径流式涡轮的原理与设计(1).ppt

第四章 径流式涡轮的原理与设计(1) 涡轮增压技术 1 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 2 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。 3 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(1) 径流式离心涡轮 4 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（2） 径流式向心涡轮 5 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（3） 涡轮箱 喷嘴 叶轮 6 径流式涡轮的特点 -径流涡轮介绍（4） 涡轮箱 单入口 双入口 7 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 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(1) 8 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(2) 9 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(1) 10 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(2) 11 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。 12 混流涡轮介绍(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 13 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。 14 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(1) 15 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(2) 16 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 17 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 18 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 19 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳与有叶涡壳(1) 20 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳与有叶涡壳(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。 21 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(1) n无叶涡壳设计较为复杂，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。 22 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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 23 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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： n对于不可压流体，0很小， n对于不可压流体，上两式 可进一步写为： 24 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(4) n根据无叶涡壳的几何尺寸关 系可得： n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。 25 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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： n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。 26 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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。 27 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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2 28 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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，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。 29 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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=1920 n流道中气体密度T=0.70 n涡壳出口气体密度1=0.61 n速度系数=0.96 30 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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s(25度)，结构角 交点半径re(0.075米)。 则： 31 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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。 32 涡轮涡壳与喷嘴环 -无叶涡壳的设计(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。 33 涡轮叶轮 -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 34 涡轮叶轮 -比转速的推导(1) n通过涡轮的气体体积流量Q2 n涡轮级绝热焓降 n现在把涡轮与一个基型涡轮比较 35 涡轮叶轮 -比转速的推导(2) n令Q2s=1，HTads=1，联立求解： nns和Ds也都是无量纲量。 36 涡轮叶轮 -速度比u1/cad(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。 37 涡轮叶轮 -速度比u1/cad(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 38 涡轮叶轮 -几何相似 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。 39 涡轮叶轮 -气体流经叶轮通道时的能量转换(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： 40 涡轮叶轮 -气体流经叶轮通道时的能量转换(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： 41 涡轮叶轮 -哥氏力(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 42 涡轮叶轮 -哥氏力(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 n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： 43 涡轮叶轮 -哥氏力(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： n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。 44 涡轮叶轮 -哥氏力(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。 n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。 45 涡轮叶轮 -气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布(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 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。 46 n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 -气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布(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： 47 n若1=90时，则有： n所以，最少叶片数为： 涡轮叶轮 -气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布(3) n上述计算仅是一种近似估 算，涡轮叶片数不可太少 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。 48 涡轮叶轮 -涡轮叶轮进口参数分析(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。 49 涡轮叶轮 -涡轮叶轮进口参数分析(2) n进口绝对速度c1为： n进口相对速度w1为： n绝对速度的径向分速度 ： n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 n T 叶片厚度 50 涡轮叶轮 -涡轮叶轮进口参数分析(3) n叶轮进口处的气体压力 ： nn，喷嘴环中的膨胀比 nHnad为喷嘴环中的绝热焓降 n叶轮进口温度： n进口气体密度： 51 涡轮叶轮 -涡轮叶轮