渦輪設計論文：油渦輪設計方式探究范文

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作者：楊佐衛趙世全周進曾令剛殷國富單位：四川大學制造科學與工程學院東方汽輪機有限公司

油渦輪部件的基本工作原理

油渦輪部件的基本結構型式，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接，其中油渦輪基本結構如圖3所示，主要包括蝸殼、噴嘴、轉輪和彎管四部分。油渦輪通過噴嘴將油流的壓力能部分轉換為動能沖動轉輪做功，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的空間環列葉柵簡化為等速直線運動的平面直線葉柵，如圖4所示。

根據徑流式與沖擊式流體機械的經典假設，將油渦輪的復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，假設轉輪葉片數目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）轉輪直徑D1逐漸增加至無限大，轉輪葉片繞著無限遠處的軸心線轉動，其運動可以視為等速直線運動，其速度為旋轉線速度U。（4）射流直徑d0逐漸減小至無窮小，可以視為理想的連續質點束。其中，油渦輪基本原理模型的主要參數包括：入口射流與葉柵運動速度U夾角為入射角α1；出口射流與葉柵運動速度U夾角為出流角α2；相對速度W1與葉柵運動速度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，葉片上的流體質點均沿著彼此完全相同的軌跡運動。葉片運動方向上轉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的射流沖擊時所產生的作用力。

2理想射流對葉片的作用力

根據沖量定理，Δt時間內葉片作用于流體質點的合成沖量為：式中：m為單個流體質點的質量；F為葉片反作用力；1W為進口速度；2W為出口速度。

理想射流對葉片的作用力[6]為：油渦輪關心的是轉輪的扭矩和軸功率，需要獲得射流對葉片作用力在葉片運動方向上的投影，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為葉片運動速度U與射流速度V1之比，由圖4可知，流體質點速度在U方向上的投影為：因此，射流對轉輪做功，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（射流入射角α1，射流相對入流角β1，射流相對出流角β2）與運動參數（速度比ψ），給出了其水力性能與幾何參數、運行參數的定量關系。

4關鍵影響因素的辨識

射流相對入流角β1的表達式為：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，油渦輪轉輪葉片反動度很小，可以視為沖動式葉片，即β2＝π－β1。若假定噴嘴效率φ2為定值，則油渦輪效率僅為速度比ψ與射流入流角α1的函數，即η＝f(α1,ψ)。真實油渦輪由基本原理模型演化而來，將基本原理模型的轉輪直徑逐漸減小，射流直徑逐漸加大，其實質是直徑比D1/d0次第減小，便獲得了一系列真實油渦輪。

綜上所述，真實油渦輪的關鍵影響因素包括射流入流角α1、速度比ψ與直徑比D1/d0。

轉輪葉片相對于射流的運動

令射流不動，則轉輪以角速度ω轉動，同時，轉輪中心逆著射流方向運動，其速度大小等于射流速度，方向相反，即是-V1。這一運動等同于在轉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，轉輪與葉片均處于虛擬圓內，即是D1＜2a。在Y軸上取點K（0,r），虛擬圓轉動t度時，K點在直角坐標系中的位置是（x,y），其方程式如下：因為a＞r，則為內擺線方程，這便是轉輪葉片相對于射流的運動軌跡方程。

相鄰葉片相應點的相對軌跡也是內擺線，形狀完全一樣，只是沿x軸平行移動一段距離P＝2πa/Z0．

油渦輪參數化設計模型的建立

若轉輪的直徑比D1/d0一定，根據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，確定結構參數及運動參數（α1,ψ），便可以設計相應的最佳葉片型線。根據如圖4所示的速度三角形可知，若葉片運動速度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；若射流入射角α1不變，逐漸減小葉片運動速度U，則葉片型線曲率變大，亦更加彎曲。下面根據油渦輪基本原理模型指出的關鍵設計參數建立了有渦輪的參數化設計模型，如圖6所示。

