高原高压比增压器气动设计报告Word格式文档下载.docx
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≥75%,Pk/Pt(压气机出口压力/涡轮进口压力)1.25-1.35(该值为设计建议值,配机时允许超出范围),增压器总效率≥59.5%,等压比喘振裕度≥15%;
(c)工况点3:
压比5.5,流量4.8kg/s,压气机效率≥79% ,涡轮效率≥75%,增
压器总效率≥58.5%,等压比喘振裕度≥15%。
1.2几何约束条件
几何约束条件见图1。
图1压气机和涡轮几何约束条件
64
二、柴油发动机设计参数推测
由于缺少发动机设计参数,并且企图反推发动机设计者在设计时使用的“设计值”是徒劳的!
这里,我们仅根据大连机车研究所提供的试车数据,寻找出该发动机试车性能表现最佳的某工况点,将其暂时称为“设计点”,并将此工况点作为增压器设计的依据。
大连机车研究所提供的12V265发动机参数有:
发动机缸数i 12
缸径D(mm) 265
冲程S(mm) 300
冲程数c 4
发动机设计转速r/min 1000
油耗率设计值(g/kW) 200
由此可算出:
每秒循环数nc(1/s) 100
单缸几何容积v
(m3) 0.0165
E
发动机容积通量V(m3/s) 1.6546
依据大连机车研究所提供的发动机试车数据整理后可得,图2燃油消耗率与单缸单循环喷油量的关系。
参考该图,发动机单缸单循环供油量qC设计值取为1.67g。
2.500_
4100m
2.000_
4600m
1.500_
1.000_
0m
0.500_
柴油机转
0.000_
160.0_170.0_180.0_190.0_200.0_210.0_220.0_230.0_240.0_250.0_260.0_270.0_280.0_
燃油消耗
图2燃油消耗率与单缸每循环喷油量的关系
发动机油耗量Q的设计值用下式算出,
Q=3.6ncqC=100´
1.67´
3.6=601.2
发动机功率N的设计值用下式算出,
kg/h
单缸每循环喷油
N=1000Q/q=3006 kW
发动机油耗量Q完全燃烧所需理想空气流量Ga用下式算出,Ga=14.3Q/3600=2.388kg/s
依据大连机车研究所提供的发动机试车数据整理后可得过量空气系数与燃油消耗率的
关系(图3)。
该图显示,此发动机燃烧室在过量空气系数a»
2.0时,发动机燃油油耗率
q»
200。
图3过量空气系数与燃油消耗率的关系
发动机所需的空气质量流量GT,
GT=aGa=2´
2.388=4.776
kg/s
由此可推算发动机进气密度g2参数,
g2=
GT
jVE
式中,j为假定的气缸充气效率,本计算假定j=0.96。
由密度g2可推算中冷器出气压力,即发动机进气压力P2,P2=Rg2T2=293.13
式中,依据提供的试车数据设定中冷器排温,T2=340
K;
R=287.3
参照大连机车研究所提供的发动机试车数据,设定中冷器压力损失DP»
5
P1=P2+5=298.13 kPa
kPa,则
这是发动机要求的理想进气压力。
依据大连机车研究所提供的发动机试车数据整理后所得的中冷器损失(图4)可知,设定
DP»
5似乎偏小。
但笔者认为,这可能是测量或清洗问题。
图4中冷器压力损失
由于扫气系数很难准确估计。
上面的算法所得流量实际意义不大,只能用于计算压气机出口压力。
为此,我们采用气耗率来对发动机进气流量来进行计算。
对于高原发动机,需采用较
高压比的增压器,应适当降低气耗率。
对于该发动机我们认为y=6.7
kg/kW/h的气耗率较合适。
发动机3000kW时的空气消耗量为:
Gc=yN/3600=6.7´
3000/3600=5.58kg/s
单台增压器流量2.79kg/s
三、压气机设计点选择与一维设计
3.1压气机设计点选择
机车发动机在海拔高度运行时,大气压力不同。
为保证不同海拔高度时压气机出口压力P1均为298.13kPa,压气机将在不同的pc工作,详见表1。
表1发动机设计点不同海拔高度压气机参数
0m
2000m
3500m
4000m
5000m
标准大气压力 kPa
101.3
79.5
65.85
61.7
54
标准大气温度 K
288
275
265.5
262
256
-#,##0.0.
