附加涵道風扇系統(tǒng)低稠度葉尖渦輪氣動設計研究

王遠慶，夏 晨，張 衍，向 鑫

(1.南京航空航天大學 能源與動力學院， 江蘇省航空動力系統(tǒng)重點實驗室， 南京 210016;2.上海宇航系統(tǒng)工程研究所， 上海 201109)

大涵道比渦扇發(fā)動機具有推力大、耗油率低、噪聲小等優(yōu)勢，已廣泛用于軍、民用運輸機和其他大型亞聲速飛機[1]。進一步提高涵道比是當前大涵道比渦扇發(fā)動機的主要技術發(fā)展方向[2～3]。傳統(tǒng)大涵道比渦扇發(fā)動機多為雙轉子結構，由低壓渦輪驅動風扇和低壓壓氣機。隨著涵道比需求的進一步提升，低壓渦輪和風扇的轉速需求不匹配問題[4～8]將是當前大涵道比渦扇發(fā)動機設計面臨的核心難題之一。目前主要采用三轉子、GTF(齒輪驅動)等結構來解決轉速不匹配問題。三轉子發(fā)動機主要是RR公司的遄達系列渦扇發(fā)動機，但它對轉速不匹配問題只能做到一定程度的緩解，而且提升涵道比的潛力不大；GTF典型機型為PW1000G系列發(fā)動機，雖然較好地解決了轉速不匹配問題，但是齒輪減速器的傳遞扭矩大，會帶來一系列可靠性和壽命問題[9]。這些提高發(fā)動機涵道比的技術都存在結構過于復雜、可靠性不高等情況，不能從根本上解決風扇與低壓渦輪轉速不匹配的問題。

南京航空航天大學提出了一種新型的葉尖噴氣自驅動附加涵道風扇渦扇發(fā)動機方案[10-11]，即在常規(guī)雙轉子渦扇發(fā)動機的外涵之外再增加一個附加涵道風扇，其轉子為渦輪與風扇一體化的葉輪，由原雙轉子渦扇發(fā)動機風扇外涵壓縮空氣驅動葉尖渦輪帶動涵道風扇工作，實現(xiàn)了涵道風扇與驅動渦輪的無軸連接，避免了兩者的轉速不匹配，并實現(xiàn)了更大的涵道比，使發(fā)動機的經濟性更高。張衍等[12]針對該新型發(fā)動機的核心部件——低稠度葉尖渦輪的流動特征和工作機理進行了初步的分析，提出了有效提能區(qū)和能量提取率的概念以更好地分析低稠度下渦輪的工作特點。能量提取率是用以彌補等熵效率不足以衡量氣流中的實際有效做功量而提出的一個評價指標，將其定義為滯止等熵功與可用能之比。有效體能區(qū)表示的是葉片有效提能的區(qū)域，初步假定以轉子流道中氣流偏轉角達到葉輪中弧線轉折角70%以上作為有效提能的判別標準。本研究在其工作的基礎上，采用CFD損失分離的方法，研究了這類低稠度葉尖渦輪的損失特性，并針對其低稠度結構特征，開展了高性能前加載葉型的氣動設計技術研究，初步探究了中弧線的設計規(guī)律，為后續(xù)研發(fā)該類新型大涵道比附加涵道風扇發(fā)動機奠定技術基礎。

1 新型氣驅附加涵道風扇低稠度葉尖渦輪氣動特性分析

1.1 附加涵道風扇技術特點分析

圖1為南京航空航天大學提出的新型附加涵道風扇發(fā)動機的結構。附加涵道主要由渦輪靜子、轉子、引起管道等組成，其中附加涵道風扇轉子呈一體化結構，內部為風扇轉子，外部為渦輪轉子。原渦扇發(fā)動機外涵道空氣被壓縮后經導氣機匣和引氣管道通過靜子導向和加速高速沖擊附加涵道風扇轉子。涵道風扇抽吸環(huán)境大氣增壓，匯合渦輪轉子軸向排出的氣體流入噴管后噴出。主要原理是將外涵道增壓氣體中的能量提取后分配給風扇轉子。風扇轉子直徑大，能排出更多質量的氣體，即一方面降低了排氣速度，另一方面獲得了更大的排氣動量，從而提升了發(fā)動機的推進效率。該結構的另一個優(yōu)點是將原本能量軸向傳遞的方式轉變?yōu)閺较騻鬟f，規(guī)避了常規(guī)雙轉子發(fā)動機由轉軸傳遞能量所帶來的不匹配問題，同時在外環(huán)的附加涵道風扇能更加容易地獲得更大的涵道比。

