專利名稱：一種混流式渦輪葉輪的制作方法
技術領域：
本發明涉及內燃機渦輪增壓器，中、小型燃氣輪機裝置，化工與制冷(氣體液化與分離)設備中透平膨脹機用的渦輪葉輪。
背景技術：
按流體在渦輪葉輪中流動的方向，可分成軸流式渦輪、徑流式渦輪和混流式渦輪三種類型。其中，軸流式渦輪，流體沿近似與葉輪轉軸平行的方向流過；徑流式渦輪，流體沿近似與葉輪轉軸垂直的半徑方向由葉輪輪緣向轉軸軸心方向流入葉輪，在葉輪出口處轉為軸向流出；混流式渦輪(又稱斜流式渦輪)，是一種介于軸流式渦輪與徑流式渦輪之間的中間形式——流體沿與葉輪轉軸傾斜的錐面流過葉輪。混流式渦輪作為徑流式渦輪在高比轉速情況下獲得高效率的一種改進形式，近年來得到廣泛的應用和發展。事實上，混流式渦輪葉輪葉片的進、出口邊傾斜(增加通流部分葉片高度)和出口邊輪緣直徑的增大，這些葉輪形狀的主要幾何特征變化都是徑流式渦輪葉輪的葉片形狀為適應高轉速情況下流量向大容量發展而變化的一種自然趨向。至于混流式渦輪葉輪通流部分軸向長度較徑流式渦輪葉輪有適當增加，則是為了改善輪內流場，增加流動的平緩。
與徑流式渦輪相比，混流式渦輪最明顯的優點是可在高比轉速下獲得高效率。由于渦輪效率在渦輪性能研究中的重要地位，也使得在高比轉速下獲得更高效率成為混流式渦輪中最主要的研究方向。
在渦輪增壓器應用混流式渦輪的實踐中(譬如ABB公司的RR151增壓器，Honeywell公司的Garrett增壓器，小松制作所的KTR150增壓器，石川島公司的RH-3增壓器等)，都已證實混流式渦輪的最高等熵效率高于徑流式渦輪，平均約提高5％左右。但在徑流式渦輪和混流式渦輪的理論研究方面，極不充分。甚至對混流式渦輪為什么比徑流式渦輪效率高？究竟是哪些因素限制了徑流式渦輪效率的提高？怎樣設計混流式渦輪才能保證獲得高效率？這樣一些涉及機理性的基本問題，現有技術至今仍處于探索階段，其中不乏存在基本概念和觀念方面的錯誤，影響對事理的正確認識、分析和判斷，致使對設計不能予以正確、有效地指導。
對于混流式渦輪的效率優于徑流式渦輪的“簡單機理”，現有技術歸結為混流式渦輪葉輪的葉片進口邊呈傾斜狀(與渦輪轉軸傾斜θ角)這一幾何特征上。認為這種構造有利于在沿葉片進口斜邊的近輪轂部分形成“前彎葉片”的造型，從而減少了氣流的“入射損失”及流體在葉輪流道內由徑向轉向軸向流動時所產生的“轉彎損失”，故混流式渦輪與徑流式相比可較大幅度地提高效率(詳見張晉東等《采用混流式渦輪的H145渦輪增壓器及其在Z6170柴油機上的應用》·柴油機·2003年第6期·第19～20頁中的相關內容和施新等《車用渦輪增壓器混流式渦輪的發展》·柴油機·2000年第6期·第14～18頁中的相關評述和報導)。實際上，早在上世紀六、七十年代的一些徑流式渦輪增壓器的渦輪葉輪上，就采用過葉片進口邊呈傾斜狀的結構(如Schwizer公司的4HD增壓器、MAN公司的NR增壓器、重慶重型汽車研究所和重慶汽車發動機廠的ZY-120增壓器等)，但是在這些渦輪級上并未顯示出比具有葉片進口邊與轉軸保持平行的常規徑流式渦輪葉輪的渦輪級有明顯提高效率的優勢。另外，對于常規徑流式渦輪葉輪，同樣可以通過葉片造型在其不傾斜的葉片進口邊上由輪轂至輪緣分別形成前彎、徑向、后彎和前彎后掠等不同葉片進口幾何角的分布類型。其中，前彎后掠型葉輪就具有對混流式渦輪葉輪沿葉片傾斜進口邊要求具有的(如中國專利公開號CN01231703.9《混流渦輪葉輪》圖3所示的)同樣葉片進口幾何角分布類型。不同葉片進口幾何角分布類型的常規徑流式渦輪葉輪的準三元流動流場對比分析表明，具有前彎后掠型葉片進口幾何角分布的渦輪葉輪，確實具有較好的變工況適應性能，可以減少不同入流沖角變化增生的流動損失，提高變工況下的渦輪效率，但對渦輪級的最高等熵效率值不會有明顯提高(詳見徐進峰等《向心透平葉輪進口型線對變工況性能的影響》·動力機械與工程熱物理——全國動力機械與工程熱物理青年學術論文報告會論文集·西安·西安交通大學出版社·1989年10月·第659～663頁)。