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,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,第三章离心式压气机的原理与设计,(2),涡轮增压技术,1,离心式压气机的原理与设计,(2),压气机的功率系数,叶轮效率与流体效率,叶轮出口处空气状态参数的确定,扩压器,集气器（涡壳）,压气机特性,2,压气机的功率系数,实际的叶轮传递给空气的能量和具有无限多叶片的假想叶轮传递给空气的能量相比，其能量,减少后的比值。,-,功率系数的定义和意义,3,压气机的功率系数,功率系数,与叶轮的叶片数,z,及叶轮的相对几何尺寸，主要是叶片的相对长度,r,m1,/,r,2,有关。左为叶轮具有径向叶片时计算功率系数的卡尚特然经验公式。,-,影响因素与经验公式,(1),4,压气机的功率系数,根据卡尚特然公式计算的,与叶轮的叶片数,z,及叶轮的叶片的相对长度,r,m1,/,r,2,关系如左图所示。由图中可以看出：,z,越大，,越大；,r,m1,/,r,2,越小（叶片相对长度越大），,也越大,-,影响因素与经验公式,(2),5,压气机的功率系数,计算功率系数,的经验公式还有多种，其中以,STODOLA,的最具代表性。他在公式内包含了叶片出口安装角,g2,，因而对于径向，前弯，后弯三种叶片都适用。,-,影响因素与经验公式,(3),6,压气机的功率系数,值也可根据叶片数来选取。上表中，,z=29,的数值是根据理论抛物线而得出的，实际上当,z=20,时，,值的增长是极平缓的，故,=0.92,可认为是实际上的最大值。,-,经验取值,(1),z,2,4,7,10,14,16,29,0.52,0.67,0.77,0.82,0.87,0.89,0.92,7,压气机的功率系数,在实际的叶轮设计中，叶片数,z,也经常根据不同的叶轮直径来确定，其经验数据如上表。可以看出随着叶轮直径的增大，叶片数增多，这是因为对于小直径叶轮，如果叶片数太多，则会形成阻塞。新型的涡轮增压器中，,z,比上表所给的数据要小一些。,-,经验取值,(2),D,2,60,65,75,100,z,12,14,16,18,8,压气机的功率系数,当叶轮采用前弯或后弯叶片时，实际上不用,值而用,K,值来计算叶轮所做的功，,K=c,u2,/,c,u2,，用,K,来表示功率系数。其中，,c,u2,为理想情况下假定叶片为无限多，且无限薄时，在叶轮出口处气流的切向绝对速度。,一般取,K,=1.8,，用于计算非径向叶片时，上式比其它公式更为精确。,-K,值的计算,9,叶轮效率与流体效率,叶轮效率,2,的定义：叶轮内气体的总焓升,H,2,*,与叶轮的有效功,W,e,之比。叶轮效率表征叶轮工作的完善程度。,-,叶轮效率,(1),10,叶轮效率与流体效率,图,3-19,表示在不同的,a,1,/,t,1,条件下，叶轮效率,2,与,c,a1,及,u,2,的试验曲线。,a,1,，表示叶轮进口处两叶片之间最小截面,(,喉部,),的宽度；,t,1,，表示叶轮进口处叶片间的节距。,图中,u,2,为叶轮圆周的比速度，,a,1,/,t,1,为喉口宽度与节距之比。由图可以看出，当,c,a1,=0.25-0.35,时，,2,最高；,a,1,/,t,1,的值越小则,2,也越高。,-,叶轮效率,(2),11,叶轮效率与流体效率,叶轮的最高效率约为,0.85-0.93,，后弯叶片时可达,0.94-0.95,；并且是在较小的,u,2,下达到最高效率值。当,u,2,=1.0-1.2,时（此时,c,=2.2-2.5,），叶轮的最高效率值降低了，且,2,-,c,a1,曲线也变陡了。当达到,c,=3-3.5,时，,2,显著降低，而且压气机特性线也变得更加陡峭。因此，设计高增压比的压气机，其任务之一就是将叶轮效率，提高到,0.90-0.92,的水平。后弯叶片，对提高叶轮效率有一定成效。三元流计算及一些现代设计方法为叶轮效率的提高打下了基础。