CN102220883B - 轴流式涡轮机叶轮 - Google Patents

Abstract

本发明涉及轴流式涡轮机叶轮。一种涡轮增压器，包括毂尖比不大于60％的涡轮机叶轮和有很大转向角的叶片，形成向内螺旋的主涡形管通道的涡轮机壳体，其中该通道显著收敛从而产生以很大周向角进入涡轮机内的高度加速气流，以及双侧并列的压缩机。压缩机和涡轮机基本上都不产生轴向力，从而允许使用最小的轴向止推轴承。

Description

轴流式涡轮机叶轮

技术领域

本发明总体上涉及涡轮增压器，更具体地，涉及具有低毂尖比的轴流式涡轮机。

背景技术

参考图1，典型的具有径流式涡轮机的涡轮增压器101包括涡轮增压器壳体和构造为在涡轮增压器壳体内沿转子旋转轴线103在止推轴承和两组轴颈轴承上转动的转子(每个相应的转子叶轮对应一组轴颈轴承)，或者替选地，在其它类似的支撑轴承上转动。涡轮增压器壳体包括涡轮机壳体105，压缩机壳体107，以及将涡轮机壳体连接至压缩机壳体的轴承壳体109(也就是容纳轴承的中心壳体)。转子包括基本上位于涡轮机壳体内的涡轮机叶轮111，基本上位于压缩机壳体内的压缩机叶轮113，以及沿转子旋转轴线延伸并穿过轴承壳体以将涡轮机叶轮连接至压缩机叶轮的轴115。

涡轮机壳体105和涡轮机叶轮111形成这样一种涡轮机，其构造为沿周向接收来自发动机例如来自内燃机125中排气歧管123的高压和高温排气流121。高压和高温的排气流驱动涡轮机叶轮(以及转子)绕转子旋转轴线103旋转，其变成低压和低温的排气流127并沿轴向释放到排气系统(未示出)中。

压缩机壳体107和压缩机叶轮113形成压缩机级。由被排气驱动的涡轮机叶轮111驱动旋转额压缩机叶轮被构造为将轴向接收到的进气(例如环境空气131，或来自多级压缩机中前级的已压缩空气)压缩成加压气流133，该加压气流133从压缩机的周向排出。由于该压缩过程，加压气流的特征在于温度高于输入空气的温度。

任选地，加压空气流可被引导通过对流冷却进气空气冷却器135，冷却器135构造成用于消散加压气流的热量，增加其密度。得到的经冷却和加压的输出气流137被导入内燃机上的进气歧管139，或者替选地，被导入串连压缩机的下一级。该系统的运行由ECU 151(发动机控制单元)控制，其经由通信线路153连接至该系统的其余部分。

事实上通过引用并入本文的日期为1989年7月25日的美国专利US4,850,820公开了一种类似于图1但是具有轴流式涡轮机的涡轮增压器。轴流式涡轮机本身具有较小的转动惯量，这节省了加速涡轮机所需能量。如图2所示，涡轮机具有涡形管，其沿周向在涡轮机叶片半径处接收排气并(参见图1)并且在轴向上限制气流转变为轴向流动。从而它基本上沿轴向撞击涡轮机叶片的前边缘(参见第2栏)。

对于许多所感兴趣的涡轮机尺寸，与相当的径流式涡轮机相比，轴流式涡轮机通常以更高的质量流量和更小的膨胀比运行。虽然常规的轴流式涡轮机尽管具有一些效率和性能损失，通常还是提供了较小的惯性，但是它们不能高效地被制造成能在众多现代内燃机上使用的小尺寸。更确切地说，例如，由于所需要的特别严格的公差，由于空气动力学限制，和/或由于生产小型铸件的尺寸限制。轴流式涡轮机也没有能力很好地以较高的膨胀比运行，而这些较高的膨胀比是由于内燃机的排气的脉冲特性而通常需要的。此外，常规轴流式涡轮机的横过叶片的静压具有显著变化，从而引起很大的推力负载作用在转子的止推轴承上，并有可能引起窜气。

在一些常规的涡轮增压器中，涡轮机和压缩机被构造为沿相反的方向施加轴向负载从而减少必须由轴承承载的平均轴向负载。然而，来自涡轮机和压缩机的轴向负载彼此间并不均匀变化，有可能以显著不同的水平变化，因此必须以涡轮增压器使用期间可能发生的最大负载状态设计止推轴承。配置为承受高负载的轴承比相当的低负载轴承浪费更多的能量，因此必须承受更高轴向负载的涡轮增压器被它们的轴承夺去更多的能量。

因此，需要这样一种涡轮增压器涡轮机，其具有低转动惯量，以不需要特别严格的公差的小尺寸为特征，同时在较低和较高膨胀比时都具有合理的效率，并具有较小的轴向负载。本发明的优选实施例满足这些和其它需要，并进一步提供相关优点。

