径流式涡轮的原理与设计1

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1、1第四章径流式涡轮的原理与设计(1)涡轮增压技术涡轮增压技术2径流式涡轮的原理与设计径流式涡轮的原理与设计(1)n 径流式涡轮的特点n 径流式涡轮的热力学过程n 涡轮蜗壳与喷嘴环n 涡轮叶轮3轴流涡轮介绍轴流涡轮介绍n涡轮一般分为轴流式涡轮、混流涡轮和径流涡轮。n轴流式涡轮适用于大流量，以获得较好的效率。在大型的船用柴油机或机车用柴油机上的涡轮增压器一般采用轴流式涡轮。4径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点n径流式离心涡轮气流流向是由中心向外缘流动。由于工作轮出口处的圆周速度很大，余速损失大，涡轮效率低，叶轮强度低，目前很少应用。-径流涡轮介绍径流涡轮介绍(1)(1)径流式离心涡轮5径流式涡轮的特

2、点径流式涡轮的特点n在目前的车用发动机及其它功率不是很大的动力设备中涡轮增压器主要采用径流向心式涡轮。气流流向是由轮缘流入中心，余速损失小，且在小流量下有较大的叶高，气体的膨胀功大部分是通过焓降直接转变为机械功，有较高的涡轮效率。-径流涡轮介绍径流涡轮介绍（2 2）径流式向心涡轮6径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点涡轮部件n涡轮箱n喷嘴/导叶n叶轮-径流涡轮介绍径流涡轮介绍（3 3）涡轮箱喷嘴叶轮7径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点-径流涡轮介绍径流涡轮介绍（4 4）n涡轮箱n单入口n双入口8径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点n小流量条件下（2.5 kg/s）效率比轴流式涡轮高n单级膨胀比大，相同尺

3、寸涡轮的功率较大n叶片数少，结构较简单n叶轮坚固，许用转速高-径流涡轮优点径流涡轮优点(1)(1)9径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点n径流式涡轮能在较宽广的工作范围内保持高效率。n向心涡轮对于动叶的气动要求较低，即使叶片的几何形状制造得不太精确，叶片表面的粗糙度较差，涡轮的效率也不会受到太大的影响。这使我们在制造叶轮时，有可能采用比较简单的，高效率的工艺。此外，在运行中动叶表面的积垢也不会引起太大的问题。-径流涡轮优点径流涡轮优点(2)(2)10径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点n涡轮轮盘全部与燃气接触，受热面积大，转子内温度梯度大，零件热应力大。n径流式涡轮用在脉冲增压系统中，对发动机扫气有不

4、良影响。因为扫气时发动机排气压力波焓降较小，涡轮内气体受离心力作用，有反流倾向，使扫气背压升高。-径流涡轮缺点径流涡轮缺点(1)(1)11径流式涡轮的特点径流式涡轮的特点n随着现代车用动力对动力性、经济性、排放特性等要求的不断提高，涡轮增压技术也不断向高转速、小型化、大容量方向发展，使得径流涡轮的设计比转速越来越高。然而高比转速下径流涡轮叶轮出口损失增加，从而导致涡轮效率下降。-径流涡轮缺点径流涡轮缺点(2)(2)12混流涡轮介绍混流涡轮介绍(1)n混流涡轮由于其叶轮结构能很好地适应气流的转折，因而其流场速度分布比径流涡轮理想，使得混流涡轮在高比转速下能保持高的涡轮效率。13混流涡轮介绍混流涡

5、轮介绍(2)n混流涡轮由于叶轮进口速度具有轴向分量，因此可以在保持径向直叶片的同时得到正的叶轮进口角，使涡轮峰值效率点的u/c0低于传统径流涡轮的设计点值，这一点适应了现代车用涡轮增压技术高压比、高膨胀比、小型化的发展方向，并且可以更有效地利用发动机排气能量。n目前已有混流涡轮在工程实际中得到良好应用的不少实例14本课程涡轮部分所讲内容本课程涡轮部分所讲内容n本课程将只讲述径流涡轮的原理与设计。n一来，目前车用涡轮增压器中，混流涡轮还占多数。n二来，混流涡轮的流动过程和径流涡轮比较相似。15径流式涡轮的热力学过程径流式涡轮的热力学过程n径流式涡轮由涡壳、喷嘴环叶片或无叶涡壳、叶轮等组成。具有一

