４　内燃机与配件　２０１２年第１期　

增压器涡轮叶片设计及模态分析　

Ｄｅｓｉｇｎｉｎｇ　ｏｆ　Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｒ　Ｉｍｐｅｌｌｅｒ　ａｎｄ　Ｍｏｄａｌ　Ａｎａｌｙｓｉｓ　

杨帆胡国良　黄幼林　

（中北大学）　

（摘要］本篇文章介绍了内燃机径流式废气涡轮增压器叶片三维设计方案及有限元分析。该涡　

轮叶片采用经验设计法进行设计，通过ＣＡＤ和ＰＲ０／Ｅ等三维建模软件绘出其工程图，并导入　ＡＮＳＹＳ对其进行有限元网格剖分，再加载边界条件对其进行模态分析．以确保符合材料的热强　

度，有足够的强度和刚度，具有良好的工艺性。对于分析叶片的变形原因具有一定的参考价值。　

［关键词］增压器　涡轮叶片　三维建模ＡＮＳＹＳ模态分析　

Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：Ｔｕｒｂｉｎｅ　Ｉｍｐｅｌｌｅｒ　Ｔｈｒｅｅ—ｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌ　ｍｏｄｅｌｉｎｇ　ＡＮＳＹＳ　Ｍｏｄａｌ　ａｎａｌｙｓｉｓ　

０　引言　

在内燃机的发展过程中．涡轮增压技术的应用　

可以提高充气密度，不仅几成，甚至几倍增加功率，　

增加最大扭矩，提高扭矩储备，同时还可以改善热　

效率，提高经济性，减少排气尾气中的ＨＣ、ＣＯ以及　碳烟颗粒等有害成分，降低噪声。柴油机采用涡轮　

增压已经越来越成为一种大的趋势。同时涡轮增压　器处在一个高温高压的工作环境中．增压器废气涡　

轮端的温度在６００度以上，叶片受到脉冲气流的冲　

击力。容易造成结构振动和疲劳。既要使叶片适应　

恶劣工况，又要尽量减少叶片质量以提高增压器效　

率，在这种情况下，如何提高对叶轮进行合理性设　

计成为当前对涡轮增压器研究的主要技术点。　

１　叶片叶身造型流程　

１．１　多项式构造叶型中弧线　从增压器涡轮叶片的设计过程中可以看出，直　

接的３Ｄ叶片成型仍存在困难，目前的叶片设计都　

是在２Ｄ叶型优化成型的基础上，进行３Ｄ径向积叠　

实现的。２Ｄ叶型的参数化造型方法一般是先采用圆　

弧或样条曲线来定义叶型的前后缘。叶型的内弧和　

背弧有两种常用的定义方法：一种定义方法是直接　

用多段曲线定义叶型的内弧和背弧。另一种方法是　

用多段曲线分别定义叶型的中弧线和厚度分布，然　

后再通过坐标变换得到叶型内弧和背弧的坐标。常　

用的定义叶型的曲线有：ＮＵＲＢＳ、圆弧、椭圆弧、多项　式曲线、包络线等¨Ｊ。本文章采用多项式定义叶型中　

弧线和厚度分布的方法构造增压器涡轮叶片叶型。　

多项式曲线具有简单的代数表达式．曲线光　

滑，不仅能保证在设计空问的连续性，且能保证其　

一阶和二阶导数的连续．适用于叶轮机械叶型的型　

面特点［２１。　

多项式曲线中包括ｎ＋１个未知系数，欲求解多　

项式表达式，只需利用已知条件构建一个包括ｎ＋１　

个方程的方程组，就可以求解出多项式未知系数的　

值，得到该多项式的表达式。将中弧线冲最大弯度　

处分成两段，分别采用一条三次多项式曲线来构　

造，其定义如下：　

ｙｌ＝Ｃ１０＋Ｃｌｌｘ＋Ｃ１２Ｘ　＋Ｃｌ３ｘ　ｘＥ［０，Ｘ　］　

ｙ２＝Ｃ２ｏ＋Ｃ２１ｘ＋Ｃ２２Ｘ　＋Ｃ２３Ｘ　ｘｅ［ｘ　，Ｂ】　

可见，每个三次多项式中有四个未知系数，因　

而需要四个条件建立一个封闭的方程组来求解。　

对于中弧线前半段，采用中弧线起始点Ｑ　的坐标　

（０，０）和该点的斜率ｔａｎ（ｐ　）、最大弯度位置处的　

坐标（ｘ　，ｙ～）和斜率ｔａｎ（ｐ　）带入定义式，得　

到一个包含四个方程的方程组，如式（ｉ）；对于中弧　

线后半段，采用中弧线终止点Ｑ：的坐标（ｘ　，ｙ　）和该　

点的斜率ｔａｎ（ｐ　）、最大弯度位置处的坐标（ｘ一，　

ｙ一）和斜率ｔａｎ（ｐ　）带人定义式也得到一个四方程　

的方程组，如式（ｉｉ）：

　１２　内燃机与配件　２０１２年第ｌ期　

面，约为１６２．６７ＭＰａ。通过对活塞各危险部位疲劳安　全系数计算，活塞的材料强度满足发动机的要求；　

通过对活塞强度预测评价可知．活塞材料强度能满　

足增压柴油机在正常运行状态下的可靠性要求。　

（２）通过对活塞的温度场分析可知，活塞的最　

高温度为３４３．６℃，出现在燃烧室喉口边缘活塞温度　从顶部到底部的温度变化明显，燃气进入活塞的大　部分热量都是从活塞的环槽区域流走；活塞温度满　足活塞材料设计要求。　