发明内容

在不同的实施例中，本发明解决了上面提到的一些或全部需求，通常提供了一种节约成本的涡轮增压器涡轮机，其以低转动惯量为特征，并且具有不需要特别严格的公差的小尺寸，同时在较低和较高膨胀比时都具有合理的效率水平，且静态负载只有小的变化。

本发明提供这样一种涡轮增压器，其构造为从发动机接收排气流并将进气压缩为加压气流，其中所述发动机被构造为在标准运行工况范围内运转。该涡轮增压器包括包括涡轮机壳体的涡轮增压器壳体，以及构造为在涡轮增压器壳体内沿转子旋转轴线转动的转子。该转子包括轴流式涡轮机叶轮，压缩机叶轮，和沿转子旋转轴线延伸连接涡轮机叶轮和压缩机叶轮的轴。涡轮机叶轮具有毂，和多个构造为当涡轮增压器从周向接收来自发动机的排气流时驱动转子绕转子旋转轴线转动的轴流式涡轮机叶片。压缩机叶轮构造为将进气压缩成加压气流。

有利地，涡轮机壳体形成向内螺旋的涡轮机主涡形管通道，其特征在于半径明显减小到足以加速排气，以使涡轮机接收到的排气的总压的很大一部分转变为动压。这使得恰当构造的叶片能够从排气抽取非常大的能量而不明显改变穿过涡轮机叶片的静压。穿过涡轮机叶片的静压基本上没有改变，因而排气流对转子施加少到几乎没有的轴向压力。

涡轮机叶轮叶片具有轴向上游边缘，轴向下游边缘，毂端，和与毂端相对的尖端。后边缘的特征在于毂端处的半径和尖端处的半径。本发明的特征在于涡轮机叶轮后边缘的毂端处的半径不大于涡轮机叶轮后边缘的尖端处半径的60％。另外的特征包括涡轮机叶轮叶片的数目限定为16个或更少，并且每一个涡轮机叶轮叶片的特征在于大的转向角。

有利地，这些特征用于从沿高度周向的方向接收到的高速排气中抽取大量能量而不会显著地影响气体的静压。此外，涡轮机叶轮不需要极其严格的制造公差或小的叶片尺寸，即使是在叶轮以相对小的尺寸制造时。

本发明进一步的特征是，压缩机可以是一种双侧的、并列的、径向压缩机，其包括具有背对背定向的叶轮片的压缩机叶轮，其中所述叶轮片包括轴向背离涡轮机的第一组叶轮片和轴向面对涡轮机的第二组叶轮片。压缩机壳体构造为将进气并行地导向到每组压缩机叶片。有利地，在该特征下，压缩机构造为基本上不对转子产生轴向负载。在与也仅对转子产生很少或不产生轴向负载的涡轮机结合时，止推轴承负载水平可比常规涡轮增压器小很多。较小的轴承负载水平使得能够使用更高效的止推轴承，从而提高涡轮增压器的整体效率。

通过下面结合附图对优选实施例的详细描述，本发明的其它特征和优点将变得显而易见，其中附图以举例的方式对本发明的原理进行了解释。如下公开的使本领域技术人员能建造和使用本发明实施例的对特定优选实施例的详细描述，并不是为了限制列举的权利要求，相反，它们旨在用作要求保护的本发明的特定示例。

附图说明

图1是现有技术中涡轮增压式内燃机的系统图。

图2是实施本发明的涡轮增压器的横截面平面图。

图3是图2中所示的涡轮增压器沿图2中A-A线截取的横截面侧视图。

图4是相对于图2中所示的涡轮机叶轮某些关键流动位置的平面图。

图5是图2中所示涡轮机叶片的拱曲的图示。

图6是图2中所示的涡轮机叶轮的透视图。

具体实施方式

通过参阅下面的详细描述可更好地理解如上概述的和由所列权利要求限定的本发明，下面的详细描述应该结合附图阅读。下面对本发明的具体优选实施例的详细描述是为了使本领域技术人员能够构造和使用本发明的具体实施方式，其不是意在限制所列权利要求，而是旨在提供它们的具体实施例。

本发明的典型实施例设置在配备有汽油提供动力的内燃机(“ICE”)和涡轮增压器的机动车辆中。涡轮增压器具有独特的特征组合，该特征组合在不同的实施例中可为零反作用涡轮机的空气动力学优点提供百分之五十反作用涡轮机的几何学优点，和/或通过以减小轴承要求的方式组合较低效的部件来提供显著改善的系统效率，从而形成一种比相当的未改善的系统效率更高的系统。

