CN102220881B

CN102220881B - 具有平行流压缩机的轴流式涡轮机

Info

Publication number: CN102220881B
Application number: CN201110096468.1A
Authority: CN
Inventors: J·A·罗特曼; V·凯尔斯; M·内耶德利; D·图列塞克; J·费尔达; T·贝伦; V·豪斯特
Original assignee: Honeywell International Inc
Current assignee: Garrett Communications Co., Ltd.
Priority date: 2010-04-19
Filing date: 2011-04-18
Publication date: 2015-05-13
Anticipated expiration: 2031-04-18
Also published as: EP2378130B1; US20110252791A1; EP2378130A2; US8453445B2; CN102220881A; EP2378130A3

Abstract

一种涡轮增压器，包括涡轮机叶轮，其轮毂-到-顶端比不超过60%，并且叶片具有大转向角，涡轮机壳体形成了向内螺旋的主涡形管通道，该通道显著收缩，以产生以大周向角进入所述涡轮机的高度加速的空气流，还包括两个侧面平行的压缩机。所述压缩机和涡轮机各自基本上不产生轴向力，允许使用最少的轴向推力轴承。

Description

具有平行流压缩机的轴流式涡轮机

技术领域

本发明总体上涉及涡轮增压器，更具体地讲，涉及具有涡轮机和压缩机的涡轮增压器，该涡轮机和压缩机产生最小的轴向力。

背景技术

参见图1，典型的涡轮增压器101具有径流式涡轮机，该增压器包括一个涡轮增压器壳体和转子，转子被设计成在所述涡轮增压器壳体内在推力轴承和两套轴颈轴承（各自用于相应的转子轮），或者替换地，在其他类似的支撑轴承上沿转子旋转的轴线103旋转。所述涡轮增压器壳体包括涡轮机壳体105，压缩机壳体107，和将所述涡轮机壳体连接在所述压缩机壳体上的轴承壳体109（即，容纳所述轴承的中央壳体）。所述转子包括大体上位于所述涡轮机壳体内部的涡轮机叶轮111，大体上位于所述压缩机壳体内部的压缩机叶轮113，和沿所述转子旋转的轴线延伸、穿过所述轴承壳体、将所述涡轮机叶轮连接在所述压缩机叶轮上的轴115。

涡轮机壳体105和涡轮机叶轮111构成了涡轮机，该涡轮机被设计成周向接收来自发动机，例如，来自内燃机 125的排气歧管123的高压和高温废气流 121。所述涡轮机叶轮（并因此所述转子）是通过所述高压和高温废气流驱动而绕所述转子旋转的轴线103旋转的，所述高压和高温废气流变成为低压和低温的废气流127，并且被轴向释放进入排气系统（未示出）。

压缩机壳体107和压缩机叶轮113构成了压缩机级。通过由废气驱动的涡轮机叶轮111驱动旋转的压缩机叶轮被构造成将轴向接收的进入的空气（例如，环境空气131，或来自多级压缩机的前一级的已加压空气）压缩成增压空气流133 ，该气流从所述压缩机中周向喷射出。由于所述压缩过程，所述增压空气流的特征在于其温度高于所述进入的空气。

任选地，所述增压空气流可被引导通过对流冷却充量空气冷却器135，该冷却器被设计成消散来自所述增压空气流的热量，从而提高其密度。所得到的冷却的和增压的输出空气流137被输送到所述内燃机上的进气歧管139，或者替换地，输送到串联压缩机的后续的级。该系统的运行是通过ECU 151（发动机控制器）控制的，该控制器通过通讯连接153与该系统的其余部分连接。

被以全文形式通过引用并入本文的日期为1989年7月25日的美国专利4，850，820，披露了一种类似于图1的涡轮增压器，不过，它具有轴流式涡轮机。所述轴流式涡轮机固有地具有更小的转动惯量，这减少了加速所述涡轮机所需的能量。参见图2，所述涡轮机具有在所述涡轮机叶片的半径处周向接收废气并且（参考图1）轴向限制该流动以将其转变成轴流的涡形管（参见图1）。因此，废气沿大体上的轴向方向冲击所述涡轮机叶片的前缘（参见第2栏）。

对于很多感兴趣的涡轮机尺寸来说，轴流式涡轮机一般以比相当的径流式涡轮机更高的质量流和更低的膨胀比运行。虽然会损失一些效率和性能，不过常规轴流式涡轮机一般提供较低的惯量，其缺陷是不能够以能用于很多现代内燃机的小尺寸高效地生产。例如，这是由于需要异常严格的公差，由于空气动力学限制，和/或由于生产小型铸造部件的尺寸限制。轴流式涡轮机还不能在较高膨胀比下运行良好，通常由于内燃机排气的脉冲性质需要这种能力。另外，常规轴流式涡轮机在其叶片上具有明显的静压变化，从而导致在转子的推力轴承上具有明显的推力载荷，并有可能导致窜漏（blowby）。

