零件装配完成。采用正视图和侧视图展示(图 2)。

2.2 计算模型

在GT-Power中分块建立原Z12V190发动机模型，各个部分为独立单元，运行满足整机要求。在GT-Power中建立的原机模型见图 3。

发动机建立模型之后，对其进行仿真运算，最后将软件仿真数据和实验数据进行比对分析，确保发动机模型与真实情况的误差不超过5%，保证仿真结果的可靠性。为了获得准确的发动机实验数据，采用自主研发的大功率柴油机测试仪器^[19]对某公司型号相同的机器做现场测试。所得到的测试结果与软件模拟结果对比曲线见图 4。

图 4可知，在GT-Power中建立的Z12V190一维柴油发动机模型的模拟数据与测试结果的吻合度较高，误差在4.5%以内，故所得结果具有较高的准确度，建立的发动机模型是可信的，能如实反映发动机变化趋势，验证了软件仿真的准确性，为下文的研究提供了基础。

3 计算结果和分析 3.1 计算值与原机实验值的对比分析

GT-Power计算二级涡轮增压器在设定工况(表 2)下各参数的值，并与原涡轮增压器的实验值对比，发现二级涡轮增压器的扭矩、功率、进气流量、燃油消耗率都有明显改善(表 3)。

由表 3的数值对比分析可知，改进的二级涡轮增压器较原涡轮增压器，在工作时，提高了增压器的扭矩和功率；同时排气温度下降，进气流量大幅上升，增加了发动机的进气效率，降低了燃油消耗率和废气中氮氧化物的含量。

4 新增压器的流场分析

增压器叶轮机械的流道结构非常复杂，若采用结构网络划分，需对流道模型进行大量的块划分和映射，划分过程非常复杂^[20-21]。研究发现，采用非结构网格划分，只需将网格合理加密，采用合适的生成方法，即可满足要求^[22-23]。由于流道的运动规律不同，对不同流道的网格分开划分、组装，然后使用交界面的方式连接两个不同的网格。

装配后的涡轮端、压气端全流道网格见图 5。

流道划分采用的是非结构四面体网格，其中，连管的网格数为394 922，节点数为68 792；旋转流道的网格数为757 688，节点数为130 926；蜗壳网格数为910 881，节点数为156 504。

4.1 流场压力分析

发动机在不同转速时按表 4所列出的阀门开度(蝶阀位置见图 6)，微调相应阀门，建立相应开度的流道模型，从而得到相应开度的涡轮端仿真结果，见表 5。

发动机在800 r/min时，一号蝶阀开度为90°时，二号蝶阀的开度是0。当二号开度为0时，此时废气流量将全部通过高压级涡轮机；1 200 r/min时，一号蝶阀的开度为40°，二号开度为70°，为发动机主要工作转速，与前工况不同的是，两只涡轮机都同时膨胀做功，提高了涡轮的利用效率。

在1 500 r/min时，蝶阀一号的开度为20°，二号的开度为90°(100%为最大)，此时，高压级的涡轮处于惰转状态，其全局压力分布图见图 7。

二级涡轮增压器内部流场的分布规律比较均匀，故只给出了1 500 r/min工况下的压力分布云图(图 8)。

由图 8可见，叶片的压力面出现局部压力增高，压力面的压力要稍高于吸力面。废气进入涡轮机后，在蜗壳内发生膨胀而加速，涡壳内的压力慢慢下降，此时在叶片入口位置的压力面处由于动能减少而转化为压力能，故叶片入口处的压力增大，从叶片的入口到出口，由于废气的膨胀做功出现压力逐渐下降的趋势。

从纵向剖面压力云图(图 8a)可知，叶轮在出口处压力最低，流道内涡壳边缘处的压力最高，压力差小表示涡轮处于惰转状态，压力差大表示在膨胀做功，压力变化趋势总体上与理论相符合，从而验证了流体仿真模型的可靠性。