附加涵道風扇是新型動力系統(tǒng)的核心部件，是實現(xiàn)發(fā)動機超大涵道比的關鍵，其結構主要特點是渦輪與風扇葉片的一體化。如圖1右上角所示葉輪，其位于葉輪外環(huán)的是驅動整體葉輪運轉的葉尖渦輪，內環(huán)是實現(xiàn)發(fā)動機更大涵道比的附加涵道風扇。從該整體葉輪的強度和穩(wěn)定性考慮，其葉尖渦輪轉子葉片和風扇轉子葉片保持一一對應更好，因而葉尖渦輪的稠度會受到風扇轉子稠度的制約。以CFE738渦扇發(fā)動機為例，其風扇葉尖稠度為0.66[13]，則安置于風扇頂部的葉尖渦輪稠度將低至0.6左右，該數(shù)值遠遠低于常規(guī)渦輪稠度1.4～1.7[14]的范圍。同時，由于渦輪處于葉尖，其通流能力很強，而風扇轉子葉片所需的功率又較小(風扇壓比僅1.008)，故葉尖渦輪的流量需求不大，這導致其葉高很小，即展弦比較小。因此，葉尖渦輪實質上為一種具有極低稠度、極低展弦比特點的軸流渦輪，故其面臨著特殊的氣動問題： 極低稠度使得相鄰轉子葉片之間的影響急劇減弱，呈近似“孤立”的特點，氣體繞流能力下降，附面層快速發(fā)展，流道內的分離很大，流動十分復雜；氣流的相當一部分能量不能被葉片有效提取，轉子做功能力急劇下降；低展弦比使得相對間隙尺寸變大，泄漏損失也急劇增加，并且泄漏流對主流的影響范圍進一步擴大。這些問題都對葉尖渦輪的效率和做功能力產生影響，使得葉尖渦輪的設計面臨諸多問題。為了研究其損失的主要來源和構成，以下采用CFD的方法進行損失構成的計算，并且初步探究與之相關的葉型設計方法。

A.附加涵道轉子； B.附加涵道靜子； C.引氣管路； D.導氣機匣； E.附加涵道轉子輪轂； F.葉尖渦輪導向器； G.葉尖渦輪轉子

1.2 低稠度葉尖渦輪流動的數(shù)值模擬方法

本文以NASA Lewis研究中心1臺75 kW軸流[15]渦輪(葉輪直徑為150 mm，葉高為16.97 mm，葉片軸向弦長為13.11 mm，稠度為1.61，展弦比為1.29，落壓比為1.6，進口馬赫數(shù)為0.27，出口馬赫數(shù)為0.38)為參照，通過減少葉片數(shù)來獲得低稠度方案，開展低稠度葉尖渦輪氣動設計及流動特征的數(shù)值研究。

由于葉尖渦輪在低稠度低展弦比條件下，其流道內部流動“近似”孤立葉型，與常規(guī)渦輪葉柵流動存在明顯不同，為了更好地對比這類新型葉輪機械與常規(guī)渦輪之間的流動差異，本文采用了CFD損失分離的方法，以獲得低稠度葉尖渦輪內的流動損失構成，并通過與常規(guī)渦輪的情況對比，進一步明確低稠度渦輪的損失特性及流動特征。CFD損失分離的研究方法已在葉輪機械氣動設計研究中得到應用[16]，其具體方法如下：

1) 通過網格劃分的方法來實現(xiàn)有間隙和無間隙，然后通過計算對比可以將間隙損失定量分離出來。

2) 將渦輪葉柵輪轂和機匣的壁面做滑移處理，使葉柵端壁附面層無法發(fā)展，理論上消除了葉柵內部的2次流動。

3) 總損失減去2次流和泄露損失，從而得到葉型損失。，

4) 用進出口的熵值變化來衡量損失的變化。

計算采用NUMECA軟件，取單個葉輪通道為計算區(qū)域，計算采用O-H網格，網格節(jié)點數(shù)約102萬。給定進口總壓、總溫和出口靜壓；采用壁面絕熱無滑移邊界條件；計算采用Euranus求解器求解定常N-S方程，湍流模型采用S-A模型，空間離散采用Jameson有限體積中心差分格式，時間離散應用顯式4階Runge-Kutta法，使用隱式殘差光順與多重網格技術來加速收斂。