在某些常规涡轮增压器上，涡轮机和压缩机被设计成沿相反方向施加轴向载荷，以便减少必须由所述轴承承载的平均轴向载荷。不过，来自所述涡轮机和压缩机的轴向载荷彼此不是相等地改变，因此可能在差别很大的水平上，所以，所述推力轴承必须被设计用于在涡轮增压器使用期间可能出现的最大的载荷条件。被设计成支撑高轴向载荷的轴承，与相当的低载荷轴承相比，会浪费更多的能量，因此，必须支撑较高轴向载荷的涡轮增压器由于其轴承，会损失更多的能量。

因此，存在对一种具有低转动惯量的涡轮增压器的涡轮机的需求，其特征在于其小尺寸不需要过于严格的公差，同时，在较小和较大的膨胀比下都具有合理的效率，并且，具有较小的轴向载荷。本发明的优选实施方案满足了上述和其他要求，并且提供了其他相关的优点。

发明内容

在各种实施方案中，本发明解决了上文提到过的某些或所有需求，以便提供了成本效率高的涡轮增压器的涡轮机，其特征在于低转动惯量，并且具有不需要过于严格的公差的小的尺寸，同时，在较小和较大的膨胀比下都以合理的效率运行，并且，仅具有小的静载荷变化。

本发明提供了一种涡轮增压器，它被设计成接收来自被设计成在一定范围的标准运行状况下运行的发动机的废气流，并且将进入的空气压缩成增压空气流。上述涡轮增压器包括包含涡轮机壳体的涡轮增压器壳体，和转子，该转子被设计成在所述涡轮增压器壳体内沿转子旋转的轴线旋转。所述转子包括轴向涡轮机叶轮，压缩机叶轮，和沿所述转子旋转的轴线延伸并且将所述涡轮机叶轮连接在压缩机叶轮上的轴。所述涡轮机叶轮被设计成具有轮毂和多个轴向涡轮机叶片，这些涡轮机叶片被设计成当所述涡轮增压器从周向方向接收来自所述发动机的废气流时，绕所述转子旋转的轴线旋转驱动所述转子。所述压缩机叶轮被设计为将进入的空气压缩成所述增压空气流。

有利的是，所述涡轮机壳体形成了向内螺旋的涡轮机主涡形管通道，该通道的特征在于足够大的径向收缩以使废气加速，以便将涡轮机接收的废气总压力的很大一部分转化成动压。这使得适当设计的叶片能够从所述废气提取很大量的能量，而又不会明显改变在所述涡轮机叶片上的静压力。由于在所述涡轮机叶片上的大体上未改变的静压，所述废气流对所述转子施加的轴向压力很少或没有。

所述涡轮机叶轮叶片具有轴向上游边缘，轴向下游边缘，轮毂端，和与所述轮毂端相对的顶端。所述后缘的特征在于所述轮毂端处的半径和所述顶端处的半径。本发明的一个特征是位于所述涡轮机叶轮后缘的轮毂端处的半径不超过所述涡轮机叶轮后缘的顶端处的半径的60%。其他特征包括所述涡轮机叶轮叶片的数量局限于16个或更少，并且每一个都具有大的转角的特征。

优选的是，以上特征用于从沿高度圆周方向接收的高速废气中提取的大量的能量，而又不会明显影响所述废气的静压。另外，所述涡轮机叶轮不需要极严格的生产公差或小的叶片尺寸，即使是当所述叶轮是以较小的尺寸生产的时。

本发明的其他特征是，所述压缩机可以是双侧的、平行的、径向压缩机，其包括具有背对背取向的叶轮片的压缩机叶轮，所述叶轮片包括沿轴向方向背离所述涡轮机的第一组叶轮片和轴向朝向所述涡轮机的第二组叶轮片。所述压缩机壳体被设计成将进入空气平行引导至每一组压缩机叶片。优选的是，在这个特征下，所述压缩机被设计成大体上不会在所述转子上产生轴向载荷。通过与同样对所述转子施加的轴向载荷很少或没有的涡轮机组合，推力轴承载荷水平可显著低于常规涡轮增压器。所述较低的轴承载荷水平允许使用更高效的推力轴承，并一次提高所述涡轮增压器的整体效率。

通过结合附图对优选的实施方案所做的以下详细说明，可以了解本发明的其他特征和优点，附图以举例形式说明了本发明的原理。下面提供的使得技术人员能够构建和利用本发明的实施方案的对具体优选的实施方案的详细说明，不是用于限定所列举的权利要求的，相反，它们是作为要求保护的发明的特定例子。

附图说明

图1是现有涡轮增压内燃机的系统示意图。

图2是体现本发明的一种涡轮增压器的剖视平面图。

图3是图2所示涡轮增压器沿图2中线A-A的侧剖视图。

图4是相对图2所示涡轮机叶轮的某些关键流动位置的平面图。

图5是图2所示涡轮机叶片的曲面的示意图。

图6是图2所示涡轮机叶轮的透视图。

具体实施方式

通过参考以下详细说明，能够更好地理解上文概括的以及在所列举的权利要求中限定的发明，阅读以下说明时应当结附图。下面提供的使得技术人员能够构建和使用本发明的具体实施方式的本发明特定的优选的实施方案的详细说明不是用于限定所列举的权利要求的，相反，意在提供它们的特定例子。