涡轮机构造为在较低和较高膨胀比下都以合理的效率水平工作，穿过涡轮机叶轮时静压只有小变化(因此造成低的转子推力负载)，同时它具有低的转动惯量，和以小尺寸为特征，但是不需要特别严格的公差。与此相结合，压缩机的特征也在于低的轴向推力负载，从而使得该涡轮增压器需要一种比在相当的常规涡轮增压器中使用的止推轴承明显更高效的止推轴承。

参考图2和3，在本发明的第一实施例中，如图1中所示的典型内燃机和ECU(和任选的中冷器)设置有包括涡轮增压器壳体和构造为在涡轮增压器壳体内在一组轴承上沿转子旋转轴线203转动的转子的涡轮增压器201。涡轮增压器壳体包括涡轮机壳体205，压缩机壳体207，以及连接涡轮机壳体和压缩机壳体的轴承壳体209(即，容纳径向和止推轴承的中心壳体)。转子包括基本上位于涡轮机壳体内的轴向涡轮机叶轮211，基本上位于压缩机壳体内的径向压缩机叶轮213，以及沿转子旋转轴线延伸的轴215，该轴穿过轴承壳体以连接涡轮机叶轮和压缩机叶轮并用于使涡轮机叶轮驱动压缩机叶轮绕旋转轴线转动。

涡轮机壳体205和涡轮机叶轮211形成这样一种涡轮机，其构造为沿周向接收来自发动机排气歧管的高压高温排气流(例如来自如图1中所示的排气歧管123的排气流121)。作用在涡轮机叶轮的多个叶片231上的高压高温排气流驱动涡轮机叶轮(从而转子)绕转子旋转轴线203转动。排气流通过叶片的同时变成总压降低的排气流，随后经涡轮机出口227沿轴向释放到排气系统(未示出)中。

压缩机壳体207和压缩机叶轮213形成径向压缩机。被由排气驱动的涡轮机叶轮211(经轴215)驱动旋转的压缩机叶轮构造为，将轴向接收到的进气(例如，环境空气，或来自多级压缩机中前级压缩过的空气)压缩成加压空气流，该加压空气流可从压缩机的周向排出，然后输送到发动机进气口(例如，图1中所示的输送到发动机进气口139的加压空气流133)。

涡轮机蜗壳

涡轮机壳体205形成通向主涡形管通道219的排气入口通道217，其中主涡形管通道构造为沿与转子旋转轴线203垂直并径向偏离于转子旋转轴线203的方向接收来自发动机的排气流。主涡形管通道形成适于使气流显著加速到高速的螺旋形，对于涡轮机(以及与其相关的发动机)的至少某些运行工况来说该高速可能达到超音速。更具体地，主涡形管通道使气流同时向内绕旋转轴线203和轴向地对着轴流式涡轮机叶轮211转向，从而实现(对于发动机的某些标准运行工况)同时具有下游轴向分量221和下游周向分量223的超音速流。

这种构造有效利用角动量守恒(而非收敛扩散喷管)获得至少对于某些运行工况来说包括到超音速的无激波过渡的高速气流。通常，需要以大的半径变化为特征的螺旋形以实现这样的速度变化，并且即使最终气流轴向地转向地进入轴流式涡轮机叶轮中，它也具有速度非常高的周向分量。

无需使用会引起附加损失的转向叶片即可获得该周向分量。从而，本实施例的涡轮机进口为无转向叶片设计。与有转向叶片的设计相比，如此设计的优点是成本经济、可靠(因为去除了在环境中有可能被侵蚀的部件)，避免摩擦压力损失，同时避免产生在某些运行工况下有可能阻塞流动的临界喉部区域。

参考图2-4，在主涡形管通道的内径中的加速排气流的潜在超音速流被引导到涡轮机叶轮211中。更具体地，主涡形管通道是一个向内螺旋的通道，其特征在于具有连接该主涡形管通道和排气入口通道217的主涡形管进口225。主涡形管通道基本上形成为收敛通道，其向内螺旋和收敛到足以加速排气，并至少对于发动机(及其涡轮增压器)的某些标准运行工况来说，当排气向下游轴向转向、并撞击到叶片231的轴向上游端233时达到超音速。

主涡形管进口225是平面位置，其沿着排气到达涡轮机叶轮之前所行进通过的涡轮机内的通道设置。相对于通道中的开口确定主涡形管进口225的位置，该开口的特征在于在垂直于转子旋转轴线203的横截面中观察时为舌状形状。

更具体地，在图3的横截面视图中，舌状物235表现为具有尖端的突起。应该注意的是，在一些实施例中，在不同的轴向位置截取横截面时该结构的形状不会发生变化。在其它实施例中，形成舌状物235的结构可以如此成形，以使舌状物尖端的位置在从不同的轴向位置截取的横截面中观察时有变化。

