涡轮增压

猛龙哥

摘  要
目前，发动机广泛采用涡轮增压技术，增压已成为提高发动机动力性、改善其经济性和排放的有效措施，在车用发动机领域，汽油机也逐渐较多地采用涡轮增压技术。尤其对于小排量汽油发动机，采用涡轮增压技术更是得到了国内外的广泛关注。
涡轮增压在发动机高速运转时增压效果显著，有效提高发动机功率。涡轮增压器的运转是以发动机废气推动涡轮叶轮为动力，以中间轴连接压气机叶轮，对进入空气进行压缩，并将压缩空气送入发动机进气管路系统。
本篇设计叙述了涡轮增压器的原理与各个组成部分参数的选取原则，通过计算，对涡轮增压器各个部分进行分析，设计主要内容包括：通过能量流动计算得出压气机叶轮设计参数，涡轮叶轮设计参数，压气机壳体设计参数，涡壳壳体设计参数，喷嘴环设计参数，中间轴的设计参数。
关键词:涡轮增压，发动机，增压器，工作原理


Abstract

At Present，the engine design widely uses the turbocharging technology .The turbocharging has become the important measures in increasing the engine dynamic performance，improving the economics and the emission. In the vehiele engine area，the gasoline engine applies more and more tutbocharging technology. Especialy for the small displacement gasoline engine，the aplieation of turbocharging technology has drawn more and more attention both at home end abroad.
The turbo charger has a marked compress effect when the engine runs in a high speed, it has an effective way on increasing the engine power. The turbo charger works depends on the outlet gas of engine which to press the power wheel connecting the shaft by which to let the press wheel run, then the press wheel pressurizes the inlet air send them into the pipe of the engine inlet system.
By the calculation of the turbo charger the specification introduces the principle how to design the construction of the turbo charge. This specification mainly includes: achieve the press wheel date of design by the calculation of the heat circle, achieve the design date of the power wheel, design of the shells of the turbo charger, design of the inlet ring and the design of the middle shaft.
Key word: turbocharger，engine，operating principle，handling


目  录
摘要        Ⅰ
Abstract        Ⅱ
第1章    绪  论        10
1.1    概述        1
1.1.1发动机进气增压技术简介        1
1.1.2增压技术在国内外的发展状况        1
1.1.3    发动机进气增压的基本原理        2
1.2  进气增压系统的分类及简介        5
1.2.1  进气增压系统的分类        5
1.2.2  进气增压系统简介        6
1.3  发动机增压的发展状况        8
1.3.1  增压技术的发展状况        8
1.3.2  涡轮增压的发展方向        8
小结        8
第2章  涡轮增压器设计        10
2.1  涡轮增压器的工作原理        10
2.2  涡轮增压器设计的一般步骤        10
2.3  确定流量 。        12
2.4  进气压力的计算        14
2.5   压气机等熵效率        16
2.6  径流式压气机        17
2.6.1简单式涡壳设计        17
2.6.2  叶轮设计参数        19
2.6.3  叶轮轮盘与叶轮应力        20
2.6.4  轮盘与叶片振动        22
小结        23
第3章  涡轮增压器动力涡轮设计        24
3.1  动力涡轮设计的一般步骤        24
3.2  涡壳设计原则        25
3.2.1  进口喷嘴        25
3.2.2  无叶间隙        25
3.3  叶轮叶片设计原则        26
3.4  涡轮转子叶片应力和叶片振动分析        26
小结        26
第4章  增压系统与发动机的匹配及轴承的选择        28
4.1  涡轮增压器与发动机匹配特性        28
4.2  轴承的润滑与冷却方式        28
小结        28
结  论        30
参考文献        33
附录1        35
附录2        38

