渦輪設(shè)計(jì)論文：油渦輪設(shè)計(jì)方式探究

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1、渦輪設(shè)計(jì)論文：油渦輪設(shè)計(jì)方式探究 渦輪設(shè)計(jì)論文：油渦輪設(shè)計(jì)方式探究 2013/01/24 作者：楊佐衛(wèi)趙世全周進(jìn)曾令剛殷國富單位：四川大學(xué)制造科學(xué)與工程學(xué)院東方汽輪機(jī)有限公司 油渦輪部件的基本工作原理 油渦輪部件的基本結(jié)構(gòu)型式，如圖2所示，主要包括油渦輪和升壓泵兩個子部件，二者之間通過傳動軸聯(lián)接，其中油渦輪基本結(jié)構(gòu)如圖3所示，主要包括蝸殼、噴嘴、轉(zhuǎn)輪和彎管四部分。油渦輪通過噴嘴將油流的壓力能部分轉(zhuǎn)換為動能沖動轉(zhuǎn)輪做功，通過傳動軸將所獲得的軸功率傳遞給升壓泵，升壓泵再給

2、主油泵入口供油。油渦輪與升壓泵的軸功率匹配原則為：式中：NT為油渦輪軸功率；ηT為油渦輪水力效率；NB為升壓泵輸出軸功率；ηm為油渦輪部件的機(jī)械效率。其中，油渦輪的軸功率為：式中：QT為通過油渦輪流量；ΔPT、HT分別為油渦輪的壓降和水頭。升壓泵的軸功率為：式中：QB為升壓泵送出的流量；ΔPB、HB分別為升壓泵的壓降和揚(yáng)程；Ne為升壓泵輸入軸功率；ηB為升壓泵水力效率。 油渦輪基本原理模型的建立 1基本原理模型的概念 油渦輪基本原理模型就是理想的“極限型”油渦輪，即是將等角速度旋轉(zhuǎn)的空間環(huán)列葉柵簡化為等速直線運(yùn)動的平面直線葉柵，如圖4所示。 根據(jù)徑流式與沖擊式流體機(jī)械的經(jīng)典假設(shè)，將油渦

3、輪的復(fù)雜三元流動問題簡化為二元流動問題。 （1）鑒于油渦輪葉片排列密集，假設(shè)轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)目Z0無限多，也就是說每枚葉片的流動一致。 （2）由于油渦輪葉片為一定高度的與圖面相垂直的柱面，軸面速度沿葉片高度均勻分布。 （3）轉(zhuǎn)輪直徑D1逐漸增加至無限大，轉(zhuǎn)輪葉片繞著無限遠(yuǎn)處的軸心線轉(zhuǎn)動，其運(yùn)動可以視為等速直線運(yùn)動，其速度為旋轉(zhuǎn)線速度U。（4）射流直徑d0逐漸減小至無窮小，可以視為理想的連續(xù)質(zhì)點(diǎn)束。其中，油渦輪基本原理模型的主要參數(shù)包括：入口射流與葉柵運(yùn)動速度U夾角為入射角α1；出口射流與葉柵運(yùn)動速度U夾角為出流角α2；相對速度W1與葉柵運(yùn)動速度U的夾角為射流相對入流角β1；相對速度W2與葉柵運(yùn)

4、動速度U的夾角為射流相對出流角β2。基本原理模型中，葉片作直線運(yùn)動，射流位置始終保持不變，且每個葉片型線完全相同，因此，葉片上的流體質(zhì)點(diǎn)均沿著彼此完全相同的軌跡運(yùn)動。葉片運(yùn)動方向上轉(zhuǎn)輪所受射流的作用力等于各個葉片受力之和，力的大小完全等同于一個位置固定的、翼型完全相同的葉片，接受以相對速度為W1的射流沖擊時(shí)所產(chǎn)生的作用力。 2理想射流對葉片的作用力 根據(jù)沖量定理，Δt時(shí)間內(nèi)葉片作用于流體質(zhì)點(diǎn)的合成沖量為：式中：m為單個流體質(zhì)點(diǎn)的質(zhì)量；F為葉片反作用力；1W為進(jìn)口速度；2W為出口速度。 理想射流對葉片的作用力[6]為：油渦輪關(guān)心的是轉(zhuǎn)輪的扭矩和軸功率，需要獲得射流對葉片作用力在葉片運(yùn)動方向