主涡形管进口225位于舌状物235的尖端处。无论舌状物的尖端的周向位置随所考虑的横截面的轴向位置的变化程度如何，主涡形管进口225限定在舌状物尖端的最上游位置处，即，最上游位置，壳体在该最上游位置开放从而它不再径向地夹在排气流和叶片之间(即使叶片与排气流轴向错开)。为了这种应用目的，将主涡形管进口225限定为，在舌状物235的尖端处，从排气入口通道217进入主涡形管通道219的最小平面开口。换句话说，它位于排气入口通道的下游端处的这样的位置：在该位置处气流能够到达叶片。

主涡形管通道219起始于主涡形管进口225，并环绕旋转轴线向内螺旋360度以形成与进入主涡形管进口225的气流重新交汇的收敛环。该收敛环使排气沿周向加速并使其轴向地转向。在主涡形管通道219的整个360度上，加速且转向的排气流撞击叶片231，随之从叶片间穿过，并驱动涡轮机叶轮211旋转。

概括来说，用于轴流式涡轮机叶轮的壳体形成环绕转子旋转轴线向内螺旋的主涡形管通道。该通道始于基本上位于叶片轴向上游端的径向外部的主涡形管进口225，从而使该通道能向内螺旋并轴向转向以加速进入轴流式涡轮机轮叶的上游端的排气流。

修正质量流量

为了在本发明下实现对排气进行足够程度的加速，主涡形管通道219构造为具有这样的尺寸参数，当涡轮机在临界膨胀比率(E_cr)下运转时，涡轮机的修正质量流率表面密度超出临界构造参数，即，临界的修正质量流率表面密度(D_cr)。更具体地，该涡形管的尺寸参数包括主涡形管半径比率(r_r)和主涡形管进口面积(a_i)，如此选择所述尺寸参数，使得当涡轮机在临界膨胀比率E_cr下运转时，涡轮机的修正质量流率表面密度超过临界构造参数D_cr。相对于主涡形管进口225确定这些尺寸参数，主涡形管进口225以质心237表征。为了使气体沿轴向充分加速，该质心基本上位于每个叶片231的轴向上游端233的径向外部并且通常位于其轴向上游。

上面列举的某些项的数值取决于驱动涡轮机的排气流气体类型。这种排气流气体将用玻尔兹曼常数(k)，和气体常数R-specific(R_sp)。这些常数随气体类型而变化，但是对于大部分汽油提供动力的发动机排气，这种区别可以预见是小的，这些常数通常量级大约为k＝1.3和R_sp＝290.8J/Kg/K。

具有如上所述的两个尺寸参数特征的涡轮机壳体能够使排气加速。这样确定第一个尺寸参数即主涡形管半径比率r_r，将涡轮机叶片231前边缘(即，转子入口的内边缘处)处的毂上的点239处的半径，除以主涡形管进口225的平面区域的质心237的半径。第二个尺寸参数即主涡形管进口面积a_i被限定为是主涡形管进口225的面积。

如上所述，该实施例中涡轮机的几何尺寸是相对于临界膨胀比率E_cr时的运行参数确定的。从下面的公式获得临界膨胀比率

$E_{\mathrm{cr}}={\left(\frac{k+1}{2}\right)}^{\left(\frac{k}{k-1}\right)}$

其是特定气体玻尔兹曼常数k的函数。E_cr的典型值是1.832。

如上所述，通过主涡形管半径比率r_r和主涡形管进口面积a_i限定该实施例中主涡形管通道219的尺寸，所述主涡形管半径比率r_r和主涡形管进口面积a_i使涡轮机的修正质量流率表面密度超过临界修正质量流率表面密度D_cr。从下面的公式获得临界修正质量流率表面密度

$D_{\mathrm{cr}}=r_r\frac{101325}{\sqrt{{288R}_{\mathrm{SP}}}}{(1-\frac{(k-1){\left(r_r\right)}^2}{(k+1)})}^{\left(\frac{1}{k-1}\right)}\sqrt{\frac{2k}{k+1}}$

其随主涡形管半径比率r_r变化。

对于任意给定的涡轮机，对于给定的出口静压，正好有一个稳态入口条件(即一个入口总压力)将以给定的膨胀比率如临界膨胀比率E_cr驱动涡轮机。蜗壳几何尺寸的改变，例如，半径比率r_r和/或主涡形管进口面积a_i的改变会引起稳态质量流率，该稳态质量流率将以给定临界膨胀比率驱动涡轮机，从而将影响相关的修正质量流率表面密度。