該數(shù)值模擬的準確性校驗已由本課題組張衍等進行(圖2(b)(c))，證明該種數(shù)值模擬方法能滿足低稠度渦輪流場及性能的模擬需要。 將模擬結果與試驗值進行對比，數(shù)值偏差不超過3.5%，詳見參考文獻[12]。由于葉尖渦輪內部氣動特性復雜，傳熱雖然對渦輪效率有一定影響，但相對常規(guī)葉型影響會小很多，同時模擬校驗時是與試驗熱態(tài)數(shù)據(jù)相比較，偏差在3.5%以內，屬于可接受范圍。所以，本文在不影響準確性的前提下，為了更好地研究其氣動特性，暫不考慮傳熱帶來的影響。

圖2 網格模型與數(shù)值模擬校驗說明

2 低稠度葉尖渦輪損失構成分析

2.1 葉尖渦輪損失分離方案制定

本文所采用的分類方法是將轉子內損失分為2次流損失、葉型損失、泄漏損失。

2次流損失一般指的是氣流受到環(huán)壁附面層的影響發(fā)生倒流，產生與主流不一致的旋渦，從而與主流發(fā)生摻混而引起的損失。

葉型損失包括葉片表面附面層的摩擦損失、附面層分離時的渦流損失與尾跡區(qū)的渦流損失。

泄漏損失是指因葉尖與機匣之間的間隙而產生的流動損失。

3種損失的具體區(qū)分方法:有間隙情況下轉子進出口熵值變化為ΔS1，無間隙為ΔS2，無間隙且去除壁面2次流為ΔS3，即泄漏損失ωL1=ΔS1-ΔS2，2次流損失ωL2=ΔS1-ΔS2，葉型損失ωB=ΔS1-ωL-ωS。

對于損失分析，出于可對比性和篇幅考慮，本文在稠度方面選擇了原型1.6稠度和0.6稠度做損失對比研究，展弦比方面用高展弦比1.4和低展弦比0.5。本節(jié)最終共形成4種方案，如表1所示進行對比研究。其中稠度通過減少葉片數(shù)來調整，展弦比通過減少葉高來調整。本文的葉尖間隙選取原則與數(shù)值模擬校驗時保持一致，通過折合比例，葉尖間隙取葉高的3%。實際應用中由于展弦比的大幅減小，相對間隙尺寸會不可避免地增加。本文為了方便對比，研究的是相對間隙一致的情況。

表1 損失方案

2.2 葉尖渦輪損失分離結果分析

采用CFD損失分離的方法，以熵值為損失指標，得出的case A、B、C、D四個方案代表著不同展弦比和不同稠度下的損失構成。具體如圖3、4和表2、3所示。圖4中的絕對損失是將總能量分為100份，根據(jù)效率值來定義其損失總量。

由表2、3和圖3、4可以看出：不管在常規(guī)展弦比還是低展弦比下，低稠度低至0.6時總的損失量都擴大了1倍以上，其中葉型損失的增加尤為明顯。稠度低至0.6時，轉子流道內部流動惡化明顯。

圖3 相對損失

圖4 絕對損失

展弦比稠度效率/%葉型損失/%2次流損失/%泄漏損失/%能量提取率/%1.4 1.690.6540.7621.2737.9773.21.4 0.679.5173.3814.5511.6255.00.5 1.683..9236.3336.7326.9471.00.5 0.673.5855.335.319.3953.0

表3 絕對損失

首先研究展弦比的變化帶來的影響，從圖3可以看出：原始葉型中主要的損失為葉型損失和泄漏損失，都占到40%。常規(guī)稠度下隨著展弦比的降低，葉型損失所占的比例幾乎不變，2次流損失占到了36%。這是由于在低展弦比下，壁面產生的2次流對主流的影響的區(qū)域更大。對于絕對損失而言，葉型損失所占比例上升2.03百分點，泄漏損失所占比例上升0.78百分點，而2次流損失所占比例上升了3.92百分點，低稠度下變化趨勢類似。這主要是展弦比下降后，流道內部的平均通流能力變強，尾跡損失和葉片表面摩擦損失都有所增加。但對于葉型損失而言，損失比例并未發(fā)生變化，其變大主要體現(xiàn)在損失總量上，所以展弦比降低影響更大的主要還是來自壁面的2次流損失。從泄漏損失方面可以看出：展弦比越高，對泄漏損失影響越小，但總的影響不及2次流損失。