本发明的典型实施方案在于装配有汽油动力内燃机（“ICE”）和涡轮增压器的汽车。涡轮增压器装配了不同的特征组合，这些特征在各种实施方案中，可提供具有50%反作用涡轮机的几何学益处的零反作用涡轮机的空气动力学益处，和/或通过以减小轴承需求的方式组合效率较低的部件以提供明显改善的系统，并且因此形成了比相当的未改善的系统具有更高效率的系统。

所述涡轮机被设计成在较小和较大的膨胀比下都以合理的效率运行，在所述涡轮机叶轮上仅具有小的静压变化（并因此具有小的转子推力载荷），同时，它具有低转动惯量，并且其特征在于具有小的尺寸，但是不需要特别严格的公差。与此结合，所述压缩机特征也在于低轴向推力载荷，从而使涡轮增压器能要求这样的推力轴承：该推力轴承比用于相当的常规涡轮增压器的推力轴承具有明显更高的效率。

参见图2和3，在本发明的第一个实施方案中，为如图1所示的典型的内燃机和ECU（以及任选的中间冷却器），设置有涡轮增压器201，它包括涡轮增压器壳体和转子，转子被设计成在所述涡轮增压器壳体内沿转子旋转的轴线203在一组轴承上旋转。所述涡轮增压器壳体包括涡轮机壳体205，压缩机壳体207，和连接涡轮机壳体与压缩机壳体的轴承壳体209（即，容纳径向和推力轴承中间壳体）。所述转子包括大体上位于所述涡轮机壳体内部的轴向涡轮机叶轮211，大体上位于所述压缩机壳体内部的径向压缩机叶轮213，和沿所述转子旋转的轴线延伸、穿过所述轴承壳体、将所述涡轮机叶轮连接在所述压缩机叶轮上并且使所述涡轮机叶轮能驱动所述压缩机叶轮绕所述旋转的轴线旋转的轴215。

涡轮机壳体205和涡轮机叶轮211构成了涡轮机，涡轮机被设计成周向接收来自内燃机的排气歧管的高压和高温废气流（如来自废气歧管123的废气流121，参见图1）。所述涡轮机叶轮（及该转子）被作用在所述涡轮机叶轮的多个叶片231上的高压和高温废气流驱动，绕所述转子旋转的轴线203旋转。所述废气流在通过所述叶片的同时变为低总压废气流，随后通过涡轮机出口227轴向释放到排气系统（未示出）。

压缩机壳体207和压缩机叶轮213构成了径向压缩机。被废气驱动的涡轮机叶轮211（通过轴轴215）驱动旋转的压缩机叶轮，被设计成将轴向接收的进入的空气（例如，环境空气，或来自多级压缩机的前一级的业已增压的空气）压缩成增压空气流，该气流可以从所述压缩机中周向喷出，并且输送到发动机入口（如增压空气流133被输送到发动机入口139，参见图1）。

涡轮机蜗壳

涡轮机壳体205构成了通向主涡形管通道219的废气进入通道217，主涡形管通道被设计成沿垂直于、并且径向偏离于转子旋转轴线203的方向接收来自所述发动机的废气流。所述主涡形管通道形成了适合将所述废气流加速至高速度的螺旋形，该高速至少在所述涡轮机（及其相关的发动机）的某些运行状况下是超音速。更具体地讲，所述主涡形管通道使所述废气同时绕旋转轴线203向内地且朝向轴向涡轮机叶轮211轴向地转向，以便实现（对于所述发动机的某些标准运行状况而言）具有下游轴向分量221和下游周向分量223的超声速流。

这种构造有效利用角动量守恒（而不是缩放喷嘴）来获高速空气流，至少在某些运行状况下该高速空气流可无激波地过渡到超音速速度。一般地，需要以大的半径变化为特征的螺旋形来实现这种速度变化，并且即使所得到的空气流被转向成轴向进入轴向涡轮机叶轮，它也具有极高速度的周向分量。

这种周向分量是在不使用导向叶片的情况下获得的，导向叶片会导致额外的损失。因此，该实施方案的涡轮机入口是无导向叶片设计。与有导向叶片的设计相比，这种设计有利地是成本效率高的、可靠的（因为它消除了在环境中容易腐蚀的某些部件），避免了摩擦压力损失，并且避免形成在某些运行状况下可能阻塞所述气流的喉部临界截面积。

参见图2-4，在所述主涡形管通道的内径中的所述被加速的废气流的可能的超音速流被导入涡轮机叶轮211。更具体地讲，所述主涡形管通道是内向螺旋的通道，其特征在于将主涡形管通道连接在废气进入通道217上的主涡形管入口225。所述主涡形管通道大体上形成了收敛的通道，该通道向内充分螺旋，并且充分收敛，以便将所述废气加速，并且，当所述废气向轴向下游转向并且冲击在叶片231的轴向的上游端233时，至少在所述发动机（以及所述涡轮增压器）的某些标准运行状况下获得超音速。

主涡形管入口225是沿所述涡轮机内的通道定位的平坦位置，所述废气通过该通道运动后到达所述涡轮机叶轮。所述主涡形管入口的位置是关于该通道中的开口确定的，该开口的特征在于从沿垂直于转子旋转轴线203的剖开的剖面上看具有舌样的形状。