如果主涡形管半径比率和主涡形管进口面积选择恰当，当以临界膨胀比率E_cr驱动时，将实现主涡形管进口225处的修正质量流率表面密度比临界修正质量流率表面密度D_cr大。尽管主涡形管半径比率、主涡形管进口面积和主涡形管进口处修正质量流率表面密度三者之间的关系是复杂的，并且它们通常是通过实验探寻，但是可以注意到，总体上，对于相同的进口面积，半径比率越大将导致修正质量流率表面密度也越大。

在本发明设计涡轮机的迭代方法中，本领域技术人员可以首先选择要从发动机接收的排气成分，查找(从已存在的气体特性源)相关的玻尔兹曼常数k和气体常数R_sp，然后计算临界膨胀比率E_cr。

然后设计涡轮机的第一构造。涡轮机包括如上所述的蜗壳和轴流式涡轮机叶轮，其中所述蜗壳具有向内螺旋的从切线方向转向到轴向方向的通道。该设计的特征在于第一主涡形管半径比率r_r和第一主涡形管进口面积a_i1。

建立模型，把模型放到气体试验台上，采用所选定的排气运行该模型。不断增加输入总压直到计算的膨胀比率达到临界膨胀比率E_cr。根据进口处的总压和出口处的静压计算该膨胀比率。测量稳态质量流率m，总涡轮机进口温度T，和总进口压力P_i。

根据测量的数据利用下面的公式计算修正质量流率表面密度：

$D_{\mathrm{ca}}=\frac{m\×\sqrt{\frac{T}{288}}}{\frac{P_i\×a_i}{101325}}$

其中，a_i是入口面积。将该计算的修正质量流率表面密度D_ca与临界修正质量流率表面密度D_cr进行比较，其中使用前述公式计算D_cr。如果该计算修正质量流率表面密度超过或等于临界修正质量流率表面密度，那么本发明实施例的设计就完成了。如果该计算修正质量流率表面密度小于临界修正质量流率表面密度，那么认为该设计不足以产生本发明所需的高速周向气流，并完成另一设计迭代和测试步骤。

在下一迭代中，适当调整(例如减小)主涡形管半径比率r_r和/或主涡形管进口面积a_i以增大在临界膨胀比率E_cr下采集的修正质量流率表面密度。重复该步骤直到发现这样一种设计，当在临界膨胀比率E_cr下采集时，修正质量流率表面密度超过或等于临界修正质量流率表面密度。

在用于上述迭代设计方法的另一可能的决策过程中，在各临界运行工况下(即对应引起以临界膨胀比率E_cr运行的工况)，基于测试排气引起的涡轮机叶轮的轴向负载(或引起轴向负载的静压比率)，决定改变尺寸参数r_r和a_i中的一个或同时改变二者。如果轴向力不低于阈值则执行下次迭代，例如叶轮上游轮毂附近的静压大于涡轮机出口静压的120％时的负载状况，即压力差至多为20％的出口压力。

叶轮叶片

参考图3-5，相对于下游轴向流动分量221和下游周向流动分量223，每个叶片231的特征在于具有下表面241(即基本上周向地面向下游周向流动分量的表面)和上表面243(即基本上周向地远离下游周向分量的表面)。

叶片231的下和上表面在前边缘245(即叶片的上游边缘)和后边缘247(即叶片的下游边缘)处汇合。叶片以悬臂结构从中心毂271径向向外延伸。它们沿叶片的径向内毂端273连接到毂上，并延伸到叶片的径向外尖端275。叶片的毂端从前边缘内毂端延伸到后边缘内毂端。叶片的尖端从前边缘外尖端延伸到后边缘外尖端。

典型的轴流式涡轮机通常设有叶片，该叶片具有与相应毂的半径相比非常小的叶片长度。与这种典型惯例相反，本实施例提供具有小于或等于0.6的毂尖比(即后边缘内毂端的半径不超过后边缘外尖端的半径的60％)的叶片。

尽管具有高毂尖比的常规轴向叶片也需要大量的叶片，用以从排气中获取大部分能量，但是本发明的叶片能够抽取进入涡轮机叶轮的高速高度切向流的非常高百分比的动压。它们用数量相对有限的叶片即可做到这一点，从而限制涡轮机叶轮的旋转转动惯量，并因此提供快速的过渡响应时间。在本发明的众多实施例中，有20个或更少的叶片，对于那些实施例中的许多情况有16个或更少的叶片。

在沿着叶片的任意给定径向位置，下和上表面每一个的特征都在于拱曲，叶片的特征在于中央拱曲，为了这种应用目的中央拱曲被定义为在与上和下表面等距的中央位置处从前边缘延伸到后边缘的中央拱曲曲线249，其中中央位置是沿线251选取的，线251从上拱曲延伸到下拱曲，沿中央拱曲曲线与曲线249正交。

