一种涡轮导向器及具有其的大膨胀比向心涡轮的制作方法

本发明涉及向心涡轮导向器设计技术领域，特别地，涉及一种涡轮导向器，另外，还涉及一种采用上述涡轮导向器的大膨胀比向心涡轮。

背景技术：

小型燃气涡轮发动机及航空辅助动力装置出于结构紧凑的考虑，一般采用离心压气机、环形回流燃烧室及向心涡轮的核心结构布局。当前燃气涡轮发动机的一大发展趋势是逐渐向更高功重比、更高的热力循环参数方向发展，为了提高发动机输出功率，降低发动机重量，涡轮前的温度及单级涡轮膨胀比不断提高。对于膨胀比超过4.0时的单级向心涡轮，涡轮导向器及叶轮流道内均可能处于超音速流动状态，涡轮叶栅通道内存在很强的激波；同时由于涡轮前温度的增加，超过了导向器材料的承温限制，需对涡轮导向器进行冷却，但是冷却结构的设置，一方面增加了导向器叶片的叶型及尾缘厚度，导致了尾迹及摩擦损失的增加，另一方面，在导叶叶栅通道内存在着超音速激波损失及冷气掺混损失，使得导叶出口参数变化剧烈，叶栅槽道内的二次流强度增加，导致导叶二次流动损失相对较大，影响涡轮效率的提升。因此，目前的向心式涡轮导向器通常采用不冷却设计，为了防止温度超过导向器材料的承温限制，采取的是降低涡轮前最大温度的方式，但是这会影响发动机功重比的提升及使用范围。

另外，由于向心涡轮气流径向流动的特点，导向器进口径向高度通常为整个向心涡轮的最大外径尺寸，而为了降低涡轮重量，并满足与回流燃烧室的接口尺寸要求，通常希望能减小导向器径向尺寸，从而达到缩减向心涡轮径向高度，降低涡轮重量的需要。但导向器径向尺寸的减小，会导致进口来流马赫数的提高，从而导致叶栅通道损失的增大；另外，还将导致导向器叶片负荷提高，增加了导向器的设计难度。因此，目前向心式涡轮的导向器通常采用大外径、大叶片弦长的设计，使得涡轮外廓尺寸高、重量大，且没有对导向器进口流道型线进行优化，在拐角处存在流动分离，流动损失较大。另外，现在的向心涡轮的单级膨胀比不高，导向器内的流动为亚音速流动，对气流的加速能力较低，影响向心叶轮做功能力。

技术实现要素：

本发明提供了一种涡轮导向器及采用其的大膨胀比向心涡轮，以解决目前的涡轮导向器存在的径向尺寸大而导致发动机功重比低的技术问题。

根据本发明的一个方面，提供一种涡轮导向器，应用于大膨胀比的向心式涡轮，包括导向器外环、导向器内环和多个导向器叶片，所述导向器外环和导向器内环绕发动机轴线对称布置，所述导向器外环和导向器内环之间构成环形气流通道，环形气流通道在向心涡轮进口沿轴向伸展一定长度后，折转90°方向再构成沿径向分布的气流通道，多个所述导向器叶片沿圆周方向间隔相同的角度均匀布置在该环形气流通道内，所述导向器叶片的入口平直段的高度与叶片进口高度的比值设计在1.15～1.25之间，所述导向器叶片的进出口半径比在1.1～1.3之间。