,-,叶轮效率,(3),12,叶轮效率与流体效率,压气机级的绝热压缩功,W,ad,与叶轮圆周速度为,u,2,时，所获得的最大总绝热压缩功,W,ad max,之比，定义为压气机的,流体效率,，也可称为压力头系数。,流体效率表征叶轮能够完成做功的程度。,-,流体效率,13,叶轮出口空气状态参数的确定,(1),如果取,由能量方程可得：,14,叶轮出口空气状态参数的确定,(2),可得：,叶轮出口处的压力，可按多变方程计算：,在较为精确的计算中，可以令,15,叶轮出口空气状态参数的确定,(3),空气在叶轮任一通道上的流动都不可能是均态的。因此计算所得数值是空气的平均参数值。,叶轮叶片的出口宽度,b,由流量方程确定，且应考虑到叶片实际厚度对流道有效面积的堵塞影响。,16,扩压器,扩压器的作用是将由叶轮流出的气体动能的一部分转变为压力,(,势能,),。,扩压器可分为有叶和无叶两种。一般讲，有叶扩压器的最高效率值较大，然而能适应的流量范围却较窄；无叶扩压器的最高效率值较低，而效率曲线随流量变化较平缓，故能适应较宽的流量范围。,-,扩压器的分类,17,扩压器,车辆发动机所使用的增压器，常常在一个很宽的范围内工作，因而多采用无叶扩压器。无叶扩压器也称缝隙式扩压器，由两片光滑的圆盘壁组成。盘壁之间可以互相平行，也可成一定的锥角。,-,无叶扩压器,18,扩压器,若,D,4,/,D,3,1.8-1.9,时，压力增加并不很明显，而流程摩擦损失将急剧增加，所以选用直径比不可过大。在,0.85,b,4,/,b,3,1.15,时，扩压器的最高效率实际上没有变化，为制造方便，通常选,b,4,/,b,3,=1,。,-,无叶扩压器的尺寸,19,扩压器,进行第二次或多次迭代计算。,-,无叶扩压器出口参数计算,这里的多变指数一般取,1.7-2.0,。,20,集气器,-,形状(1),21,集气器,-,形状(,2,),22,集气器,-,形状(,3,),涡壳截面的形状可以有很多种，以梨形的损失最小，但各种形状相差不大，所以在设计时更多地是考虑尺寸上的小型化。近年来逐渐多采用的鸭蛋形截面涡壳能得到最小的外形尺寸。,23,集气器,-,流道计算,(1),左上式为涡壳内的各项损失，对左上式取极值可得到涡壳内损失最小时，涡壳内的最佳气流速度，如左下式所示。,c,sopt,相当大，约为,c,4,的,70%,到,80%,。因此有必要将涡壳的出口管道适当地做成扩压形式，将动能进一步转化成压力能。,涡壳进口处的速度,涡壳内气流速度,损失系数,24,集气器,-,流道计算,(2),25,集气器,-,流道计算,(3),假设涡壳内气体密度不变：,根据等环量定理，可改写为：,等环量定理：,将不同截面形状的关系,b=,f(R,),代入上式，可求解涡壳的尺寸,。,26,集气器,-,流道计算,(4),将某一个确定的,R,H,值代入上式，就可以求出一个对应的,值。如此变更不同的,R,H,值，就可得到相应的不同的,值。将一系列,值与它对应的,R,H,值制成表格或曲线后，再反过来由表格或曲线用插值法，求出各所需的指定整数,值及对应的,R,值,27,集气器,-,涡壳出口气体参数计算,涡壳出口处的空气流速可选定为,100120m/s,，多变指数,n,4,可选,1.81.9,。,28,压气机特性,-,定义,压气机特性：以转速为参变量，压气机的压比和效率随流量变化的关系，称之为压气机特性。利用压气机的流量特性曲线，就可以判断压气机本身的性能是否优越及其工作范围的大小，还可利用它与发动机的耗气特性相配合，来检验压气机与发动机的匹配是否合理。,29,压气机特性,-,形状,(1),右图为国内富源涡轮增压器的压气机流量特性曲线。,横坐标流量，纵坐标压比，参变量转速，纵向曲线为等效率线。,喘振线,堵塞线,30,压气机特性,-,形状,(2),霍尼韦尔,(Honeywell),公司的,GT15V,增压器压气机特性曲线。,31,压气机特性,-,形状,(3),左图体现了压气机特性曲线的画法。