其次研究稠度的變化帶來的影響，圖3中在常規(guī)展弦比下稠度降到0.6，葉型損失所占的相對比例從40%增加到70%。泄漏損失和2次流損失所占比例較小。在低展弦比下稠度降到0.6，葉型損失所占比例從36.33%增加到55.3%，2次流損失占比基本不變，泄漏損失占比減少。可以看出：低稠度下，葉型損失成為主要損失，2次流損失所占比例都超過了泄漏損失。可以得出，泄漏損失在稠度降低的情況下影響在減少，并且展弦比越高影響越小。

同時，圖4中對于絕對損失而言，常規(guī)展弦比下稠度降低葉型損失所占比例增加了11.32百分點，2次流損失所占比例增加0.99百分點，泄漏損失所占比例減少1.17百分點。低展弦比下稠度降低葉型損失所占比例增加了8.88百分點。2次流損失所占比例增加3.49百分點，泄漏損失所占比例減少1.83百分點。可以看出：常規(guī)展弦比下葉型損失占比的增加值是2次流損失占比的10多倍，是原葉型損失占比的5倍。這種情況下2次流損失和泄漏損失的變化幾乎可以忽略不計。在低展弦比下葉型損失的增加值是2次流損失的2.5倍。泄漏損失在低稠度下都有不同程度的減小。由此可以得出：在低稠度下無論高低展弦比，如何減少葉型損失才是核心問題。2次流損失在低展弦比的情況下可以考慮，因為在低展弦比下葉高相對較小，壁面產生的2次流更易影響到流道內的流動。同時在低展弦比下相對同流能力增強，產生的2次流損失就會更大。泄漏損失在低稠度下可不做考慮，因為稠度減少，流道變寬，葉尖的橫向壓差減少，泄漏也隨著減小。

在相對損失部分還引入了能量提取率的概念，這個概念具體的內容在引言中有所介紹。由圖3中的折線圖可以看出，展弦比變低，能量提取率并沒有明顯的變化，但稠度的降低，能量提取率的降低十分明顯。一方面表明能量提取率對低稠度葉輪性能指標可產生作用，另一方面說明如何提高等熵效率和能量提取率這兩方面對低稠的葉輪都很重要。

綜上所述，低稠下不同展弦比下葉型損失增加量都遠大于其余2種損失。可見引起低稠度效率陡降和能量提取率減少的主要原因來自葉型損失。

2.3 低稠度葉尖渦輪的流動特性分析

葉尖渦輪稠度受風扇轉子稠度制約，遠低于常規(guī)渦輪情況，低稠度是葉尖渦輪最大的氣動特點。圖5對比了稠度為1.6～0.6時葉尖渦輪的馬赫數(shù)、靜壓等參數(shù)變化，可以發(fā)現(xiàn)在低稠度情況下葉尖渦輪的流動發(fā)生了顯著的變化。

圖5 流場結構和葉輪性能隨稠度的變化

上節(jié)得出低稠度下葉型損失是低稠的葉輪性能下降的主要原因。而葉型損失急劇變大的原因(結合圖5)來自于葉背處產生的大面積的分離渦(0.6稠度)。該分離渦從吸力面前緣開始，且不斷發(fā)展壯大，到出口又與尾跡發(fā)生摻混，產生了大量的渦流損失。此時葉柵流道中大部分氣流幾乎沒有對葉輪做功，約1/2的氣體直接以初始馬赫數(shù)沖過葉輪通道，氣流偏轉能力下降了一半。同時單個葉片的載荷隨著稠度的降低明顯提升，葉片載荷由均勻加載變?yōu)榈湫偷那安考虞d，頭部載荷增加極為顯著。

低稠度下葉尖渦輪內的這種流動變化可以用葉柵喉道位置的變化來解釋(見圖6)：在稠度降低過程中，葉柵喉道不斷前移，并且隨著柵距拉大，導致葉柵流道對氣流的加速能力下降，直至喉道移出葉柵流道。并且隨著吼道移出流道，流道對氣流的膨脹能力極速下降，流道內氣流加速能力被削弱，進口C1減小，氣流在葉背轉折角較大的地方分離明顯，氣流發(fā)生大規(guī)模分離和回流與尾跡發(fā)生摻混產生大型渦團阻塞流道，導致氣流損失急劇增加，整級效率急劇下降。