        第1章    绪  论
1.1    概述
1.1.1发动机进气增压技术简介
近年来,发动机进气增压技术已经成为国内外内燃机发展的重要方向之一,过去增压技术主要应用于柴油车上,现在汽油机上也开始大量采用增压技术,这是因为发动机进气增压技术具有许多优点:
1.能够提高发动机升功率—提高了发动机的动力性;
2.能够降低发动机比油耗和比质量—提高了发动机的经济性;
3.能够减轻发动机排气污染—提高了发动机的排放性;
4.能够扩大发动机变形系列等。
几十年来，世界各国一直十分重视对发动机增压技术得研究，这使增压技术得到迅速发展。随着增压器设计和工艺水平得提高，高温耐热材料的解决，增压器的性能和使用寿命大为提高，体积和质量显著减少，从而使汽车发动机增压技术获得迅速发展。在国内，今年来对汽车发动机增压也同样做了大量得研究工作，并取得了显著的成效。
1.1.2增压技术在国内外的发展状况
国外涡轮增压技术在发动机中的应用己有80多年的发展历史。20世纪30年代至60年代汽车和轿车的发动机开始使用增压技术。由于增压技术的发展，高效、价廉的废气涡轮增压器的出现，对内燃机低油耗、高功率的需求以及日益严格的排放法规限制，使20世纪80年代以来的内燃机广泛地采用了增压技术，成为内燃机的重要组成部分。
我国汽车工业起步较晚，对增压技术的研究更晚。但随着我国汽车工业的不断发展，技术水平的不断提高，对发动机增压也进行了大量的试验研究。1954年，针对西藏高原行车特点，我国有关部门对机械式增压进行了实地实验研究。1958年后，又对废气涡轮增压进行了实验研究。并先后在6350G、4135G、6446G等原有柴油机型上进行了废气涡轮增压的匹配试验研究，取得了可喜成果，并将它们列为产品。
  我国是具有高原、平原、丘陵等综合地形的国家。汽车在高原行驶，其动力性能降低很多。试验表明，当海拔每升高1000m，发动机的功率将下降8%～12%。若在青藏高原上对发动机进行涡轮增压，即可将其功率恢复到平原地区水平。因此对高原使用的发动机进行增压，具有重要的国防意义和经济价值。此外，在海拔低的平原丘陵地区对发动机增压，可改善发动机的性能，对大力发展拖挂运输，提高生产率，节约燃油，仍具有相当重大得现实意义。
总之，发动机进气增压技术是提高发动机升功率、改善其积极性的重要途径，是内燃机中亚发展趋势之一。
1.1.3    发动机进气增压的基本原理
1.发动机进气增压的基本理论    现代各种动力装置对动力性能的要求越来越高，因此就要求发动机不断提高其强化程度。说明发动机强化程度的主要动力指标是升功率 ，可用下式表示:
                                （1-1）
式中   —— 平均有效压力
      —— 发动机冲程系数
     n —— 发动机标定转速，r/min。
  在一定的冲程系数 时，提高发动机的有效升功率有两种提高方式：一是提高发动机的转速，向高速发动机发展：另一个是提高进气压力和降低进气温度，即增压和中冷。提高转速n的幅度不大，因受到燃烧恶化，容积效率和机械效率的急剧降低、使用可靠性降低、工作寿命减短以及发动机振动和噪声加大等原因的限制。对汽油机而言，随着转速的提高，进气速度增加，进气压力减小，余气压力增加，因而充气效率减小，这是限制高速发动机最大功率的主要因素。一般高速柴油机的转速不超过3000r/min，相应的活塞平均速度 为12～13m/s;对汽油机的转速一般也不超过6000r/Inin。因此，提高发动机的功率最好是采用提高平均有效压力 的方法，所幸的是，提高 时发动机机械负荷及热负荷不成比例增加，因此允许 作大幅度提高，甚至可成倍增长。
                          (1-2)
式中   ——燃料低热值
  ——过量空气系数
  ——燃烧Ikg燃料所需理论空气量
  ——发动机指示效率
  ——发动机机械效率
——发动机的充气效率
  ——气缸中的充气密度
式中 及 是常数，而对于非增压四冲程柴油机 =0.43～0.50，    =0.78～0.85，  =0.80～0.90。三个效率的提高是有限的，于是非增压柴油机的强化主要是靠减小  来实现的，但是过分减小  会导致发动机热应力提高，燃烧过程恶化，冷却系带走的热量增加，使发动机的指示效率下降。
  2.发动机进气增压的衡量指标    所谓增压，就是利用专门的装置（增压器）将空气或者可燃混合气预先进行压缩，再送入发动机汽缸的过程。虽然气缸的工作容积不变，但因增压后，每个循环进入汽缸的新气密度增大，使实际充气量增加，这样可以向缸内喷入更多的燃料进行燃烧，因此提高了发动机的升功率和总输出功率。指标主要有两个：增压度和增压比。
（1）增压度。是指发动机在增压后功率的增加量与增压前的功率之比，用 表示。
                        (1-3)
式中   ——增压后的充气密度
  ——增压前的充气密度
由公式可以看出，增压度的大小取决于充气密度的提高程度，而 故充气密度的提高，除了提高进气压力以外，还可以降低进气温度。于是为了增强增压效果，特别是在高增压情况下需要采用进气冷却措施，中冷除了可以提高充气密度以外还可以相应降低排气温度，并对降低发动机热负荷也是有利的。关于增压程度的划分目前尚无统一的规定，但通常以增压压力划分。
（2）增压比。为压气机出口压力与进口压力之比，即