进一步地，所述导向器外环在轴向转为径向时的位置处具有向外凸出的鼓包状结构，以确保从导向器进口到导向叶片前缘处的环形通道面积逐渐扩张。

进一步地，所述导向器叶片内设置有冷气空腔，并在10％～90％的叶高区域内、导向叶片尾缘处布置有多个冷气狭缝。

进一步地，所述导向器叶片的叶盆面上从导向叶片尾缘处开始到整个弦长的16.5％的位置处为冷气狭缝起始的位置。

进一步地，所述导向器叶片采用等截面叶型设计。

进一步地，所述导向器叶片采用收缩叶型设计，叶片喉宽位于导向叶片尾缘与相邻叶片的叶背面喉部位置之间。

进一步地，所述导向器叶片的尾缘弯折角δ在1°～16°之间。

进一步地，所述导向器叶片的叶型最大厚度cmax与叶片弦长b的比值为0.17。

进一步地，导向叶片尾缘的相对厚度rt为0.1cmax。

另外，本发明还提供一种向心涡轮，采用如上所述的涡轮导向器。

本发明具有以下效果：

本发明的涡轮导向器包括导向器外环、导向器内环和多个导向器叶片，所述导向器外环和导向器内环绕发动机轴线对称布置，所述导向器外环和导向器内环之间构成环形气流通道，环形气流通道在向心涡轮进口沿轴向伸展一定长度后，折转90°方向再构成沿径向分布的气流通道，多个所述导向器叶片沿圆周方向间隔相同的角度均匀布置在该环形气流通道内，所述导向器叶片的入口平直段的高度与叶片进口高度的比值设计在1.15～1.25之间，所述导向器叶片的进出口半径比在1.1～1.3之间。本发明的涡轮导向器通过降低导向器入口平直段的高度和减小导向器叶片的进出口半径比，可以有效地降低整个导向器的外径尺寸。从而降低了涡轮重量，提高了发动机的功重比。

另外，本发明的大膨胀比向心涡轮同样具有上述优点。

除了上面所描述的目的、特征和优点之外，本发明还有其它的目的、特征和优点。下面将参照图，对本发明作进一步详细的说明。

附图说明

构成本申请的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1是本发明优选实施例的涡轮导向器的整体结构示意图。

图2是本发明优选实施例的涡轮导向器的局部结构示意图。

图3是本发明优选实施例的向心涡轮的子午流面中涡轮导向器的各部位尺寸设计示意图。

图4是本发明优选实施例的涡轮导向器的子午流面示意图。

图5是现有涡轮导向器内的流场示意图。

图6是本发明优选实施例的涡轮导向器内的流场示意图。

图7是本发明优选实施例的导向器叶片的结构示意图。

图8是本发明优选实施例的导向器叶片的叶型示意图。

图9是本发明另一实施例的大膨胀比涡轮的向心叶轮的结构示意图。

图10是本发明另一实施例的大膨胀比涡轮的子午面结构示意图。

图11是本发明另一实施例中流面叶型在m-theta空间内呈现的二维示意图。

图12是本发明另一实施例中流面叶型在笛卡尔坐标系下呈现的三维空间曲线示意图。

图13是本发明另一实施例中的低稠度叶片设计与常规设计的对比示意图。

图14是本发明另一实施例中的叶片尖部的气流角分布曲线示意图。

图15是本发明另一实施例中的低稠度叶轮的叶片积叠设计与常规设计的对比示意图。

附图标记说明

1、导向器外环；2、导向器内环；3、导向器叶片；31、导向叶片前缘；32、导向叶片尾缘；33、叶盆面；34、叶背面；35、冷气狭缝；36、叶栅通道；37、冷气空腔；5、轮盘；6、叶轮叶片；61、叶轮叶片前缘；62、叶轮叶片尾缘；63、叶片根部；64、叶片尖部；7、流面叶型；8、积叠线；71、叶背型线；72、叶盆型线；73、中弧线；74、叶型前缘；75、叶型尾缘。

具体实施方式

以下结合附图对本发明的实施例进行详细说明，但是本发明可以由下述所限定和覆盖的多种不同方式实施。

如图1和图2所示，本发明的优选实施例提供一种涡轮导向器，应用于大膨胀比的向心式涡轮，其包括导向器外环1、导向器内环2和多个导向器叶片3，所述导向器外环1和导向器内环2绕发动机轴线对称布置，所述导向器外环1和导向器内环2之间构成环形气流通道，多个导向器叶片3沿圆周方向间隔相同的角度均匀布置在该环形气流通道内。其中，该环形气流通道从侧视图看大体呈倒l形，即环形气流通道在向心涡轮进口沿轴向伸展一定长度后，折转90°方向再构成沿径向分布的气流通道。为了满足气流加速及偏转的需求，根据发动机循环参数，所述导向器叶片3的个数为12～45，作为优选的，本发明选取23个导向器叶片3。另外，所述导向器外环1、导向器内环2和多个导向器叶片3可以通过整体铸造的方式加工而成，也可以通过单件加工后焊接成一个整体。其中，所述导向器叶片3包括导向叶片前缘31、导向叶片尾缘32、叶盆面33和叶背面34，相邻两叶片的叶盆面33和叶背面34之间构成叶栅通道36，气流在叶栅通道36中流通。