因此，渦輪葉輪的葉片進口邊傾斜和沿葉片進口邊的前彎后掠型葉片進口幾何角分布并非混流式渦輪葉輪獨具的幾何特征，徑流式渦輪葉輪同樣可以具有。所以，它們不是致使混流式渦輪效率明顯高于徑流式渦輪效率的本質原因。對此，渦輪增壓器與柴油機匹配實驗的結果也佐證了這一觀點單靠改變渦輪葉片進口邊傾斜角和其上的葉片進口幾何角分布兩項措施，尚不能獲得明顯的效率效益——柴油機的最低燃油耗下降不大。
發明內容
本發明的目的在于通過對軸流、徑流和混流式渦輪葉輪輪內流動的研究分析對比，在影響流動的諸多幾何因素與工況因素中，確定出使它們的流動彼此產生歧異的影響最大的因素；糾正現有技術中流傳深廣的錯誤認識和觀念；以此為基礎，建立獲得高效率混流渦輪葉輪子午剖面構造形狀的幾何參數合理薦用范圍。
鑒于軸流、徑流和混流式渦輪內的流動，均可近似簡化成沿一族任意迴轉面葉柵流動的組合。這里，該族迴轉面的幾何形狀是由葉輪內的子午流線族繞同一轉軸(渦輪軸)迴轉形成的。于是，軸流式渦輪的流面是一族與同軸圓柱面形狀相近的迴轉面；徑流式渦輪的流面是一族在葉輪進口近似呈徑向平面、出口近似呈圓柱面的迴轉面；混流式渦輪的流面是一族葉輪進口近似呈錐面、出口近似呈圓柱面的迴轉面(附圖1)。顯然，流面(即子午流線)幾何形狀的歧異，是使軸流、徑流和混流式渦輪級內的流動產生重大歧異的首位重要幾何因素。子午流線形狀對迴轉面葉柵流場的影響主要反映在斜率傾角δ＝arctg(dr/dz)值沿子午流線的分布δ(r)或δ(z)，以及子午流線在葉輪進、出口的半徑差Δr＝(r1-r2)這兩項幾何要素上(附圖2)。
依葉輪機械流體動力學中的任意迥轉面葉柵流動理論，無粘流體繞流葉柵的定常流動須滿足絕對運動無旋方程rotC→=rot(W→+ω→×r→)=rotW→+2ω→=0,]]>當流體沿任意迴轉面流動時，旋度 只在迴轉面的法線 的方向有分量 于是上式化為rotW→·n→=-2ω→·n→,]]>即得流體沿任意迴轉面流動須遵循的運動方程rotnW→=-2ωsinδ,]]>式中C-由與渦輪級靜止件(殼體、噴嘴環)固結在一起的絕對坐標系測量的流體運動速度(絕對速度)； -由與渦輪級旋轉葉輪固結在一起的相對坐標系測量的流體運動速度(相對速度)； -葉輪轉動角速度(附圖3)。
由該運動方程知旋轉葉輪內迴轉面葉柵中的流體運動為相對運動有旋的流動，其旋度值為-2ωsinδ。當δ＝0(軸流式渦輪，流面為圓柱面)時，流經以 角速度轉動的軸流式渦輪葉輪內任一圓柱面葉柵的流動，與該同一圓柱面葉柵靜止不轉動(ω＝0)時的繞流情況完全相同，即軸流式渦輪葉輪內的流動不受轉速(角速度 )的影響。這是形成軸流式渦輪葉輪內的流動區別于徑流式渦輪葉輪和混流式渦輪葉輪內流體運動的本質原因所在。對于徑流式渦輪葉輪進口附近的流動，由于δ≈90°，致使這部分區域的流場承受旋轉角速度產生的旋度的影響最大。相對而言，混流式渦輪葉輪進口附近的流動，由于0＜δ＜90°，角速度產生的旋度的影響介于軸流式渦輪與徑流式渦輪之間。至于徑流式渦輪和混流式渦輪葉輪的軸向出口部分，由于這部分流面的δ≈0，則如軸流式渦輪葉輪一樣，流面上的流動基本不受角速度的影響。
