基于反動度的增壓器渦輪設(shè)計(jì)方法

摘要： 通過分析渦輪葉輪葉片角與反動度的關(guān)系，設(shè)計(jì)了葉片角分布控制參數(shù)，構(gòu)建了3種不同反動度的增壓渦輪，匹配不同尺寸的渦輪殼，在相同流量條件下，研究了不同反動度渦輪對渦輪級的性能影響規(guī)律。最終，應(yīng)用基于渦輪反動度特征葉片角分布控制方法，實(shí)現(xiàn)了增壓器渦輪的全參數(shù)化設(shè)計(jì)。結(jié)果表明，采用基于反動度的增壓器渦輪葉輪的設(shè)計(jì)方法是可行的，可以滿足增壓器渦輪葉輪性能優(yōu)化設(shè)計(jì)需求。

關(guān)鍵詞： 渦輪增壓器；渦輪葉輪；反動度；葉片角分布；流場分析

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.04.009

中圖分類號： TK403文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B文章編號： 1001-２２２２（２０24）０4-００61-10

渦輪增壓是一種使汽車工業(yè)脫碳的技術(shù)，它有助于向可持續(xù)發(fā)展過渡。以減少溫室氣體排放為目標(biāo)的渦輪增壓技術(shù)，通常通過發(fā)動機(jī)排氣驅(qū)動渦輪，渦輪驅(qū)動與其相連的壓氣機(jī)，實(shí)現(xiàn)高壓比增壓。為了滿足這一要求，在汽車渦輪增壓器領(lǐng)域渦輪設(shè)計(jì)是相當(dāng)具有挑戰(zhàn)性的，在競爭激烈的商業(yè)環(huán)境中，從空氣動力學(xué)和機(jī)械角度來看，新零件和許多定制解決方案的開發(fā)時間極短，需要快速可靠的設(shè)計(jì)方法。渦輪機(jī)設(shè)計(jì)通常在相互沖突的機(jī)械和空氣動力學(xué)設(shè)計(jì)目標(biāo)之間折中。此外，車用渦輪增壓器渦輪設(shè)計(jì)將被迫在設(shè)計(jì)點(diǎn)和非設(shè)計(jì)點(diǎn)間進(jìn)行平衡。渦輪機(jī)由發(fā)動機(jī)排氣驅(qū)動，通過氣體焓降的作用獲取動能，進(jìn)而驅(qū)動壓氣機(jī)做功［1-4］。渦輪反動度作為渦輪做功能力評價的指標(biāo)，在渦輪性能分析中具有重要作用［5-7］，在本研究中渦輪級僅包含無葉渦輪殼和徑流渦輪。

渦輪構(gòu)造通常采用葉片位置角θ在葉片子午流線M′的分布規(guī)律構(gòu)建而成［8-9］。設(shè)計(jì)完成葉片弧面之后，再通過葉片厚度的增加形成空間葉片，但不同于壓氣機(jī)葉輪，渦輪葉片通常采用徑向分布的葉片母線構(gòu)成，這主要為了滿足渦輪較高的徑向離心力，葉片在徑向不能彎曲。渦輪葉片構(gòu)建完成后，再經(jīng)過CFD計(jì)算獲取渦輪性能特征。

在實(shí)際應(yīng)用中，增壓器渦輪級主要包括無葉渦輪箱和一級渦輪。不同的渦輪葉型分布對應(yīng)著不同的流量特性。為了進(jìn)行比較，本研究在一定的渦輪級流量能力條件下構(gòu)建不同渦輪，同時匹配不同的渦輪殼，使得渦輪流通能力相當(dāng)，進(jìn)而研究不同反動度DOR（degree of reaction）與渦輪級性能的關(guān)系，建立渦輪幾何構(gòu)造關(guān)系，葉片角分布規(guī)律與整機(jī)性能的關(guān)系，獲得增壓器渦輪的設(shè)計(jì)方法，設(shè)計(jì)出高效渦輪。這種方法通過角度控制渦輪葉片形態(tài)，同時與反動度DOR聯(lián)系在一起，渦輪設(shè)計(jì)更加簡潔。