                           (1-4)
式中   ——压气机的出口压力：
      ——压气机的进口压力。
也可用增压比 来确定发动机的增压程度。
1.2  进气增压系统的分类及简介
1.2.1  进气增压系统的分类
发动机增压系统是指实现发动机增压所需附件的组合体,其中以增压器为最基本的附件.增压器一般都是由驱动部分和压气部分组成的,其分类方法有很多种.
1.按增压的工作原理分
① 机械驱动式增压系统。是压气机由发动机曲轴通过带、齿轮、链等传动装置直接驱动的增压方式。
② 废气涡沦增压系统。是利用发动机排出的废气的能量来进行增压的。
③.复合式增压系统。除了采用涡沦增压系统外，还辅以机械增压。
④ 进气谐波增压系统。该系统不用增压器，而是利用空气在进气管中的波动效应和惯性效应来达到增压的目的。
⑤ 其他增压系统。包括气波增压系统、冲压式增压系统，还有利用排气管的引射作用来增加进气量的方法也属此例。
2.按压比来分
可分为低增压、中增压、高增压和超高比增压。一般划分的范围为:
低增压     <0.18Mpa(Pe=0.8～ 1.0Mpa)
中增压     =0.18～0.25MPa(Pe=0.9～1.SMPa)
高增压     =0.25～0.35Mpa(Pe=1.4～2.2MPa)
超高增压   >0.35Mpa(Pe>2.0Mpa)
1.2.2  进气增压系统简介
1.机械增压:早期较多采用离心式压气机，近来发展了各种转子式、叶片式增压器。Ps 一般不超过0.17MPa，否则压气机消耗功率过大，使整机的机械效率下降，导致燃油消耗率 增加过多。由于机械增压时，排气背压远远低于涡轮增压，所以机械增压发动机的加速性优于涡轮增压，且发动机的泵气损失小。在增压器发展史上，早期多采用机械增压，后来被新发展起来的涡轮增压取代，近来因为汽油机的转速范围越来越宽，涡轮增压器与其匹配存在一定的困难，再加上小轿车对加速性的要求也越来越高，涡轮增压器己难于胜任，于是又重新启用机械增压。而且目前小汽油机转速高达4000～6000min，新发展的机械增压器转速也只有10000r/min左右，只需传动比为2左右的皮带传动即可，小发动机的增压度不高，Ps＜0.17Mpa，这正是机械增压器的适用范围。
2.涡轮增压:利用发动机排出的废气能量驱动涡轮，再由涡轮带动离心式压气机的方案。
优点在于:
（1）发动机重量和体积增加很少情况下，发动机不需作重大改变很容易提高功率20%~50%。由于不像机械增压时压比受到限制，故近年来高增压的趋势越来越明显。高增压时功率提高甚至可大于100%。
（2）由于废气能量的收回发动机经济性会明显的提高一般由于废气能量的回收能提高经济性3%～4%，再加上相对地减少了机械损失及散热损失，提高了发动机机械效率和热效率使发动机涡轮增压后油耗率降低5%～10%。
（3）涡轮增压发动机对海拔高度的变化有较高的适应力，在高原地区工作时比不增压发动机功率下降要少的多，故涡轮增压除了用来提高发动机功率，外还可用作高原发动机恢复功率。
（4）涡轮增压后排气噪声相对减少，排气烟度及排气中有害成分也减少，故对减少污染是有利的。
缺点在于:
（1）迄今为止涡轮增压发动机的加速性以接近不增压或机械增压发动机，但仍有差异。
（2）与机械增压相比，涡轮增压时热负荷问题较严重。
（3）对大气温度及排气背压比较敏感，故经常在高背压下工作的发动机不宜采用涡轮增压。
1.3  发动机增压的发展状况
1.3.1  增压技术的发展状况
目前普遍使用的增压器转速范围为60000～120000r/min左右，最高的转速如三菱重工生产的TD-02涡轮增压器转速以达260000r/min，最高压比可达3～３.5，个别的如法国小型涡轮公司生产的TCS14型增压器压比接近5，它用于低压缩比的超高增压发动机。在成批量生产的涡轮增压器中，己公开发表的最小叶轮直径为34mm最小的质量仅为2kg，它可用于排量为150mL的7.4Kw小型发动机的增压，叶轮140mm以下的增压器，压气机最高效率可达  =0.78～0.80增压器总效率可达  =0.55～0.60。增压发动机在高速四冲程柴油机领域内平均有效压力最高可达  =3.14Mpa，最低油耗率在绝热发动机上可达163g/(kw.h)，在车用发动机上实际大到的较好水平是Pe=1.37～1.76Mpa， =197～210g/(kw.h)。
1.3.2  涡轮增压的发展方向
涡轮增压器目前正在向两个方向发展:一是小功率及汽油机方向发展;另一是向高增压和超高增压方向发展。
在早期，涡轮增压器首先在大功率发动机上得到应用。由于涡轮增压器属于叶片机械，随着叶轮直径的减小，叶片的机械效率是下降的，随着空气动力学的深入，解决了在小叶轮下仍能保持较高效率，有了向小功率发动机和汽油机发动机发展的可能性。
小结
1.介绍了涡轮增压器的基本构造及工作原理，并阐述了发动机、压气机和涡轮之间良好匹配需要满足的基本原则。
2.依据增压发动机设计工况数据，通过对增压参数的理论计算，并参考国内外同类机型选配增压器的实际情况，对增压器进行初步设计计算。
3.针对废气涡轮增压的特点，考虑到废气增压后可能出现的一些不利情况，对其发动机进行了局部改造。
4.对增压后的发动机进行了性能分析，结果表明，通过增压较大幅度的提高了该汽油机的动力性与经济性，达到了预先设定的设计性能。