6、定压力、温度和速度的燃气首先进入涡壳，由涡壳将燃气引向喷嘴环叶片或无叶喷嘴环，使气体膨胀加速，气体以1的方向从喷嘴环流出，速度增大到c1，压力和温度分别降至p1和T1，气体以相对速度w1进入圆周速度为u1旋转叶轮。-流动过程流动过程(1)(1)16径流式涡轮的热力学过程径流式涡轮的热力学过程n气体在叶轮内继续膨胀做功。气体从叶轮内流出时，其压力降到p2，温度降到T2。叶轮出口处气流相对叶轮流动的速度为w2，其绝对速度为c2，圆周速度为u2。n由于气体的能量在叶轮中大部分已转变成叶轮功，因此c2显然小于c1。为减小余速损失应尽可能使c2沿叶轮轴线方向流出，使2为90度-流动过程流动过程(2)(2

7、)17径流式涡轮的热力学过程径流式涡轮的热力学过程n在喷嘴环中，每千克气体的绝热焓降为：n在涡轮叶轮中气体的绝热焓降为：n整个涡轮级的气体绝热焓降为：-焓熵图焓熵图adTpadTnadTTcIIH1*1*adpadiadTTcIIH2121kkTTadTpadTTadppRTkkTTcIIH1*2*2*2*1118径流式涡轮的热力学过程径流式涡轮的热力学过程n在涡轮级内，喷嘴环与叶轮之间的焓降分配以反力度表示，其定义为叶轮中绝热焓降对级的绝热焓降之比。n如果气体的膨胀仅发生在喷嘴环中，叶轮前后的气体压力不变，叶轮中焓降为零，则为0，这样的涡轮称为冲击式涡轮。如果气体的膨胀既发生在喷嘴环中又发生

8、在涡轮叶轮中，则称反应式涡轮。车用涡轮增压器都采用反应式涡轮，其反力度在0.450.55之间。-反力度反力度TadiadHH19径流式涡轮的热力学过程径流式涡轮的热力学过程n如果没有热交换及其他能量损失，涡轮级在绝热理想情况下膨胀，由T*状态膨胀到2ad状态的焓降，称为可用焓降HTad，这表示1kg燃气理论上可做的功。由于涡轮中存在各种损失及涡轮出口速度不为0，实际有效焓降hT小于可用焓降,两者之比称为涡轮的绝热效率。-绝热效率绝热效率TadTadTTTadHhIIII2*2*222*2*2*cHhIIIITadTadTTTad20涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳与有叶涡壳无叶涡壳与

9、有叶涡壳(1)(1)21涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳与有叶涡壳无叶涡壳与有叶涡壳(2)(2)n无叶涡壳结构简单，尺寸小。n对于小型车用涡轮增压器来说，无叶涡壳可提高涡轮级效率。n无叶涡壳特性平坦，适合涡轮在变工况条件下工作。n无叶涡壳具有脉冲转换器的作用。n无叶涡壳工作噪音小。n早期的有叶涡壳喷嘴叶片位置不可变，适应的流量范围较窄，对于车用不是十分适合。n现在的有叶涡壳大多用在可调涡轮增压器上，喷嘴叶片位置可变，它可使发动机与增压器获得更为良好的匹配。n可调涡轮增压器需要更为细致及精确的控制系统。22涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(1)(1)n无叶

10、涡壳设计较为复杂，无叶涡壳内气流具有三元性质，拟定精确计算时，存在着许多困难，为了便于实际简化计算，特做如下假设：n流经涡壳的气体为理想气体，无粘性。n在涡壳流道与叶轮进口之间的环形通道内，气流分布是均匀的。n在无叶涡壳流道内气体流动是稳定的，并认为从涡壳进口到每个截面的气体密度是不变的。23涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(2)(2)n以左图所示的圆形流道截面形状的单流道无叶涡壳为例，推导涡壳的计算方法。n从无叶涡壳的入口截面A0到出口截面A1，气体的流动应满足连续性方程：n对不可压缩流体11111000sincbdAc11110210sin4dbccdd24涡