至于葉輪內任意迴轉面葉柵中流場的速度分布，可以用下述方法清晰示出實際上，轉速為 流量為G工況下繞流任意迴轉面葉柵的流動，可以分解為一個流量為G的流體繞流靜止不轉動(ω＝0)的同一迴轉面葉柵的通流流動與另一個流量為零(G＝0，葉柵流道的進出口分別沿圓周封閉)，流動方向與 在迴轉面法線方向的分矢量確定的轉向相反，渦強為2ωsinδ的變強度環流在同一迴轉面葉柵流道內流動的疊加(附圖4)。于是，流量為G、轉速為 工況下繞流任意迴轉面葉柵的流動中，葉柵內任意一點的速度矢量準確地等于上述兩個流場中同一點處的速度矢量之和。由于封閉流道內的環流(迴渦)轉向與 在迴轉面法線方向的分量的轉向相反，經與通流流動疊加后，致使葉柵流道吸力面附近的流速增大而壓力面附近的流速減小。旋渦強度2ωsinδ值越大，它所造成的壓力面與吸力面間的速度差就越大(附圖5)。這種速度梯度對應伴生的“橫向壓力梯度”是輪轂邊界層內的低動能流體的沿輪轂面由壓力面向吸力面作“橫向遷移運動”(二次流)的主要動力源之一，對“端損失”的量值大小影響甚大。
綜上所述，子午流線斜率傾角δ對輪內迴轉面葉柵流動的影響十分深廣，遠非現有技術所認識的只是對葉輪內子午面流動的轉彎緩急程度不同造成的“轉彎損失”大小差異的影響，而是以旋度2ωsinδ的形式對整個輪內迴轉面葉柵流場中的每一點處的流動施加轉速 的影響。此外，現有技術中的許多“混流式渦輪”設計，雖然葉輪葉片進口邊已做成傾斜狀(與轉軸夾角為θ)，但由其噴嘴環葉片(或單、雙通道的無葉蝸殼)出口流出的按級流量平均分成二等分的“平均流速”的子午分速的流向，并不與葉輪的傾斜進口邊相垂直，仍按徑流式渦輪設計的δ≈90°的方向流入該“混流式渦輪”的葉輪。對于這種“混流式渦輪”，其實質仍是徑流式渦輪，輪內流場不會有明顯改變。因此，一個正確、高效率的混流式渦輪級設計，僅關注葉輪的設計還不夠，還必須使噴嘴環或無葉蝸殼的設計與其形成良佳匹配，也即該噴嘴環或無葉蝸殼的構造應具有使其出口的平均流速的子午分速方向符合δ1≈(90°-θ)的流入葉輪方向的能力。
至于子午流線形狀第二項幾何要素——半徑差Δr＝(r1-r2)對輪內迴轉面葉柵流場的影響，如同第一項幾何要素δ一樣，也是與轉速ω結合在一起施加的。輪內迴轉面族中的各個迴轉面(由輪內不同的子午流線繞同一轉軸軸心線迴轉形成)，它們的半徑差Δr＝(r1-r2)雖然彼此不同，但半徑差Δr對各個迴轉面上流動的影響方式是相同的。為了反映它對整個葉輪流動的影響，現選擇沿中間迴轉面(將輪轂迴轉面與輪緣迴轉面間的流量均分為二等分的中間迴轉面，它由葉輪子午流線族中的中間流線繞轉軸迴轉形成)為代表進行分析。對于中間迴轉面，半徑差ΔR是葉輪進口幾何平均半徑R1＝[(R1sh2+R1h2)/2]0.5與葉輪出口幾何平均半徑R2＝[(R2sh2+R2h2)/2]0.5間的差，ΔR＝(R1-R2)(附圖6)。
徑流式渦輪葉輪和混流式渦輪葉輪不同于軸流式渦輪葉輪的共同幾何特征是存在明顯的半徑差ΔR。它說明流過徑流、混流式渦輪葉輪時存在徑向位移或徑向流動。由于流體在高速轉動的葉輪中是由半徑較大的R1流向半徑較小的R2的“向心流動”，所以此流動過程必須克服“離心慣性力”(牽連慣性力)fcen→=dmω2r→]]>的反向作用才能實現(式中，dm是流體微元質量)。離心慣性力對這一流動過程的作用。可以用它對流體運動所作的功來反映，也即對于單位質量流體Lcen=∫R1R2fcen→·dr→=-∫R1R2ω2rdr=-ω2∫R1R2rdr=ω2(R12-R22)/2=(U12-U22)/2.]]>式中 ——牽連速度(圓周速度)，U→=ω→×r·→.]]>這就是確定流體流過葉輪作功量值大小的著名Euler方程(時輪機械基本方程)Lu＝(C12-C22)/2+(W22-W12)/2+(U12-U22)/2中的第三項組成項。