如图3所示，向心涡轮的最大外径尺寸定义为rs，则rs＝r1+h1，其中，r1为导向叶片前缘31处的半径值，h1为导向器入口平直段的高度。本发明通过两个手段达到降低向心涡轮径向高度rs，进而实现降低向心涡轮高度及减轻涡轮重量的目的。第一是减小h1，定义叶片进口高度为h，本发明设计h1/h介于1.15～1.25之间，优选为1.2，而现有导向器中这个比值基本在1.3～1.6之间，既保证导向器叶片3的设计空间，又减少了导向器入口平直段的高度，降低了导向器的径向尺寸。第二是降低叶片轴向弦长bx，将导向器导向叶片尾缘32位置处的半径值定义为r3，则叶片轴向弦长bx＝r1-r3。通常导向器导向叶片尾缘32位置处的半径值r3是由向心叶轮的进口半径值确定，在叶轮尺寸不变的前提下，r3可认为是一个定值，因此，如果要降低导向器叶片轴向弦长bx，在r3确定的情况下，只能有效降低导向器导向叶片前缘31处的半径值r1，本发明设计导向器叶片的进出口半径比r1/r3介于1.1～1.3之间，优选为1.1，而现有导向器中这个比值基本在1.35～1.45之间。本发明通过降低导向器入口平直段的高度和减小导向器叶片的进出口半径比，可以有效地降低整个导向器的外径尺寸。从而降低了涡轮重量，提高了发动机的功重比。

如图4所示，由于导向器入口平直段的高度h1的减小，会使得导向器叶片3的进口环形通道面积减小，燃气流动马赫数增加，这会导致在环形气流通道的拐角处出现流动分离，增加了导向器的流动损失。因此，本发明对导向器外环1的型线进行了优化设计，采用了外凸式的外环型线。具体地，所述导向器外环1由轴向转为径向时具有向外凸出的鼓包状结构，以确保从导向器进口到导向叶片前缘31处的环形通道面积逐渐扩张，即a1＜a2＜a3。如图5和图6所示，本发明通过在导向器外环1的轴向转径向位置处设计外凸式结构，可有效降低导向器叶片3进口的气流速度，并减小转角处由于流速过快带来的流动分离损失，增加了转角处的气流抗分离能力。

如图7和图8所示，本发明还针对导向器叶片3进行了冷却结构设计，从而可以大幅提升涡轮前的温度，不需担心会超过导向器材料的承温限制，有利于提高发动机的功重比。具体地，所述导向器叶片3采用等截面叶型设计，即沿叶高方向叶型截面形状都是相同的，以便于在叶片内部布设冲击冷却孔(图未示)。具体地，所述导向器叶片3内设置有冷气空腔37，并在10％～90％的叶高区域内、导向叶片尾缘32处布置有多个供冷气流出的冷气狭缝35，冷气狭缝35的个数一般由叶片高度及冷气流量决定，通常在4～9个之间，本发明选取4～5个冷气狭缝35设计。另外，本发明的导向器叶片3还采用收缩叶型设计，叶栅通道36的宽度最小处，即叶片喉宽a2位于导向叶片尾缘32与相邻叶片的叶背面34的p点(即叶片喉部位置)之间，因此，沿燃气流动方向，叶栅通道36的面积总是逐渐减小的，即a1＞a2。采用这种设计，可使得气流进入导向器的叶栅通道36后，在抵达叶片喉部之前，流动速度是一直增加的，并且在喉部处达到临界马赫数，而后，当气流流出叶片喉部后，由于流通面积的突然增加，可以在斜切口位置继续膨胀加速，最终使得气流在进入下游转子叶片的前缘时的马赫数可以达到1.1左右。导向器出口的马赫数高，能提高气流的做功能力，增加向心涡轮的输出功，因此，基于此设计可以增加涡轮的做功量，从而可以很好地适用于膨胀比4.0级的向心涡轮。

另一方面，为降低高马赫数下的叶型流动损失，本发明的叶背面34处的叶型在喉部位置p点后的曲率变化较小，近乎成直线设计。具体采用尾缘弯折角δ来表示叶片叶背面34的叶型弯曲程度，δ定义为过p点的切线与导向叶片尾缘32切点的延长线的夹角，具体如图8所示，δ介于1°～16°之间，数值越大，叶背型面弯曲程度越大。在本实施例中取δ＝5°。