11、轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(3)(3)n对于涡壳流道的各截面，根据位能涡流等环量定律，有如下方程：111000cos2cosdcrcn对于不可压流体，0很小，2cos11100cdrcn对于不可压流体，上两式可进一步写为：1101110sin2ccdbdd101102cosccdr25涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(4)(4)n根据无叶涡壳的几何尺寸关系可得：22010dldrn由以上三式可知，无叶涡壳的外形尺寸主要取决于c0/c1。c0/c1被称为加速系数。n通过涡轮的热力计算，在一些参数如d1，b1/d1，1和l/b1确定之

12、后，可以通过查一些图表或计算来确定c0/c1。从而确定r0和d0。nc0/c1的确定。26涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(5)(5)n对于除掉0-0截面之外的其它截面，如截面。该截面处气体的流量M为:n所以截面处的连续性方程为：22TMMn联合等环量方程和其它方程，可以求解d的值。这样所有截面的流道尺寸都可以确定。111121sin224dbcddc27涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(6)(6)n以上简化计算是针对不可压流体而言的，对于可压缩流体而言，还要对喷嘴环的出口气流角1进行修正。n如果要考虑到气体流动损失，涡壳出口的实际气

13、流速度c1低于理论值c1t，须引入修正系数-速度系数。一般可取0.96至0.97。tcc1128涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(7)(7)n考虑到实际情况，涡壳流道截面可能不是圆形的，涡壳流道的长度也不可能沿360度环形分布，涡壳的流道数也可能不止一个。这时候通过截面的流量为：n其中，为涡壳的部分进气度，在0.9-1之间。为涡壳流道数，单流道涡壳为1，双流道为221tan211111uucbrdAcM29涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(8)(8)n如果把 代入上式，同时假设气体密度沿流道不变，即=T，并假设速度系数沿流道也没有变化

14、，则无叶涡壳的计算公式为：n上式将角与该截面处的结构参数联系在一起。11rcrcuu111tan222brdAT30涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(9)(9)n如左侧所示的单流道梨形涡壳，要求确定截面处形状。由涡轮热力计算已知：n涡壳出口直径d1=0.15米n涡壳出口宽度b1=0.021米n涡壳出口气流角1=1920n流道中气体密度T=0.70n涡壳出口气体密度1=0.61n速度系数=0.9631涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(10)(10)n选定无叶涡壳的一些结构特征参数，如加速段长度和无叶涡壳出口宽度之比(0.4)，涡壳结构角

15、s(25度)，结构角交点半径re(0.075米)。则：4244433332222111rdArdArdArdArdA32涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(11)(11)n对上页所列积分表达式分别进行积分，并将积分结果带入的表达式，即可得到涡壳特征尺寸与涡壳方位角的关系。33涡轮涡壳与喷嘴环涡轮涡壳与喷嘴环-无叶涡壳的设计无叶涡壳的设计(12)(12)n在确定了截面方位角和特征尺寸的关系后，就可以绘制出每一截面的剖面图，用来制作铸造涡壳的模具。34涡轮叶轮涡轮叶轮-比转速的定义比转速的定义n比转速ns是表示几何相似的涡轮，实现相似工作条件的一个参数，也是涡轮设计的主

16、要准则。涡轮比转速的表达式为：n式中，HTad，涡轮级的绝热焓降nQ2 涡轮出口体积流量nn 涡轮转速4/32/12TadsHnQn kkTTTadppRTkkH1*2*1135涡轮叶轮涡轮叶轮-比转速的比转速的推导推导(1)(1)n通过涡轮的气体体积流量Q2n涡轮级绝热焓降n现在把涡轮与一个基型涡轮比较3222nDuDcDcAQ2222ssTadsTadDnDnHH2222DnucHTad3322sssDnnDQQ36涡轮叶轮涡轮叶轮-比转速的比转速的推导推导(2)(2)n令Q2s=1，HTads=1，联立求解：nns和Ds也都是无量纲量。4/32/12TadsHnQn 2/124/1QDH

