专利名称：一种混流式涡轮叶轮的制作方法
技术领域：
本发明涉及内燃机涡轮增压器，中、小型燃气轮机装置，化工与制冷(气体液化与分离)设备中透平膨胀机用的涡轮叶轮。
背景技术：
按流体在涡轮叶轮中流动的方向，可分成轴流式涡轮、径流式涡轮和混流式涡轮三种类型。其中，轴流式涡轮，流体沿近似与叶轮转轴平行的方向流过；径流式涡轮，流体沿近似与叶轮转轴垂直的半径方向由叶轮轮缘向转轴轴心方向流入叶轮，在叶轮出口处转为轴向流出；混流式涡轮(又称斜流式涡轮)，是一种介于轴流式涡轮与径流式涡轮之间的中间形式——流体沿与叶轮转轴倾斜的锥面流过叶轮。混流式涡轮作为径流式涡轮在高比转速情况下获得高效率的一种改进形式，近年来得到广泛的应用和发展。事实上，混流式涡轮叶轮叶片的进、出口边倾斜(增加通流部分叶片高度)和出口边轮缘直径的增大，这些叶轮形状的主要几何特征变化都是径流式涡轮叶轮的叶片形状为适应高转速情况下流量向大容量发展而变化的一种自然趋向。至于混流式涡轮叶轮通流部分轴向长度较径流式涡轮叶轮有适当增加，则是为了改善轮内流场，增加流动的平缓。
与径流式涡轮相比，混流式涡轮最明显的优点是可在高比转速下获得高效率。由于涡轮效率在涡轮性能研究中的重要地位，也使得在高比转速下获得更高效率成为混流式涡轮中最主要的研究方向。
在涡轮增压器应用混流式涡轮的实践中(譬如ABB公司的RR151增压器，Honeywell公司的Garrett增压器，小松制作所的KTR150增压器，石川岛公司的RH-3增压器等)，都已证实混流式涡轮的最高等熵效率高于径流式涡轮，平均约提高5％左右。但在径流式涡轮和混流式涡轮的理论研究方面，极不充分。甚至对混流式涡轮为什么比径流式涡轮效率高？究竟是哪些因素限制了径流式涡轮效率的提高？怎样设计混流式涡轮才能保证获得高效率？这样一些涉及机理性的基本问题，现有技术至今仍处于探索阶段，其中不乏存在基本概念和观念方面的错误，影响对事理的正确认识、分析和判断，致使对设计不能予以正确、有效地指导。
对于混流式涡轮的效率优于径流式涡轮的“简单机理”，现有技术归结为混流式涡轮叶轮的叶片进口边呈倾斜状(与涡轮转轴倾斜θ角)这一几何特征上。认为这种构造有利于在沿叶片进口斜边的近轮毂部分形成“前弯叶片”的造型，从而减少了气流的“入射损失”及流体在叶轮流道内由径向转向轴向流动时所产生的“转弯损失”，故混流式涡轮与径流式相比可较大幅度地提高效率(详见张晋东等《采用混流式涡轮的H145涡轮增压器及其在Z6170柴油机上的应用》·柴油机·2003年第6期·第19～20页中的相关内容和施新等《车用涡轮增压器混流式涡轮的发展》·柴油机·2000年第6期·第14～18页中的相关评述和报导)。实际上，早在上世纪六、七十年代的一些径流式涡轮增压器的涡轮叶轮上，就采用过叶片进口边呈倾斜状的结构(如Schwizer公司的4HD增压器、MAN公司的NR增压器、重庆重型汽车研究所和重庆汽车发动机厂的ZY-120增压器等)，但是在这些涡轮级上并未显示出比具有叶片进口边与转轴保持平行的常规径流式涡轮叶轮的涡轮级有明显提高效率的优势。另外，对于常规径流式涡轮叶轮，同样可以通过叶片造型在其不倾斜的叶片进口边上由轮毂至轮缘分别形成前弯、径向、后弯和前弯后掠等不同叶片进口几何角的分布类型。其中，前弯后掠型叶轮就具有对混流式涡轮叶轮沿叶片倾斜进口边要求具有的(如中国专利公开号CN01231703.9《混流涡轮叶轮》图3所示的)同样叶片进口几何角分布类型。不同叶片进口几何角分布类型的常规径流式涡轮叶轮的准三元流动流场对比分析表明，具有前弯后掠型叶片进口几何角分布的涡轮叶轮，确实具有较好的变工况适应性能，可以减少不同入流冲角变化增生的流动损失，提高变工况下的涡轮效率，但对涡轮级的最高等熵效率值不会有明显提高(详见徐进峰等《向心透平叶轮进口型线对变工况性能的影响》·动力机械与工程热物理——全国动力机械与工程热物理青年学术论文报告会论文集·西安·西安交通大学出版社·1989年10月·第659～663页)。因此，涡轮叶轮的叶片进口边倾斜和沿叶片进口边的前弯后掠型叶片进口几何角分布并非混流式涡轮叶轮独具的几何特征，径流式涡轮叶轮同样可以具有。所以，它们不是致使混流式涡轮效率明显高于径流式涡轮效率的本质原因。对此，涡轮增压器与柴油机匹配实验的结果也佐证了这一观点单靠改变涡轮叶片进口边倾斜角和其上的叶片进口几何角分布两项措施，尚不能获得明显的效率效益——柴油机的最低燃油耗下降不大。