更具体地讲，从图3所示剖面上看，舌235 的结构表现为具有顶端的突出部。应当指出的是，在某些实施方案中，当所述截面取在不同的轴向位置形成时，该结构的形状不会改变。在其他实施方案中，形成舌235的结构可以成形为，以便当在不同的轴向位置形成的截面内观察时，所述舌顶端的位置发生改变。

主涡形管入口225位于舌235的顶端。不管所述舌的顶端的周向位置在何种程度上随着所考虑的截面的轴向位置而改变，主涡形管入口225都限定在所述舌的顶端的最上游位置，即，所述壳体处于开放的最上游位置，以便它不再径向介于所述废气流和叶片之间（即使所述叶片是轴向偏离于所述废气流的）。对于本申请的目的来说，主涡形管入口225被限定为位于所述舌的顶端的、从废气进入通道217进入主涡形管通道219的最小的平面开口。换句话说，它在所述废气进入通道的下游端位于所述气流能够接触到所述叶片的位置。

主涡形管通道219始于主涡形管入口225，并且绕所述旋转轴线向内旋转360°，以便形成再结合进入主涡形管入口225的气流的收敛回路。该收敛回路对所述废气进行周向加速，并使之转向为轴向。在主涡形管通道219的整个360°范围内，所述加速的并转向的废气流冲击在叶片231上，从所述叶片之间通过，并且驱动所述涡轮机叶轮211旋转。

总之，所述轴向涡轮机叶轮的壳体形成了环绕所述转子旋转的轴线的向内螺旋的主涡形管通道。它始于大体上位于所述叶片的轴向上游端的径向外部的主涡形管入口225，使得通道能向内螺旋并转向成轴向，从而对进入所述轴向涡轮机叶轮叶片上游端的废气流进行加速。

校正的质量流量

在本发明中为了实现对所述废气的适当的加速水平，主涡形管通道219被设计成具有这样的尺寸参数，使得当所述涡轮机以临界膨胀比（E_cr）运行时，所述涡轮机的校正的质量流率表面密度超过临界配置参数，即，临界校正的质量流率表面密度（D_cr）。更具体地讲，所述涡形管尺寸参数包括主涡形管半径比（r_r）和主涡形管入口面积（a_i），并且将这些参数选择为使得当所述涡轮机以临界膨胀比（E_cr）运行时，所述涡轮机的校正的质量流率表面密度超过临界配置参数D_cr。所述尺寸参数是相对主涡形管入口225定义的，它被描述为质心 237。为了对所述气体进行轴向足够加速，该质心大体上位于每一个叶片231的轴向上游端233的径向外部，并且，一般位于其轴向的上游。

上面提及的某些项目的值取决于用于驱动涡轮机的废气体流的类型。该废气体流用Boltzmann 常数（k），和气体常数R-specific（R_sp）来表征。所述常数根据气体类型改变，但对于大部分汽油发动机废气来说，预计差别很小，所述常数通常在k = 1.3和R_sp = 290.8 J/kg/K 的数量级上。

能够加速所述废气的所述涡轮机壳体由上述两种尺寸参数表征。第一种尺寸参数，是主涡形管半径比r_r，被定义为位于涡轮机叶片231的前缘（即，位于转子入口的内缘）的轮毂上的点239的半径，除以主涡形管入口225的平面面积的质心 237的半径。第二种尺寸参数，是主涡形管入口面积a_i，被定义为主涡形管入口225 的面积。

如上文所述，涡轮机的该实施方案的几何形状是相对临界膨胀比E_cr下的工作参数确定的。该临界膨胀比是通过以下公式获得的

并且是气体特定的Boltzmann’s 常数k的函数。E_cr的典型值是1.832。

如上文所述，该实施方案的主涡形管通道219 的尺寸是由主涡形管半径比r_r和主涡形管入口面积a_i限定的，这些导致所述涡轮机的校正的质量流率表面密度超过所述临界校正的质量流率表面密度 D_cr。该临界校正的质量流率表面密度是通过以下公式获得的

它随着主涡形管半径比r_r而变化。

对于任何给定的涡轮机来说，用于给定出口静压的一种稳态入口条件（即，一种入口总压）确实能够以给定的膨胀比如临界膨胀比E_cr驱动所述涡轮机。蜗壳几何形状的变化，例如，所述半径比r_r和/或主涡形管入口面积a_i 的改变可以改变以给定的临界膨胀比驱动涡轮机的稳态质量流率，并会因此影响相关的校正的质量流率表面密度。

如果适当选择所述主涡形管半径比和主涡形管入口面积，即可使在以临界膨胀比E_cr驱动时的主涡形管入口225处的校正的质量流率表面密度超过所述临界的校正的质量流率表面密度D_cr。虽然所述主涡形管半径比、主涡形管入口面积和主涡形管入口处的校正的质量流率表面密度之间的关系是复杂的，并且虽然它们通常是通过实验方法确定的，但是应当指出的是，对于相同的入口面积来说较大的半径比会导致较高的校正的质量流率表面密度。

在设计本发明涡轮机的迭代法中，本领域技术人员可首先选择要从发动机中接收的废气组成，查询（根据现有的气体特性资源）相关的Boltzmann’s常数k和气体常数R_sp，并且计算临界膨胀比E_cr。