中央拱曲曲线249的第一端在前边缘245处。前边缘处中央拱曲曲线的方向定义了前边缘方向253，其特征在于前边缘方向角β₁(即，β₁叶片角)，其是前边缘方向和与旋转轴线平行并穿过前边缘(与中央拱曲位于相同的径向位置)的线之间的角偏差，该线因此与超音速流的下游轴向分量221平行。当前边缘向着周向流动分量223向内转向时，叶片角β₁为正(如图5中所示)，当前边缘直接面向轴向流动分量221时，叶片角β₁为零。叶片角β₁可在前边缘的整个径向范围内变化。

中央拱曲曲线249的第二端在后边缘247处。后边缘处中央拱曲曲线的方向定义为后边缘方向255，其特征在于后边缘方向角β₂(即，β₂叶片角)，其是后边缘方向和与旋转轴线平行并穿过后边缘的线(与中央拱曲位于相同的径向位置)之间的角偏差。当后边缘向着周向流动分量223向内转向时，叶片角β₂为正(如图5中所示)，当后边缘直接面向轴向流动分量221时，叶片角β₂为零。叶片角β₂可在后边缘的整个径向范围内变化。

叶片上给定径向位置处的叶片角β₁和β₂之和限定了该径向位置处的叶片转向角。该β₁+β₂转向角可在整个叶片径向范围内变化。

尽管主涡形管高效地加速排气流从而能使排气流的动压显著增加，但是它通常不产生具有高度轴向均匀性的流动，从带叶片的喷嘴可看到这种具有高度轴向均匀性的流动。本实施例的叶片，尤其是它们前边缘的形状，被如此设计以使叶片的每个径向部分都最佳地适应于在其径向位置处发生的流动。这种设计类型对于常规轴流式涡轮机来说不是典型的，因为常规的轴流式涡轮机通常具有带叶片的喷嘴，用于提供高度流动均匀性，同时因为它们具有大得多的毂尖比，该毂尖比限制了毂端流动和尖端流动之间的可能变化。

在本实施例中，在每个叶片的前边缘的大部分范围内，叶片角相对于旋转轴线面向周向上游(即β₁叶片角是正的)。此外，在前边缘的毂端处和前边缘的跨距中点(即，在它的毂端和它的罩端之间的前边缘一半)处的β₁叶片角都大于或等于20度(并可能大于或等于30度)。前边缘罩端处，β₁叶片角大于或等于-20度(并可能大于或等于-5度)。

另外，在本实施例中，在每个叶片的径向大部分范围内，β₁+β₂转向角是正的。此外，每个叶片毂端处的该转向角大于或等于45度。每个叶片的跨距中点处的该转向角大于或等于80度。每个叶片罩端处，β₁+β₂转向角大于或等于45度。

弦线260(即连接前和后边缘的线)相对于下游轴向分量221具有正的迎角，即，即使前边缘方向相对于旋转轴线面向周向上游，弦线本身相对于旋转轴线向周向下游倾斜。换句话说，前边缘在后边缘的周向下游。这在其它实施例中可以变化。

本实施例中叶片的下表面241被构造为基本上在叶片的全部弦线范围内是凹形的。此外，在绝大多数径向位置处，下表面被如此弯曲，以使其具有位于前边缘和后边缘的周向下游的位置范围263。

静压降

本发明当前实施例的关键特征是，它提供了典型轴流式涡轮机叶轮的惯量优点(具有比相当的径流式涡轮机叶轮更小的转动惯量)，同时它大大提高轴流式涡轮机抽取排气流能量的能力。为了实现这个目的，如前所述，本实施例设有这样的蜗壳，其利用角动量守恒使排气流高效地加速并将排气流总压的很大一部分由静压转变为动压，此外将加速后的排气流以非常大的角度(significantangle)提供给轴流式涡轮机叶轮。

涡轮机叶片被构造为从气流中抽取动压能量中的很大一部分，但不会显著改变气流的静压。由于蜗壳将很大一部分静压转变为动压，并且叶轮在不改变气流静压的情况下抽取大部分动压，由此导致涡轮机抽取排气流中大百分比的能量而不用承受明显的轴向负载。本发明典型实施例的特征在于，对于标准运行工况范围内的至少某些运行工况，穿过涡轮机轮叶的静压变化小于穿过涡轮机的静态出口涡轮机压力的±20％，从而造成非常小的轴向力作用于涡轮机叶轮。更具体地，涡轮机被构造为将叶轮毂附近叶轮上游的静压限制为不大于涡轮机出口静压的120％的值，即，压力差最大为出口压力的20％。本发明的一些实施例的特征在于，基本上没有穿过转子的静压降，从而仅有微不足道的轴向力作用于涡轮机叶轮。