发明内容
本发明的目的在于通过对轴流、径流和混流式涡轮叶轮轮内流动的研究分析对比，在影响流动的诸多几何因素与工况因素中，确定出使它们的流动彼此产生歧异的影响最大的因素；纠正现有技术中流传深广的错误认识和观念；以此为基础，建立获得高效率混流涡轮叶轮子午剖面构造形状的几何参数合理荐用范围。
鉴于轴流、径流和混流式涡轮内的流动，均可近似简化成沿一族任意迴转面叶栅流动的组合。这里，该族迴转面的几何形状是由叶轮内的子午流线族绕同一转轴(涡轮轴)迴转形成的。于是，轴流式涡轮的流面是一族与同轴圆柱面形状相近的迴转面；径流式涡轮的流面是一族在叶轮进口近似呈径向平面、出口近似呈圆柱面的迴转面；混流式涡轮的流面是一族叶轮进口近似呈锥面、出口近似呈圆柱面的迴转面(附图1)。显然，流面(即子午流线)几何形状的歧异，是使轴流、径流和混流式涡轮级内的流动产生重大歧异的首位重要几何因素。子午流线形状对迴转面叶栅流场的影响主要反映在斜率倾角δ＝arctg(dr/dz)值沿子午流线的分布δ(r)或δ(z)，以及子午流线在叶轮进、出口的半径差Δr＝(r1-r2)这两项几何要素上(附图2)。
依叶轮机械流体动力学中的任意迥转面叶栅流动理论，无粘流体绕流叶栅的定常流动须满足绝对运动无旋方程rotC→=rot(W→+ω→×r→)=rotW→+2ω→=0,]]>当流体沿任意迴转面流动时，旋度 只在迴转面的法线 的方向有分量 于是上式化为rotW→·n→=-2ω→·n→,]]>即得流体沿任意迴转面流动须遵循的运动方程rotnW→=-2ωsinδ,]]>式中C-由与涡轮级静止件(壳体、喷嘴环)固结在一起的绝对坐标系测量的流体运动速度(绝对速度)； -由与涡轮级旋转叶轮固结在一起的相对坐标系测量的流体运动速度(相对速度)； -叶轮转动角速度(附图3)。
由该运动方程知旋转叶轮内迴转面叶栅中的流体运动为相对运动有旋的流动，其旋度值为-2ωsinδ。当δ＝0(轴流式涡轮，流面为圆柱面)时，流经以 角速度转动的轴流式涡轮叶轮内任一圆柱面叶栅的流动，与该同一圆柱面叶栅静止不转动(ω＝0)时的绕流情况完全相同，即轴流式涡轮叶轮内的流动不受转速(角速度 )的影响。这是形成轴流式涡轮叶轮内的流动区别于径流式涡轮叶轮和混流式涡轮叶轮内流体运动的本质原因所在。对于径流式涡轮叶轮进口附近的流动，由于δ≈90°，致使这部分区域的流场承受旋转角速度产生的旋度的影响最大。相对而言，混流式涡轮叶轮进口附近的流动，由于0＜δ＜90°，角速度产生的旋度的影响介于轴流式涡轮与径流式涡轮之间。至于径流式涡轮和混流式涡轮叶轮的轴向出口部分，由于这部分流面的δ≈0，则如轴流式涡轮叶轮一样，流面上的流动基本不受角速度的影响。
至于叶轮内任意迴转面叶栅中流场的速度分布，可以用下述方法清晰示出实际上，转速为 流量为G工况下绕流任意迴转面叶栅的流动，可以分解为一个流量为G的流体绕流静止不转动(ω＝0)的同一迴转面叶栅的通流流动与另一个流量为零(G＝0，叶栅流道的进出口分别沿圆周封闭)，流动方向与 在迴转面法线方向的分矢量确定的转向相反，涡强为2ωsinδ的变强度环流在同一迴转面叶栅流道内流动的叠加(附图4)。于是，流量为G、转速为 工况下绕流任意迴转面叶栅的流动中，叶栅内任意一点的速度矢量准确地等于上述两个流场中同一点处的速度矢量之和。由于封闭流道内的环流(迴涡)转向与 在迴转面法线方向的分量的转向相反，经与通流流动叠加后，致使叶栅流道吸力面附近的流速增大而压力面附近的流速减小。旋涡强度2ωsinδ值越大，它所造成的压力面与吸力面间的速度差就越大(附图5)。这种速度梯度对应伴生的“横向压力梯度”是轮毂边界层内的低动能流体的沿轮毂面由压力面向吸力面作“横向迁移运动”(二次流)的主要动力源之一，对“端损失”的量值大小影响甚大。