压气机压比
2.94
3.75
4.53
4.83
5.52
压气机出口压力kPa
298.13
压气机流量kg/s
2.79
压气机折合流量
0.467
0.582
0.690
0.732
0.827
#,##0.00;
[Re30]-#,##0....
[Re1]-#,##0.0...
..
[Re2]
[Re2]-#,##0.0...
[Re3]-#,##0.0...
[Re4]-#,##0.0...
[Re5]-#,##0.0...
图5绘出压气机折合流量与压比的关系。
在不考虑压气机与涡轮,及发动机与增压器共同工作关系时,呈线性变化关系。
图5压气机折合流量与压比的关系
考虑到压比越高,压气机进口马赫数越高,为了降低进口马赫数,选择了压比5.5作为压气机一维设计设计点。
表2压气机设计点参数:
进气压力kPa
进气温度 K
流量 kg/s
压比
5.50
转速 rpm
37000
效率
≥79%
功率 kW
564.6
喘振裕度
≥15%
折合流量
折合转速
2332
该设计点换算到一个大气压,298K时,与大连机车所给的设计点基本一致,所以最终选择了合同中的工况点三作为压气机的一维设计点。
3.2压气机一维设计
压气机子午面基本几何参数见表3。
一维设计完成后,利用软件对压气机性能进行了预估,所得性能曲线见图6。
从软件的计算结果来看,机组具有较宽的喘振裕度,压比5.5时,达到了23%,超过设计要求值15%,另外两个工况点的喘振裕度也大于设计要求值。
虽然设计工况只有0.8的效率,但是37000rpm的等转速线上,最高效率点达到了0.82,在后期三维详细设计时,可通过对叶片的调整使该等转速线上的最高效率点向流量4.8kg/s靠近。
机组最高效率达到了0.84以上,对该流量下的高压比离心压气机来说,已经非常高,说明该压气机一维设计结果较好,能满足设计要求。
表3压气机一维设计结果
名称
数值
单位
流量
4.8
kg/s
5.5
转速
rpm
一维预估效率
0.801
进口叶根半径
60
mm
进口叶尖半径
97.8
叶尖平均马赫数
1.26
叶轮出口半径
145
叶轮出口宽度
13.5
叶轮叶片数
9+9
叶尖间隙
0.3
扩压器叶片进口半径
168.2
扩压器叶片出口半径
203.5
蜗壳进口半径
220
扩压器叶片高度
12.5
扩压器叶片数
17
四、涡轮设计点选择与一维设计
图6压气机一维预估性能曲线
4.1涡轮设计点选择
依据大连机车研究所提供的发动机试车数据整理后,可得增压器转速与机械传动效率的关系。
从图7可知,在增压器设计转速附近,滑油油温正常后,设定机械传动效率hm»
0.96。
图7增压器转速与机械传动效率
表4发动机设计点不同海拔高度涡轮参数
1000m
3000m
89.9
70
65.9
发动机进口压力kPa
发动机进、排气压比
1.30
涡轮进气温度 K
823
涡轮排气损失 kPa
5
涡轮膨胀比
2.16
2.42
2.71
3.06
3.24
3.44
3.89
涡轮流量 kg/s
2.88
涡轮效率
0.78
增压器传动效率
0.96
涡轮功率
346.95
392.42
436.37
482.09
503.1
524.78
568.22
涡轮功率裕度
-0.05
-0.03
-0.01
-0.00
0.00
0.01
涡轮折合流量
0.36
涡轮折合转速
1290
从表4可知,当设定:
涡轮进气温度和压力不变,及发动机进、排气压比不变时,压气机压比随海拔高度增大时,涡轮膨胀比也随海拔高度增大,涡轮功率与压气机功率有自适应现象!
GT*
当轴流涡轮膨胀比大于2.3后,涡轮折合流量GT
=3=C,是客观规律!
所有轴流涡轮都必
P
*
3
需遵守。
图8也说明了该物理现象。
在不同海拔下,涡轮折合流量恒定,这与涡轮的物理特性正好一致。
图 也说明了该物理现象。
图8涡轮折合流量与膨胀比的关系
4.2涡轮一维设计
本次增压器动力涡轮采用单级、等外径轴流反动式。
轮毂比:
0.63
载荷系数:
1.4
反力度:
0.55
涡轮一维设计结果见表5.
