径流涡轮原理与设计ppt课件.ppt
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1、径流涡轮工作原理,概述,径流涡轮最早应用于水轮机领域。应用于可压流的高速径流涡轮则是在其后才开始出现的,最具代表性的应用领域是把径流涡轮作为蒸汽透平。高速径流涡轮的设计方法源于内部工质为不可压流动的径流涡轮设计方法。后来开始采用两种不同的设计方法设计这两种径流涡轮。今天,径流涡轮已经广泛应用于一些工业领域,如小型燃气轮机,汽车涡轮增压器,铁路机车发动机上使用的涡轮增压器,柴油机发电机组,制冷循环中的低温膨胀机,化工过程中的过程膨胀机,火箭发动机中的涡轮泵,特种蒸汽涡轮等。,图1给出了一台使用径流涡轮的小型燃气轮机剖面图。气流离开燃烧室后,进入径向喷嘴叶片,在径向叶片喷嘴内气流加速,并产生切向速
2、度分量,然后进入涡轮转子内部。,图1 带有单级径流涡轮的微型燃气轮机剖面图,概述,径流涡轮可以设计成带进口喷嘴叶片和不带进口喷嘴叶片两种形式。图2给出了这两种径流涡轮结构图。,概述,右图是另外一个径流涡轮应用实例,和左图相比,右图中来自于发动机排气管道气流进入蜗壳,进口蜗壳截面积最大,到最后横截面积基本减小为零。随着流通面积的减小,气流速度增加,使气流在进口喷嘴前获得较大的切向速度。,概述,径流涡轮叶轮也可以采用带叶冠形式,由于这种叶轮在旋转时会产生较大的应力,因此这种叶轮只能用在低速低温条件下。使用带叶冠叶轮的优点是可以减小叶尖间隙泄漏流动产生的损失。第二个优点是叶轮叶片的刚性增加,抑制了振
3、动现象的出现。因此不易出现叶片振动而导致的疲劳现象。当气流中有微小颗粒存在时,采用带叶冠叶轮更加合适一些,带叶冠叶轮不易发生磨损。对于不带叶冠叶轮,磨损很容易发生在叶尖部位,随着磨损现象的出现,导致叶尖间隙增大,引起涡轮性能恶化,缩短了涡轮寿命。,概述,气流在叶轮出口具有一定的动能,如果能够把一部分动能转化为势能,那么就减小余速损失,从而提高涡轮效率。在涡轮叶轮出口把动能转换为势能的装置通常称为扩压器。图1和2给出的径流涡轮实例中都带有排气扩压器,在理想情况下,如果扩压器有足够大的尺寸,那么就可以使气流在扩压器出口速度很低。,概述,单级径流涡轮和单极轴流涡轮相比存在如下优点:1当设计得当时,由
4、于径流叶轮流动损失和余速损失都较小,径流涡轮的效率比较高。在容积流量较小的情况下这点表现得更为明显。2对于径流涡轮,由于叶轮流动损失对级效率的影响较小,使通流部分的几何偏差对效率的影响不敏感。这样就可能采用比较简单的、高效率的叶轮制造工艺。3径流涡轮重量较轻,结构简单可靠,叶片较少。特别是当无导流喷嘴叶片时,整个径流涡轮的结构就变得非常简单,大大降低了制造成本。,概述,4可以利用可调的导流叶片实现流量调节和涡轮的反向运行。使径流涡轮具有较宽的运行范围。5 由于径流涡轮能允许较高的圆周速度,故单级焓降和膨胀比比较大。当然,径流涡轮也有一些缺点。例如:外壳径向尺寸较大,工作转速很高;大功率和多级径
5、流涡轮难以实现;叶轮全部与燃气接触,受热面积大,转子内温度梯度大,热应力大。,概述,径流涡轮的工作过程,图3给出了径流涡轮流道上主要特征截面。,相比于轴流涡轮,径流涡轮的做功能力更大一些,因此径流涡轮级可以比等效的轴流涡轮级获得更大的比功率。因此在某些情况下使用径流涡轮可以使机器的外形尺寸减小,在相同的膨胀比下,采用径流涡轮的级数可以更少一些。可以借助欧拉方程和速度三角形对这一结论进行解释。应用于涡轮的叶轮机械欧拉方程可以写为,径流涡轮的工作过程,式中4代表转子入口,6为转子出口,由速度三角形三个速度之间的关系可得,由上面两式可得,径流涡轮的工作过程,旋转速度的贡献,相对速度的贡献,绝对速度的