然后设计涡轮机的第一种构造。该涡轮机包括如上文所述的蜗壳，具有从切线方向转向到轴向方向的内螺旋的通道，和轴向涡轮机叶轮。该设计用第一主涡形管半径比r_r1和第一主涡形管入口面积a_i1。

构建雏形，将其放到气体竖管（gas stand）上并且利用选择的废气运行。提高入口总压，直到计算的膨胀比达到临界膨胀比E_cr。该膨胀比是根据入口的总压和出口的静压计算的。测量稳态质量流率m，总涡轮机入口温度T，和总入口压力p_i。

根据测得的数据，通过以下公式计算校正的质量流率表面密度：

其中，a_i是入口面积。将以上计算的校正的质量流率表面密度 D_ca与利用先前确定的公式计算的临界校正的质量流率表面密度D_cr进行比较。如果校正的质量流率表面密度超过或等于所述临界校正的质量流率表面密度，就结束本发明实施方案的设计。如果校正的质量流率表面密度小于所述临界校正的质量流率表面密度，该设计被认为不足以产生本发明所需的高速周向空气流，就进行另一设计迭代和测试步骤。

在该下一迭代中，对主涡形管半径比r_r和/或主涡形管入口面积a_i 进行适当调整（例如，减少），以便增加在所述临界膨胀比E_cr时采集的校正的质量流率表面密度。重复这一过程，直到发现这样一种设计，其中，当在所述临界膨胀比E_cr采集时，所述校正的质量流率表面密度超过或等于所述临界校正的质量流率表面密度。

在用于上述迭代设计方法的可能的另一决策过程中，改变尺寸参数 r_r和a_i中的一个或两个的决定是基于，在所有临界运行状况（即，导致作业在所述临界膨胀比E_cr下进行的状况）下，对由所述废气作用在所述涡轮机叶轮的轴向载荷（或导致所述轴向载荷的静压比）的测量。如果所述轴向力不低于阈值，就进行另一个迭代，如当所述叶轮上游的靠近叶轮毂的静压大于所述涡轮机出口静压120%时的载荷条件，即所述压力差最大为出口压力的20%。

叶轮叶片

参见图3 - 5，关于下游轴向流分量221和下游周向流分量223，每一个叶片231都由下表面241（即，一般周向地面向所述下游周向流分量的表面）和上表面243（即，一般周向地背离所述下游周向分量的表面）来表征。

叶片231和下表面和上表面在前缘 245（即，所述叶片的上游边缘）和后缘247（即，所述的叶片下游边缘）处汇合。所述叶片以悬臂构造从中央轮毂271向外径向延伸。它们沿所述叶片的径向内侧的轮毂端273与所述轮毂结合，并且延伸到所述叶片的径向外侧顶端275。所述叶片的轮毂端从所述前缘的内侧轮毂端延伸到所述后缘的内侧轮毂端。所述的叶片顶端从所述前缘的外侧顶端延伸到所述后缘的外侧顶端。

典型的轴流式涡轮机通常具有这样的叶片，与相应轮毂的半径相比，叶片的长度很小。与这种典型的常规设计不同，本实施方案提供了这样的叶片，其轮毂-到-顶端比小于或等于0.6（即，所述后缘内侧轮毂端的半径不超过所述后缘外侧顶端半径的60%）。

尽管具高轮毂-到-顶端比的常规轴向叶片还需要大量的叶片来提取废气中任何明显数量的能量，但本发明的叶片能够从进入所述涡轮机叶轮的高速高度切向流的动压中提取其很高的百分比。它们可以通过相对有限数量的叶片达到这一目的，因此，限制了所述涡轮机叶轮的旋转转动惯量，并因此提供了快速瞬态响应时间。在本发明的多个实施方案中，具有20个或更少的叶片，并且对于很多这样的实施方案来说，具有16或更少的叶片。

在沿所述叶片的任何给定的径向位置，所述下表面和上表面各自都由曲面表征，所述叶片的特征在于中间曲面，对于本发明来说，该中间曲面被定义为从所述前缘延伸到所述后续的位于与所述上表面和下表面距离相等的中间位置的中间曲面曲线249，其中，所述中间位置是沿从所述上曲面延伸到下曲面的垂直于曲线249的线251取得的。

中间曲面曲线249到达位于前缘245的第一个端。所述中间曲面曲线在所述前缘的方向确定了前缘方向253，并且，其特征在于前缘方向角β₁（即，β₁叶片角），该前缘方向角是所述前缘方向和平行于所述旋转轴线并且通过所述前缘（位于与所述中间曲面相同的径向位置），因此还平行于所述超音速流的下游轴向分量221的线之间的角偏移量。当所述前缘转向到周向流分量223时（参见图5），所述β₁叶片角是正的，当所述前缘直接面向轴向流分量221时，所述β₁叶片角为零。所述β1叶片角可以在所述前缘的径向范围上变化。

中间曲面曲线249到达位于后缘247的第二个末端。所述中间曲面曲线在所述后缘的方向确定了后缘方向255，并且，其特征在于后缘方向角β₂（即，β₂叶片角），该后缘方向角是所述后缘方向和平行于所述旋转轴线并且通过所述后缘（位于与所述中间曲面相同的径向位置）的直线之间的角偏移量。当所述后缘转向到周向流分量223时（参见图5），所述β₂叶片角是正的，当所述后缘直接面向轴向流分量221时，所述β₂叶片角为零。所述叶片角β₂可以在所述后缘的径向范围上变化。