5、上的投影，也就是U方向上的分力FU。 3基本原理模型的特征方程 定義速度比ψ為葉片運(yùn)動速度U與射流速度V1之比，由圖4可知，流體質(zhì)點(diǎn)速度在U方向上的投影為：因此，射流對轉(zhuǎn)輪做功，即是油渦輪的輸出功率為：這就是油渦輪基本原理模型的特征方程，主要包括幾何參數(shù)（射流入射角α1，射流相對入流角β1，射流相對出流角β2）與運(yùn)動參數(shù)（速度比ψ），給出了其水力性能與幾何參數(shù)、運(yùn)行參數(shù)的定量關(guān)系。 4關(guān)鍵影響因素的辨識 射流相對入流角β1的表達(dá)式為：式中：射流相對入流角β1，僅由射流入流角α1與速度比ψ決定，同時(shí)，油渦輪轉(zhuǎn)輪葉片反動度很小，可以視為沖動式葉片，即β2＝π－β1。若假定噴嘴效率φ2為定值

6、，則油渦輪效率僅為速度比ψ與射流入流角α1的函數(shù)，即η＝f(α1,ψ)。真實(shí)油渦輪由基本原理模型演化而來，將基本原理模型的轉(zhuǎn)輪直徑逐漸減小，射流直徑逐漸加大，其實(shí)質(zhì)是直徑比D1/d0次第減小，便獲得了一系列真實(shí)油渦輪。 綜上所述，真實(shí)油渦輪的關(guān)鍵影響因素包括射流入流角α1、速度比ψ與直徑比D1/d0。 轉(zhuǎn)輪葉片相對于射流的運(yùn)動 令射流不動，則轉(zhuǎn)輪以角速度ω轉(zhuǎn)動，同時(shí)，轉(zhuǎn)輪中心逆著射流方向運(yùn)動，其速度大小等于射流速度，方向相反，即是-V1。這一運(yùn)動等同于在轉(zhuǎn)輪上固定一個虛擬圓，虛擬圓沿著與射流平行的直線無滑動地滾動，如圖5所示。虛擬圓的半徑為α＝V1/ω，轉(zhuǎn)輪與葉片均處于虛擬圓內(nèi)，即是D1

7、＜2a。在Y軸上取點(diǎn)K（0,r），虛擬圓轉(zhuǎn)動t度時(shí)，K點(diǎn)在直角坐標(biāo)系中的位置是（x,y），其方程式如下：因?yàn)閍＞r，則為內(nèi)擺線方程，這便是轉(zhuǎn)輪葉片相對于射流的運(yùn)動軌跡方程。 相鄰葉片相應(yīng)點(diǎn)的相對軌跡也是內(nèi)擺線，形狀完全一樣，只是沿x軸平行移動一段距離P＝2πa/Z0． 油渦輪參數(shù)化設(shè)計(jì)模型的建立 若轉(zhuǎn)輪的直徑比D1/d0一定，根據(jù)油渦輪基本原理模型可知，給定葉片型線與射流入射角之后，速度比ψ為定值。換句話說，確定結(jié)構(gòu)參數(shù)及運(yùn)動參數(shù)（α1,ψ），便可以設(shè)計(jì)相應(yīng)的最佳葉片型線。根據(jù)如圖4所示的速度三角形可知，若葉片運(yùn)動速度U保持不變，逐漸減小射流入射角α1，則葉片型線曲率變大，更加彎曲；若射

8、流入射角α1不變，逐漸減小葉片運(yùn)動速度U，則葉片型線曲率變大，亦更加彎曲。下面根據(jù)油渦輪基本原理模型指出的關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)建立了有渦輪的參數(shù)化設(shè)計(jì)模型，如圖6所示。 由圖可知，參數(shù)化設(shè)計(jì)模型的主動參數(shù)包括： （1）轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)速n，對應(yīng)于葉片運(yùn)動速度U。 （2）噴嘴孔軸心線與Y軸夾角θ，對應(yīng)于射流入射角α1． （3）轉(zhuǎn)輪直徑D1和噴嘴直徑d0，確定了轉(zhuǎn)輪直徑比D1/d0。 （4）順時(shí)針旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)輪，前一個葉片的工作面圓弧R1與后一個葉片的背面圓弧R2，確定了葉片型線以及二者之間的流道變化規(guī)律。 （5）轉(zhuǎn)輪葉片弦線與過葉片端點(diǎn)軸心線的夾角γ，也就是葉片在輪盤上的定位。其余參數(shù)均為被動參數(shù)，隨著以