6、贡献,由上式可以看出三个速度分量对径流涡轮转子做功能力贡献的大小。对于径流涡轮,进口半径大于出口半径, U4大于U6,所以上式右端第一项对涡轮叶轮做功量的贡献是正的。这一项是由于气流在径流涡轮叶轮流道的流动中,哥氏力和离心力做功的结果。当径流涡轮各个参数都选择的较合理时, (U42U62)/2这一项值可相当大,可以达到涡轮等熵功的30%40%。因此,可把径流涡轮设计成具有高的膨胀比和大的焓降。在径流涡轮中(U42U62)/2这一部分功是无损失直接转变过来的,与相对速度和流动损失无关。这也是径流涡轮能在小流量时有较高效率的一个重要原因。,径流涡轮的工作过程,对于轴流涡轮,由于叶轮进口旋转速度U4
7、和出口旋转速度U6基本相同,因此对于轴流涡轮,U4和U6的差别很小,上式第一项基本对做功量没有贡献,可以不考虑U42和U62之差对涡轮做功能力的贡献。这是径流涡轮和轴流涡轮一个主要差别。在径流涡轮计算和设计中,与轴流涡轮很多不同的地方,都是由于U4U6引起的。,径流涡轮的工作过程,对于上式中右端的二项是相对速度变化对做功能力的贡献。要想使这一项做功能力为正,应使W4小于W6。在实际的径流涡轮内部流动中,为了提高涡轮的做功能力,气流应加速流过转子,同样存在W6W4。上式第三项是绝对速度的贡献,为了使这一项对级的做功量有正的贡献,应使静子出口绝对速度C4大于叶轮出口绝对速度C6,应尽量使蜗壳出口或
8、导流叶片出口速度C4尽可能大一些,这表明在蜗壳内部或导流叶片内部气流要做加速运动,这样才能使C4尽可能大一些。为了使叶轮出口速度C6尽可能地小一些,叶轮出口排气速度方向应沿着轴向排气。,径流涡轮的工作过程,W4,W6,C4,C6,U4,U6,W4,20,70,60,C4,U4,C6,U6,W6,图4在焓熵图上给出了涡轮的膨胀过程。其中0-1代表蜗壳内的流动过程,1-3代表喷管内的流动过程,4-6为转子叶片内的流动过程,6-7为排气扩压器内的膨胀过程。,径流涡轮的工作过程,0-1代表蜗壳内的流动过程,1-3代表喷管内的流动过程,4-6为转子叶片内的流动过程,6-7为排气扩压器内的膨胀过程,理想的
9、流动过程,实际膨胀过程,熵增加的程度可以通过总压损失进行衡量。比如在蜗壳内部,由于流动损失的存在,导致出口总压p01低于进口总压p00,如果蜗壳内部是理想的流动过程,那么出口总压p01等于进口总压p00。因此可以用总压下降程度来衡量蜗壳和喷管的性能的好坏。在转子内部,由于气体推动转子膨胀做功,因此其进口总压一定高于出口总压,这样就不能用绝对总压变化衡量转子的性能。,径流涡轮的工作过程,工质以速度C4和角度4进入转子,在进口的静压和静温分别用p4和T4表示,在蜗壳和喷嘴叶片内工质没有对外做功,并且假设没有和外界发生热交换,在这两个条件下有T04T00。对于理想流动情况,在蜗壳进口和叶轮进口之间的
10、总压保持不变,这样有p04p00。对于实际流动情况下,有流动损失的存在,因此p04p00。;令两者之差为 p0,因此有,p0 p00 p04,在初步设计中给定一个较小的 p0,或者不考虑这个值是可以的,因为在蜗壳和导流叶片内的流动损失相对于转子内的流动损失要小得多。,径流涡轮的工作过程,W4,70,C4,U4,20,在已知速度三角形后,可以确定流动速度和角度,导流叶片出口速度的切向分量C4直接决定着涡轮的做功量大小。径向速度分量Cm4可以用来计算质量流量,式中A4为转子入口环形面积,B4是考虑边界层堵塞的修正因子。对于带有导流叶片的涡轮,4角由导流叶片出口角确定。实际流动偏离导流叶片角,出口叶
