CN101983281B - 压缩机 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种用于内燃发动机(10)的涡轮增压器单元(18)，内燃发动机(10)具有至少一个排气管路(15，16)和至少一个进气管路(12)，至少一个排气管路(15，16)用于排放来自发动机的燃烧室(11)的排气，至少一个进气管路(12)用于向所述燃烧室供应空气。涡轮增压器单元包括涡轮(17)，涡轮(17)与压缩机(19)相互作用，以从发动机的排气流中获取能量并将发动机的进气加压。压缩机(19)是径流式的且设置有带后掠式叶片(35)的叶轮，其中，叶片的在根部和末端部之间的中心线沿出口切线方向的假想延长线与将叶轮的中心轴线和叶片的外侧末端相连的线(36)之间的叶片角度(βb2)至少为大约40度。叶轮的进口直径与其出口直径之比在0.50-0.62的范围内。压缩机扩压器设置有叶片，该叶片的长度与叶片之间沿叶片进口中的周缘的间距之比在0.7-1.5的范围内。

Description

压缩机
技术领域
本发明涉及一种根据独立权利要求的前序部分的、用于内燃发动机的涡轮增压器单元中的压缩机。
背景技术
与用于柴油式内燃发动机(优选用于重型车辆)的增压的涡轮增压器系统相关的现有技术一般包括由单级涡轮机驱动的单级压缩机，两者都是径流式的。
在固定的条件下，适合于6-20升气缸容量的柴油马达的增压器通常具有在50％到60％之间的效率(η压缩机*η机械部分*η涡轮机)。在现今的柴油发动机中，良好效率的益处比未来的需要更高升压的发动机小。提高增压需求的系统的示例是用于较低的氮氧化物排放的排气再循环系统，或者是包括对进气阀的可变控制的系统。
更高效的涡轮增压器系统提供增加的机会来满足未来对环境无害的贫燃型发动机的需求。迄今为止，对柴油发动机的环境要求通常导致发动机效率降低，因而这意味着对燃料能含量的利用更不足。
涡轮增压器单元中的压缩机包括带叶片的轮盘，即安装在轴上用于在压缩机壳体内旋转的叶轮。压缩机壳体由离叶片距离短(通常小于0.5mm)的固定遮蔽物、径向地扩压的管道部、所谓的扩压器以及涡形出口组成。在该轴旋转时，气体(例如为空气)被吸入到叶轮中，由此提高了静压水平和流动速度。在穿过扩压器期间，气体的一部分速度能被转换成进一步的静压力增加，此后，气体经由所述出口离开压缩机。由于其发散形的管道形状，所述出口的涡形形状还有助于一定程度地增加静压水平。
压缩机的效率(即等熵效率)、压力累积和稳定工作范围(对于给定转速下的流量区间)基本上由其尺寸和叶片构造决定。对于现今的压缩机来说，叶轮的进口直径与其出口直径之比通常在0.63-0.70的范围内。现今的叶轮通常设有后掠式叶片，其中，叶片的在根部和末端部之间的中心线沿出口切线方向的假想延长线与将叶轮的中心轴线和叶片的外侧末端相连的线之间的叶片角度βb2在25-40°的范围内。
增大压缩机的叶片角度βb2的缺点是：对于相同的压力比来说，提高了圆周速度并因此提高了叶轮中的、尤其是轮盘的轮毂和叶片的出口中的张力。降低叶片出口中的张力的一种方法是使叶片沿旋转方向向前倾斜，使得叶片的末端在出口中位于其根部(即叶片与轮盘相接的地方)的前面。对于现今的压缩机来说，该倾斜角度ζb2通常位于0-30°的范围内。对于特定需求的应用，压缩机的叶片角度βb2的增大还可能意味着叶轮必须由具有更高的强度属性的材料构成。例如，能够从现今的铸造铝轮转到明显更昂贵的锻造加工过的铝轮或钛轮。
现今的压缩机中的扩压器由两个平行或几乎平行的管道壁组成，其中一个管道壁构成叶轮的一部分，而另一个管道壁构成轴承壳体的一部分，该轴承壳体延伸到涡形出口。考虑到提高效率、尤其是在高压力比下的效率，扩压器可以设有按空气动力学构造的叶片，即所谓的导向翼，所述导向翼通常是用于在燃气涡轮机应用中的径流式压缩机。在燃气涡轮工业中，压缩机叶片的(沿流动方向)长度与间距(即沿周缘的相互间隔)之比通常在3-5的范围内。具有稀疏地放置和/或短的扩压器叶片的此类扩压器有时被称为LSA(低实度翼面(LowSolidity Airfoil))扩压器。