综上所述，子午流线斜率倾角δ对轮内迴转面叶栅流动的影响十分深广，远非现有技术所认识的只是对叶轮内子午面流动的转弯缓急程度不同造成的“转弯损失”大小差异的影响，而是以旋度2ωsinδ的形式对整个轮内迴转面叶栅流场中的每一点处的流动施加转速 的影响。此外，现有技术中的许多“混流式涡轮”设计，虽然叶轮叶片进口边已做成倾斜状(与转轴夹角为θ)，但由其喷嘴环叶片(或单、双通道的无叶蜗壳)出口流出的按级流量平均分成二等分的“平均流速”的子午分速的流向，并不与叶轮的倾斜进口边相垂直，仍按径流式涡轮设计的δ≈90°的方向流入该“混流式涡轮”的叶轮。对于这种“混流式涡轮”，其实质仍是径流式涡轮，轮内流场不会有明显改变。因此，一个正确、高效率的混流式涡轮级设计，仅关注叶轮的设计还不够，还必须使喷嘴环或无叶蜗壳的设计与其形成良佳匹配，也即该喷嘴环或无叶蜗壳的构造应具有使其出口的平均流速的子午分速方向符合δ1≈(90°-θ)的流入叶轮方向的能力。
至于子午流线形状第二项几何要素——半径差Δr＝(r1-r2)对轮内迴转面叶栅流场的影响，如同第一项几何要素δ一样，也是与转速ω结合在一起施加的。轮内迴转面族中的各个迴转面(由轮内不同的子午流线绕同一转轴轴心线迴转形成)，它们的半径差Δr＝(r1-r2)虽然彼此不同，但半径差Δr对各个迴转面上流动的影响方式是相同的。为了反映它对整个叶轮流动的影响，现选择沿中间迴转面(将轮毂迴转面与轮缘迴转面间的流量均分为二等分的中间迴转面，它由叶轮子午流线族中的中间流线绕转轴迴转形成)为代表进行分析。对于中间迴转面，半径差ΔR是叶轮进口几何平均半径R1＝[(R1sh2+R1h2)/2]0.5与叶轮出口几何平均半径R2＝[(R2sh2+R2h2)/2]0.5间的差，ΔR＝(R1-R2)(附图6)。
径流式涡轮叶轮和混流式涡轮叶轮不同于轴流式涡轮叶轮的共同几何特征是存在明显的半径差ΔR。它说明流过径流、混流式涡轮叶轮时存在径向位移或径向流动。由于流体在高速转动的叶轮中是由半径较大的R1流向半径较小的R2的“向心流动”，所以此流动过程必须克服“离心惯性力”(牵连惯性力)fcen→=dmω2r→]]>的反向作用才能实现(式中，dm是流体微元质量)。离心惯性力对这一流动过程的作用。可以用它对流体运动所作的功来反映，也即对于单位质量流体Lcen=∫R1R2fcen→·dr→=-∫R1R2ω2rdr=-ω2∫R1R2rdr=ω2(R12-R22)/2=(U12-U22)/2.]]>式中 ——牵连速度(圆周速度)，U→=ω→×r·→.]]>这就是确定流体流过叶轮作功量值大小的著名Euler方程(时轮机械基本方程)Lu＝(C12-C22)/2+(W22-W12)/2+(U12-U22)/2中的第三项组成项。
迄今为止，在国内外数量众多有影响的叶轮机械原理、叶轮机械流体动力学与涡轮增压器的专著和教科书中，对(U12-U22)/2项的力学解释存在错误的认识；认为是“Coriolis力”作功(其量值为U12-U22)的一部分；还认为在径、混流式涡轮叶轮内流体的向心流动中，因“Coriolis力”的产生并不伴随着气流的转向或附带的摩擦损失，其多作的一部分有效功实质上是不产生能量损失的。由此建立了设计涡轮叶轮的错误指导原则宜尽量加大叶轮进口与出口的半径尺寸差ΔR＝(R1-R2)，以使“Coriolis力”作功的量值在Euler方程确定的轮周功中所占比例的份额尽量大(详见M.H.瓦夫拉著《涡轮机械中的气动热力学和流动》·北京·机械工业出版社·1984年8月·第112～115页；И.И.基里洛夫著《燃气轮机及燃气轮机装置》上册·北京·机械工业出版社·1959年·第157～158页和他的另一著作《透平机械原理》·北京·机械工业出版社·1982年6月·第575～582页；朱梅林主编《涡轮增压器原理》·北京·国防工业出版社·1982年6月·第276～278页；朱大鑫编著《涡轮增压与涡轮增压器》·北京·机械工业出版社·1992年11月·第179～181，224页中的相关论述)。
