径流式涡轮的原理与设计p知识讲解

1 第四章径流式涡轮的原理与设计 1 涡轮增压技术 2 径流式涡轮的原理与设计 1 径流式涡轮的特点 径流式涡轮的热力学过程 涡轮蜗壳与喷嘴环涡轮叶轮 4 径流式涡轮的特点 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 5 径流式涡轮的特点 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 6 径流式涡轮的特点 涡轮部件涡轮箱喷嘴 导叶叶轮 径流涡轮介绍 3 7 径流式涡轮的特点 径流涡轮介绍 4 涡轮箱单入口双入口 8 径流式涡轮的特点 小流量条件下 2 5kg s 效率比轴流式涡轮高单级膨胀比大 相同尺寸涡轮的功率较大叶片数少 结构较简单叶轮坚固 许用转速高 径流涡轮优点 1 9 径流式涡轮的特点 径流式涡轮能在较宽广的工作范围内保持高效率 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 10 径流式涡轮的特点 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 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 11 径流式涡轮的特点 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 12 混流涡轮介绍 1 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 2 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 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 本课程将只讲述径流涡轮的原理与设计 一来 目前车用涡轮增压器中 混流涡轮还占多数 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 16 径流式涡轮的热力学过程 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 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 17 径流式涡轮的热力学过程 在喷嘴环中 每千克气体的绝热焓降为 在涡轮叶轮中气体的绝热焓降为 整个涡轮级的气体绝热焓降为 焓熵图 18 径流式涡轮的热力学过程 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 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 45 0 55之间 反力度 19 径流式涡轮的热力学过程 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 20 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳与有叶涡壳 1 21 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳与有叶涡壳 2 无叶涡壳结构简单 尺寸小 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 无叶涡壳特性平坦 适合涡轮在变工况条件下工作 无叶涡壳具有脉冲转换器的作用 无叶涡壳工作噪音小 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 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 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 无叶涡壳的设计 1 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 流经涡壳的气体为理想气体 无粘性 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 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 无叶涡壳的设计 2 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 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 对不可压缩流体 24 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 3 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 对于不可压流体 0很小 对于不可压流体 上两式可进一步写为 25 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 4 根据无叶涡壳的几何尺寸关系可得 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 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 c0 c1的确定 26 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 5 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 所以 截面处的连续性方程为 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 27 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 6 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 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 28 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 7 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 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 29 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 8 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 上式将 角与该截面处的结构参数联系在一起 30 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 9 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 涡壳出口直径d1 0 15米涡壳出口宽度b1 0 021米涡壳出口气流角 1 19 20 流道中气体密度 T 0 70涡壳出口气体密度 1 0 61速度系数 0 96 31 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 10 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 32 涡轮涡壳与喷嘴环 无叶涡壳的设计 11 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 无叶涡壳的设计 12 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 比转速的定义 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 式中 HTad 涡轮级的绝热焓降Q2涡轮出口体积流量n涡轮转速 35 涡轮叶轮 比转速的推导 1 通过涡轮的气体体积流量Q2涡轮级绝热焓降现在把涡轮与一个基型涡轮比较 36 涡轮叶轮 比转速的推导 2 令Q2s 1 HTads 1 联立求解 ns和Ds也都是无量纲量 37 涡轮叶轮 速度比u1 cad 1 如果涡轮级的绝热焓降 以理论速度cad来表示 则有 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 38 涡轮叶轮 速度比u1 cad 2 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 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 几何相似 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 气体流经叶轮通道时的能量转换 1 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 从叶轮进出口速度三角形得 41 涡轮叶轮 气体流经叶轮通道时的能量转换 2 由上式可以得到 对进出口速度三角形 应用余弦定理 可得 代入上式可得 42 涡轮叶轮 哥氏力 1 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 w微元气体的相对速度 叶轮等速旋转的角速度 43 涡轮叶轮 哥氏力 2 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 wr相对速度的径向分速度wu相对速度的圆周分速度 微元气体质量dm中 哥氏力传给叶轮的功率为 又因为 所以 44 涡轮叶轮 哥氏力 3 流经涡轮叶轮的气体质量流量为 对功的微分方程从r1到r2积分 得 对1千克气体 哥氏力加给叶轮的功为 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 45 涡轮叶轮 哥氏力 4 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 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 因为 所以 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 46 涡轮叶轮 气体沿叶轮流道切向宽度的速度分布 1 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 w 叶片工作面气流速度w 叶片非工作面气流速度bu 环流速度由此可见 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 47 在叶轮进口处气流的平均速度为 同时 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 发生倒流情况的临界条件是 为防止倒流 最少叶片数zTmin应为 48 若 1 90 时 则有 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 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 49 涡轮叶轮 涡轮叶轮进口参数分析 1 气体