1渦輪設(shè)計(jì)流程

1.1渦輪葉輪參數(shù)化設(shè)計(jì)流程

目前有很多商業(yè)軟件可以實(shí)現(xiàn)傳統(tǒng)渦輪的設(shè)計(jì)，通常采用葉片位置角θ和葉片子午流線M′的控制方法。利用這種方法可以直接構(gòu)建渦輪葉片，簡單明了，但不能直接控制葉片角，而葉片角分布直接關(guān)系到葉片做功能力。另一種渦輪設(shè)計(jì)方法是反問題設(shè)計(jì)方法，由Hawthorne等最早提出［10-11］，后由Zangened發(fā)展形成設(shè)計(jì)離心壓氣機(jī)的反問題設(shè)計(jì)方法［12-14］。但這種由葉片載荷分布規(guī)律求葉片幾何的方法，在渦輪設(shè)計(jì)的相關(guān)應(yīng)用文獻(xiàn)中的描述較少。

本研究中，對于渦輪的幾何造型選用自主研發(fā)的葉片成型系統(tǒng)，設(shè)計(jì)流程見圖1。

1.2渦輪葉輪參數(shù)化設(shè)計(jì)模型建立

參數(shù)化子午面通道構(gòu)建，在子午通道曲線采用參數(shù)化Bezier樣條曲線［15-16］，如圖2所示。

參數(shù)化Bezier樣條曲線具有以下定義特點(diǎn)：

P（t）=∑ni=0PiBi，n（t），t∈［0，1］。（1）

式中：Bi，n（t）=Cinti（1-t）n-i，（t=0，1，…n）；Cin=n！i?。╪-i）！。

通常由n+1個頂點(diǎn)確定n次曲線，Pi是特征多邊形的第i個頂點(diǎn)的坐標(biāo)（xi，yi），Bi，n（t）是伯恩斯坦（Bernstein）多項(xiàng)式。

本研究中子午通道曲線采用五點(diǎn)四階的Bezier樣條曲線。分別定義輪罩曲線控制點(diǎn)（Zs1，Rs1）、（Zs2，Rs2）、（Zs3，Rs3）、（Zs4，Rs4）、（Zs5，Rs5）和輪轂曲線控制點(diǎn)（Zh1，Rh1）、（Zh2，Rh2）、（Zh3，Rh3）、（Zh4，Rh4）、（Zh5，Rh5）。通常情況下，四階曲線可以很好地對渦輪子午通道進(jìn)行控制。

由于渦輪材料通常采用鑄造高溫合金，材料密度較大，高速旋轉(zhuǎn)離心力較大，渦輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)較為困難。通常情況下，渦輪葉片選用徑向分布型式，渦輪葉片可以通過連接回轉(zhuǎn)中心線和輪轂葉片型面曲線的葉片母線徑向旋轉(zhuǎn)而成，這樣可以保證渦輪具有最小的葉片離心應(yīng)力。

針對增壓器渦輪的結(jié)構(gòu)特征，構(gòu)建渦輪葉輪的空間設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)參數(shù)，這里使用葉輪機(jī)械的共形保角變換方法［17］，建立θ-M坐標(biāo)系（見圖3）。

圖3中，M為沿子午曲線在子午平面（Z，R）子午流線曲線弧長積分：

M=∫s0（drds）2+（dzds）2ds。（2）

M′為沿子午流線曲線弧長的半徑歸一化弧長積分：

M′=∫s0（drds）2+（dzds）2rds。（3）

式中：s為葉片子午面弧長；θ為葉片沿旋轉(zhuǎn)方向位置角；β為葉片沿流線方向的軸向角；z為葉片軸向距離；r為葉片徑向距離。

根據(jù)空間定義，葉片的葉片角β、葉片位置角θ、葉片子午弧長半徑歸一化積分M′三者之間存在如下關(guān)系：

tan（β）=θM′。（4）

式（4）表明，對于某種子午通道分布，葉片角β和葉片位置角θ之間存在導(dǎo)數(shù)與積分的關(guān)系，即葉片角β分布曲線積分可以獲得葉片位置角θ分布曲線，葉片位置角θ分布曲線求導(dǎo)可以獲得葉片角β分布曲線。

本研究中，采用β-M′分布曲線渦輪設(shè)計(jì)方法，設(shè)計(jì)了沿著輪轂分布的葉片型面曲線（見圖4），使用了葉片角β與M′的分布曲線控制方法。曲線使用了前述的Bezier樣條，曲線起點(diǎn)對應(yīng)渦輪葉片進(jìn)口葉片角β1，終點(diǎn)對應(yīng)渦輪葉片出口角β2。曲線中間設(shè)計(jì)了βi1，βi2，βi33個控制點(diǎn)。