造成上述错误观念的原因是上述文献在下述基本力学概念的认识与应用上出现了错误●将Coriolis加速度 视为作用在单位质量流体上的“Coriolis力”，是将力学中完全不同的两个概念——“力”和“加速度”混淆成同一概念。因为凡是力，必须具备能用测力计直接测量的特性(见B·Γ·涅符兹格利亚多夫著(黄念宁译)《理论力学》上册·北京·人民教育出版社·1964年8月·第242页)，“Coriolis力”不能用测力计直接测量，所以它不是力。在流体流过转动叶轮流道的流动中，不存在“Coriolis力”，但却存在Coriolis惯性力的作用。作用在单位质量流体上的Coriolis惯性力fcor=-2ω→×W.→]]>●Coriolis惯性力存在于与叶轮固结在一起以角速度ω绕涡轮轴旋转的相对坐标系(非惯性系)中，它在流体流过叶轮流道作相对运动时施加作用。因该力始终与相对运动产生的位移ds→=W→dt]]>(由相对坐标系测度)相垂直，所以其功恒等于零(Lcor=∫fcor→·ds→≡0).]]>在与涡轮级静止件(壳体、喷嘴环)固结在一起的绝对坐标系(惯性系)中，Coriolis惯性力是不存在的。因而它对流体在绝对运动中才存在的牵连位移dl→=U→dt=ω→×r→dt]]>(由绝对坐标系测度)这一运动过程是无法作功的。将分属不同坐标系存在的力和位移用乘积联系在一起的量值是不具有Newton力学“功”的概念与意义的。
●Coriolis惯性力不是由于物体相互作用而产生的真实力。真实力与惯性力的不同在于真实力(譬如压力、摩擦力、引力、电磁力、弹性力等)的存在不因坐标系的选择而改变，不论用何种坐标系描述其作用都一样；惯性力则因坐标系的选择而异。另一重要区别是真实力存在反作用力，惯性力则不存在反作用力。因而，Coriolis惯性力不能直接与涡轮叶轮的叶片之间产生作用力与反作用力的关系而发生功量的交换。事实上，叶轮机械是一种通过叶片与流体的相互作用实现功的交换使流体能级改变的机械。流体流经旋转叶轮时，它以压力的形式作用于叶片面上，压力的合力对涡轮轴产生力矩(扭矩)，在叶轮转动时产生功率。
实际上，可通过利用叶轮机械流体动力学中的动能定理导出Euler方程的过程，严格证明其组成项(U12-U22)/2确是离心惯性力的作功值。
下面继续分析转速ω和半径差ΔR对涡轮叶轮内流体运动的影响。依能量方程(滞止转焓沿同一流线守恒)和W2=ψW12+(i1-i2)-(U12-U22),]]>式中，W1，W2——分别是叶轮进出、出口处的相对流速；(i1-i2)——叶轮进、出口处流体的等熵焓差；ψ——叶轮内流动速度损失系数。它说明在离心惯性力场(离心力场)的作用下，叶轮出口流速W2随差值(U12-U22)的增大而减小。随着(U12-U22)项的增大，W2不仅可以小于W1(减速扩压流动)，甚至可以减小至零(叶轮内无流量通过)。这一状况又凸显了径、混流式涡轮与轴流式涡轮的不同在轴流式涡轮中，只要轮内存在焓差(i1-i2＞0)，叶轮内就不会出现W2＜W1的扩压流动；对于径、混流式涡轮，必须使(i1-i2)>(U12-U22)]]>才行。在涡轮叶轮内，W2＜W1的流动是应该防止的，否则沿流向将是扩压流动，会使边界层增厚、分离，导致流动损失激增。由于U12-U22=ω2(R12-R22)=ω2(R1+R2)(R1-R2)=ω2(R1+R2)ΔR,]]>因此，为了控制轮内流速在高转速工况下的减速效应和相应伴生出现的涡轮叶轮前的压力增升程度，最有效的措施是在设计叶轮流道的几何形状时控制径差ΔR值要小，以限制(U12-U22)值超限。