发明内容
本发明的一个目的是提供一种压缩机，所述压缩机具有提高的效率、尤其是在高压力比(即大于大约3∶1)下的效率，但是同时不减小工作范围的大小。
该目的通过独立权利要求中的区别特征来实现。其它权利要求以及说明书描述了本发明的有利实施例。
根据本发明的一种在用于内燃发动机的涡轮增压器单元中的、专门建造的压缩机，所述内燃发动机具有至少一个排气管路和至少一个进气管路，所述至少一个排气管路用于排放来自发动机的燃烧室的排气，所述至少一个进气管路用于向所述燃烧室供应空气，所述涡轮增压器单元包括涡轮机，所述涡轮机与所述压缩机相互作用，以从发动机的排气流中获取能量并将发动机的进气加压，其特征在于，所述压缩机是径流式的且具有叶轮，所述叶轮的在进口与出口之间的直径比Di/Du在0.50-0.62的范围内并且设有后掠式叶片，其中，叶片的在根部和末端部之间的中心线沿出口切线方向的假想延长线与将叶轮的中心轴线和叶片的外侧末端相连的线之间的叶片角度βb2至少为大约40度，并且，压缩机中的扩压器设置有叶片，所述叶片的(沿流动方向)长度与间距(即沿着叶片进口中的周缘的相互间隔)之比在0.7-1.5的范围内。
本发明的一个优点是：需要高压力比(即大于3∶1)的柴油发动机能够被设计成获得更好的等熵效率而不会有对稳定工作范围有其他限制。这又使得能够减少能源依赖并因此减少发动机的燃料消耗率。
所描述的压缩机还可以用在两级涡轮系统中，其具有如下优点：每个涡轮增压器在较少的压力增加并因此在较低的圆周速度下运行，从而便于使用现代材料。于是，压缩气体的更高密度加大了第二级的进口尺寸相对于第一级的降低，使得具有给定的最佳构造的该压缩机获得了接近如下范围的下限值的直径比，该范围即Di/Du＝0.50-0.62。
本发明的有利的示例性实施例自以下的独立专利权利要求引出。
附图说明
在下文中，将参考在附图中示出的示例性实施例更详细地描述本发明，其中
图1示意性地示出了具有两级涡轮增压器系统的内燃发动机；
图2是包括在涡轮增压器系统中的两个涡轮增压器级的纵向剖面；
图3以朝向出口的部分截断平面图示出了在根据本发明的涡轮增压器单元中使用的叶轮；
图4示出了在涡轮增压器单元中使用的叶轮从侧部观察的平面图；
图5示出了根据本发明和现有技术的压缩机的、作为质量流/(最大质量流)的函数的等熵效率；
图6示出了根据本发明和现有技术的压缩机的、作为质量流/(最大质量流)的函数的压力比；
图7示出了典型压缩机的、作为叶片出口角度的函数的工作因子，
图8示出了作为比转速的函数的典型压缩机效率。
具体实施方式
首先，描述在柴油发动机用的两级增压系统中使用的本发明，所述柴油发动机具有大约6升到大约20升的气缸容量，优选用在诸如卡车、大客车和建筑机械等的重型车辆上。增压系统的特征在于，其提供了比目前系统明显更有效的增压。所述增压利用中间冷却在具有两个串联连接的径流式压缩机的两个级中实现。第一压缩机级(称为低压压缩机)由轴流式低压涡轮机驱动。第二压缩机级(称为高压压缩机)由径流式高压涡轮机驱动。
图1示出了具有六个发动机气缸11的发动机缸体10，所述发动机缸体10以常规方式与进气歧管12及两个分离的排气歧管13、14连通。这两个排气歧管中的每一个排气歧管均接收来自发动机气缸中的三个气缸的排气。所述排气经由分离的管15、16引导至高压涡轮单元18中的涡轮机17，所述高压涡轮单元18包括与涡轮机17安装在同一轴上的压缩机19。
排气经由管20被向前引导到低压涡轮单元22中的涡轮机21，所述低压涡轮单元22包括与涡轮机21安装在同一轴上的压缩机23。排气最终经由管24被向前引导到发动机的排气系统，所述排气系统可以包括用于排气后处理的单元。