葉片角分布曲線確定后，可以通過式（4）積分獲取葉片位置角θ分布曲線，而后沿著θ-M′曲線進(jìn)行參數(shù)化葉片流線厚度分布控制（見圖5），設(shè)計(jì)了TLE，T1，T2，T3，T4，TTE6個厚度控制參數(shù)。

葉片輪轂沿流線厚度分布控制曲線確定后，再結(jié)合空間θ-M曲線沿流向分布位置，沿徑向進(jìn)行葉片厚度分布控制（見圖6），對應(yīng)流線位置的徑向截面位置，設(shè)計(jì)了對應(yīng)截面Tih，Ti1，Ti2，Ti3，Tis5個厚度控制參數(shù)。

根據(jù)沿流線及沿徑向的葉片厚度分布控制參數(shù)，按照數(shù)據(jù)點(diǎn)與子午通道的對應(yīng)關(guān)系，最終形成空間葉片型面數(shù)據(jù)（見圖7），至此，最終形成完整的渦輪全參數(shù)模型（見圖8）。

1.3渦輪葉輪參數(shù)

設(shè)計(jì)的渦輪全參數(shù)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。將以此作為全參數(shù)設(shè)計(jì)的參數(shù)化模型，編制MATLAB渦輪設(shè)計(jì)程序。

2渦輪葉輪設(shè)計(jì)

渦輪使用了全三維CFD方法，基于設(shè)計(jì)完成的渦輪幾何模型及相應(yīng)的渦輪殼，實(shí)現(xiàn)了渦輪級的性能MAP預(yù)測仿真。

渦輪級的性能與渦輪幾何尺寸密切相關(guān)，同時渦輪葉片形狀也將對性能有重要影響。在分析渦輪級性能時，使用固定一致的渦輪進(jìn)出口直徑及相同的子午流道尺寸形狀，只研究葉片形狀對于渦輪性能的影響。因此選擇了一種基本型式的徑流式子午通道，同時對于葉片厚度分布型式也進(jìn)行了參數(shù)鎖定，這樣一來，前述參數(shù)化渦輪設(shè)計(jì)模型36個參數(shù)中就只剩下葉片角β分布等5個參數(shù)，降低了參數(shù)分析的難度。

基于不同的葉片形狀設(shè)計(jì)了3種渦輪，為了比較不同渦輪在實(shí)際發(fā)動機(jī)匹配時的性能表現(xiàn)，通過調(diào)整渦輪殼使渦輪級達(dá)到大致相同流量。因此，對3個渦輪機(jī)的渦輪殼面積進(jìn)行了適當(dāng)?shù)倪x擇，以便實(shí)現(xiàn)3個渦輪級具有相同流量。

考慮渦輪在渦輪級中的作用，這里使用了反動度DOR參數(shù)：

DOR=ΔHrotorΔHstage。（5）

DOR定義為渦輪轉(zhuǎn)子靜焓降與渦輪級靜焓降的比值，其值大小反映了渦輪做功相對渦輪級的能力大小。

3種渦輪級基本情況見表2?；咀游缤ǖ赖脑O(shè)置如下：渦輪型式為徑流式，葉片數(shù)為11，設(shè)計(jì)膨脹比為3.0，設(shè)計(jì)相似轉(zhuǎn)速為5 266 min-1·K-0.5，設(shè)計(jì)相似流量為20 kg·s-1·K0.5·MPa-1。

3種渦輪對應(yīng)的β-M′分布曲線見圖9。為了進(jìn)行葉形對比分析，這里使用統(tǒng)一的渦輪葉片出口角β2，對于渦輪葉片進(jìn)口角β1給定了3種不同的數(shù)值，進(jìn)口角的變化影響了渦輪進(jìn)氣速度分布形式，產(chǎn)生了不同的葉片載荷加載形式［18-19］，最終將導(dǎo)致不同的渦輪性能。表2中DOR數(shù)值主要依據(jù)高速設(shè)計(jì)點(diǎn)工況確定。

通過固定的子午通道參數(shù)及葉片位置角θ與葉片角β的關(guān)系，確定了θ-M′曲線，即葉片型面曲線（見圖10）。從圖中可以看出，3種葉片在空間的彎曲程度明顯不同。

通過組合不同的渦輪殼截面尺寸和渦輪葉片葉形分布，改變了DOR，同時也影響了渦輪級的性能，通過詳細(xì)的CFD分析將進(jìn)一步了解不同DOR對渦輪的性能影響。