由圖可知，參數化設計模型的主動參數包括：

（1）轉輪轉速n，對應于葉片運動速度U。

（2）噴嘴孔軸心線與Y軸夾角θ，對應于射流入射角α1．

（3）轉輪直徑D1和噴嘴直徑d0，確定了轉輪直徑比D1/d0。

（4）順時針旋轉的轉輪，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律。

（5）轉輪葉片弦線與過葉片端點軸心線的夾角γ，也就是葉片在輪盤上的定位。其余參數均為被動參數，隨著以上主動參數改變。

油渦輪設計邊界條件的確定

“主油泵－油渦輪”子系統框架如圖7所示。主要元件包括主油泵M、油渦輪T、升壓泵B、節流閥TV、旁通閥BV、安全閥SV。根據汽輪機和電機轉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（節點1），從而確定其需要的輸入軸功率。根據軸承的潤滑油壓力，可以確定反推油渦輪出口壓力（節點6）；根據主油泵出口壓力（節點3）與主油泵出口與油渦輪入口的高差Δh1、節流閥壓降ΔP1之差，可以確定油渦輪蝸殼入口，也就是節流閥后壓力（節點5），節點5與節點6的壓差即為油渦輪蝸殼入口至彎管出口的壓降ΔPT。根據升壓泵的輸入軸功率，假定油渦輪的水力效率ηT、機械效率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，即QTΔPT＝C，若ΔPT已知，則可以確定通過油渦輪的流量QT。

油渦輪基本設計流程

（1）蝸殼設計按等速度矩原則設計蝸殼。uCr=K（19）式中：Cu為速度的圓周分量；r為半徑；K為常數。

（2）噴嘴數目與噴嘴直徑的確定

油渦輪的噴嘴為轉輪提供自由射流，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）聯立可知，噴嘴水力損失系數φ與噴嘴直徑直接相關，因此，噴嘴直徑d0與噴嘴數目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，如式（22）所示。

（3）設計轉數與轉輪直徑的確定

將式（20）、式（21）與式（14）聯立可知，噴嘴水力損失系數φ與噴嘴直徑直接相關，因此，噴嘴直徑d0與噴嘴數目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，如式（22）所示。轉輪運動線速度U為：將式（23）與式（14）聯立可知，噴嘴直徑確定后，噴嘴水力損失系數φ為定值，同時，速度比Ψ與轉輪直徑直接相關，選取轉輪轉速n后，即可確定速度比，因此，轉輪直徑D1與轉數n的乘積取決于蝸殼入口至彎管出口壓降ΔPT。油渦輪設計必須遵循“轉數第一”原則，即保證油渦輪在其最優速度比下運行。

（4）噴嘴射流角的確定

第（2）步與第（3）步，已經可以確定油渦輪的速度比Ψ與直徑比D1/d0，同時，根據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，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、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整。

（6）轉輪葉片數目的確定

保證所有射流質點都對葉片做功的極限條件，兩條內擺線恰好交匯于射流的外表線，可得葉片數目的下限值為：增加葉片數目，從而減少每個葉片的工作區段、受水時間與受水量，使其工作狀態向基本原理模型靠攏，提高轉輪效率。

（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，然后將葉片沿內擺線平行移動至中間位置，并使葉片與射流垂直，同時，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）轉輪流道變化規律檢查

轉輪輪盤上前一個葉片的工作面和后一個葉片的背面構成了流道，采用內切圓方法獲得過水斷面面積沿其中間流線的變化規律。

油渦輪性能預測模型的精度驗證

借鑒徑流式渦輪的預測模型，采用二階迎風格式的標準k－ε模型，壓力－速度耦合方式采用SIMPLEC算法，選用多重參考坐標系模擬轉輪與噴嘴隔板動靜交界面耦合問題，采用速度進口、壓力進口與無滑移壁面邊界條件，工作介質為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，從而獲得水頭、效率等次生參數值。以Ⅰ型油渦輪為例進行性能預測模型的精度驗證，其關鍵幾何參數如表1所示，其設計工況點相關參數為進出口壓差0.8MPa，流量4000L/min，轉速1500r/min。油渦輪全流道三維模型，如圖8所示。設計工況點附近，油渦輪輸出功率、水力效率與通過流量的關系，如圖9所示。數值分析模型預測值與實驗值相比，其最大誤差為1.7%。油渦輪轉輪葉片表面的靜壓分布，如圖10所示，其進出口壓差僅為0.11MPa，葉片反動度很小，同時考慮到58枚葉片的沖擊損失與沿程阻力損失，可知轉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行設計。