17、DTads37涡轮叶轮涡轮叶轮-速度比速度比u u1 1/c/cadad(1)(1)n如果涡轮级的绝热焓降，以理论速度cad来表示，则有：n可以确定以ns和Ds表达的u1/cad的表达式，u1/cad决定着涡轮的效率。22adTadcH2601ssadDncu38涡轮叶轮涡轮叶轮-速度比速度比u u1 1/c/cadad(2)(2)n在径流式涡轮中，在速度比u1/cad为0.6-0.7范围内涡轮效率最高。n在设计涡轮时，当涡轮的焓降确定以后，便可根据相似涡轮已有的实验数据，选择速比u1/cad，来确定涡轮的轮缘速度u1。速度比u1/cad与涡轮效率T的关系39涡轮叶轮涡轮叶轮-几何相似几何相似

18、n对于几何上相似的涡轮，可以认为它的如下参数相等：涡轮进口叶片宽度与进口直径比b1/D1，喷嘴环叶片出口角n，叶轮叶片进出口结构角b1,b2，叶轮和壳体之间的间隙与进口叶片宽度比，叶片节距与直径比，以及相对粗糙度。因为涡轮的损失是这些参数的函数，所以在几何相似的涡轮中，若ns和Ds相等，则涡轮的效率应当相等。40涡轮叶轮涡轮叶轮-气体流经叶轮通道时的能量转换气体流经叶轮通道时的能量转换(1)(1)n气体流经叶轮通道时发生能量转换。气体通过叶轮所完成的功，用欧拉动量矩方程直接求得：n从叶轮进出口速度三角形得：222111coscoscucuWTu11111coscoswuc22222coscos

19、wuc41涡轮叶轮涡轮叶轮-气体流经叶轮通道时的能量转换气体流经叶轮通道时的能量转换(2)(2)n由上式可以得到：n对进出口速度三角形，应用余弦定理，可得：n代入上式可得：2122222111coscosuuwuwuWTu212121111cos2cuwwu222222222cos2cuwwu222222121222221uuwwccWTu42涡轮叶轮涡轮叶轮-哥氏力哥氏力(1)(1)n如左侧的叶轮通道内，取气体微元分析，该微元所受的绝对加速度是相对加速度、牵连加速度与哥氏加速度的向量和。哥氏加速度k体现了径流涡轮的特点：nw 微元气体的相对速度n 叶轮等速旋转的角速度 wK243涡轮叶轮涡轮

20、叶轮-哥氏力哥氏力(2)(2)n作用在叶轮流道中微元气体质量dm上的哥氏力的圆周分力dFKu，径向分力dFKr：nwr 相对速度的径向分速度nwu 相对速度的圆周分速度dmwdFrKu2dmwdFuKr2n微元气体质量dm中，哥氏力传给叶轮的功率为:n又因为：n所以：KukudFdNdrrbdm2rdrwrbdNrK2444涡轮叶轮涡轮叶轮-哥氏力哥氏力(3)(3)n流经涡轮叶轮的气体质量流量为：n对功的微分方程从r1到r2积分，得：rTwrbM22221uuMNTKn对1千克气体，哥氏力加给叶轮的功为：n由此可见，在径流式向心涡轮中，哥氏力所产生的功，是由气体传给叶轮。2221uuMNWTK

21、K45涡轮叶轮涡轮叶轮-哥氏力哥氏力(4)(4)n如果涡轮叶片严格按照径向排列，流道中各截面上的相对速度是顺着半径方向的，其进出口速度三角形有如下关系：n将上述两式代入气体流经叶轮时所产生的叶轮功WTu的表达式。222222uwcn因为：n所以：n由此可见在上述特殊假设下，哥氏力是产生转动力矩的唯一力。2221uuWTu212121uwc222222121222221uuwwcc46涡轮叶轮涡轮叶轮-气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布(1)(1)n对具有径向叶片的涡轮，沿通道切向宽度bu，气体的速度分布是不均匀的。nw 叶片工作面气流速度nw 叶片非工作面气流速度