叶轮毂

参考图5和6，涡轮机叶轮毂271的径向尺寸沿着叶片内毂端273从每个叶片231的前边缘245到每个叶片的后边缘247是变化的，而在整个圆周上是一致的。更具体地，在径向上前边缘处的毂比后边缘处的毂更大，在径向上前边缘和后边缘之间的中间轴向位置处的毂比前边缘和后边缘任一处的毂更大。该厚度的增加形成一平滑连续的隆起277，其在轴向上靠近叶片下表面241上的周向上同时位于前边缘和后边缘的下游的位置范围263(即，中央拱曲与流动轴向分量相平行的区域)。

隆起277设置在发生显著扩散的位置处，它防止扩散超过可能发生流动分离的临界水平。因叶片的独特的尺寸和形状以及流动的高水平流动能，这个问题的可能性是非常大的。因为隆起的应用有助避免流动分离，所以该隆起比相似的无隆起的叶轮提高了效率。

轴向平衡的压缩机

参考图2，压缩机壳体207和压缩机叶轮213构成双重的、并列的、径向压缩机。更具体地，压缩机叶轮具有背对背定向的叶轮片。第一组叶轮片301以常规布置定向，其具有面向轴向外部的进口(远离涡轮机)，用于接受来自那个方向的空气。第二组叶轮片303以相反布置定向，其具有面向轴向内部(对着涡轮机)的进口，用以接收沿切线方向吸入并转向成轴向进入第二组叶轮片的空气。第一和第二组叶轮片可以单个的、一体的叶轮形式生产，例如，如图解所示，或者可由多个部件组装形成。

压缩机壳体207被构造为将进气同时导向到每组压缩机叶片，并形成来自每个压缩机的加压气体的通道。在这个实施例中，压缩机壳体包括两个独立的轴向定位的进气口；即，与压缩机壳体的一端相邻定位的第一进气通道305，其用于使进气沿轴向传送到第一压缩机叶片301，以及与第一进气通道305分离的第二进气通道307。将压缩机叶轮213提供的加压气体通过单个通道311从每组叶轮片301和302沿径向导向压缩机涡壳313。

这种双路径、并列的、径向压缩机结构，尽管通常比相当的单路径向压缩机效率低，将以更高的速度运转并且在稳态运行时基本上不产生轴向负载。通常，运行速度越高，与轴流式涡轮机的工作速度匹配越好。

协同效果

出于多种原因，本实施例的构造是非常重要的，并且它对于克服限制涡轮增压器在小型汽油发动机上的效率的效率限制是特别有效的，而常规轴流式涡轮机的实际限制导致它们在实际且高效用途中相对无效。

本发明提供一种具有大叶片的有效涡轮机，其即使是在小尺寸的情况下也可高效率生产。当较小的叶片对于常规铸造技术来说可能太小时，相对而言大尺寸和小数目的轴流式涡轮机叶片非常适合以小尺寸铸造。高速流和大叶片不需要制造公差，而当制造公差应用于小型涡轮机上时会具有限制性。

特别地，使用无轴向负载的涡轮机或无轴向负载的压缩机比它们的常规有轴向负载的对应物效率低。此外，涡轮机和压缩机通常被构造为具有部分地抵消的轴向负载。尽管这些负载不完全匹配，但它们确实至少消除了一些轴向负载。如果只有一个部件(即，涡轮机或压缩机)不产生轴向负载，那么来自另一个部件的其余负载不被部分地抵消，而是产生更大的轴向负载，从而需要更大的止推轴承。

在本发明中，无轴向负载的压缩机与无轴向负载的涡轮机相结合，容许使用更加有效的止推轴承。据信在一些实施例中推力负荷要求可能仅仅是常规涡轮增压器的20％那么小。构造成承载如此小负荷的轴承能够被改进以具有高得多的能效。结果，尽管系统中的某些部件可能有较低的效率，但该涡轮增压器的整体系统效率大大高于常规的涡轮增压器。

其它方面

尽管许多常规涡轮增压器设计为不产生下游漩涡，但是本发明的一些实施例可被构造为具有可产生负旋涡或者甚至是正漩涡的叶片。在根据本发明设计涡轮机中，与在产生很少或不产生轴向负载的情况下高效地抽取能量相比，认为下游漩涡的产生不那么重要。

应该理解本发明包括用于生产插入件，以及用于涡轮机和涡轮增压器本身的装置和方法。另外，本发明的各个实施例可以对如上所述的特征进行各种合并。简而言之，上面公开的特征可以在本发明预期的范围内以多种不同的构造进行组合。

例如，尽管如上所述的实施例构造为顺流式的涡轮增压器(即，排气流流过涡轮机叶轮以便从涡轮增压器的端部轴向排出)，但其它实施例可以构造为具有逆流，在这样的涡轮增压器中排气流沿着朝向压缩机的方向通过涡轮机叶轮。这种构造，尽管可能与为内燃机涡轮增压器分配的标准空间不相适合，但使轴承壳体遭受更少的热量和压力。另外，尽管所述实施例采用有悬臂(即自有端)叶片的叶轮，其中所述叶片被一个不动的壳体罩径向环绕，但是使用带罩叶轮(即，具有环绕叶片并随它们旋转的一体的罩的叶轮)的其它实施例也在本发明的范围内。