9、上主動參數(shù)改變。 油渦輪設(shè)計(jì)邊界條件的確定 “主油泵－油渦輪”子系統(tǒng)框架如圖7所示。主要元件包括主油泵M、油渦輪T、升壓泵B、節(jié)流閥TV、旁通閥BV、安全閥SV。根據(jù)汽輪機(jī)和電機(jī)轉(zhuǎn)子軸承的潤滑油流量與主油泵端部泄漏量Qml、安全閥溢油量Qsl之和以及升壓泵出口與主油泵入口的高差Δh2，可以確定升壓泵的流量和出口壓力（節(jié)點(diǎn)1），從而確定其需要的輸入軸功率。根據(jù)軸承的潤滑油壓力，可以確定反推油渦輪出口壓力（節(jié)點(diǎn)6）；根據(jù)主油泵出口壓力（節(jié)點(diǎn)3）與主油泵出口與油渦輪入口的高差Δh1、節(jié)流閥壓降ΔP1之差，可以確定油渦輪蝸殼入口，也就是節(jié)流閥后壓力（節(jié)點(diǎn)5），節(jié)點(diǎn)5與節(jié)點(diǎn)6的壓差即為油渦輪蝸殼入口

10、至彎管出口的壓降ΔPT。根據(jù)升壓泵的輸入軸功率，假定油渦輪的水力效率ηT、機(jī)械效率ηm為定值，由式（2）與式（3）可知，通過油渦輪的流量與其壓降值的乘積為常數(shù)，即QTΔPT＝C，若ΔPT已知，則可以確定通過油渦輪的流量QT。 油渦輪基本設(shè)計(jì)流程 （1）蝸殼設(shè)計(jì)按等速度矩原則設(shè)計(jì)蝸殼。uCr=K（19）式中：Cu為速度的圓周分量；r為半徑；K為常數(shù)。 （2）噴嘴數(shù)目與噴嘴直徑的確定 油渦輪的噴嘴為轉(zhuǎn)輪提供自由射流，其流量的大小完全取決于出力NT。由式（2）、式（3）可知，油渦輪出力為：將式（20）、式（21）與式（14）聯(lián)立可知，噴嘴水力損失系數(shù)φ與噴嘴直徑直接相關(guān)，因此，噴嘴直徑d0與

11、噴嘴數(shù)目nj的乘積僅為油渦輪出力NT、蝸殼入口至彎管出口壓降ΔPT的函數(shù)，如式（22）所示。 （3）設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)數(shù)與轉(zhuǎn)輪直徑的確定 將式（20）、式（21）與式（14）聯(lián)立可知，噴嘴水力損失系數(shù)φ與噴嘴直徑直接相關(guān)，因此，噴嘴直徑d0與噴嘴數(shù)目nj的乘積僅為油渦輪出力NT、蝸殼入口至彎管出口壓降ΔPT的函數(shù)，如式（22）所示。轉(zhuǎn)輪運(yùn)動線速度U為：將式（23）與式（14）聯(lián)立可知，噴嘴直徑確定后，噴嘴水力損失系數(shù)φ為定值，同時(shí)，速度比Ψ與轉(zhuǎn)輪直徑直接相關(guān)，選取轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)速n后，即可確定速度比，因此，轉(zhuǎn)輪直徑D1與轉(zhuǎn)數(shù)n的乘積取決于蝸殼入口至彎管出口壓降ΔPT。油渦輪設(shè)計(jì)必須遵循“轉(zhuǎn)數(shù)第一”原則，即保證

12、油渦輪在其最優(yōu)速度比下運(yùn)行。 （4）噴嘴射流角的確定 第（2）步與第（3）步，已經(jīng)可以確定油渦輪的速度比Ψ與直徑比D1/d0，同時(shí)，根據(jù)油渦輪基本原理模型的特征方程可知，油渦輪的效率僅為速度比Ψ與射流入流角α1的函數(shù)，即η＝f(α1,Ψ)由此可以獲得噴嘴射流角α1。 （5）葉片型線的確定 由第（2）～（4）步可知，直徑比D1/d0、速度比Ψ與射流入流角α1均已確定，葉片的進(jìn)、出口速度三角形也就確定了，葉片型線也就確定了，葉片曲率可以通過工作面與背面的圓弧半徑調(diào)整。 （6）轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)目的確定 保證所有射流質(zhì)點(diǎn)都對葉片做功的極限條件，兩條內(nèi)擺線恰好交匯于射流的外表線，可得葉片數(shù)目的下限