迄今為止，在國內外數量眾多有影響的葉輪機械原理、葉輪機械流體動力學與渦輪增壓器的專著和教科書中，對(U12-U22)/2項的力學解釋存在錯誤的認識；認為是“Coriolis力”作功(其量值為U12-U22)的一部分；還認為在徑、混流式渦輪葉輪內流體的向心流動中，因“Coriolis力”的產生并不伴隨著氣流的轉向或附帶的摩擦損失，其多作的一部分有效功實質上是不產生能量損失的。由此建立了設計渦輪葉輪的錯誤指導原則宜盡量加大葉輪進口與出口的半徑尺寸差ΔR＝(R1-R2)，以使“Coriolis力”作功的量值在Euler方程確定的輪周功中所占比例的份額盡量大(詳見M.H.瓦夫拉著《渦輪機械中的氣動熱力學和流動》·北京·機械工業出版社·1984年8月·第112～115頁；И.И.基里洛夫著《燃氣輪機及燃氣輪機裝置》上冊·北京·機械工業出版社·1959年·第157～158頁和他的另一著作《透平機械原理》·北京·機械工業出版社·1982年6月·第575～582頁；朱梅林主編《渦輪增壓器原理》·北京·國防工業出版社·1982年6月·第276～278頁；朱大鑫編著《渦輪增壓與渦輪增壓器》·北京·機械工業出版社·1992年11月·第179～181，224頁中的相關論述)。
造成上述錯誤觀念的原因是上述文獻在下述基本力學概念的認識與應用上出現了錯誤●將Coriolis加速度 視為作用在單位質量流體上的“Coriolis力”，是將力學中完全不同的兩個概念——“力”和“加速度”混淆成同一概念。因為凡是力，必須具備能用測力計直接測量的特性(見B·Γ·涅符茲格利亞多夫著(黃念寧譯)《理論力學》上冊·北京·人民教育出版社·1964年8月·第242頁)，“Coriolis力”不能用測力計直接測量，所以它不是力。在流體流過轉動葉輪流道的流動中，不存在“Coriolis力”，但卻存在Coriolis慣性力的作用。作用在單位質量流體上的Coriolis慣性力fcor=-2ω→×W.→]]>●Coriolis慣性力存在于與葉輪固結在一起以角速度ω繞渦輪軸旋轉的相對坐標系(非慣性系)中，它在流體流過葉輪流道作相對運動時施加作用。因該力始終與相對運動產生的位移ds→=W→dt]]>(由相對坐標系測度)相垂直，所以其功恒等于零(Lcor=∫fcor→·ds→≡0).]]>在與渦輪級靜止件(殼體、噴嘴環)固結在一起的絕對坐標系(慣性系)中，Coriolis慣性力是不存在的。因而它對流體在絕對運動中才存在的牽連位移dl→=U→dt=ω→×r→dt]]>(由絕對坐標系測度)這一運動過程是無法作功的。將分屬不同坐標系存在的力和位移用乘積聯系在一起的量值是不具有Newton力學“功”的概念與意義的。
●Coriolis慣性力不是由于物體相互作用而產生的真實力。真實力與慣性力的不同在于真實力(譬如壓力、摩擦力、引力、電磁力、彈性力等)的存在不因坐標系的選擇而改變，不論用何種坐標系描述其作用都一樣；慣性力則因坐標系的選擇而異。另一重要區別是真實力存在反作用力，慣性力則不存在反作用力。因而，Coriolis慣性力不能直接與渦輪葉輪的葉片之間產生作用力與反作用力的關系而發生功量的交換。事實上，葉輪機械是一種通過葉片與流體的相互作用實現功的交換使流體能級改變的機械。流體流經旋轉葉輪時，它以壓力的形式作用于葉片面上，壓力的合力對渦輪軸產生力矩(扭矩)，在葉輪轉動時產生功率。
實際上，可通過利用葉輪機械流體動力學中的動能定理導出Euler方程的過程，嚴格證明其組成項(U12-U22)/2確是離心慣性力的作功值。
下面繼續分析轉速ω和半徑差ΔR對渦輪葉輪內流體運動的影響。依能量方程(滯止轉焓沿同一流線守恒)和W2=ψW12+(i1-i2)-(U12-U22),]]>式中，W1，W2——分別是葉輪進出、出口處的相對流速；(i1-i2)——葉輪進、出口處流體的等熵焓差；ψ——葉輪內流動速度損失系數。它說明在離心慣性力場(離心力場)的作用下，葉輪出口流速W2隨差值(U12-U22)的增大而減小。隨著(U12-U22)項的增大，W2不僅可以小于W1(減速擴壓流動)，甚至可以減小至零(葉輪內無流量通過)。