显然，ΔR减小会大幅度削弱轮内离心力场的作用，从而使涡轮叶轮进口处的流体压力下降，并使喷嘴环前的流体压力也相应下降。这对应用于内燃机涡轮增压器的情况特别重要，因为涡轮进口压力下降会导致内燃机排气背压降低，而使活塞在排出废气时克服反压作用的耗功减少——内燃机燃油耗下降。
为了全面比较轴流、径流和混流式涡轮彼此在轮内流动的歧异，还必须对它们轮内的“二次流”进行分析、比较。涡轮叶轮内部的“二次流”，主要包括轮毂迴转面(对闭式叶轮还要包括轮缘迴转面)上边界层内的低动能流体沿轮毂面(和轮缘面——闭式叶轮)自流道压力面往吸力面“横穿流道”的迁移流动；沿叶片表面，叶片面上的低动能流体自叶根(轮毂位置)往叶顶(轮缘位置)方向的迁移流动；以及半开式叶轮的轮缘迴转面处的间隙漏气与叶片刮擦静止涡轮蜗壳内壳壁配合间隙部位边界层的流动，共三部分。轴流、径流和混流式涡轮叶轮轮内“二次流”的差异主要反映在第一部分上。径流式涡轮和混流式涡轮的叶轮轮毂(轮缘)迴转面上附着的低动能流体(相对流速WB≈0)，在压差力、离心惯性力沿毂(缘)面的分力和Coriolis惯性力的联合作用下沿轮毂(轮缘)迴转面运动。鉴于离心惯性力沿毂(缘)面的分力ω2r sinδ一般要比主流运动产生的流道压力面与吸力面间的压力差(沿主流流线法向，由压力面指向吸力面——压差力作用方向)大，顺主流流动方向压差dp＝ρd[(ω2r2-W2)/2](式中ρ为流体密度)则较小，而Coriolis惯性力-2ω→×W→B]]>的量值很小(因WB很小)，所以毂(缘)面“二次流”的综合效果是毂(缘)面边界层内低动能部分的流体沿毂(缘)面由半径较小的近压力面区向半径较大的吸力面区的方向作迁移流动。由于毂(缘)面“二次流”的流向与主流呈“斜逆方向”，故在其沿毂(缘)面的迁移流动过程中不断受到逆向主流的“冲刷”而汇入主流，不易出现分离流动造成大的流动损失。其次，毂面迴转面的流道的圆周方向宽度自叶轮进口至出口收缩变化很大。这就致使流道截面通流宽度收敛梯度很大，主流加速程度增加，而流道压力面与吸力面间的压差自叶轮进口至出口急剧减小，近叶轮出口相当大区域的毂面流道面积很小，这些都给毂面迴转面上“二次流”的存在和发展造成很大的限制。这也是与轴流式涡轮叶轮毂面(圆柱面)上“二次流”的生成、发展和影响根本不同的原因所在。在轴流涡轮叶轮毂面上的“二次流”是顺主流迁移的“斜顺方向”流动，它将毂面边界层的低动能流体顺主流向近出口的流道吸力面(叶片背面)堆积增厚并分离，造成量值颇大的“端损失”。
众所周知，在三种类型的涡轮级中，当通流部分的叶片高度足够长(即级流量足够大)时，轴流式涡轮级能达到的最高等熵效率值最高，混流式涡轮次之，径流式涡轮最低。这主要是由于转速的不利影响不同所致，而“端损失”因仅对轮毂和轮缘附近的基元级的流动损失有严重影响，这时按叶高长度平均其影响区所占比例尚小的缘故。随着流量减少，叶片高度相应减少，“端损失”在流动损失中所占比重也相应增加，但因“端损失”影响的排序是对轴流式涡轮最重，混流式次之，径流式最轻，故三者在效率最高值同步下降时互相接近。当流量减少到使轴流式涡轮的叶片高度小到令其叶根(毂面)和叶顶(轮缘)两个端部的“二次流”影响区占到整个叶高一定比例时，径流式涡轮能达到的最高效率值会超过轴流式涡轮。而当轴流式涡轮叶片根，顶两个端部的“二次流”影响区汇合在一起时，轴流式涡轮级的最高等熵效率值就急剧下降，此时它已不宜在此小流量工况下工作，应代之用径、混流式涡轮。
自增加叶片高度减少“端损失”提高涡轮级最高等熵效率值的观点看，增加叶片进口边的轴向宽度和倾斜角θ值，使混流涡轮叶轮进口边的叶片高度进一步增大是有利的。这一措施也适用于喷嘴环叶片的出口边和叶轮的出口边(加大倾斜角γ)。