表5涡轮一维设计结果
进口温度
K
进口压力
229.33
kPa
膨胀比
3.9
0.9
总总效率
喷嘴环叶根半径
98
喷嘴环叶尖半径
138
喷嘴环出口平均马赫数
1.03
喷嘴环叶片数
23
叶轮出口叶尖半径
叶轮出口叶根半径
34
0.5
五、压气机详细设计
5.1压气机三维详细设计结果
一维设计完成后,结合CFD软件,对子午面型线分布和叶片角度分布进行设计和优化。
为了降低制造成本,提升叶片表面光洁度,采用了直纹面叶片,并在三维CFD软件中进行了优化,提升叶片加工质量。
由于设计存在一定的误差,所以设计时采用了流量偏大的设计方法,并同时设计了一流量较小的扩压器作为备用。
蜗壳截面形状也根据CFD计算结果进行了多轮优化,使其获得均匀的静压分布。
5.1.1压气机叶轮和扩压器设计结果
叶轮叶片形状见图9,叶片几何数据见电子版的叶轮三维模型。
叶轮子午面型线坐标见附表一。
扩压器叶片见图10,叶片几何数据见附表二、三。
图9压气机叶轮三维模型 图10压气机扩压器三维模型
5.1.2压气机蜗壳设计结果
由于蜗壳流道最大外径和最小内径都有限制,采用了多段圆弧的截面形式,截面型线数据见表6。
截面型线示意图见图11,蜗壳流道三维模型见图12
表6蜗壳截面数据
截面角度
30
90
120
150
180
Rin
225
B
13
L1
9
12
14
15
R1
16.5
32
42.6
48.9
53.1
56
R2
21
25
29.1
39.4
44.7
R3
14.5
23.1
29
32.5
34.5
36.1
R4
14.86
21.19
27.22
33.83
40.85
47.42
R5
alf1
35
alf2
105
alf3
210
240
270
300
330
360
58
59.4
60.7
62
63
49.2
52.8
55.9
59
65
38.2
41.3
44.5
47.2
49.6
51.8
51.67
53.32
54.56
56.54
58.66
61.03
图11蜗壳截面示意图 图12蜗壳流道三维模型
5.1.3压气机机匣处理
为了拓宽压气机流量范围,采用了在叶轮罩壳开放气槽的机匣处理方法,开口位置与宽度
见图13。
小流量状态下,叶轮罩壳上的开口会泄掉部分气流回到进口,形成自循环,降低进口攻角,延缓进口气流分离,增加压气机喘振裕度。
为了获得较准确的模拟结果,带机匣处理的叶轮模型采用了全匹配的六面体网格(图14),小流量下叶轮罩壳开口的流场见图15。
增加机匣处理后,喘振裕度获得了明显的提升,与未加机匣处理的计算结果对比见图。
图13机匣处理开口位置 图14带机匣处理的叶轮网格
图15小流量状态带机匣处理的流线分布
5.2压气机设计工况CFD分析
设计工况叶尖峰值马赫数控制在了1.6以下,激波与附面层干涉,只产生了一较小的分离泡,对于该压比的压气机来说,属于正常现象,满足设计要求。
90%叶片高度回转面马赫数分布和速度矢量分布分别见图16、17。
10%叶片高度回转面速度矢量分布见图18。
从跟、尖的速度矢量分布可知,除了激波附面层干涉,在叶尖造成的分离泡外,设计工况下无气流分离。
叶轮出口绝对气流角沿展向分布曲线见图19。
图中显示,除90%叶高区域外,绝对气流角度差控制在了5度以内,角度分布非常均匀。
图1690%叶片高度回转面马赫数分布 图1790%叶片高度回转面速度矢量分布
图1810%叶片高度回转面速度矢量分布 图19叶轮出口气流角度分布
叶轮叶片表面静压分布见图20,扩压器叶片表面静压分布见图21。
图中显示叶片表面静压分布合理,符合设计要求。
图20压气机转子叶片表面静压分布 图21扩压器叶片表面静压分布