這一狀況又凸顯了徑、混流式渦輪與軸流式渦輪的不同在軸流式渦輪中，只要輪內存在焓差(i1-i2＞0)，葉輪內就不會出現W2＜W1的擴壓流動；對于徑、混流式渦輪，必須使(i1-i2)>(U12-U22)]]>才行。在渦輪葉輪內，W2＜W1的流動是應該防止的，否則沿流向將是擴壓流動，會使邊界層增厚、分離，導致流動損失激增。由于U12-U22=ω2(R12-R22)=ω2(R1+R2)(R1-R2)=ω2(R1+R2)ΔR,]]>因此，為了控制輪內流速在高轉速工況下的減速效應和相應伴生出現的渦輪葉輪前的壓力增升程度，最有效的措施是在設計葉輪流道的幾何形狀時控制徑差ΔR值要小，以限制(U12-U22)值超限。
顯然，ΔR減小會大幅度削弱輪內離心力場的作用，從而使渦輪葉輪進口處的流體壓力下降，并使噴嘴環前的流體壓力也相應下降。這對應用于內燃機渦輪增壓器的情況特別重要，因為渦輪進口壓力下降會導致內燃機排氣背壓降低，而使活塞在排出廢氣時克服反壓作用的耗功減少——內燃機燃油耗下降。
為了全面比較軸流、徑流和混流式渦輪彼此在輪內流動的歧異，還必須對它們輪內的“二次流”進行分析、比較。渦輪葉輪內部的“二次流”，主要包括輪轂迴轉面(對閉式葉輪還要包括輪緣迴轉面)上邊界層內的低動能流體沿輪轂面(和輪緣面——閉式葉輪)自流道壓力面往吸力面“橫穿流道”的遷移流動；沿葉片表面，葉片面上的低動能流體自葉根(輪轂位置)往葉頂(輪緣位置)方向的遷移流動；以及半開式葉輪的輪緣迴轉面處的間隙漏氣與葉片刮擦靜止渦輪蝸殼內殼壁配合間隙部位邊界層的流動，共三部分。軸流、徑流和混流式渦輪葉輪輪內“二次流”的差異主要反映在第一部分上。徑流式渦輪和混流式渦輪的葉輪輪轂(輪緣)迴轉面上附著的低動能流體(相對流速WB≈0)，在壓差力、離心慣性力沿轂(緣)面的分力和Coriolis慣性力的聯合作用下沿輪轂(輪緣)迴轉面運動。鑒于離心慣性力沿轂(緣)面的分力ω2r sinδ一般要比主流運動產生的流道壓力面與吸力面間的壓力差(沿主流流線法向，由壓力面指向吸力面——壓差力作用方向)大，順主流流動方向壓差dp＝ρd[(ω2r2-W2)/2](式中ρ為流體密度)則較小，而Coriolis慣性力-2ω→×W→B]]>的量值很小(因WB很小)，所以轂(緣)面“二次流”的綜合效果是轂(緣)面邊界層內低動能部分的流體沿轂(緣)面由半徑較小的近壓力面區向半徑較大的吸力面區的方向作遷移流動。由于轂(緣)面“二次流”的流向與主流呈“斜逆方向”，故在其沿轂(緣)面的遷移流動過程中不斷受到逆向主流的“沖刷”而匯入主流，不易出現分離流動造成大的流動損失。其次，轂面迴轉面的流道的圓周方向寬度自葉輪進口至出口收縮變化很大。這就致使流道截面通流寬度收斂梯度很大，主流加速程度增加，而流道壓力面與吸力面間的壓差自葉輪進口至出口急劇減小，近葉輪出口相當大區域的轂面流道面積很小，這些都給轂面迴轉面上“二次流”的存在和發展造成很大的限制。這也是與軸流式渦輪葉輪轂面(圓柱面)上“二次流”的生成、發展和影響根本不同的原因所在。在軸流渦輪葉輪轂面上的“二次流”是順主流遷移的“斜順方向”流動，它將轂面邊界層的低動能流體順主流向近出口的流道吸力面(葉片背面)堆積增厚并分離，造成量值頗大的“端損失”。
眾所周知，在三種類型的渦輪級中，當通流部分的葉片高度足夠長(即級流量足夠大)時，軸流式渦輪級能達到的最高等熵效率值最高，混流式渦輪次之，徑流式渦輪最低。這主要是由于轉速的不利影響不同所致，而“端損失”因僅對輪轂和輪緣附近的基元級的流動損失有嚴重影響，這時按葉高長度平均其影響區所占比例尚小的緣故。隨著流量減少，葉片高度相應減少，“端損失”在流動損失中所占比重也相應增加，但因“端損失”影響的排序是對軸流式渦輪最重，混流式次之，徑流式最輕，故三者在效率最高值同步下降時互相接近。當流量減少到使軸流式渦輪的葉片高度小到令其葉根(轂面)和葉頂(輪緣)兩個端部的“二次流”影響區占到整個葉高一定比例時，徑流式渦輪能達到的最高效率值會超過軸流式渦輪。而當軸流式渦輪葉片根，頂兩個端部的“二次流”影響區匯合在一起時，軸流式渦輪級的最高等熵效率值就急劇下降，此時它已不宜在此小流量工況下工作，應代之用徑、混流式渦輪。