圖6 葉柵喉道位置隨葉柵稠度降低的變化

綜上所述：葉尖渦輪稠度受風扇轉子稠度制約，遠低于常規(guī)渦輪水平，此時葉輪喉道前移至通道外，葉片對氣流的約束能力很差，流道內出現(xiàn)大規(guī)模分離，單個葉片的載荷急劇增大，而葉輪的做功能力及效率均顯著降低，通道內有相當部分氣體未參與能量交換就直接流出葉輪，導致葉尖渦輪的性能較低。

3 前加載葉型控制喉道位置方法和影響規(guī)律

由以上分析可知，低稠度渦輪的葉型損失較常規(guī)稠度下的葉型損失要高出5倍。而泄漏損失和2次流損失變化較小。所以，就如何減少葉型損失，提高有效提能區(qū)和提高能量提取率成為提高低稠度渦輪效率和做功能力的主要研究方向。

圖7是稠度為1.6和稠度為0.6的轉子葉片表面沿著葉根到葉尖的熵值分布。可以發(fā)現(xiàn)：在低稠度下前緣的氣流有明顯的損失激增；原始葉型的最大撓度位置在中部，屬于均勻加載；隨著稠度的降低，葉片表面的載荷分布明顯向前緣靠近。筆者認為損失在前緣激增的原因有兩點：第一是稠度減小到0.6，渦輪葉柵的氣動喉道被推出流道，渦輪膨脹能力急劇下降，氣流在流道內的做功能力大幅減小，氣流在前緣處就發(fā)生了分離，從而損失在前緣處呈現(xiàn)出高梯度式增長；第二是結合圖5和圖12可知，低稠度下氣流在前緣載荷過大，而初始葉型卻是均勻加載，導致低稠度下的葉片載荷分布與原始葉型設計載荷不匹配，從而使得前緣在低稠下對氣流攻角的適應性變低，同時氣流本身加速度也過快，增大了前緣摩擦損失等。

圖7 損失沿軸向的分布

圖8 葉型方案

上述原因不管是喉道偏移還是葉片載荷分布特點都與葉片的最大撓度位置相關。所以本文將對葉片的最大撓度位置進行深入研究。根據(jù)低稠度下的流動特點，前部加載葉型較為匹配高性能的低稠度葉型，即初步設定最大撓度位置靠近葉片前緣的不同方案，并分別對各個方案下低稠度(0.6)葉尖渦輪性能的變化進行分析，最終得出較優(yōu)的軸向最大撓度位置規(guī)律。通過課題組自編葉型程序，參數(shù)化定量改變最大撓度軸向位置，輸出3組對比葉型，最大撓度軸向位置分別為10%、 20%、30%，葉型方案如圖8所示。該3組葉型除最大撓度位置變化外，弦長、葉片厚度分布等幾何參數(shù)均不發(fā)生改變。

圖9～11的稠度都低至0.6，可以明顯發(fā)現(xiàn)氣動喉道被推到了葉片的前緣處。由放大圖可以發(fā)現(xiàn)：在Z=10%時，氣動喉道還有部分被憋在流道內，隨著撓度位置到20%時，氣動喉道已經被推到了前緣端部，但趨勢還是在流道內；當撓度位置提到30%時，氣動喉道已經明顯地向外凸了。隨著中弧線最大撓度位置從軸向10%處往葉片尾部變化的過程中，低稠度渦輪的流道內部的膨脹加速區(qū)域逐漸縮小，這個區(qū)域的變化可以反觀葉片尾部分離區(qū)增大而判定。在中弧線最大撓度位于軸向30%位置處，遠離前緣，葉片尾緣分離渦尺度加大，使得流道中部氣流偏轉能力被削弱。由此可知，當在稠度降低的過程中，中弧線最大撓度分布規(guī)律沿軸向分布于葉片前端，可以有效滯緩喉道移出流道的速度，從而使低稠度葉柵流道內部氣流膨脹加速能力得到一定的保留，提升低稠度渦輪的性能。所以中弧線的最大撓度位置分布規(guī)律可以作為減緩喉道被推出流道的重要技術措施。

圖9 Z=10%時葉中相對馬赫數(shù)分布云圖

圖10 Z=20%時葉中相對馬赫數(shù)分布云圖

圖11 Z=30%時葉中相對馬赫數(shù)分布云圖

從圖12可以看出：3種撓度位置對應的最大載荷分布位置幾乎與最大撓度位置相對應。同時，最大撓度位置遠離前緣時，在前緣端部的載荷也就越大，即在低稠度下設計最大載荷越往后，前緣端部的載荷越大，產生的損失也越高。由此可見，低稠度下的葉片載荷分布與原始葉型設計載荷的不匹配會使前緣的載荷變大，損失激增。