11、片角和出口流动角之间的差值为落后角,径流涡轮的工作过程,式(4)中使用下标3为导流叶片出口,导流叶片出口角等于转子进口绝对气流角,在喷嘴叶片出口到转子叶片进口流动角并不发生明显的变化,即可以认为43。当然,在喷嘴叶片内部出现堵塞和超声速膨胀流动时,不会存在上述关系。从上面的分析可以看出,要想实现导流叶片或蜗壳内部流动计算,需要知道三个量,损失大小、堵塞因子大小、偏转角大小。,径流涡轮的工作过程,两个位置上的角度相等,在已知叶片旋转速度U4后就可以确定进口相对速度和进口相对流动角4。进口截面其他气流参数可以使用下面的公式计算,径流涡轮的工作过程,对于工作在设计点的涡轮,入口相对流动角4与转子入口
12、相匹配,从而保证气流顺利流入转子而不出现撞击现象。在径流涡轮转子入口叶片沿径向方向,这个位置上叶片的应力最大。如果转子进口是非径向叶片,将会在离心力的作用下产生较大的弯曲应力。或过早导致损坏和疲劳失效。因此转子入口叶片角4b0。然而,最佳进口叶片角在2040之间。出现这种流动现象的原因是在径流涡轮进口区域出现回流涡造成的。,径流涡轮的工作过程,在转子出口第6个截面上,使用和进口相似的计算方法。在计算过程中,同样需要损失,堵塞因子和落后角三个数值。 衡量转子性能参数的效率,为转子实际做功量和理论做功量之比,转子的理论做功量只是和转子的压降决定。转子效率为,转子出口流动状态由下面的一些计算公式求得
13、,径流涡轮的工作过程,06s,对于径流涡轮,出口绝对速度C6一般沿轴向方向,在这种情况下,60。对于下游存在另外一个涡轮级的话,这种排气方式是非常必要的,这样可以很容易实现两级之间的匹配。如果直接排入大气,轴向排气可以减小排气动能损失。在某些情况下,出口并不是沿着轴向排气,而是存在一个角度,这可能会导致在后面的扩散过程能够使更多的动能转化为压强,在这种情况下,存在一个负的周向气流角。除了通过叶轮效率衡量流动损失外,还可以通过叶轮出口实际相对速度与没有损失情况下理想速度的比值反映叶轮流动损失的大小,即,径流涡轮的工作过程,通过叶轮中相对运动的能量方程可求得叶轮出口截面上的理想相对速度W6s。叶轮
14、中相对运动的能量方程为,叶轮出口截面上的理想相对速度W6s,在叶轮内的流动也存在着能量损失。因此,叶轮出口实际速度W6小于W6s,并可利用叶轮的速度系数来求出,径流涡轮的工作过程,或,径流涡轮的工作过程,对叶轮效率影响很小,一般0.80.9。在一般情况下的绝对值每降低1%,叶轮效率仅下降0.2%左右。由于径流涡轮中U42远大于U62,因此在叶轮进出口气流参数相同的情况下,径流涡轮的W6将比轴流涡轮的W6小得多。较小的W6不但使出口的余速损失相应减小,并且整个叶轮流道中各点的相对速度也都降低。这样就降低了径流涡轮叶轮中的流动损失,并使对的影响减小。,图7给出了根据式(6.31b)得出的转子进口绝
15、对流动角4和最小叶片数ZB之间的关系曲线。,图7 绝对流动角和叶片数目之间关系曲线,叶片数目确定,从图中曲线可以看出,避免出现反向流动发生的叶片数目很大,尤其在较大的蜗壳或导叶出口流动角情况下。在径流涡轮上使用这样多数目的叶片是非常困难的,对于小的径流涡轮而言更是无法实现的。因为叶片数目很多时,容易发生堵塞流动,叶轮出口轮毂半径也受到限制,转子的重量增加,惯性增大。叶片数目增加也使摩擦损失增加。实际上较少的叶片数目是可以接受的,对负荷不是太大的径向涡轮,叶片数目可以减少20%到30%,当涡轮尺寸很小时,叶片数目可以减少50,而不会产生性能上的恶化。另外一种方法是使用分流叶片,这种方式的采用使转