（３）最大径向变形出现在活塞的头部，为０．４０７ｒａｍ，　活塞头部和裙部的变形在配合间隙设计值范围内　

（活塞和缸套在活塞头部位置的间隙为０．８９　ｍｍ，不　

含配缸间隙）。　（４）通过对活塞强度预测评价可知，活塞材料　

强度能满足ＩＳＬｅ增压柴油机在正常运行状态下的　可靠性要求，活塞头部和裙部的变形也在配合间隙　

设计值范围内。　

通过以上分析，ＩＳＬｅ活塞取消铜套后，经过对　

活塞销孔改进优化设计，活塞销孑Ｌ部位的应力和变　形满足活塞设计要求．ＩＳＬｅ活塞取消铜套设计方案　

可行；取消铜套后的ＩＳＬｅ活塞经过在市场上验证，　没有出现活塞销孑Ｌ失效故障，用户反应良好。　参考文献　

『１】刘世英等．销孑Ｌ结构设计对活塞可靠性影响的研究『Ｊ］．内　燃机丁程．第２８卷第１期，２００７．　［２】白敏丽，朱国朝，陈家骅，张志千．内燃机燃烧室瞬态导热　有限元计算网格剖分规则研究．内燃机Ｔ程，２０００．　［３］白敏丽，蒋惠强，陈家骅．发动机活塞组２缸套整体耦合　系统瞬态温度场数值模拟．小型内燃机，１９９４，２２．　【４］周先辉．活塞有限元分析　华北丁学院学报，１９９８，１９　［５】佟景伟．在温度和机械载荷作用下活塞应力与变形的三　维有限元分析『Ｊ】．内燃机学报，１９９５，１３（２）：１２３～１３１．　【６】薛明德．柴油机活塞的温度场、热变形与应力三维有限元　分析『Ｊ］．兵工学报，２００１（２）：１　１—１４．　［７］邱晓玲．柴油机活塞温度场测量及降温措施．机械工业出　版社　１９８９．　［８］苏洪吉．车用柴油机的活塞设计研究．汽车科技，１９９８（６）．　１９Ｊ翟鹏等．车用高负荷活塞异形销孔结构发展趋势及加Ｔ　技术研究．汽车技术，２００６，３．　［１０］赵耀如．活塞损坏及其考核．经验交流，１９９８（２）．　

作者简介：张岗，男，高级Ｔ程师，主要从事产品ＣＡＥ分　析和产品失效分析研究。　

（上接第５页）　

从图可以看出涡轮叶片的第一阶振型表现为１　弯，最大振动应力在叶片的进气边处；第二阶振型表　现为１弯，最大振动应力在叶片的出气边最高处：第　三阶振型表现为１弯１扭．最大振动应力在垂直于　叶片的进气边处；第四阶振型表现为２弯２扭，最大　振动应力在叶片的进气边和叶片中部：第五阶振型　为３弯２扭，最大振动应力在叶片的进气边和出气　

边均有出现　

２．３增压器涡轮叶片的共振特性分析　增压器涡轮叶片共１０个。涡轮的激振频率为　（７０００／６０）１０　ｎ（ｎ为正整数），从而得到涡轮的激　

振频率为１１６６ｎ　Ｈｚ，即是：１１６６　Ｈｚ、２３３２　Ｈｚ、３４９８　

Ｈｚ　４６６４　Ｈｚ　５８３０　Ｈｚ　６９９６　Ｈｚ　８１６２　Ｈｚ　９３３３　Ｈｚ、　

１０５００　Ｈｚ、１１６６７　Ｈｚ、１２８３３　Ｈｚ、１４０００　Ｈｚ、１５１６６　

Ｈｚ、１６３３３　Ｈｚ、１７５００　Ｈｚ、１８６６７　Ｈｚ、１９８３３　Ｈｚ、２１０００　Ｈｚ……。涡轮叶片的前５阶固有频率见表。把涡轮　的激振频率与涡轮叶片的前８阶固有频率进行对照　

分析后可知，在工作转速范围内，该涡轮叶片存在着　

共振，当激振力的频率为１４０００　Ｈｚ、１６３３３　Ｈｚ时，涡　轮叶片发生五阶、六阶共振。叶片共振很容易造成　叶片的损坏，这说明增压器在工作转速下，叶片发生　共振的可能性比较大，即其工作可靠性比较低。解　

决叶片共振的有效方法是：改变叶片厚度，并尽量减　

少叶片的不均匀度，以及避免叶片的激振频率落在　其共振频率范围内。　

３　总结　

增压器涡轮叶片设计是发动机中涡轮部件设　

计的重要部分．其设计的优劣直接关系到涡轮工作　

的效率。其工作环境是高温、高压和高速，承受的载　

荷主要有：气动载荷、离心载荷和热载荷，叶片设计　

具有广泛的发展空间和前景。　参考文献　

［１］苏士甄等．叶轮机械原理．清华大学出版社．１９９１，３：３７—　３３８　［２】杨锡宝，张有正。一类具有形状参数的二次三角多项式曲　线．浙江丁业大学学报．２００４　￣３２（３）　

作者简介：杨帆，男，１９８６年生，中北大学硕士研究生，主　要研究方向为发动机总体技术及结构动态设计。