综前所述，叶轮转速(角速度 )是使轴流、径流和混流式涡轮叶轮流场彼此产生歧异的最重要的工况因素。转速转高，离心惯性力对轮内流动的不利影响越大。混流式涡轮叶轮的结构较径流式涡轮叶轮的结构更有利于削弱离心惯性力的作用，因而可在有效抑制了离心惯性力影响的合理设计中使混流式涡轮级的最高等熵效率明显比径流式涡轮级高。
基于同样的理由可以说明对于轮径尺寸相近的径流式涡轮与混流式涡轮效率随转速(膨胀比)变化的比较，为什么二者的等熵效率差值在高转速时要比低转速时大？以及可以说明为什么轴流，径流和混流式涡轮级在流量大但转速相对较低的工况所能达到的最高等熵效率值却非常接近？这一状况，近年来在大、中型的涡轮增压器的应用上，特别令人瞩目。在这些应用于大、中功率柴油机的涡轮增压器的涡轮级，因流量大(叶片长、叶轮轮缘直径大)，致令产生同一增压比(与叶轮轮周速度U1＝ωR1的平方成正比)的角速度ω值远较达到同一压比的小流量(小轮径)叶轮所需要的角速度低，故可使径、混流涡轮级的效率得到明显增升而接近轴流式涡轮的效率。从而有可能令一部分效率高的混流式和径流式涡轮，因其简化了的结构和低制造成本但使用性能却不明显降低的优点，挤入原本全由轴流式涡轮占据的这一应用领域而形成一种新发展趋势。
在前面分析，对比了叶轮几何参数和叶轮转速对轮内流动影响的基础上，本发明建立获得高效率混流式涡轮叶轮子午剖面构造形状的重要几何参数合理荐用范围如下R2sh≤R1sh；R2‾=R2/R1=0.73~0.93;]]>θ＝20°～70°；γ＝-15°～30°；B＝B/(2R1)＝0.45～0.60；l1‾=l1/(2R1)=0.16~0.25.]]>其中， ——叶轮叶片出口边几何平均半径R2与叶轮叶片进口边几何平均半径R1的比值。其值反映了叶轮叶片进、出口边几何平均半径差ΔR＝(R1-R2)相对叶轮叶片进口边几何平均半径R1的量值大小，R2‾=1-ΔR/R1.]]>θ——叶轮叶片进口边与转轴轴心线间的夹角。它近似反映了轮内子午流线在叶轮叶片进口斜边上的斜率倾角δ1≈(90°-θ)的量值大小；B——叶轮叶片通流部分的轴向长度B与叶轮叶片进口边几何平均直径D1m=2R1]]>的比值。增大B，可增加子午流线斜率倾角δ自叶轮进口至叶轮出口变化的平缓； ——叶轮叶片进口倾斜边长度l1与叶轮叶片进口边几何平均直径D1m的比值。其量值即为叶片的相对高度值。
γ——叶轮叶片出口边与半径方向的夹角。增大γ角，会使叶片出口边长度增`加，叶片流道出口喉部宽度增加(出口面积增大)。
至今，现有技术尚未对混流式涡轮叶轮的几何参数选择推出过系统、完整的荐用范围，只有个别设计、应用的实例报导。混流式涡轮作为径流式涡轮在高比转速情况下的一种改进，它们的参数选择都是参照径流式涡轮的相应几何参数推荐范围取其上限再适当放大改用的。现有技术径流式涡轮叶轮几何参数的荐用范围如下R1＝R1sh＝R1h；R2sh/R1＝0.7～0.86；R2/R1＝0.5～0.6；θ＝0°；B＝B/(2R1)＝0.31～0.36；l1‾=l1/(2R1)=0.08~0.15;]]>γ＝0°～10°。
对比本发明与径流式涡轮叶轮几何参数的荐用范围，可看出本发明荐用的混流式涡轮叶轮的几何参数均较现有技术径流式涡轮的荐用值有大幅度的增加，显示了高效率混流式涡轮叶轮形状向轴流式涡轮叶轮形状接近的趋向。
鉴于本发明设计的混流式涡轮叶轮，其轮毂出口半径R2h值一般都较大，为了回收排气能量减少余速损失，宜采用排气扩压器(安装在涡轮叶轮出口，与涡轮出气壳连接在一起)。一个设计良好的排气扩压器约可提高涡轮级效率3～5％。显然，在辅以涡轮喷嘴环叶片(或单、双流道无叶蜗壳)出口平均流动的流向与叶轮叶片进口流向相一致(即近似沿垂直于叶片进口边的方向流入叶轮)，并在叶轮出口安装了设计良好的排气扩压器的附加措施下，依本发明推荐的混流式涡轮叶轮几何参数选择范围设计的混流式涡轮叶轮，与现有技术的径流和混流式涡轮相比，因ΔR值和δ值的大幅下降与l1的增加使转速和“二次流”对轮内流动的不利影响大大削弱，从而保证了本发明设计的混流式涡轮级获得更高效率——本发明的效果。