3種不同的葉片角β分布形式對應(yīng)的3種渦輪見圖11，葉片的彎曲程度不同將導(dǎo)致渦輪流通能力不同，最終影響渦輪性能。

3渦輪數(shù)值仿真模型

為了分析3種渦輪級的性能，建立了CFD數(shù)值仿真模型（見圖12），模型包括進(jìn)口管通道、出口管通道、渦輪殼及渦輪。除渦輪殼外，所有區(qū)域均為六面體網(wǎng)格，渦輪殼采用了四面體網(wǎng)格，渦輪殼與渦輪轉(zhuǎn)子網(wǎng)格連接采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子邊界。圖12中的1，2和3位置分別為渦輪殼進(jìn)口、渦輪與渦輪殼交界面及渦輪級出口，這3個位置用于相關(guān)仿真結(jié)果評估計(jì)算。

CFD流場計(jì)算采用雷諾平均N-S方程求解，采用Spalart-Allmaras湍流計(jì)算模型，定常分析，忽略重力作用，計(jì)算模型固壁采用不滲透、無滑移、絕熱的邊界條件。

4渦輪穩(wěn)態(tài)仿真

針對3種渦輪計(jì)算了詳細(xì)的性能曲線，分別進(jìn)行了高轉(zhuǎn)速與低轉(zhuǎn)速分析，高轉(zhuǎn)速工況選取相似轉(zhuǎn)速nred=5 266 min-1·K-0.5，低轉(zhuǎn)速工況選取相似轉(zhuǎn)速nred=2 633 min-1·K-0.5。

渦輪的高轉(zhuǎn)速流量特性曲線見圖13，由圖可見3種渦輪在膨脹比πts=3.0時流通能力大致相同，相似流量為20 kg·s-1·K0.5·MPa-1。在低轉(zhuǎn)速工況（見圖14），3種渦輪表現(xiàn)出了流量差異，較大DOR的渦輪3流量較大。

3種渦輪的反動度DOR曲線顯示（見圖15和圖16），在同一速度曲線中，反動度DOR存在峰谷位置，具有較大渦輪殼的渦輪級（渦輪3）反動度最高，而具有較小渦輪殼的渦輪級（渦輪1）反動度相對較低。這種規(guī)律在高速工況時較為明顯，但在低速工況時，則渦輪1將具有較大的反動度（見圖16）。

3種渦輪的效率曲線顯示（見圖17和圖18），高速工況時，較小DOR的渦輪1獲得了較高的效率，在低速工況時，則反動度較高的渦輪3具有較高的效率。圖15與圖17對比可見，高速工況反動度與效率具有一定的反比例關(guān)系，較大的反動度具有較低的效率，且峰值位置區(qū)域（πts=［2，2.5］）對應(yīng)，反動度峰谷位置區(qū)域?qū)?yīng)效率峰頂位置區(qū)域。通過圖16與圖18對比可知，在低速工況，反動度與效率的關(guān)系則不明顯，但是峰值區(qū)域都趨向于低膨脹比區(qū)域（πts=1.5）。

對CFD的仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行詳細(xì)分析，按照90%葉片高度位置，沿著子午面M流線延伸方向坐標(biāo)（見圖19）獲取渦輪葉片表面的壓力分布。

對3種渦輪的壓力分布和葉片載荷進(jìn)行了計(jì)算，葉片載荷（blade loading）參數(shù)計(jì)算見式（6）：

blade_loading=Pp-Ps（Pp+Ps）/2。（6）

式中：Pp為葉片壓力面表面壓力；Ps為葉片吸力面表面壓力。

3種渦輪的流量特性呈現(xiàn)明顯的規(guī)律性，根據(jù)渦輪實(shí)際使用工況確定了2個常用工況點(diǎn)，以便對不同葉型的渦輪進(jìn)行深入研究。

工況1：高速工況，nred=5 266 min-1·K-0.5，高膨脹比，πts=3.0，大流量點(diǎn)；

工況2：低速工況，nred=2 633 min-1·K-0.5，低膨脹比，πts=1.5，小流量點(diǎn)。

從工況1葉片表面壓力分布情況（見圖20）可以看出，在渦輪葉片進(jìn)口段（0～0.3），葉片壓力面與吸力面沿流線的表面靜壓差分布區(qū)別較大，渦輪1壓力差最大，渦輪3最小，渦輪2介于前兩者之間，葉片表面壓差決定了葉片載荷的大小。