16、子入口叶片数目增加,而不会引起堵塞流量的减小。,叶片数目确定,Hiett和Johnston(1963)的实验结果对涡轮转子最小叶片数目的确定具有一定的指导意义。对于叶轮进口绝对流动角4=77,转子叶片数目取12个,在最优速比下获得的总对静效率为84%。为了避免在叶轮进口处出现反向流动,由式(39b)计算得到4=77时对应的最小叶片数目是27。但是,在叶片数目增加到24片后,实验发现效率只提高1%。因此Hiett和Johnston建议最优叶片数目并不只是由叶轮进口是否出现反向流动决定的,而应考虑到叶片槽道内还存在攻角损失、粘性损失、摩擦损失等,当叶片数目增加后会导致这些损失的增加。对于径向涡轮叶
17、轮,叶片数在12和20片之间。,叶片数目确定,4增加,叶片数目增加,转子初步设计,初步设计是在进行叶轮叶型造型及流场分析之前所从事的工作,是用来确定转子的主要几何尺寸的。在进行转子的初步设计之前应先规定一些设计点性能参数,这些参数包括输出功,质量流量和转子旋转速度。计算结果是转子入口和出口的主要几何尺寸,如叶轮进口和出口直径、叶片高度、叶片角度。涡轮功的计算公式为,由上式定义无量纲功率比为,反映出膨胀比的大小,如果已知输出功、质量流量和入口滞止温度,则可由式(41)计算获得Sw数值。如果这三个参数有一个参数是未知的,这就要选择一个合适的功率比,从而求得未知参数。,(41),功率比和级的膨胀比及
18、效率有如下关系,转子初步设计,根据上式可以画出膨胀比p01/p6和功率比Sw之间的关系曲线(图8)。从式(42)可以看出,如果已知功率比,并给定一个效率值,则可初步获得涡轮膨胀比。,图8 涡轮膨胀比和功率比曲线,转子初步设计,转子初步设计-转子入口参数的确定,由于实际中应用的叶轮进口叶片基本上还都是径向叶片,因此假设进口处是径向叶片。如果不是径向叶片,那么由于叶轮高速旋转会在进口产生很大的弯曲应力,而涡轮进口温度都很高,这样会很容易导致叶轮疲劳失效,因此一般情况下入口叶片角4b0。研究表明叶轮最佳效率并非发生在零攻角工况而是在负攻角工况,而且这个负攻角在20到30之间,这一点已经被很多实验所证
19、实。如Rodgers(1987)指出其值为20,Yeo和Baines(1990)的测量结果为25,而Rohlik(1975)给出的值高达40。,进口速度三角形,图9是通过流动可视化得到的叶轮入口流线分布,从图中可以很容易看出在三个不同的攻角情况下,攻角为40时进口流场分布最均匀(图9),攻角为0,也就是径向进气情况下,在吸力面上有很强的回流区出现,而在攻角为60时在叶片压力面上出现很强的回流区。,图9 不同攻角下叶轮进口流线分布,转子初步设计-转子入口参数的确定,在设计点工况下,认为气流沿轴向流出叶轮转子,因此欧拉方程可以写成,可以写出,转子初步设计-转子入口参数的确定,根据速度三角形(图11
20、)可得,图11 转子入口流动和速度三角形,(45),转子初步设计-转子入口参数的确定,可以推导出,(49),由式(49)可以算出4随4变化规律,见表1,从表中可以发现4和4之间存在下面简单的关系,表1 2和2数值之间对应关系,转子初步设计-转子入口参数的确定,式(45)可以改写为,由上式和式(49)可得,(50),上式建立了叶片数目和转子入口相对流动角之间的关系。,从式(49)可得,转子初步设计-转子入口参数的确定,(45),(49),由于有cos242 cos241成立,最后可得,(51),式(51)即为Whitfield(1990)建立的叶片数目和叶轮进口绝对气流角4之间的关系式。,转子初