过滤后的进气可以经由管25被引入到发动机中，并被引导到低压涡轮单元22的压缩机23。管26将进气经由第一进气冷却器27向前引导到高压涡轮单元18的压缩机19。在该具有中间冷却的两级升压之后，进气经由管28被向前引导到第二进气冷却器29，之后，进气经由管30到达进气歧管12。
在图2中更详细地示出了该涡轮增压器系统，图2图示出通向高压涡轮机17的两个涡形进口15、16，这两个涡形进口15、16各经由进口导向翼17a为半个涡轮机提供气流。高压涡轮机17是径流式的，且经由中间管道20连接到低压涡轮机21。
高压涡轮机17与高压压缩机19一起安装在轴31上。相应地，低压涡轮机21与低压压缩机23一起安装在轴32上。
通过将具有不寻常的低直径比Di/Du且设置有后掠式叶片(其具有不寻常的大叶片角度βb2)的叶轮与设置有具有不寻常的短(沿流动方向)和/或稀疏地布置的叶片的扩压器相结合，能够产生具有高效率、尤其在高压力比(即大于3∶1)下具有高效率的压缩机，同时不减小稳定工作范围的大小。
低压涡轮机和高压涡轮机二者均具有根据所描述的本发明而构造的压缩机，即，具有在进口和出口之间的低直径比且与具有大角度的后掠式叶片相结合的叶轮，这将参考图3和图4在下文中描述。
从图3中可以看到，叶片35的在根部和末端部之间的中心线沿出口切线方向的假想延长线与将叶轮的中心轴线和叶片的外侧末端相连的线36(以点划线表示)之间的叶片角度βb2至少为大约40°。在市场上可获得的涡轮压缩机的叶片角度βb2在大约25°和大约40°之间。叶片角度的这种增加的效果主要由于如下事实：对于给定的压力比，与涡轮机相关联的叶轮以更高的转速旋转。转速的提高意味着可以减小涡轮机轮的直径并因此也减小其极质量惯性。作为其附带效果，还提高了发动机的瞬时响应，因为减小的质量惯性意味着涡轮机轮可以更容易地加速到其有效转速范围。另外，尤其通过减小沿着叶片的压力侧和吸入侧的流动之间的速度差使得产生较小的二次流动并因此产生较低损失，以及通过降低转子出口中的流动速度使得在随后的扩压器中产生较低损失，提高了压缩机效率。
在该示例中，如可以从图4中看到的，考虑到降低叶片出口中由于叶片角度βb2增大而出现的张力增大，叶轮的叶片出口在旋转方向上额外地具有倾角γb2。
从图4可以看到，叶轮的在进口与出口之间的直径比Di/Du在0.50-0.62的范围内。在另一示例性实施例中，Di/Du可以在0.50-0.58的范围内。市场上可获得的涡轮压缩机的直径比Di/Du在大约0.63-0.70之间。直径比的这种减小导致了最接近于叶片末端的流线的曲率半径增大。稍微变大的曲率半径和因此增加的长度有利地影响沿着这些流线进行扩压、即具有降低的速度(相对于叶片)的流，此外所述流获得更小的与壁分离的趋向，使得效率、尤其是高压力比下的效率得到提高。
为了增加压力累积，两个压缩机在各自叶轮下游的扩压器中设置有导向翼。该扩压器是LSA(低实度翼面)型的，这意味着其设有按空气动力学构造的叶片，所述叶片的长度与叶片之间沿叶片入口中的周缘的距离(间距)之比在0.7-1.5的范围内。与在燃气涡轮机压缩机中使用的、即具有长的扩压器叶片的扩压器不同，该扩压器类型具有不减小压缩机在高压力比下的稳定工作范围的特性。
出口扩压器37置于低压涡轮机21之后，以从涡轮机获取动压力。该扩压器向外敞开到排气收集器38中，该排气收集器38将气体引导到排气管24。
驱动高压压缩机19的高压涡轮机17是径流式的，具有涡轮机轮，为了以相对高的转速旋转，该涡轮机轮构造有小的直径。
如可以从图5和图6看到的，该图5和图6示出了根据本发明的具有轮直径比Di/Du、叶片出口角度βb2和带叶片的扩压器的压缩机，与根据现有技术的压缩机相比，可以获得明显较高的效率(尤其是高压力比下的效率)，而稳定运行范围不会有任何减小。请注意，对于两种压缩机来说，转速线不相同，但这些图仅构成对两种类型压缩机的效率和稳定运行范围的图示。