在叶片的给定径向位置处的β₁和β₂叶片角的总和确定了所述叶片在所述径向位置的转向角。所述β₁+β₂ 转向角可以在所述叶片的径向范围上变化。

尽管所述主涡形管能高效地加速废气流，并因此造成废气流动压显著提高，但是，它通常不能产生具有高度轴向均匀性流动，这从带有导向叶片的喷嘴看出。本发明实施方案的叶片，特别是其前缘的形状被定制为使得所述叶片的每一个径向部分都最佳地适合于在其径向位置发生的流动。这种类型的定制对于常规轴流式涡轮机来说不是常见的，因为它们通常具有带导向叶片的喷嘴，该喷嘴能提供高水平的流动均匀性，并且还因为它们具有高得多的轮毂-到-顶端比，该轮毂-到-顶端比会限制所述轮毂和顶端流动之间可能的变化。

在本实施方案中，在每一个叶片前缘的大部分，所述叶片角相对所述旋转轴线朝向周向上游（即，β₁叶片角是正的）。另外，在所述前缘的轮毂端和所述前缘的跨距中点（即，所述前缘的位于其轮毂端与其护罩端之间的中间位置）处的β₁叶片角都大于或等于20°（并且可能大于或等于30°）。在所述前缘的护罩端，所述β₁叶片角大于或等于-20°（并且可能大于或等于 -5°）。

另外，在本实施方案中，在每一个叶片径向范围的大部分上，所述β₁+β₂转向角是正的。另外，在每一个叶片的轮毂端，所述转向角大于或等于45°。在每一个叶片的跨距中点，所述转向角大于或等于80°。在每一个叶片的护罩端，所述β₁+β₂ 转向角大于或等于45°。

弦线261（即，连接前缘和后缘的线）具有相对下游轴向分量221的正迎角，即，即使所述前缘的方向朝向旋转轴线的周向上游，所述弦线本身是相对于旋转轴线在周向下游倾斜的。换句话说，所述前缘在所述后缘的周向下游。在其他实施方案中这种状况可以变化。

该的实施方案的叶片的下表面241被设计成在所述叶片的几乎整个弧弦上为凹的。另外，在所述大多数径向位置处，所述下表面是弯曲的，以便位置263整个范围都是所述前缘和后缘的周向下游。

静压降

本发明的该实施方案的一个关键特征是，它提供了典型轴向涡轮机叶轮的惯性优势（其旋转转动惯量比等同的径流式涡轮机叶轮的小），同时，它大大改善了所述轴流式涡轮机提取所述废气流能量的能力。为达此目的，正如前面所提到的，本实施方案提供了一种蜗壳，它利用角动量守恒来高效地加速废气流，并且将废气流中总压的大部分从静压转化成动压，并且进一步将加速的废气流以大角度提供给轴向涡轮机叶轮。

所述涡轮机叶片被设计成提取来自所述流动的动压的大部分能量，但不会明显改变所述流动的静压。由于所述蜗壳将大部分的静压转化成了动压，并且涡轮提取了大部分的动压而又没有改变所述空气流的静压，所以所述涡轮机能够提取所述废气流中的大百分比的能量而又不接收明显的轴向载荷。本发明的实施方案的特征在于，至少在所述标准运行状况范围内的某些运行状况下，所述涡轮机叶轮叶片上的静压的变化小于所述涡轮机上静出口涡轮机压力的±20%，因此导致很小的轴向力作用在所述涡轮机叶轮上。更具体地讲，所述涡轮机被设计成将靠近所述轮毂的叶轮上游的静压限制为不超过所述涡轮机出口静压的120%的值，即所述压力变化最多为所述出口压力的20%。本发明的某些实施方案的特征是在转子上基本上没有静压降，因此只有可忽略不计的轴向力作用在所述涡轮机叶轮上。

轮毂

参见图5和6，涡轮机叶轮轮毂 271的径向尺寸沿叶片内侧轮毂端273从每一个叶片231的前缘245到每一个叶片的后缘247的范围内变化，并且，该径向尺寸在周长是相同的。更具体地讲，所述轮毂在前缘处比在后缘处径向更大，并且所述轮毂在所述前缘和后缘之间的中间轴向位置比在其前缘或后缘处径向更大。这种厚度增加形成了平滑连续的隆起277，该隆起轴向接近叶片的下表面241上的位置范围263，该位置范围位于所述前缘和后缘两者的周向下游（即，所述中间曲面平行于所述流动的轴向分量的地方）。

隆起277 设置在发生明显扩散的位置，并且，它防止该扩散超过临界水平，在该水平上，可能发生流动分离。该问题的可能性是格外大的，这是因为所述叶片的独特的尺寸和形状，以及所述流动的高水平动能。因为利用所述隆起协助避免流动分离，与缺少隆起的类似叶轮相比，所述隆起提供了改善的效率。