自增加葉片高度減少“端損失”提高渦輪級最高等熵效率值的觀點看，增加葉片進口邊的軸向寬度和傾斜角θ值，使混流渦輪葉輪進口邊的葉片高度進一步增大是有利的。這一措施也適用于噴嘴環葉片的出口邊和葉輪的出口邊(加大傾斜角γ)。
綜前所述，葉輪轉速(角速度 )是使軸流、徑流和混流式渦輪葉輪流場彼此產生歧異的最重要的工況因素。轉速轉高，離心慣性力對輪內流動的不利影響越大。混流式渦輪葉輪的結構較徑流式渦輪葉輪的結構更有利于削弱離心慣性力的作用，因而可在有效抑制了離心慣性力影響的合理設計中使混流式渦輪級的最高等熵效率明顯比徑流式渦輪級高。
基于同樣的理由可以說明對于輪徑尺寸相近的徑流式渦輪與混流式渦輪效率隨轉速(膨脹比)變化的比較，為什么二者的等熵效率差值在高轉速時要比低轉速時大？以及可以說明為什么軸流，徑流和混流式渦輪級在流量大但轉速相對較低的工況所能達到的最高等熵效率值卻非常接近？這一狀況，近年來在大、中型的渦輪增壓器的應用上，特別令人矚目。在這些應用于大、中功率柴油機的渦輪增壓器的渦輪級，因流量大(葉片長、葉輪輪緣直徑大)，致令產生同一增壓比(與葉輪輪周速度U1＝ωR1的平方成正比)的角速度ω值遠較達到同一壓比的小流量(小輪徑)葉輪所需要的角速度低，故可使徑、混流渦輪級的效率得到明顯增升而接近軸流式渦輪的效率。從而有可能令一部分效率高的混流式和徑流式渦輪，因其簡化了的結構和低制造成本但使用性能卻不明顯降低的優點，擠入原本全由軸流式渦輪占據的這一應用領域而形成一種新發展趨勢。
在前面分析，對比了葉輪幾何參數和葉輪轉速對輪內流動影響的基礎上，本發明建立獲得高效率混流式渦輪葉輪子午剖面構造形狀的重要幾何參數合理薦用范圍如下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， ——葉輪葉片出口邊幾何平均半徑R2與葉輪葉片進口邊幾何平均半徑R1的比值。其值反映了葉輪葉片進、出口邊幾何平均半徑差ΔR＝(R1-R2)相對葉輪葉片進口邊幾何平均半徑R1的量值大小，R2‾=1-ΔR/R1.]]>θ——葉輪葉片進口邊與轉軸軸心線間的夾角。它近似反映了輪內子午流線在葉輪葉片進口斜邊上的斜率傾角δ1≈(90°-θ)的量值大小；B——葉輪葉片通流部分的軸向長度B與葉輪葉片進口邊幾何平均直徑D1m=2R1]]>的比值。增大B，可增加子午流線斜率傾角δ自葉輪進口至葉輪出口變化的平緩； ——葉輪葉片進口傾斜邊長度l1與葉輪葉片進口邊幾何平均直徑D1m的比值。其量值即為葉片的相對高度值。
γ——葉輪葉片出口邊與半徑方向的夾角。增大γ角，會使葉片出口邊長度增`加，葉片流道出口喉部寬度增加(出口面積增大)。
至今，現有技術尚未對混流式渦輪葉輪的幾何參數選擇推出過系統、完整的薦用范圍，只有個別設計、應用的實例報導。混流式渦輪作為徑流式渦輪在高比轉速情況下的一種改進，它們的參數選擇都是參照徑流式渦輪的相應幾何參數推薦范圍取其上限再適當放大改用的。現有技術徑流式渦輪葉輪幾何參數的薦用范圍如下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°。
對比本發明與徑流式渦輪葉輪幾何參數的薦用范圍，可看出本發明薦用的混流式渦輪葉輪的幾何參數均較現有技術徑流式渦輪的薦用值有大幅度的增加，顯示了高效率混流式渦輪葉輪形狀向軸流式渦輪葉輪形狀接近的趨向。