22、nbu 环流速度n由此可见，如果叶片数目太少，流道宽度太宽，则会产生倒流现象，这是不允许的。umbwwumbww 47n在叶轮进口处气流的平均速度为：n同时：n式中zT，叶片数涡轮叶轮涡轮叶轮-气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布(2)(2)n发生倒流情况的临界条件是：n为防止倒流，最少叶片数zTmin应为：1rmcw TTuzuzrb11220211Trzuc11min2rTcuz48n若1=90时，则有：n所以，最少叶片数为：涡轮叶轮涡轮叶轮-气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布(3)(3)n上述计算仅是一种近似估算，涡轮叶片数不可太

23、少也不可太多。太多会增大摩擦损失，并使叶轮重量增加，降低涡轮增压器的瞬态响应性。111tan1rcu1mintan2Tz49涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮进口参数分析涡轮叶轮进口参数分析(1)(1)n气体进入涡轮的速度与气体从喷嘴环出口的速度是一致的。因此，气流绝对速度的方向角与喷嘴环出口气流角1相同。叶片结构角b1与进口相对速度气流角1的差值为冲角i，对于直叶片叶轮，i在-12至+5之间较好。负冲角的绝对值较大，是因为哥氏力可以抑制叶片工作面上的附面层的发展，使工作面上的气流更不容易脱离。50涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮进口参数分析涡轮叶轮进口参数分析(2)(2)n进口绝对速度c1为：n进口相对速

24、度w1为：n绝对速度的径向分速度：1111sini90sinuc11111sinsinuw11111sinsini90sinucrn由于叶片的厚度，实际的径向速度cr1大于上式的计算值。n其中，1为收缩系数。nzT 叶片数nT 叶片厚度111rrcc111DzDTT51涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮进口参数分析涡轮叶轮进口参数分析(3)(3)n叶轮进口处的气体压力：nn，喷嘴环中的膨胀比nTpp*11*111kkTnadnRTHkknHnad为喷嘴环中的绝热焓降n叶轮进口温度：n进口气体密度：2212cHnadRHkkTTnadT2*11111RTp52涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮出口参数分析涡轮叶

25、轮出口参数分析(1)(1)n气体流经叶轮时，叶轮进口压力由p1膨胀到出口压力p2，因有损失，叶轮出口的实际相对速度w2小于理论值w2t：n由涡轮的焓熵图可得：nHiad，叶轮中的绝热焓降nhn，喷嘴环中的实际焓降nhT，涡轮级的实际焓降tww22221chn222222212222212221cwwuucchTTniadthhHww22222TadiadHH53涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮出口参数分析涡轮叶轮出口参数分析(2)(2)n综合上述各式可得实际相对速度：n由叶轮出口速度三角形可知，气流出口相对速度角：n轴向速度ca2沿叶轮出口半径可认为是不变的，但w2随半径的增大而增大，所以2也随半径

26、而变化。n在叶轮出口平均半径Dm2/2处，一般2角在30至40范围内。n叶轮出口平均直径上的圆周速度u2为：n叶轮出口平均直径上绝对速度的轴向分速度ca2：22212122uuwHwTad1122uDDum2212sinwca2222sinwwcaa54涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮出口参数分析涡轮叶轮出口参数分析(3)(3)n叶轮出口平均直径上绝对速度的切向分速度cu2：n绝对速度c2为：n绝对速度角2为：n叶轮出口气体温度T2为：nWi，叶轮中的损失：n叶轮出口气体密度2：222222cosuwuwcuuRkkWHTTiTad11222222auccc112222wWi2212tanuacc222RTp55涡轮叶轮涡轮叶轮-涡轮叶轮出口参数分析涡轮叶轮出口参数分析(4)(4)n有的涡轮增压器，为提高涡轮效率，气体自叶轮轴向流出后，并不直接排入大气，而是再经过一个扩压段进入大气，这样可以减少气体的余速损失。在车用涡轮增压器中，一般采用图a的形式，扩张角8至10为宜。56谢谢57n可变几何涡轮(VGT)58VGT执行机构:液压:驱动力大,成本低,响应速度慢;气动:驱动力小，响应速度慢 电子:驱动力大,响应速度快，成本高59-c-c0 0/c/c1 1的算法的算法22122221110cosKKKKcc1111111sincos2cosbldbK111221dbblK