另外，本发明中的冷气狭缝35是在叶片二维叶型的基础上，根据导向叶片尾缘32冷气出口流量及结构强度的需求，对导向叶片尾缘32进行局部修型而来。具体地，将在叶盆面33上从导向叶片尾缘32处开始到整个弦长的a％的位置定位为位置d，位置d即为导向叶片尾缘32上冷气狭缝35起始的位置。a值越大则冷气影响区域越大，对气动性能及叶片强度不利，而a值越小，冷气狭缝35的出口位置越靠近叶片厚度较小的尾缘处，冷气狭缝35不易布置。因此，本发明优选设计a＝16.5。同时，为了满足叶片内部冷却机构的设计，即冷气空腔37的设计，采用了合理的叶型厚度设计。叶型厚度通常可采用这么一种方式确定，即从叶背面34处任一点向叶盆面33做垂线，连接叶背面34与叶盆面33之间的垂线段的长度即定义为叶片叶型的厚度，将叶型最大厚度cmax与叶片弦长b的比值定义为相对厚度。在本实施例中，取相对厚度cmax/b＝0.17。另外，导向叶片尾缘32的厚度过小，壁厚无法保证，冷气狭缝35无法布置，而厚度越大，尾缘出口损失也越大，气动效率低。因此，本发明取导向叶片尾缘32的相对厚度rt＝0.8cmax～1.2cmax，优选取0.1cmax。采用这种设计，一方面便于设计叶片冷却结构，另一方面也减少了尾迹和摩擦损失。

另外，本发明的另一实施例还提供一种大膨胀比向心涡轮，其采用如上所述的涡轮导向器，具体地，所述大膨胀比向心涡轮包括涡轮导向器和向心叶轮。

对于大膨胀比向心涡轮，由于涡轮负荷本身已经随着膨胀比的增加而大幅提高，因此，常见的大膨胀比向心涡轮通常会采用高稠度叶轮设计，通过提高叶轮轴向长度或叶片数的方式来增加叶轮做功能力，从而达到减小单位面积上的叶片负荷，提高涡轮效率水平的目的，但如此设计又带来叶轮重量增加，而向心叶轮的重量通常约占整个向心涡轮重量的50％，因此，较高的叶轮叶片稠度必然影响到发动机整机的功重比。因此，本发明在保证涡轮性能不下降的前提下，采用低稠度叶轮设计，通过选用远低于常规选择的叶轮稠度系数，降低叶轮叶片数及其轴向尺寸及叶轮整体重量，同时通过对叶轮叶型的优化设计，降低由于涡轮膨胀比提高及稠度减小带来的负荷大幅增加、流动损失提高的问题，实现大膨胀比向心叶轮的高效、高紧凑度设计，提高了发动机的功重比。

具体地，如图9至图15所示，所述向心叶轮由轮盘5、多个叶轮叶片6组成，多个所述叶轮叶片6沿圆周方向均匀布置在轮盘5上，所述叶轮叶片6和轮盘5通过整体铸造或者分体制造后焊接而成。所述叶轮叶片6由叶轮叶片前缘61、叶轮叶片尾缘62、叶片根部63和叶片尖部64组成，所述叶轮叶片6可以采用实心叶片，也可以采用内含冷却通道的空心叶片。叶片稠度主要是在给定的进口流量下，转子叶片单元之间根据上下游旋流情况依据设计者经验及流动损失特点确定的叶片间距，通常叶片稠度越小，代表叶轮叶片数越少，叶轮结构越紧凑，尺寸越小，重量越轻，但同时，叶片稠度降低，也会导致叶身平均负荷的增加，流动损失提高，对气动性能带来不利的影响。因此，目前大膨胀比向心涡轮通常采用高稠度叶轮设计。

对于向心叶轮，叶片稠度系数通常定义为：

solidity＝zlms/d4(1)