13、值為：增加葉片數(shù)目，從而減少每個葉片的工作區(qū)段、受水時(shí)間與受水量，使其工作狀態(tài)向基本原理模型靠攏，提高轉(zhuǎn)輪效率。 （7）葉片在輪盤上的定位 葉片接受射流做功的大部分時(shí)間里，保持與射流垂直或接近垂直，也就是說每個葉片接受射流的中間位置與射流成垂直狀態(tài)將是最佳選擇。在圖5中首先將葉片沿徑向方向布置，然后將葉片沿內(nèi)擺線平行移動至中間位置，并使葉片與射流垂直，同時(shí)，保證葉片在接受射流的整個過程中，偏離垂直位置的偏角最小，這就是葉片在輪盤上的定位原則。 （8）轉(zhuǎn)輪流道變化規(guī)律檢查 轉(zhuǎn)輪輪盤上前一個葉片的工作面和后一個葉片的背面構(gòu)成了流道，采用內(nèi)切圓方法獲得過水?dāng)嗝婷娣e沿其中間流線的變化規(guī)律。

14、油渦輪性能預(yù)測模型的精度驗(yàn)證 借鑒徑流式渦輪的預(yù)測模型，采用二階迎風(fēng)格式的標(biāo)準(zhǔn)k－ε模型，壓力－速度耦合方式采用SIMPLEC算法，選用多重參考坐標(biāo)系模擬轉(zhuǎn)輪與噴嘴隔板動靜交界面耦合問題，采用速度進(jìn)口、壓力進(jìn)口與無滑移壁面邊界條件，工作介質(zhì)為22#透平油。 利用FLUENT軟件可以直接提取壓力、扭矩等外特性參數(shù)，從而獲得水頭、效率等次生參數(shù)值。以Ⅰ型油渦輪為例進(jìn)行性能預(yù)測模型的精度驗(yàn)證，其關(guān)鍵幾何參數(shù)如表1所示，其設(shè)計(jì)工況點(diǎn)相關(guān)參數(shù)為進(jìn)出口壓差0.8MPa，流量4000L/min，轉(zhuǎn)速1500r/min。油渦輪全流道三維模型，如圖8所示。設(shè)計(jì)工況點(diǎn)附近，油渦輪輸出功率、水力效率與通過流量的

15、關(guān)系，如圖9所示。數(shù)值分析模型預(yù)測值與實(shí)驗(yàn)值相比，其最大誤差為1.7%。油渦輪轉(zhuǎn)輪葉片表面的靜壓分布，如圖10所示，其進(jìn)出口壓差僅為0.11MPa，葉片反動度很小，同時(shí)考慮到58枚葉片的沖擊損失與沿程阻力損失，可知轉(zhuǎn)輪葉片主要利用射流所具有的動能做功，可以作為沖動式渦輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。 油渦輪設(shè)計(jì)實(shí)例 1油渦輪基本設(shè)計(jì)流程 以Ⅰ型油渦輪為基礎(chǔ)改型設(shè)計(jì)Ⅱ型油渦輪為例說明其基本設(shè)計(jì)流程。根據(jù)設(shè)計(jì)邊界條件，參照Ⅰ型油渦輪的關(guān)鍵幾何參數(shù)，生成多組方案并利用經(jīng)過精度驗(yàn)證的性能預(yù)測模型進(jìn)行篩選獲得最終方案。 （1）設(shè)計(jì)邊界條件 由圖7可知，根據(jù)汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子軸承、電機(jī)軸承以及氫密封所需的潤滑油流量，再加上

16、預(yù)估的主油泵端部泄漏量與安全閥溢油量，可以確定升壓泵需要提供流量為9500L/min；根據(jù)升壓泵出口與主油泵入口的高差可知，升壓泵出口壓力為0.26MPa；考慮到Ⅱ型與Ⅰ型油渦輪傳動軸的通用性，應(yīng)當(dāng)降低傳遞的扭矩，因此，將設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速升高至1600r/min。由此可知，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)處升壓泵的軸功率需求為52.5kW，若假設(shè)傳動軸的機(jī)械效率為95%，則油渦輪輸出功率的設(shè)計(jì)要求為55.3kW；根據(jù)主油泵出口壓力、主油泵出口與油渦輪入口的高差與節(jié)流閥壓降可知，Ⅱ型油渦輪的進(jìn)出口壓差為0.85MPa，略高于Ⅰ型油渦輪；根據(jù)經(jīng)驗(yàn)假定油渦輪效率為60%，由式（20）可知，Ⅱ型油渦輪的設(shè)計(jì)流量為6900L/min