鑒于本發明設計的混流式渦輪葉輪，其輪轂出口半徑R2h值一般都較大，為了回收排氣能量減少余速損失，宜采用排氣擴壓器(安裝在渦輪葉輪出口，與渦輪出氣殼連接在一起)。一個設計良好的排氣擴壓器約可提高渦輪級效率3～5％。顯然，在輔以渦輪噴嘴環葉片(或單、雙流道無葉蝸殼)出口平均流動的流向與葉輪葉片進口流向相一致(即近似沿垂直于葉片進口邊的方向流入葉輪)，并在葉輪出口安裝了設計良好的排氣擴壓器的附加措施下，依本發明推薦的混流式渦輪葉輪幾何參數選擇范圍設計的混流式渦輪葉輪，與現有技術的徑流和混流式渦輪相比，因ΔR值和δ值的大幅下降與l1的增加使轉速和“二次流”對輪內流動的不利影響大大削弱，從而保證了本發明設計的混流式渦輪級獲得更高效率——本發明的效果。
圖1a為混流式渦輪葉輪輪內流場的子午流線分布示意圖。圖中示出了形成輪轂迴轉面流面、輪緣迴轉面流面，以及將輪內流量二等分的中間(平均、中心)迴轉面流面的子午流線(迴轉面母線)的位置和形狀。其中，輪轂、輪緣迴轉面流面分別由葉輪輪轂和輪緣的子午面廓線繞葉輪轉軸軸心線迴轉形成。中間迴轉面流面的子午流線(母線)在葉輪葉片的進、出口邊分別穿過它們的幾何平均半徑點a和b。圖1b為任意迴轉面上渦輪葉柵的示意圖。
圖2為混流式渦輪葉輪輪內流場中的任意一條子午流線(迴轉面流面母線)S上任意一點A的斜率傾角δ＝arctg(dr/dz)。δ是子午流線S上A點處的切線與轉軸軸心線間的夾角。子午流線在葉輪進、出口的半徑差Δr＝(r1-r2)。
圖3為流體沿任意迴轉面流動時，任意一點A處旋度 在該處迴轉面法線 方向的分矢量與葉輪轉動角速度矢量 在A點法線 方向分矢量的關系(二者轉向相反，旋度分矢量的量值為2ωsinδ)。
圖4為任一流量為G、轉速為 工況下繞流任意迴轉面葉柵的流動可以分解為一個流量G的流體繞流不轉動(ω＝0)的同一葉柵的通流流動與另一個流量為零(G＝0)但轉向與 在該迴轉面法線方向的分矢量方向相反，渦強為2ωsinδ的變強度環流在同一迴轉面葉柵流道內流動的疊加。圖中示出的是流動合成示意圖。
圖5為圖4所示迴轉面葉柵流道中兩個流動的速度疊加示意圖。圖中1——流道吸力面；2——流道壓力面。
圖6為混流式渦輪級(由噴嘴葉片環與葉輪組成)示意圖及葉輪子午剖面主要幾何尺寸標注圖。
圖7a為本發明技術適用的混流式渦輪葉輪結構示意圖。圖7b為本發明技術構造的混流式渦輪半開式葉輪子午剖面構造形狀的一個示例。
具體實施例方式
以下，通過實施例與結合附圖對本發明的技術內容作進一步的描述。
圖7a示出的是本發明技術適用的混流式渦輪葉輪結構示意圖。該渦輪葉輪是一種斜流式向心渦輪葉輪——流體沿與半徑方向成θ角的斜向“向心”流入葉輪進口，然后轉向軸向流出葉輪出口。這種混流式渦輪級在渦輪增壓器、透平膨脹機及小型燃氣輪機裝置中有頗多應用。圖7a示出的是一閉式葉輪結構，它是由輪蓋(輪緣)5、葉片4和輪盤(輪轂)3三部分通過精密鑄造結合成一體的整體結構葉輪。若去掉輪蓋5，則該葉輪就成一個半開式葉輪。閉式葉輪效率高但強度低；半開式葉輪則強度高而效率稍低，因而半開式葉輪應用更廣泛。在設計葉片形狀時，必須使渦輪葉輪葉片進口傾斜邊上的流入角分布符合所選定的設計工況下的葉輪進口速度三角形對進口傾斜邊上流入角的分布要求，以免產生大的沖角損失，降低渦輪效率。一般，選擇葉片進口邊幾何平均半徑位置a處的流入相對速度 與葉片進口邊的平均子午流速 相同，即W1→=W→1m.]]>這樣，依速度三角形知， 的相對流入角β1＝90°，而輪轂和輪緣位置處的流入葉輪的相對速度 和 的相對流入角則因R1h＜R1＜R1sh(即U→1h<U→1<U→1sh]]>)而分別使β1h＜90°和β1sh＞90°——在葉輪葉片進口傾斜邊上構成“前彎后掠型”的進口角分布要求。