然而对于给定的转速来说，增大的叶片角度βb2导致压力增加的减少。为了对此进行补偿，需要更高的转速或更大的轮径，这意味着，对于相同的压力比来说，叶轮中的、尤其是轮盘的轮毂和叶片的出口中的张力增大了。然而，一种意想不到的效果是：对于大于约40°的叶片角度βb2来说，用于该压缩机构造的最优转速比维持压力增加所需的还增加得多，这意味着甚至可因此减小直径。这可以从图7和图8中看到，其中，图7示出了作为叶片角度βb2的函数的工作因子Δh0/U2，其中，Δh0是作为单一数字(single figure)的pi增量，U是叶轮的圆周速度。叶片角度βb2例如从40°增大到50°意味着工作因子减小大约6％。为了维持该压力比，假如效率不变，那么圆周速度U必须增加大约3％最优转速可以从图8的曲线4中读取，图8示出了作为比转速Ns和叶片角度βb2的函数的效率。在这里，比转速Ns被定义为其中ω为角速度，V为入口体积流量，Had为绝热的单一数字的pi增量(＝Cp*T0，in*((压力比)((K-1)/K)-1))。从曲线4可以看到，假定体积流量、压力比和进口状态不变，当叶片角度βb2从40°增大到50°时，最优的Ns及因此引起的转速提高大约4％。将驱动压缩机的涡轮机可以减小直径，至少等效地达到压缩机的更高转速，这意味着低的极惯性矩。
不应认为本发明局限于上述示例性实施例，而是在以下的专利权利要求书的范围内，可以构想出大量的其它变型和修改。例如，虽然结合具有两级涡轮增压的六缸柴油发动机来描述根据本发明的涡轮增压器单元，但本发明也适用于具有单气缸及多气缸、且利用单级及两级涡轮增压以两冲程或四冲程驱动的活塞发动机的完全变型。本发明还可以应用到船舶发动机和具有除了前述气缸容量以外的其它气缸容量的发动机。在两级涡轮增压的情况下，高压涡轮机17可以没有进口导向翼，或替代地可以设有固定式或在几何上可旋转的进口导向翼17a，且低压涡轮机21可以是径流式以及轴流式。

Claims (6)

1.一种用于内燃发动机(10)的涡轮增压器单元(18)，所述内燃发动机(10)具有至少一个排气管路(15，16)和至少一个进气管路(12)，所述至少一个排气管路(15，16)用于排放来自所述发动机的燃烧室(11)的排气，所述至少一个进气管路(12)用于向所述燃烧室供应空气，所述涡轮增压器单元(18)包括涡轮机(17)，所述涡轮机(17)与压缩机(19)相互作用，以从所述发动机的排气流中获取能量并将所述发动机的进气加压，
其特征在于，
所述压缩机(19)是径流式的且设置有带后掠式叶片(35)的叶轮，其中，所述叶轮的至少一些叶片沿着所述叶轮的中心轴线、从所述叶轮的进口延伸到所述叶轮的出口，所述叶轮的叶片的在根部和末端部之间的中心线沿出口切线方向的假想延长线与将所述叶轮的中心轴线和所述叶轮的叶片的外侧末端相连的线(36)之间的叶片角度(βb2)至少为40度，并且所述叶轮的进口直径与所述叶轮的出口直径之比在0.50-0.62的范围内，且所述压缩机(19)还设置有扩压器，所述扩压器设置有叶片，所述扩压器的叶片的长度与所述扩压器的叶片之间沿叶片进口中的周缘的间距之比在0.7-1.5的范围内，以减小沿着所述叶轮的叶片的压力侧和吸入侧的流动之间的速度差，从而提高压缩机效率。
2.如权利要求1所述的涡轮增压器单元，其特征在于，所述叶片角度(βb2)至少为45°。
3.如权利要求1所述的涡轮增压器单元，其特征在于，在所述叶轮的出口中的旋转方向上，所述叶轮的叶片以大于0度的倾斜角度(ζb2)倾斜。
4.如权利要求3所述的涡轮增压器单元，其特征在于，所述倾斜角度(ζb2)至少为30度。
5.如权利要求1-3中的任一项所述的涡轮增压器单元，其特征在于，所述叶轮由锻造的铝合金机械加工而成。
6.如权利要求1-3中的任一项所述的涡轮增压器单元，其特征在于，所述叶轮由钛合金机械加工而成。
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