轴向平衡压缩机

参见图2，压缩机壳体207和压缩机叶轮213构成了复式、平行的径向压缩机。更具体地讲，所述压缩机叶轮具有背对背定向的叶轮片。第一组叶轮片301是按常规构造定向的，其入口轴向朝外（远离所述涡轮机），以便接收来自该方向的空气。第二组叶轮片303是按相反的构造定向的，入口轴向朝内（朝向所述涡轮机），以便接收切向进入的且被转向为轴向进入第二组叶轮片的空气。所述第一组和第二组叶轮片能够以单一的整体叶轮形式制造，例如，如图所示，或可以构成多个部件的组件。

压缩机壳体207被设计成将进入空气平行引导至每一组压缩机叶片，并且引导来自每一个压缩机的增压气体的通过。在该实施方案中，所述压缩机壳体包括两个独立的轴向定位的空气入口；即，第一空气入口通道305，其位置靠近所述压缩机壳体的端部，以便将进入空气沿轴向方向输送到第一压缩机叶片301，和与第一空气入口通道305隔开的第二空气入口通道307。由压缩机叶轮213提供的增压空气被从每一组叶轮片301和303经单一通道311径向引导到达压缩机蜗壳313。

尽管一般不如相当的单路径径向压缩机那样高效，但这种双路径、平行的径向压缩机构造能够以更高的速度工作，并且在稳态工作是基本上不会产生轴向载。所述较高的工作速度以便能更好地匹配所述轴流式涡轮机的工作速度。

协同作用

由于多种原因，本实施方案的构造意义重大，并且它在克服限制小型汽油发动机上的涡轮增压器效用的效率限制方面特别有效，其中，常规轴流式涡轮机的实际局限使得它们对实际的且高效的用途相对无效。

本发明提供了一种具有大叶片的有效涡轮机，这些叶片即使在小尺寸中也能被高效地生产。这种较大的尺寸和少量的轴向涡轮叶片非常适合在小尺寸中铸造，在小尺寸中较小的叶片可能因为太小而不适合常规铸造技术。所述高速流动和大叶片不需要在应用于极小的涡轮机时可能产生限制的制造公差。

异乎寻常地是，采用无轴向载荷涡轮机或无轴向载荷压缩机比它们的常规轴向载荷的同类效率更低。另外，涡轮机和压缩机通常被设计成具有部分抵消的轴向载荷。尽管所述载荷远未完美匹配，它们至少提供了轴向载荷某些缓解。如果只有一个部件（即，涡轮机或压缩机机）不产生轴向载荷，那么来自其他部件的其余载荷就没有被部分抵消，甚至出现更大的轴向载荷，甚至需要更大的推力轴承。

在本发明中，将无轴向载荷压缩机与无轴向载荷涡轮机组合，使得可以使用更高效的推力轴承。相信在某些实施方案中，所述推力载荷要求可以小到仅为其常规同类的20%。被设计成承载如此小的载荷的轴承能够改进为具有明显更高的能量效率。其结果是，尽管所述系统部件中的一些可能具有较低效率，但是所述涡轮增压器的整体系统效率可能明显高于常规同类。

其他方面

尽管多种常规涡轮增压器设置为不产生下游涡旋，但本发明的某些实施方案可以设计成具有能够产生负或甚至正涡旋的叶片。在设计本发明的涡轮机时，相比下游涡旋的产生，更注重高效提取能量同时少产生或不产生轴向载荷。

应当理解的是，本发明包括用于设计和生产插入件的装置和方法，以及用于生产所述涡轮机和涡轮增压器本身的装置和方法。另外，本发明的各个实施方案可以采用上述特征的各种组合。简言之，在本发明预期的范围内，上文披露的特征能够以多种方式组合。

例如，尽管上述实施方案被设计成顺流涡轮增压器（即，废气流流过所述涡轮机叶轮，以便轴向离开所述涡轮增压器的端部），其他实施方案可以设计成逆流的，其中，废气流沿朝向压缩机的方向通过涡轮机叶轮。尽管这样的构造不适合安装于分配给内燃机涡轮增压器的标准空间，但该构造使所述轴承壳体承受较少的热了和压力。另外，尽管所述实施方案采用了由不运动的壳体护罩径向环绕的悬臂式（即，有自由端的）叶片的叶轮，但采用带护罩的叶轮（即，具有环绕所述叶片并与它们一起旋转的一体护罩的轮子）的其他实施方案也属于本发明的范围。

尽管业已图示和说明了本发明的特定形式，显而易见的是，在不超出本发明构思和范围的前提下，可以做出各种改变。因此，尽管业已仅结合优选的实施方案对本发明进行了详细说明，本领域普通技术人员可以理解的是，在不超出本发明范围的前提下，可以做出各种改变。因此，本发明并非企图局限于以上讨论，并且由随后的权利要求确定其保护范围。

Claims

1.一种涡轮增压器，其被构造成接收来自发动机的废气流，所述发动机构造成在一定范围的标准运行状况下运行，和接收来自空气源的进入空气，包括：

涡轮增压器壳体，其包括涡轮机壳体和压缩机壳体；和

转子，其被构造成沿转子旋转的轴线在所述壳体内旋转，所述转子包括涡轮机叶轮、压缩机叶轮、和沿所述转子旋转的轴线延伸并且将所述涡轮机叶轮连接在压缩机叶轮上的轴；

其中，所述涡轮机叶轮和所述涡轮机壳体形成构造为从所述废气流提取能量的涡轮机，并且该涡轮机因此构造为绕所述转子旋转的轴线驱动所述转子旋转；

其中，所述压缩机叶轮和所述压缩机壳体形成压缩机，该压缩机构造为当所述转子被所述涡轮机叶轮绕所述转子旋转的轴线驱动旋转时，将所述进入空气压缩成增压空气流；

其中，所述涡轮机构造为至少在所述一定范围的标准运行状况中的一些运行状况下，将所述涡轮机叶轮上游的该叶轮的轮毂附近的静压限制为不超过该涡轮机的出口静压的120％的值；和