這一分布可在現有技術通用的徑流式渦輪葉輪葉片成型——徑向直紋拋物面葉片造型方法上再附加實施進口邊斜切和調整基準面上的拋物線準線形狀加以實現。若再改動W→1=W→1m]]>點在葉片進口傾斜邊上的位置，可獲得更多型式的進口角分布變化。在調整葉片進口傾斜邊的流入角時，只應計算用與傾斜進口邊垂直的平面剖切出的葉型的中線在進口邊處的切線與葉輪圓周向的夾角作為該位置的相對流入角；不應計入葉片厚度的影響，將葉型吸力面(或壓力面)在進口邊處的切線與葉輪圓周向的夾角作為該位置的相對流入角β1。因為用沿葉型前緣中線的切線方向計算相對流入角，它既計入了吸力面側厚度變化對葉型進口型線形狀的影響。也同樣計入了壓力面側厚度變化的影響，這樣要比片面地僅只考慮吸力面側(或壓力面側)單側的厚度變化對葉型前緣幾何形狀的影響、用葉型前緣的吸力面(或壓力面)切線與葉輪圓周向的夾角計算相對流入角的方法更合理、更符合實際。因此，在葉輪葉片造型時，涉及流入角調整計算時，只需對葉片中脊面的形狀調整即可，葉片厚度分布調整不應介入。
圖7b示出的是一個按本發明技術構造的混流式渦輪半開式葉輪子午剖面形狀的示例，所選用的幾何參數如下
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.]]>對于一個典型的現有技術徑流式渦輪葉輪設計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]]>設本發明設計的混流式渦輪葉輪與上述現有技術徑流式渦輪葉輪的輪徑D1m相同并在同一轉速工況工作，則知混流式渦輪葉輪中的向心流動須克服離心力的功要比徑流式渦輪葉輪小得多——二者比值為0.45∶1，即混流式渦輪葉輪的構造大大削弱了離心力場對其輪內流動的不利影響。
通過本例分析，可知R2值對輪內流場影響的重要性。采用θ值大的葉輪結構，雖然主要是為減小葉輪進口的δ值，但它伴生的R1值下降引起的R2值增加對輪內流場的有利影響也同樣不容忽視。
自本實施例的葉輪子午剖面的流道幾何形狀看，混流式渦輪作為徑流式渦輪在高比轉速工況下為獲得高效率的一種改進形式，它的葉輪子午形狀(尤其是中間迴轉面至輪緣迴轉面部分)已非常接近軸流式渦輪葉輪。
權利要求
1.一種混流式渦輪葉輪(閉式葉輪由葉片4、輪盤3和輪蓋5三部分構成；半開式葉輪由葉片4、輪盤3構成)，其特征在于葉輪葉片通流部分的軸向長度B與葉輪葉片進口邊幾何平均直徑D1m＝2R1的比值B＝B/D1m的擇用范圍為B＝0.45～0.60；葉輪葉片出口邊幾何平均半徑R2與葉輪葉片進口邊幾何平均半徑R1的比值R2＝R2/R1的擇用范圍為R2＝0.73～0.93。
2.按權利要求1所述的葉輪，其特征在于葉輪葉片進口邊與轉軸軸心線間的夾角θ的擇用范圍為θ＝20°～70°；葉輪葉片進口傾斜邊長度l1與葉輪葉片進口邊幾何平均直徑D1m的比值l1＝l1/D1m的擇用范圍為0.16～0.25；葉輪葉片出口邊與半徑方向的夾角γ＝-15°～30°。
全文摘要
本發明公開了內燃機渦輪增壓器、中小型燃氣輪機裝置、化工與制冷(氣體液化與分離)設備中透平膨脹機用的一種混流式渦輪半開式(或閉式)葉輪。通過流場分析，本發明闡明了葉輪轉動角速度ω、輪內子午流線斜率傾角δ及子午流線在葉輪進、出口的半徑差Δr是對輪內流動有重要影響的工況因素和幾何因素。同時還糾正了現有技術中流傳深廣的“Coriolis力作功”的錯誤觀念及相應伴生的葉輪設計錯誤指導原則。在此基礎上，本發明建立了在高比轉速工況下獲得高效率的混流式渦輪葉輪子午剖面構造形狀重要幾何參數的選擇薦用范圍。
文檔編號F01D5/14GK101050710SQ20061002550
公開日2007年10月10日 申請日期2006年4月7日 優先權日2006年4月7日
發明者孫敏超, 孫正柱 申請人:孫敏超