油渦輪設計實例

1油渦輪基本設計流程

以Ⅰ型油渦輪為基礎改型設計Ⅱ型油渦輪為例說明其基本設計流程。根據設計邊界條件，參照Ⅰ型油渦輪的關鍵幾何參數，生成多組方案并利用經過精度驗證的性能預測模型進行篩選獲得最終方案。

（1）設計邊界條件

由圖7可知，根據汽輪機轉子軸承、電機軸承以及氫密封所需的潤滑油流量，再加上預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，應當降低傳遞的扭矩，因此，將設計轉速升高至1600r/min。由此可知，設計工況點處升壓泵的軸功率需求為52.5kW，若假設傳動軸的機械效率為95%，則油渦輪輸出功率的設計要求為55.3kW；根據主油泵出口壓力、主油泵出口與油渦輪入口的高差與節流閥壓降可知，Ⅱ型油渦輪的進出口壓差為0.85MPa，略高于Ⅰ型油渦輪；根據經驗假定油渦輪效率為60%，由式（20）可知，Ⅱ型油渦輪的設計流量為6900L/min。

則Ⅱ型油渦輪設計參數為進出口壓差0.85MPa，流量6900L/min，轉速1600r/min。

（2）關鍵幾何參數

Ⅱ型比Ⅰ型油渦輪的設計流量增加了2900L/min，為了保證通流能力與噴嘴的效率，必須增加噴嘴數目與噴嘴直徑，經過試算后取噴嘴數目為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型油渦輪關鍵幾何參數，如表1所示。

（3）葉片型線

Ⅰ型油渦輪葉片數目的設計余量較大，因此，Ⅱ型油渦輪葉片數目可以保持不變，同時，葉片寬度（葉片弦長）應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-轉速關系，如圖12所示，設計工況點處，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，具有一定余量使得油渦輪在6300～7500L/min范圍內也能滿足升壓泵的需求。Ⅱ型油渦輪的流量－效率－轉速關系，如圖13所示，設計工況點處，其水力效率為61.5%，與設計之初的假定值60%比較接近，同時，油渦輪在6300～7500L/min范圍內其效率值亦穩定在60%左右，與假定值一致。

2產品性能的試驗驗證

廠里油系統試驗臺的布局與主要裝置，如圖14所示，可以進行主油泵試驗、油渦輪試驗以及二者的聯動試驗。保持油渦輪的進出口壓差0.85MPa不變，通過調節通過油渦輪的流量來保證升壓泵的“壓力－流量”曲線，Ⅱ型油渦輪試驗結果，如表2所示，油渦輪在1600～1750r/min范圍內均滿足升壓泵的工作要求。

結論

（1）通過借鑒徑流式與沖動式渦輪的設計理論，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，找出了其關鍵影響因素——射流入流角α1、速度比ψ與直徑比D1/d0。

（2）根據油渦輪基本原理模型與葉片相對于射流的運動規律，建立了油渦輪的參數化設計模型，其主動參數為轉輪轉速n，噴嘴孔軸心線與Y軸夾角θ，轉輪直徑D1和噴嘴直徑d0，葉片的工作面和背面圓弧直徑R1和R2，轉輪葉片弦線與過葉片端點軸心線的夾角γ。

（3）根據油渦輪的基本設計流程，利用性能預測模型設計的Ⅱ型油渦輪，不僅能夠滿足設計要求，而且還具有較好的穩定性，能夠適應變工況運行。