内燃机增压技术
第二章离心式压气机的原理与设计(３)
魏名山
第二章离心式压气机的原理与设计(３)
z集气器（涡壳）
z离心式压气机计算示例
z压气机特性
集气器---形状(2)
集气器---形状(3)
z涡壳截面的形状可以有很多种，以梨形的损失最小，但各种形状相差不大，所以在设计时更多地是考虑尺寸上的小型化。

近年来逐渐多采用的鸭蛋形截面涡壳能得到最小的外形尺寸。

集气器---流道计算(4)
z将某一个确定的R H值代入上式，就可以求出一个对应的φ值。

如此变更不同的R
值，就
H
可得到相应的不同的φ值。

将一系列φ值与它对应的R
值制成表格或曲线后，再反过来由
H
表格或曲线用插值法，求出各所需的指定整数φ值及对应的R值。

离心式压气机计算示例---命题z 试为6150柴油机设计一台废气涡轮增压器。

增压前发动机的功率N e =184kW ，转速为2000RPM ，比油耗g e 为250g/kWh ，机械效率ηM =0.75。

增压后功率要求提高100%，环境压力P 0=98066.5Pa ，环境温度T 0=303K 。

离心式压气机计算示例---某些系数的选取z
选定发动机的充气系数z
过量空气系数z 扫气系数05
.17.19.0===H H v H ϕαη
离心式压气机计算示例---功率z 增压后发动机的功率N eH
kW
368%)1001(=+=e e N N H
离心式压气机计算示例(1)
z压气机具体的结构尺寸，可按照王延生、黄佑生著《车辆发动机废气涡轮增压》或朱大鑫著《涡轮增压与涡轮增压器》上所列的表格进行计算。

z其基本思路为：
根据前述发动机计算，算出压比、流量后，按经验值假设压气机叶轮的出口直径，和压气机的绝热效率。

同时对计算过程中所涉及到的一些系数如各处的流动损失系数设值。

离心式压气机计算示例(2)
z根据压比算出压气机绝热功，根据压气机绝热功和压头系数算出叶轮出口圆周速度，然后算出叶轮旋转速度。

z根据流量算进口面积和进口直径。

z然后根据前述的计算公式，从进口开始算到出口。

z可以算出压比、压气机效率和压头系数。

比较这些值和设定值，如果差距比较大，则改变初始值重新计算，直至设定值和计算值一致为止。

离心式压气机计算示例(3)
z可以将这些公式输入到EXCEL表格中。

压气机特性---定义
z压气机特性：以转速为参变量，压气机的压比和效率随流量变化的关系，称之为压气机特性。

利用压气机的流量特性曲线，就可以判断压气机本身的性能是否优越及其工作范围的大小，还可利用它与发动机的耗气特性相配合，来检验压气机与发动机的匹配是否合理。

压气机特性---形状(1)
z左图为TB28(国内型号JB28)
涡轮增压器的压气机流量特
性曲线。

该增压器主要用于
70kW至100kW之间的小型
车用柴油机。

如云内动力的
4100QBZ，4102QBZ等柴油
机。

横坐标流量，纵坐标压
比，参变量转速，纵向曲线
为等效率线。

压气机特性---形状(2)
z联信公司(Allied Signal)，现
更名霍尼韦尔(Honeywell)公
司，GT15V增压器压气机特
性曲线。

Audi A6有一款车就
使用该增压器。

压气机特性---形状(3)
z左图体现了压气机特性曲线
的画法。

先根据实验数据，
分别画出效率-流量图和压
比-流量图，然后将两图如
左所示排列，在效率图上作
和横轴平行的线，将其和效
率线的交点投影到压比图上，
就可以在压比-流量图上作
出等效率圈，从而完成压气
机特性曲线的绘制。

压气机特性---工作范围(1)
z以压气机转速为参变量的每一条等转速线上，都有最小的允许工作流量的极限值，称为喘振点。

在喘振点上及小于喘振点的流量时，压气机中的气流产生强烈振荡，叶片振动，并伴有很大的噪音。

因此无法正常工作。

将不同等转速线上的喘振点相连，就成为喘振线。

每一条等速线都有最大的流量极限，大于流量极限值的范围称为阻塞区。

压气机在接近阻塞区工作时，其绝热效率急剧下降，故一般使压气机工作于绝热效率大于60%以上的流量范围之内。

压气机特性---工作范围(2)
z压气机不能在流量低于或接近于喘振线时工作，也不能在阻塞区及绝热效率低于60%处长期运转。

将阻塞区附近且绝热效率大于等于60%的流量称为最大流量，将喘振点的流量称为最小流量，两
者之比值Q
max /Q
min
越大，压气机可以正常工作的
范围越大，就越符合车用增压器的要求。

压气机特性---喘振(1)
z喘振时，流经压气机的气流出现强烈的振动，在进口处出现气体逆流现象，在出口处气流压力出现强烈脉动，强烈喘振极易引起叶片或轴承损坏。

压气机特性---喘振(2)
z当进入压气机的空气流量
偏离设计状态时，在叶轮
的进口边缘就会产生气体
的分离现象。

图a表示设计
流量值，图b表示流量较大
时，这时候在叶片凹面产
生分离，但由于叶片的运
动趋势抑制了分离所产生
的涡流进一步发展，所以
气流的分离只局限于进口
边缘。

压气机特性---喘振(3)
z图c所示为流量较小时的
情况，在叶轮进口处叶
片非工作面(叶背)部分
产生分离。

此时，一方
面气流由于在叶背部分
加速流动，压力降低，
另一方面由于气流的惯
性使得它有离开叶背的
倾向，因而涡流迅速扩
展到压气机的其它部分。

压气机特性---喘振(4)
z对于具有叶片式扩压器的涡轮增压器来说，在扩压器处也会产生喘振，所不同的是，由于气流有按照对数螺旋线运动的趋势，所以会在叶凹处产生分离，而不是在叶背处。

相同点是都在小流量时产生喘振。

压气机特性---分析(1)
z一条等转速的压气机特性线，
其形状为中间最高，两端曲
线向下，即在某一流量时，
压比和绝热效率为最大值。

z在理想条件下，如果压气机
转速不变，有效功完全用来
压缩空气，提高压比，此时
压气机的压比与流量无关，
等转速的特性线是一条水平
线，如左所示a-a。

压气机特性---分析(2)
z在实际过程中，必然有一部分功
用来克服摩擦损失和撞击损失等。

摩擦损失随着流量的增大而增大，
计及摩擦损失的压比线如左上图
b-B-b所示。

对于撞击损失而言，
在设计点，压气机进口处气流方
向与叶片前缘的安装角方向基本
重合，几乎在无撞击情况下流入
叶片。

而在非设计状态下，撞击
损失增大。

再计及撞击损失后的
压比线如左上图A-B-c所示。