图1a为混流式涡轮叶轮轮内流场的子午流线分布示意图。图中示出了形成轮毂迴转面流面、轮缘迴转面流面，以及将轮内流量二等分的中间(平均、中心)迴转面流面的子午流线(迴转面母线)的位置和形状。其中，轮毂、轮缘迴转面流面分别由叶轮轮毂和轮缘的子午面廓线绕叶轮转轴轴心线迴转形成。中间迴转面流面的子午流线(母线)在叶轮叶片的进、出口边分别穿过它们的几何平均半径点a和b。图1b为任意迴转面上涡轮叶栅的示意图。
图2为混流式涡轮叶轮轮内流场中的任意一条子午流线(迴转面流面母线)S上任意一点A的斜率倾角δ＝arctg(dr/dz)。δ是子午流线S上A点处的切线与转轴轴心线间的夹角。子午流线在叶轮进、出口的半径差Δr＝(r1-r2)。
图3为流体沿任意迴转面流动时，任意一点A处旋度 在该处迴转面法线 方向的分矢量与叶轮转动角速度矢量 在A点法线 方向分矢量的关系(二者转向相反，旋度分矢量的量值为2ωsinδ)。
图4为任一流量为G、转速为 工况下绕流任意迴转面叶栅的流动可以分解为一个流量G的流体绕流不转动(ω＝0)的同一叶栅的通流流动与另一个流量为零(G＝0)但转向与 在该迴转面法线方向的分矢量方向相反，涡强为2ωsinδ的变强度环流在同一迴转面叶栅流道内流动的叠加。图中示出的是流动合成示意图。
图5为图4所示迴转面叶栅流道中两个流动的速度叠加示意图。图中1——流道吸力面；2——流道压力面。
图6为混流式涡轮级(由喷嘴叶片环与叶轮组成)示意图及叶轮子午剖面主要几何尺寸标注图。
图7a为本发明技术适用的混流式涡轮叶轮结构示意图。图7b为本发明技术构造的混流式涡轮半开式叶轮子午剖面构造形状的一个示例。
具体实施例方式
以下，通过实施例与结合附图对本发明的技术内容作进一步的描述。
图7a示出的是本发明技术适用的混流式涡轮叶轮结构示意图。该涡轮叶轮是一种斜流式向心涡轮叶轮——流体沿与半径方向成θ角的斜向“向心”流入叶轮进口，然后转向轴向流出叶轮出口。这种混流式涡轮级在涡轮增压器、透平膨胀机及小型燃气轮机装置中有颇多应用。图7a示出的是一闭式叶轮结构，它是由轮盖(轮缘)5、叶片4和轮盘(轮毂)3三部分通过精密铸造结合成一体的整体结构叶轮。若去掉轮盖5，则该叶轮就成一个半开式叶轮。闭式叶轮效率高但强度低；半开式叶轮则强度高而效率稍低，因而半开式叶轮应用更广泛。在设计叶片形状时，必须使涡轮叶轮叶片进口倾斜边上的流入角分布符合所选定的设计工况下的叶轮进口速度三角形对进口倾斜边上流入角的分布要求，以免产生大的冲角损失，降低涡轮效率。一般，选择叶片进口边几何平均半径位置a处的流入相对速度 与叶片进口边的平均子午流速 相同，即W1→=W→1m.]]>这样，依速度三角形知， 的相对流入角β1＝90°，而轮毂和轮缘位置处的流入叶轮的相对速度 和 的相对流入角则因R1h＜R1＜R1sh(即U→1h<U→1<U→1sh]]>)而分别使β1h＜90°和β1sh＞90°——在叶轮叶片进口倾斜边上构成“前弯后掠型”的进口角分布要求。这一分布可在现有技术通用的径流式涡轮叶轮叶片成型——径向直纹抛物面叶片造型方法上再附加实施进口边斜切和调整基准面上的抛物线准线形状加以实现。若再改动W→1=W→1m]]>点在叶片进口倾斜边上的位置，可获得更多型式的进口角分布变化。在调整叶片进口倾斜边的流入角时，只应计算用与倾斜进口边垂直的平面剖切出的叶型的中线在进口边处的切线与叶轮圆周向的夹角作为该位置的相对流入角；不应计入叶片厚度的影响，将叶型吸力面(或压力面)在进口边处的切线与叶轮圆周向的夹角作为该位置的相对流入角β1。因为用沿叶型前缘中线的切线方向计算相对流入角，它既计入了吸力面侧厚度变化对叶型进口型线形状的影响。也同样计入了压力面侧厚度变化的影响，这样要比片面地仅只考虑吸力面侧(或压力面侧)单侧的厚度变化对叶型前缘几何形状的影响、用叶型前缘的吸力面(或压力面)切线与叶轮圆周向的夹角计算相对流入角的方法更合理、更符合实际。因此，在叶轮叶片造型时，涉及流入角调整计算时，只需对叶片中脊面的形状调整即可，叶片厚度分布调整不应介入。