21、步设计-转子入口参数的确定,初步设计中叶轮进口应确定的另外一个几何参数是进口叶片高度与半径比。Hiett和Johnstons(1963)建议这个值取0.1左右比较合适。Watanabe等人(1971)认为这个值应取更大一些,为0.15。研究结果表明,涡轮性能对这一参数在这个范围内取值时不会有太大变化。,转子入口叶片高度也可由下式确定,如果已知转子面积比A6/A4、半径比r6s/r4、出口轮毂与轮缘半径比,其中 r6h/r6s及叶轮半径就可以使用式(55)计算获得进口叶片高度b4。 如何确定转子面积比A6/A4、半径比r6s/r4?,转子初步设计-转子入口参数的确定,下面给出半径比r6s/r4和
22、转子面积比A6/A4的计算方法。,可以用下式计算转子的半径比,这个比值为,在这种情况下,对于任意给定的入口和出口相对流动角,半径比是相对速度比W6s/W4的线性函数,半径比的大小取决于相对速度比的大小,同时还要考虑其它对半径比的限制和要求。后面将要指出,相对速度比W6s/W4取2.5, 6值取550700是合理的,这样由式(57)可确定半径比。,(57),转子初步设计-转子入口参数的确定,对转子进口和转子出口使用连续方程可以确定转子进出口的面积比。当转子进出口马赫数确定后,无量纲质量流量4和6可以通过下面两式计算,面积比可以写为,转子初步设计-转子入口参数的确定,转子初步设计-转子出口参数的确
23、定,进行叶轮出口设计,所要确定的参数有相对流动角6,子午速度和叶尖速度比Cm6/U4,出口轮缘半径和转子半径比r6s/r4,出口轮毂和轮缘半径比 r6h/r6s 。Whitfield(1990)给出了一种理论上确定最佳6的方法。对于给定质量流量情况下,如何求得压气机诱导轮进口最小相对马赫数对应的入口相对流动角的办法。对涡轮转子出口同样可以采用类似的设计方法。在出口周向速度为零,即出口为轴向排气时,叶轮出口轮缘处的相对速度为,引入无量纲质量流量,出口轮缘相对马赫数,可以写成,(63),把式(63)画成曲线得到图13。从这张图中可以看出最小相对马赫数对应的出口相对流动角为55。,图13 最小相对马
24、赫数和相对流动角之间的关系,转子初步设计-转子出口参数的确定,但是,并不是说出口相对流动角不能大于55。在实际设计中,也可选择较大的相对流动角,例如70,这样设计带来的一个好处是可以减小出口绝对马赫数。因此设计过程中应采用折衷设计方案,应尽量降低出口相对马赫数,以减小叶片槽道内部损失,与此同时,还应尽量降低出口绝对马赫数,以减小出口动能损失。涡轮排气段对涡轮性能也会产生很大影响。如果涡轮出口装配尺寸允许,可以在涡轮出口设计一个扩压段,使出口气流速度降下来,这样就可允许涡轮出口绝对马赫数高一些。通常情况下,为了降低叶轮出口气流动能损失,使轮缘处相对马赫数尽可能小一些,一般在设计中0到50之间的出
25、口相对流动角都不被采用。,转子初步设计-转子出口参数的确定,上面方法并不能定量得出出口相对流动角的最佳数值,但可以发现为什么设计的涡轮叶轮出口相对流动角的数值在55到75之间。如果涡轮出口能够有效地把排气速度转化为势能,设计中可以选用较小的出口相对流动角。如果排气速度在排气段中不能有效地减小,设计中就要选用较大的出口相对气流角。,转子初步设计-转子出口参数的确定,当出口相对流动角确定后,假设出口流动无旋,又已知出口转速度大小,即可确定出口速度三角形。Rohlik(1968)认为相对速度比W6/W4为2左右时是比较合理的,这样可以保证气流在叶轮内充分膨胀,其中出口相对速度选定在平均叶高处。设计中
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