尽管已经对本发明的特定形式进行了解释和描述，但是显而易见在不背离本发明的精神和范围的情况下可以作出多种变型。因此，尽管已经仅参照优选实施例详细介绍了本发明，但是本领域技术人员应该理解在不背离本发明的范围的情况下可以作出多种变型。因此，本发明不是意在受上述讨论所限，而应该是参照以下的权利要求进行界定。

Claims (20)

1.一种构造为从发动机接收排气流并将进气压缩为加压气流的涡轮增压器，其中所述发动机被构造为在一系列标准运行工况下运转，该涡轮增压器包括：

包括涡轮机壳体的壳体；以及

构造为在所述壳体内沿转子旋转轴线转动的转子，该转子包括轴流式涡轮机叶轮、压缩机叶轮、和沿转子旋转轴线延伸并将涡轮机叶轮连接至压缩机叶轮的轴；

其中涡轮机叶轮构造为具有毂，还具有多个轴流式涡轮机叶片，所述多个轴流式涡轮机叶片构造为当涡轮增压器从发动机接收到排气流时驱动转子绕转子旋转轴线转动，所述叶片具有位于轴向上游的前边缘、位于轴向下游的后边缘、毂端、和与毂端相对的尖端，后边缘的特征在于毂端处的半径和尖端处的半径；

其中压缩机叶轮构造为，当转子被涡轮机叶轮驱动绕转子旋转轴线转动时将进气压缩为加压气流；

其中涡轮机壳体形成沿轴向方向转向的向内螺旋涡轮机主涡形管通道；并且

其中涡轮机叶轮后边缘毂端处的半径不大于涡轮机叶轮后边缘尖端处的半径的60％。

2.如权利要求1所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于毂端处的叶片转向角大于或等于45度。

3.如权利要求2所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于毂端处的前边缘叶片角大于或等于20度。

4.如权利要求3所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于毂端处的前边缘叶片角大于或等于30度。

5.如权利要求3所述的涡轮增压器，其中：

每个涡轮机叶片的特征在于毂端和尖端之间的中间半径处的叶片转向角大于或等于80度；以及

每个涡轮机叶片的特征在于中间半径处的前边缘叶片角大于或等于20度。

6.如权利要求5所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于毂端处的前边缘叶片角大于或等于30度，并且中间半径处的前边缘叶片角大于或等于30度。

7.如权利要求2所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于毂端和尖端之间的中间半径处的叶片转向角大于或等于80度。

8.如权利要求7所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于尖端处的叶片转向角大于或等于45度。

9.如权利要求2所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于尖端处的叶片转向角大于或等于45度。

10.如权利要求1所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于毂端和尖端之间的中间半径处的叶片转向角大于或等于80度。

11.如权利要求10所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于中间半径处的前边缘叶片角大于或等于20度。

12.如权利要求10所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于尖端处的叶片转向角大于或等于45度。

13.如权利要求1所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于尖端处的叶片转向角大于或等于45度。

14.如权利要求13所述的涡轮增压器，其中每个涡轮机叶片的特征在于尖端处的前边缘叶片角大于或等于-20度。

15.如权利要求1所述的涡轮增压器，其中涡轮机叶轮被限定为不多于20个叶片。

16.如权利要求15所述的涡轮增压器，其中涡轮机叶轮被限定为不多于16个叶片。

17.如权利要求1所述的涡轮增压器，其中涡轮机叶轮叶片从涡轮机叶轮毂形成悬臂。

18.如权利要求1所述的涡轮增压器，其中涡轮机被构造为将叶轮毂附近叶轮上游的静压限定为这样一个值，该值不大于所述一系列标准运行工况的至少部分运行工况下的涡轮机出口静压的120％。

19.一种涡轮增压的内燃机系统，包括：

构造为接收加压气流和产生排气流的发动机，该发动机被构造为在一系列标准运行工况下运转；以及

如权利要求1所述的涡轮增压器，该涡轮增压器被构造为，当发动机在标准运行工况下运转时从该发动机接收排气流，并将进气压缩成发动机所接收的加压气流。

20.如权利要求19所述的涡轮增压的内燃机系统，其中向内螺旋主涡形管通道基本上形成收敛通道，所述收敛通道向轴向下游转向并且向内螺旋到足以在所述一系列标准运行工况范围的至少部分运行工况下使进气在到达涡轮机叶轮叶片的前边缘时达到超音速。