圖12 不同撓度位置葉中靜壓分布

實際上在3種狀態(tài)下(見表4)撓度在10%時效率和壓比較20%和30%時上升幅度要大，因為其氣動喉道的出現(xiàn)使其膨脹更加充分，參與能量交換的氣流更多，能量提取率得到了提升。最大撓度靠近葉片前緣附近時，相比原型，效率和落壓比都得到一定的提升。當最大撓度位置置于軸向10%時，等熵效率相對于軸向30%提高了1.94%，出功能力提升4%。基于能量提取定義指標，軸向最大撓度位置10%時，能量提取率相比軸向30%的幅度較大，約為4.4%。但葉型最大加載量越位于前緣附近時，通道內流量降低的趨勢越明顯。這主要是由于葉型中弧線最大撓度位置靠近前緣時，喉道仍然處于流道內部，通流面積在喉道位置處收縮，使得流量減少。

表4 不同最大撓度位置方案性能參數(shù)對比

圖13中2個空白的分布位置主要在貼近吸力面的位置和流道中部的位置。這樣分布的主要原因是在貼近吸力面處有產生大面積分離，而流道中部氣流受到低稠影響，葉片無法有效對其提取能量，所以這2部分區(qū)域為非有效體能區(qū)。

從有效體能區(qū)的角度來看，最大撓度位置的前移使得靠近吸力面區(qū)域的氣流更有效地偏轉，提能區(qū)明顯變大。當中弧線最大撓度位置靠近前緣時，幾何喉道的存在使得氣動喉道被“滯留”于葉柵流道前端，造成流道內大部分氣流能夠很好地膨脹加速，降低逆壓力梯度，最終在葉片尾緣附近形成的大規(guī)模分離渦團尺度較小。相反，中弧線最大撓度位置遠離前緣時，結合圖5分析，幾何喉道移出流道，使得通道內氣流加速區(qū)域縮小，尾部分離渦尺寸進一步擴大。相比原型，中弧線最大撓度位置遠離前緣至30%位置時，尾部分離渦急劇增大，流道中部都不能發(fā)生有效偏轉，流動損失加劇。

綜上所述，低稠度下由于其加載提前的流動特征，葉片最大撓度位置應盡可能地提前，使得氣動喉道能夠適當?shù)睾笠疲M可能地保持在通道內部。同時，最大撓度位置前移動能夠使葉片表面實際載荷與設計最大載荷分布相吻合，減少前緣端部載荷，減少損失，從而提高有效體能區(qū)，增加效率。

圖13 不同最大撓度位置下的有效提能區(qū)

4 結論

針對新型氣驅附加涵道風扇推進動力系統(tǒng)的核心部件葉尖渦輪(實際上就是一個稠度可低至0.6、展弦比可低至0.4的極低稠度、極低展弦比的軸流渦輪)開展了數(shù)值模擬研究，獲得了葉尖渦輪的相關氣動特性，主要結論為：

1) 基于CFD損失分離得出引起葉尖渦輪效率陡降的主要原因來自葉型損失。0.6稠度下葉型損失占70%，相比于稠度1.6葉型損失量擴大了5倍。而2次流損失和泄露損失占比的增加都不足1倍，常規(guī)展弦比下泄露損失甚至有所減少。由此可知，葉尖渦輪低稠下的葉型損失首要考慮，2次流損失在低展弦比下可做次要考慮，泄露損失在極低稠度下可不做考慮，在極低展弦比下考慮與否取決于實際應用中相對間隙的增加幅度。

2) 葉型損失的激增主要是由于葉背處產生大面積分離與尾跡發(fā)生殘混引起大范圍的渦流損失造成的。葉尖渦輪低稠度主要的流動特性是葉片加載集中在葉片前端呈現(xiàn)前加載特性，喉道位置被推至前緣或者推出流道，氣流在葉背處發(fā)生大面積分離，氣流膨脹能力急劇下降。同時，低稠下能量提取率和有效提能區(qū)是衡量低稠度渦輪性能的重要指標。

3) 低稠度下的流動特點呈明顯的前加載特征，葉片最大撓度位置應盡可能地提前，使得氣動喉道能適當?shù)睾笠疲M可能地保持在通道內部。同時，最大撓度位置前移動能使葉片表面實際載荷與設計最大載荷分布相吻合，降低前緣端部載荷，減少損失，從而提高有效體能區(qū)，增加效率。