由于蜗壳内气流速度相对较低,为了使蜗壳能适合更多的转速范围,获得更大的高校区,蜗壳设计点选择在了转速35000rpm的工况下。
蜗壳表面静压分布见图22。
图中显示蜗壳进口静压分布,沿周向方向分布均匀,能很好的满足扩压器的要求,使压气机获得尽量宽的喘振裕
度。
蜗壳流线分布和截面速度适量分布分别见图23、24。
图中显示,蜗壳内无气流分布和非正常的低速区。
图22蜗壳表面静压分布 图23蜗壳流线分布
图24蜗壳截面速度矢量分布
5.3压气机性能预估
带有叶片扩压器的压气机,蜗壳进口气流角度变化很小,蜗壳损失系数基本不变,所以在预估压气机性能曲线时,可以不用带蜗壳一起计算。
根据设计工况下,全通道加蜗壳的整机计算结果可知,在考虑粗糙度的影响后,蜗壳损失系数为0.36。
为此,采用了叶轮+扩压器组合计算,然后再对计算结果加上蜗壳损失进行修正。
修正后的压气机性能曲线见图25、26。
机匣处理的作用是为了提升喘振裕度,所以只对设计转速、最高转速和喘振裕度最窄的转速做了CFD分析。
计算结果显示,左右转速的流量覆盖范围都获得了提升,特别是压比3.5左右,提升非常明显。
设计要求的三个工况点都在最高效率点左边,这主要是考虑到,CFD计算时未考虑叶根倒
总总压
角,实际流量略低于计算值。
压气机流量大改小好改,小改大比较难,所以压气机流量略大于设计要求。
计算所得的性能曲线显示,压比4.4和压比5.5的工况点喘振裕度满足设计要求,压比5的工况点喘振裕度略低于设计要求,但是该压比下最高效率的喘振裕度18%,具有足够的调整空间。
6
4
2
1
1.5
2.5
3.5
4.5
带机匣处理
无机匣处理最高效率
6.5
进口总压:
100kPa 进口总温:
298K
CFD计算所得的压气机最高效率达到了0.85以上。
考虑到叶片表面粗糙度和加工误差等的影响,实际最高小预计在0.82左右。
图25压气机压比曲线
总总效
六、涡轮设计
0.6
0.65
0.7
0.75
0.8
0.85
无机匣处理
100kPa 进口总温
图26压气机效率曲线
6.1涡轮三维详细设计
叶片三维造型设计受增压器总体结构尺寸以及高温、高膨胀比等工况环境条件的约束,需要优先考虑极限负荷工况下能够满足叶片材料强度、可靠性的基础上,尽可能保持较高气动效率。
因此进行S2流面计算时采用可控涡技术,由变功设计原理,调整动叶展向环量分布达到降低转子叶轮叶尖马赫数,减小高负荷工况下因叶尖激波对叶轮效率的影响因素。
叶轮造型程序完成后通过CFD数值模拟并结合CFD和强度分析结果,对涡轮叶片进行了反复优化调整,使涡轮在满足强度和振动要求的情况下,最终获得较为满意的气动效率。
涡轮子午面详细几何尺寸,见图27,转子叶片三维模型见图28。
涡轮喷嘴环和转子叶片几何数据见附表四、五。
图27涡轮子午面几何尺寸 图28涡轮转子叶片三维模型
6.2设计工况CFD分析
图29为涡轮子午面马赫数分布,图中显示,动叶出口马赫数略高于喷嘴环出口,从图30中的马赫数分布也显示了该结果。
这主要为了防止增压器在低负荷涡轮性能太差,提升部分负荷时的涡轮性能。
设计工况下,出口三角区吸力面峰值马赫数达到了1.4以上,在叶片尾缘附件存在一道斜激波,对高膨胀比涡轮来说,属正常现象。
图31、32分别是10%、90%叶片高度回转面速度矢量分布。
图中显示,喷嘴环内无分离现象,动叶叶尖尾缘附近存在较小的分离,这主要是激波和叶尖泄露涡共同造成的。
减小叶尖间隙,或运行在低膨胀比状态时,该分离将消失。
图33、34分别是喷嘴环、转子叶片表面静压分布。
图中显示,气流在经过喉口后仍有加速,这主要是设计工况膨胀比大造成的,属正常现象。
图
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