17、。 則Ⅱ型油渦輪設(shè)計(jì)參數(shù)為進(jìn)出口壓差0.85MPa，流量6900L/min，轉(zhuǎn)速1600r/min。 （2）關(guān)鍵幾何參數(shù) Ⅱ型比Ⅰ型油渦輪的設(shè)計(jì)流量增加了2900L/min，為了保證通流能力與噴嘴的效率，必須增加噴嘴數(shù)目與噴嘴直徑，經(jīng)過試算后取噴嘴數(shù)目為20組，噴嘴直徑增大2mm，由于是雙孔噴嘴所以葉片高度也隨之增加4mm。再次考慮到傳動軸的通用性，進(jìn)一步減小傳動軸的扭矩，葉輪直徑增大10mm；由油渦輪基本原理特征方程可得，噴嘴孔軸心線與Y軸夾角為54。Ⅱ型油渦輪關(guān)鍵幾何參數(shù)，如表1所示。 （3）葉片型線 Ⅰ型油渦輪葉片數(shù)目的設(shè)計(jì)余量較大，因此，Ⅱ型油渦輪葉片數(shù)目可以保持不變，同時(shí)，

18、葉片寬度（葉片弦長）應(yīng)該隨噴嘴直徑增大而增大，因此，將葉片型線略微放大，Ⅱ型油渦輪的流道面積變化規(guī)律，如圖11所示。 （4）Ⅱ型油渦輪性能評估 Ⅱ型油渦輪的流量-功率-轉(zhuǎn)速關(guān)系，如圖12所示，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)處，其輸出軸功率為59.8kW，能夠滿足升壓泵的輸入軸功率要求，同時(shí)，具有一定余量使得油渦輪在6300～7500L/min范圍內(nèi)也能滿足升壓泵的需求。Ⅱ型油渦輪的流量－效率－轉(zhuǎn)速關(guān)系，如圖13所示，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)處，其水力效率為61.5%，與設(shè)計(jì)之初的假定值60%比較接近，同時(shí)，油渦輪在6300～7500L/min范圍內(nèi)其效率值亦穩(wěn)定在60%左右，與假定值一致。 2產(chǎn)品性能的試驗(yàn)驗(yàn)證 廠里油

19、系統(tǒng)試驗(yàn)臺的布局與主要裝置，如圖14所示，可以進(jìn)行主油泵試驗(yàn)、油渦輪試驗(yàn)以及二者的聯(lián)動試驗(yàn)。保持油渦輪的進(jìn)出口壓差0.85MPa不變，通過調(diào)節(jié)通過油渦輪的流量來保證升壓泵的“壓力－流量”曲線，Ⅱ型油渦輪試驗(yàn)結(jié)果，如表2所示，油渦輪在1600～1750r/min范圍內(nèi)均滿足升壓泵的工作要求。 結(jié)論 （1）通過借鑒徑流式與沖動式渦輪的設(shè)計(jì)理論，提出了基于速度三角形與沖量定理建立的油渦輪基本原理模型及其特征方程，找出了其關(guān)鍵影響因素——射流入流角α1、速度比ψ與直徑比D1/d0。 （2）根據(jù)油渦輪基本原理模型與葉片相對于射流的運(yùn)動規(guī)律，建立了油渦輪的參數(shù)化設(shè)計(jì)模型，其主動參數(shù)為轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)速n，噴嘴孔軸心線與Y軸夾角θ，轉(zhuǎn)輪直徑D1和噴嘴直徑d0，葉片的工作面和背面圓弧直徑R1和R2，轉(zhuǎn)輪葉片弦線與過葉片端點(diǎn)軸心線的夾角γ。 （3）根據(jù)油渦輪的基本設(shè)計(jì)流程，利用性能預(yù)測模型設(shè)計(jì)的Ⅱ型油渦輪，不僅能夠滿足設(shè)計(jì)要求，而且還具有較好的穩(wěn)定性，能夠適應(yīng)變工況運(yùn)行。