图7b示出的是一个按本发明技术构造的混流式涡轮半开式叶轮子午剖面形状的示例，所选用的几何参数如下
R1＝1；R2‾=0.86;]]>θ＝45°；B＝0.55；l1‾=0.2;]]>γ＝15°。
D‾1h=D1h/D1m=1-(l1‾sinθ)2-l1‾sinθ=0.84853;]]>D1m＝2R1＝2；D2m＝2R2；D‾1sh=D1sh/D1m=D‾1h+2l1‾sinθ=1.13137;]]>取D2sh＝0.98D1sh及D2h‾=D2h/D1m=2D‾2m2-D‾2sh2=0.5;]]>l2‾=l2/D1m=(D‾2sh-D‾2h)/(2cosγ)=0.31509;]]>l2‾/l1‾=1.5754;]]>(U‾12-U22)/2=ω2(1-R‾22)D21m/8=0.03255ω2D21m.]]>对于一个典型的现有技术径流式涡轮叶轮设计D1sh＝D1m＝D1h，D2sh＝0.85D1m，D2h＝0.4D2sh＝0.34D1m，D2m＝[(D22sh+D22h)/2]0.5＝0.64734D1m，R2＝D2m/D1m＝0.64734，(U12-U22)/2=ω2(1-R‾22)D1m2/8=0.0726ω2D1m2]]>设本发明设计的混流式涡轮叶轮与上述现有技术径流式涡轮叶轮的轮径D1m相同并在同一转速工况工作，则知混流式涡轮叶轮中的向心流动须克服离心力的功要比径流式涡轮叶轮小得多——二者比值为0.45∶1，即混流式涡轮叶轮的构造大大削弱了离心力场对其轮内流动的不利影响。
通过本例分析，可知R2值对轮内流场影响的重要性。采用θ值大的叶轮结构，虽然主要是为减小叶轮进口的δ值，但它伴生的R1值下降引起的R2值增加对轮内流场的有利影响也同样不容忽视。
自本实施例的叶轮子午剖面的流道几何形状看，混流式涡轮作为径流式涡轮在高比转速工况下为获得高效率的一种改进形式，它的叶轮子午形状(尤其是中间迴转面至轮缘迴转面部分)已非常接近轴流式涡轮叶轮。
权利要求
1.一种混流式涡轮叶轮(闭式叶轮由叶片4、轮盘3和轮盖5三部分构成；半开式叶轮由叶片4、轮盘3构成)，其特征在于叶轮叶片通流部分的轴向长度B与叶轮叶片进口边几何平均直径D1m＝2R1的比值B＝B/D1m的择用范围为B＝0.45～0.60；叶轮叶片出口边几何平均半径R2与叶轮叶片进口边几何平均半径R1的比值R2＝R2/R1的择用范围为R2＝0.73～0.93。
2.按权利要求1所述的叶轮，其特征在于叶轮叶片进口边与转轴轴心线间的夹角θ的择用范围为θ＝20°～70°；叶轮叶片进口倾斜边长度l1与叶轮叶片进口边几何平均直径D1m的比值l1＝l1/D1m的择用范围为0.16～0.25；叶轮叶片出口边与半径方向的夹角γ＝-15°～30°。
全文摘要
本发明公开了内燃机涡轮增压器、中小型燃气轮机装置、化工与制冷(气体液化与分离)设备中透平膨胀机用的一种混流式涡轮半开式(或闭式)叶轮。通过流场分析，本发明阐明了叶轮转动角速度ω、轮内子午流线斜率倾角δ及子午流线在叶轮进、出口的半径差Δr是对轮内流动有重要影响的工况因素和几何因素。同时还纠正了现有技术中流传深广的“Coriolis力作功”的错误观念及相应伴生的叶轮设计错误指导原则。在此基础上，本发明建立了在高比转速工况下获得高效率的混流式涡轮叶轮子午剖面构造形状重要几何参数的选择荐用范围。
文档编号F01D5/14GK101050710SQ20061002550
公开日2007年10月10日 申请日期2006年4月7日 优先权日2006年4月7日
发明者孙敏超, 孙正柱 申请人:孙敏超