不同工况下涡轮端全流道压力(图 9)在数值上反映了涡轮机在不同工况下的膨胀做功情况。由图 9可知，流道在不同工况下压力变化幅度非常小，从而进一步证明了涡轮机连接管路方案的合理性，从压力变化上印证了涡轮机的工作情况。

4.2 流场速度分析

图 10为发动机转速1 500 r/min时涡轮端主要部分速度分布图。

由图 10可见，速度最低发生在涡壳入口处，涡壳内壁附近的速度最低，到涡轮入口处速度达到最高。当废气到达涡轮入口后，由于推动着涡轮做功，将内能转化为机械能，因此出现速度降低的情况。由于蝶阀的开度不同低压级与高压级涡轮机得到不同的流量，流量多的涡轮机入口处速度相应更高，从而温度和压力值会相应减小，反之亦然。

蝶阀的流量分配见图 11。随着发动机转速的增高，主要做功的涡轮机由高压级慢慢向低压级转换(二号阀分配的流量增加)，这一现象符合实际工作状况。

发动机标定工况高压级涡轮入口速度矢量图见图 12。在叶片进口处，由于废气快速冲击轮，从而使内部流速暂性升高，在入口形成现明显的漩涡流，故会出现温度升高等现象。可通过改变叶片进口角度来改善这一现象，从而减少漩涡流，减少叶片冲击。

4.3 流场温度分析

图 13为发动机转速1 500 r/min时涡轮机温度分布图。

由13可见，随高温废气进入涡壳后速度不断升高，温度沿涡线方向逐渐下降，废气进入叶片入口处后要推动叶轮做功，此时出现压力短暂升高。然后，压力转化为动能推动叶片旋转，做功后压力和温度都会下降。涡轮入口处局部温度升高。

涡轮端全流道温度趋势曲线见图 14。叶轮受到进入废气的冲击，从而导致涡轮入口处出现局部温度升高；当废气进入涡轮后，快速膨胀做功推动叶片转动，因此，流道温度会有不同程度的下降。发动机转速为800 r/min时，高压级涡轮机膨胀做功温度下降约288.5 K，低压级温度下降约279.5 K；1 200 r/min时，高压级涡轮机温度下降约283.5 K，低压级温度下降约296.5 K；1 500 r/min时，高压级温度下降约278.5 K，低压级温度下降约308.5 K。全流道内的废气温度总体上沿涡线方向呈现下降的变化趋势。这是因为高温废气进入涡轮后膨胀做功推动叶轮转动，内能转化为机械能故温度降低。

发动机在800 r/min时，处于惰转工况，因为低压级压气机出入口的压力温度变化较小，高压级压气机的出入口压力差约为0.035 MPa，同时，叶片对气体旋转做功温升高了约298.5 K，高压级压气机为主要工作机；在1 500 r/min时，低压级与高压级压气机同时开始工作，低压级出入口压力差为0.060 MPa，高压级压气机出入口压力差约为0.021 MPa，此时压气端压力分布云图见图 15，流道压力温度曲线见图 16。

最大输出压力总体上与理论结果相近，因此可以满足发动机对空气的需求^[24-25]。在二级涡轮增压系统中，与原单级涡轮增压相比，在相同的发动机转速工况下可以获得更高的进气流量和进气压力，同时提高了涡轮增压器的工作效率和发动机性能。压气端内部流体的温度与压力随着涡轮叶片的做功而增高，其变化成正相关，这一趋势符合实际工作情况。

5 结论

(1) 在GT-Power中建立的Z12V190一维柴油发动机模型的模拟数据与测试结果的吻合度较高，误差低于4.5%，具有较高的准确度，故建立的发动机模型是可信的，将发动机在不同工况下所产生的废气流量和温度设置为初始条件，对应蝶阀开度下的低压级与高压级涡轮机做了仿真和分析，所得结果比较理想。可以发现废气从开始通过一只涡轮增压器变为通过两只涡轮增压器。

(2) 使用新涡轮增压系统较原机的多个性能都有相应的提升，单位时间内新增压系统的进气流量更多、燃烧更加充分，大大降低了燃油消耗率和废气中氮氧化物的含量。