先根据实验数据，分别画出效率,-,流量图和压比,-,流量图，然后将两图如左所示排列，在效率图上作和横轴平行的线，将其和效率线的交点投影到压比图上，就可以在压比,-,流量图上作出等效率圈，从而完成压气机特性曲线的绘制。,32,压气机特性,-,工作范围(1),以压气机转速为参变量的每一条等转速线上，都有最小的允许工作流量的极限值，称为喘振点。在喘振点上及小于喘振点的流量时，压气机中的气流产生强烈振荡，叶片振动，并伴有很大的噪音。因此无法正常工作。将不同等转速线上的喘振点相连，就成为喘振线。每一条等速线都有最大的流量极限，大于流量极限值的范围称为阻塞区。压气机在接近阻塞区工作时，其绝热效率急剧下降，故一般使压气机工作于绝热效率大于,60%,以上的流量范围之内。,33,压气机特性,-,工作范围(,2,),压气机不能在流量低于或接近于喘振线时工作，也不能在阻塞区及绝热效率低于,60%,处长期运转。将阻塞区附近且绝热效率大于等于,60%,的流量称为最大流量，将喘振点的流量称为最小流量，两者之比值,Q,max,/,Q,min,越大，压气机可以正常工作的范围越大，就越符合车用增压器的要求。,34,压气机特性,-,喘振(1),喘振时，流经压气机的气流出现强烈的振动，在进口处出现气体逆流现象，在出口处气流压力出现强烈脉动，强烈喘振极易引起叶片或轴承损坏。,35,压气机特性,-,喘振(,2,),当进入压气机的空气流量偏离设计状态时，在叶轮的进口边缘就会产生气体的分离现象。图,a,表示设计流量值，图,b,表示流量较大时，这时候在叶片凹面产生分离，但由于叶片的运动趋势抑制了分离所产生的涡流进一步发展，所以气流的分离只局限于进口边缘。,转速不变、流量变化所引起的气流进口角的变化,36,压气机特性,-,喘振(,3,),图,c,所示为流量较小时的情况，在叶轮进口处叶片非工作面,(,叶背,),部分产生分离。此时，一方面气流由于在叶背部分加速流动，压力降低，另一方面由于气流的惯性使得它有离开叶背的倾向，因而涡流迅速扩展到压气机的其它部分。,转速不变、流量变化所引起的气流进口角的变化,37,压气机特性,-,喘振(,4,),对于具有叶片式扩压器的涡轮增压器来说，在扩压器处也会产生喘振，所不同的是，由于气流有按照对数螺旋线运动的趋势，所以会在叶凹处产生分离，而不是在叶背处。相同点是都在小流量时产生喘振。,38,压气机特性,-,分析,(,1,),一条等转速的压气机特性线，其形状为中间最高，两端曲线向下，即在某一流量时，压比和绝热效率为最大值。,在理想条件下，如果压气机转速不变，有效功完全用来压缩空气，提高压比，此时压气机的压比与流量无关，等转速的特性线是一条水平线，如左所示,a-a,。,39,压气机特性,-,分析,(,2,),在实际过程中，必然有一部分功用来克服摩擦损失和撞击损失等。摩擦损失随着流量的增大而增大，计及摩擦损失的压比线如左上图,b-B-b,所示。对于撞击损失而言，在设计点，压气机进口处气流方向与叶片前缘的安装角方向基本重合，几乎在无撞击情况下流入叶片。而在非设计状态下，撞击损失增大。再计及撞击损失后的压比线如左上图,A-B-c,所示。,40,41,As,massflow,reduces FOR THE SAME SPEED,inlet axial velocity decreases hence inlet flow doesnt align well with the blade angle.Eventually,like an aircraft wing flying at a high angle of attack,the flow on the upper blade surface,stalls,As,massflow,reduces FOR THE SAME SPEED,the wheel outlet flow becomes more tangential and eventually does not have sufficient momentum in
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