其中，z为转子叶片数(即叶轮叶片6的数量)，lms为叶片表面平均弦长，d4为叶轮叶片进口直径。

对于大膨胀比向心涡轮，在转速一定的前提下，叶轮进口直径通常代表了涡轮做功能力，因此，该直径值基本不会变化。所以，可以通过选择合理的叶片弦长及叶片数，来达到低稠度叶轮设计的目的。通常向心涡轮稠度系数的取值介于5.0～8.0之间，而在本发明中，叶轮稠度系数可选为4.1～4.9之间，其中，叶轮叶片6的个数在8～16片之间，优选选用12片，叶轮稠度系数为4.24，明显低于常规叶轮设计。较少的叶轮叶片数及叶片弦长一方面可以减少轮盘5所受的拉应力，增强转子的强度和寿命，另一方面也有利于降低叶轮重量及制造成本。

其中，所述叶轮叶片6由沿叶高方向分布的至少三个流面叶型7按叶轮叶片6的积叠线8沿叶高方向积叠而成，所述流面叶型7是在m-theta空间上的二维叶型，在笛卡尔坐标系下表现为三维空间曲线。所述流面叶型7由叶背型线71、叶盆型线72、中弧线73、叶型前缘74和叶型尾缘75组成，所述流面叶型7采用对称叶型设计，即在m-theta空间上，沿中弧线73上任一点分别往叶背型线71和叶盆型线72做垂线，两垂线的距离均相等。所述叶背型线71、叶盆型线72及中弧线73可以用贝塞尔曲线表示，也可以用b-样条曲线来表示，或者其他任意、光滑连续曲线来表示。另外，所述叶轮叶片6不同叶高处的流面叶型7的叶型前缘74在径向方向上高度保持一致，从而可以降低叶轮进口的弯矩，提高叶轮强度和寿命，并且还可以降低叶轮的加工难度和检测复杂程度。

另外，所述叶轮叶片6在叶片根部63处的流面叶型轴向弦长lh与叶片尖部64处的流面叶型轴向弦长lt的比值在1.05～1.25之间，从而降低了叶片表面平均弦长，有利于实现低稠度设计，并且控制了叶轮出口的掺混损失。

由于涡轮负荷提高，叶轮进口通常存在着一定的正攻角，导致攻角损失增加，尤其是采用低稠度叶轮设计，叶轮进口攻角更趋明显，为降低攻角损失，在本发明中，所述叶轮叶片6从叶片根部63到叶片尖部64的进口叶片角α沿叶高方向线性增长，叶片根部63的进口叶片角α根据来流进气角的不同介于0°到5°之间，叶片尖部64的进口叶片角α根据来流进气角的不同介于5°到10°之间。采用此设计，可以适应因负荷增加而导致来流进气角沿径向方向上的不均匀性，减小由于正攻角导致的气流分离，使流动更顺畅，降低流动总压损失，提高了发动机性能。

同时，由于叶片表面平均弦长lms及叶片数z的减少，使得叶片尖部64处的气流速度增加，负荷提高，导致叶尖间隙内由横向压差驱动的间隙泄漏流随着叶片尖部64的气流速度增加而增加，尤其是在靠近叶轮叶片尾缘62的部位，泄漏损失更趋强烈。为降低由于叶片稠度降低而导致的泄漏损失增加的问题，采用了在叶片尖部64的出口段设置“c型”的叶片气流角分布。即叶片尖部64的叶型沿流动方向叶片角大致呈“c“型分布，在0-10％的弦长区域，气流角变化较为平缓，在10％-80％弦长区域，气流角快速变化，在90％-100％弦长区域，叶片角基本保持不变。通过此种设计，增加了叶片尖部64的80％弦长区域的气流加速能力，并降低出口处的叶尖负荷，从而减小向心叶轮出口尾缘附近叶尖间隙内由于横向压力梯度导致的泄漏流，降低叶尖泄漏损失，提高涡轮效率。

另外，所述积叠线8定义为所有流面叶型7的中弧线73的前缘起点连线。为控制叶片径向负荷分布，降低边界层内的低能流体在叶片吸力面和叶片根部63处堆积，减少端区流动损失，所述积叠线8沿叶高方向与周向偏置一定的夹角θ，积叠线8与周向的夹角θ介于-10°～10°之间。

本发明的向心叶轮，通过采用低稠度叶轮设计，有效减小了叶轮叶片数、轴向尺寸和重量，同时，通过合理的叶型设计，减少了叶尖间隙泄漏及端区二次流损失，在保证涡轮性能的前提下，实现了向心叶轮的高负荷和低稠度设计，提高了发动机的功重比，另外，还有利于降低轮盘5的盘心最大应力，提高了叶轮的强度和使用寿命。

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。