其中，所述压缩机构造为在所述转子上基本上不产生轴向载荷。

2.如权利要求1的涡轮增压器，其中，所述涡轮机构造为在所述转子上基本上不产生轴向载荷。

3.如权利要求1的涡轮增压器，其中：

所述压缩机叶轮包括背对背定向的叶轮片，所述叶轮片包括轴向背离所述涡轮机的第一组叶轮片和轴向面对所述涡轮机的第二组叶轮片；

所述压缩机壳体构造成将进入空气平行地引导到每一组压缩机叶片。

4.如权利要求1的涡轮增压器，其中：

所述涡轮机叶轮构造成带有轮毂，并带有多个轴向涡轮机叶片，所述涡轮机叶片构造成在所述涡轮增压器从所述发动机接收所述废气流时绕所述转子旋转的轴线驱动转子旋转，所述涡轮机叶片具有轴向上游边缘、轴向下游边缘、轮毂端、和与所述轮毂端相对的顶端；和

所述涡轮机壳体形成了向内螺旋的涡轮机主涡形管通道，该通道的特征在于主涡形管入口，所述主涡形管入口由位于所述涡轮机叶片的轴向上游端的径向外侧的质心表征。

5.如权利要求4的涡轮增压器，其中，所述发动机的废气流由气体特定属性表征，所述气体特定属性包括个别气体常数R_sp和玻尔兹曼常数k，其中：

所述主涡形管入口还由面积表征；

所述涡轮机叶轮的叶片的所述轴向上游边缘限定涡轮机叶轮的入口，所述涡轮机叶轮的入口由面积表征；

组合的涡轮机壳体和涡轮机叶轮由主涡形管半径比r_r表征，主涡形管半径比r_r定义为在所述叶片的所述轴向上游边缘处的所述轮毂的半径除以所述主涡形管入口的所述质心的半径；

组合的涡轮机壳体和涡轮机叶轮还由当被以临界膨胀比E_cr驱动时在所述主涡形管入口处的修正的质量流率表面密度表征；

所述主涡形管半径比r_r和所述主涡形管入口的面积的大小设置为使得当被以临界膨胀比E_cr驱动时在所述主涡形管入口处的修正的质量流率表面密度大于临界修正的质量流率表面密度D_cr；和

所述D_cr和E_cr的值由以下方程确定：

和

。

6.如权利要求5的涡轮增压器，其中，位于每个涡轮机叶轮后缘的轮毂端的半径不超过每个涡轮机叶轮后缘的顶端的半径的60%。

7.如权利要求1的涡轮增压器，

其中：

所述涡轮机壳体形成了向内螺旋的涡轮机主涡形管通道。

8.如权利要求7的涡轮增压器，所述发动机的废气流由气体特定属性表征，所述气体特定属性包括个别气体常数R_sp和玻尔兹曼常数k，其中：

其中所述涡轮机壳体形成向内螺旋的涡轮机主涡形管通道，该通道形成由面积和质心表征的主涡形管入口；

所述D_cr和E_cr的值由以下方程确定：

和

。

9.如权利要求8的涡轮增压器，其中，位于每个涡轮机叶轮后缘的轮毂端的半径不超过每个涡轮机叶轮后缘的顶端的半径的60%。

10.如权利要求1的涡轮增压器，其中，位于每个涡轮机叶轮后缘的轮毂端的半径不超过每个涡轮机叶轮后缘的顶端的半径的60%。

11.如权利要求10的涡轮增压器，其中，所述涡轮机叶片各自的特征在于在所述轮毂处的叶片转向角大于或等于45°。

12.如权利要求11的涡轮增压器，其中，所述涡轮机叶片各自的特征在于在所述轮毂和所述顶端之间的中间半径处的叶片转向角大于或等于80°。

13.如权利要求10的涡轮增压器，其中，所述涡轮机叶片各自的特征在于在所述轮毂和所述顶端之间的中间半径处的叶片转向角大于或等于80°。

14.涡轮增压的内燃机系统，包括：

发动机，其构造为接收增压空气流并产生废气流，所述发动机构造为在一定范围的标准运行状况上运行；和

如权利要求1的涡轮增压器，所述涡轮增压器构造为当以所述标准运行状况运行时从所述发动机接收所述废气流，并且将进入空气压缩成为由所述发动机接收的所述增压空气流。

15.如权利要求14的涡轮增压的内燃机系统，其中向内螺旋的主涡形管通道大体上形成收敛通道，该收敛通道向轴向下游转向并向内螺旋从而足以对于所述一定范围的标准运行状况中的至少一些运行状况使所述进入空气在到达所述涡轮机叶轮的叶片的所述上游边缘时达到超音速速度。