從工況1葉片載荷分布情況（見圖21）可以看出，在30%進(jìn)口區(qū)域，渦輪1載荷最大，渦輪3載荷最小，渦輪2居中；在出口30%區(qū)域，渦輪3載荷相比渦輪1較大，從數(shù)據(jù)可見，渦輪1屬前加載葉型，渦輪3屬于后加載葉型，渦輪的葉片載荷形式與葉片的彎曲特征具有相關(guān)性，這對于理解渦輪葉片的設(shè)計(jì)具有重要意義。

從工況2葉片表面壓力分布情況（見圖22）可以看出，在渦輪葉片出口段（0.6～0.9），與工況1不同，渦輪1壓力差最小，渦輪3最大，渦輪2介于前兩者之間。從沿流線整體壓力分布情況看，渦輪3壓力載荷變化均勻，渦輪1在出口段壓力差逐步變小，載荷較小。

從工況2葉片載荷分布情況（見圖23）可以看出，在低速低膨脹比時渦輪載荷特征與高速高膨脹比時基本相同，渦輪3表現(xiàn)為后加載特征，渦輪在出口部位做功能力較強(qiáng)。

選取渦輪1和渦輪3進(jìn)行了高低速工況的流場對比分析，結(jié)果見圖24至圖31。

從高速對比云圖可見，渦輪1相比渦輪3熵增較小，渦輪3進(jìn)口葉片彎曲程度較大，在進(jìn)口處出現(xiàn)低速團(tuán)，效率降低，渦輪3在出口處出現(xiàn)了氣體分離，熵增明顯。

低速工況與高速工況相反，渦輪3相比渦輪1效率較高，從云圖可見，渦輪1在進(jìn)口處出現(xiàn)低速分離團(tuán)，熵增明顯。

依據(jù)CFD仿真數(shù)據(jù)結(jié)果，按照圖12的渦輪進(jìn)口界面2位置，對工況1和工況2的進(jìn)口速度數(shù)據(jù)進(jìn)行了提取，數(shù)據(jù)按照渦輪進(jìn)口區(qū)域標(biāo)量數(shù)值平均處理，結(jié)果見表3。

按照表3數(shù)值，對渦輪1和渦輪3繪制渦輪進(jìn)口速度三角形（見圖32和圖33），其中渦輪進(jìn)口絕對氣流角α與流量大小無關(guān)，數(shù)值大小與渦輪殼相關(guān)，為定值；渦輪進(jìn)口相對氣流角β絕對值由小流量逐步向大流量減小，對應(yīng)進(jìn)口氣流攻角逐步由負(fù)值變?yōu)檎?，變化過程中將出現(xiàn)渦輪效率的峰值區(qū)域。

在高速工況，渦輪1相比渦輪3相對氣流角β較小，渦輪效率較高；在低速工況，渦輪3相比渦輪1相對氣流角β較小，渦輪效率較高。

5結(jié)論

a）" 提出了一種渦輪增壓器渦輪葉輪設(shè)計(jì)方法，構(gòu)建了θ-M′坐標(biāo)系，同時確立了葉片角β與葉片位置角θ的關(guān)系，利用葉片角β為控制參數(shù)，實(shí)現(xiàn)了渦輪葉形曲線的精確控制，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)了增壓器渦輪全參數(shù)化設(shè)計(jì)；

b） 使用CFD方法，分析了3種不同葉片形式的渦輪，在相同設(shè)計(jì)流量下，不同渦輪殼組合模式下的渦輪流通特性，不同反動度DOR將獲得不同渦輪效率，在高速工況，較低的反動度（如渦輪1）將帶來效率的提升，相反對于低速工況，較高的反動度（如渦輪3）效率較好；

c） 通過分析3種渦輪的葉片載荷可以得出，渦輪1對應(yīng)前加載葉型，渦輪3對應(yīng)后加載葉型，渦輪的葉片載荷形式與葉片的彎曲特征具有相關(guān)性，渦輪進(jìn)口的彎曲將導(dǎo)致渦輪葉片的載荷增大，這對于理解渦輪葉片的設(shè)計(jì)具有重要意義；

d） 通過對渦輪1和渦輪3的不同工況詳細(xì)對比，明確了渦輪葉片形狀與渦輪反動度的關(guān)系，進(jìn)一步研究了葉片形狀對渦輪進(jìn)口速度三角形的影響，最終確認(rèn)了葉片形狀對效率的影響關(guān)系；

e） 基于反動度進(jìn)行增壓器渦輪葉輪的設(shè)計(jì)，可以清楚地分析渦輪葉片形狀以及不同工況對效率的影響，還可以大幅提升渦輪設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性，同時相比傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)，渦輪性能得到提高。

參考文獻(xiàn)：

［1］朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992.

［2］Baines N. Fundamentals of Turbocharging［M］.［S.l.］：Concepts ETI，2005.

［3］Japikse D，Baines N C.Introduction to Turbomachinery［M］.Oxford：Concepts ETI，1994.

［4］Hany Moustapha.Axial and radial turbines［M］.［S.l.］：Concepts NREC，2003.

［5］Roclawski H，Gugau M，Langecker F，et al.Influence of Degree of Reaction on Turbine Performance for Pulsating Flow Conditions［C］.ASME Paper GT2014-25829.

［6］Shibata T，Yagi M，Nishida H，et al.Performance Improvement of a Centrifugal Compressor Stage by Increasing Degree of Reaction and Optimizing Blade Loading of a 3D Impeller［C］.ASME Paper GT2009-59588.

［7］Yagi M，Kishibe T，Shibata T，et al.Performance Improvement of Centrifugal Compressor Impellers by Optimizing Blade-Lading Distribution［C］.ASME Paper GT2008-51025.

［8］Casey M V.A Computational Geometry for the Blades and Internal Flow Channels of Centrifugal Compressors［C］.ASME Paper 82-GT-155.

［9］李磊，李元生，于明，等.基于z-θ流面的徑流式葉片中弧線造型設(shè)計(jì)方法［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2012，48（5）：187-192.

［10］Hawthorne W，Tan C，McCune J.Theory of Blade Design for large Deflections-Part Ⅰ：Two-Dimensional Cascade［J］.ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power，1984，106（2）：346-353.

［11］Tan C，Hawthorne W，McCune J，et al.Theory of Blade Design for large Deflections-Part Ⅱ：Annular CasCades［J］.ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power，1984，106（2）：354-365.

［12］Zangeneh M.A Compressible Three Dimensional Blade Design Method for Radial and Mixed Flow Turbomachinery Blade［J］.International Journal for Numerical Methods in Fluids，1991，13（5）：599-624.

［13］Zangeneh M.On the Role of Three-Dimensional Inverse Design Methods in Turbomachinery Shape Optimization［J］.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part C：Journal of mechanical engineering science，1999，213（C1）：27-42.

［14］Zangeneh M.On 3D Inverse Design of Centrifugal Compressor Impellers With Splitter Blade［C］.ASME Paper 98-GT-507.

［15］孟軍強(qiáng).基于NURBS的渦輪葉片造型技術(shù)研究［D］.南京：南京航空航天大學(xué)，2007.

［16］施法中.計(jì)算機(jī)輔助幾何設(shè)計(jì)與非均勻有理B樣條［M］.北京：高等教育出版社，2001.

［17］嚴(yán)敬，牛妮，李維承，等.保角變換離心式葉片繪型的新方法［J］.蘭州理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2008，34（4）：58-60.

［18］胡勝波，蘇莫明，田曉平，等.離心壓縮機(jī)葉輪加載規(guī)律的數(shù)值研究［J］.風(fēng)機(jī)技術(shù)，2009（4）：25-27.

［19］秦玉兵，蘇莫明，李泰勛.控制加載規(guī)律下的離心壓氣機(jī)葉輪設(shè)計(jì)方法及數(shù)值分析［J］.風(fēng)機(jī)技術(shù)，2007（6）：36-39.

Design of Turbocharger Turbine Based on Degree of Reaction CHEN Gang，YAN Jianfei，JIANG Chengfu，ZHANG Zhuopei，JI Yi

（Tianjin North Tianli Turbocharging Technology Co.，Ltd.，Tianjin300405，China）

Abstract： By analyzing the relationship between the blade angle and degree of reaction （DOR）， the control parameter of blade angle was designed， and three turbine wheels of different degrees of reaction were constructed， which matched different volutes. The influence of DOR on turbine performance was investigated. Finally， the full-parameter optimization of turbocharger turbine was realized based on blade angle distribution obtained according to turbine DOR characteristic. The results show that the introduced turbine wheel optimization design method is feasible， which can meet the performance optimization requirements of turbocharger turbine wheel.

Key" words： turbocharger；turbine impeller；degree of reaction；blade angle distribution；flow field analysis

［編輯： 潘麗麗］