第2章  涡轮增压器设计
2.1  涡轮增压器的工作原理
涡轮增压器的工作原理如图2-1，涡轮增压器主要由三个部分构成，压气机涡壳、涡轮涡壳、用同一轴连接的两个叶轮。其工作原理为：利用汽车发动机排出的废气作为工作物质推动涡轮旋转，旋转运动通过两叶轮中间轴传递到压气机叶轮，由压气机叶轮对进入汽缸的空气进行压缩以达到提高进气密度的目的。

图２－１涡轮增压工作原理图
2.2  涡轮增压器设计的一般步骤
在涡轮增压的历史中，所采用的压气机和涡轮的形式反映了某一特定时间的涡轮机械领域中综合的技术状况。最初的增压器是由后掠式叶片封闭叶轮和径流式单级压气机组成的，增压度为２:１以上的涡轮增压，因为强度极限的限制，后掠式一度消失，由带轴向导风轮的半开径流式叶片的叶轮所代替。
涡轮增压器的用途和运行条件对压气机设计有很大的影响。对于小型汽车涡轮增压器，应着重紧凑性，低成本和良好的加速性能，即保持尺寸、重量和惯性都小的同时，更应注意在比较适中的压比下有较宽广的流量范围。压气机设计要求是：
(1)借助于有损失一元流分析，进行最初步的优化分析以确定所要求的压气机轮廓和全部几何形状。根据固定的设计参数将可变参数在允许范围内改变，以获得最佳效率。涡轮增压器与发动机没有直接的机械联系，因此是一独立的自由运转装置，所以压气机转速可以在最高效率、惯性和总直径以及与涡轮匹配之间折中选择。
(2)在确定叶轮进其口顶部的最小相对马赫数下进行导风轮进口的最优化计算。对于不同的叶轮转速有一最小相对马赫数。通过叶轮顶部速度和比转速所确定的压气机转速来计算叶轮顶部直径，因为叶轮顶部速度是压气机压比，压气机等熵级效率和能量输入系数的函数，而他们又分别与滑移系数旋流系数和叶片后掠角有关，所以名义上假定后三个参数不变来进行最优化分析。
(3)旋流系数取决于扩压器的形式的选择。叶片后掠可以提高级效率和级的稳定性。但增加了叶轮的总直径，从而增加了叶轮重量、惯性矩和叶片根部弯曲应力。因此，先在效率和流量范围、力学特性和加速性之间进行折中考虑，再选择后掠角度。叶轮顶部宽度是利用假定的旋流参数和能量输入系统，从连续方程估算。然后利用叶轮出口状态做为扩压器计算的输入数据。在无叶扩压器的情况下将注意力集中于对旋流参数的选择，以保证大的稳定流量范围。由估计的各种级效率的损失，可以计算等熵级效率和叶轮效率。这样对于若干名义上固定的参数，可以估计压气机的最佳转速。
(4)对于选择的叶轮转速需作进一步的分析，以便使上述名义上固定的参数达到最佳值且可进一步核对应力、惯性和成本。根据一元流最优化分析确定压气机主要设计参数和整个几何尺寸之后，下阶段是确定叶轮三元流叶片的几何形状。通过将冲角与计算出的相对进气角相加来选择导风轮进气边叶片角，这些冲角通常利用已充分证明了的轴流式压气机方法确定。在叶型设计方面，通常利用径向叶片结构，以避免在叶轮叶片根部产生弯曲应力。然后利用准三元留分析检验叶片和流道形状，修改叶片形状或者增加叶片数以获得合理的叶片载荷。
(5)叶轮叶片气动设计的最后工作是作叶轮的应力分析和叶片震动校核，以免引起共振。
2.3  确定流量 。
压气机空气进气流量由公式
                        (2-1)
确定。其中参数 由以下公式推导出：
　　  　 (2-2)
式中　 ——燃料低热值；  
——涡轮前热量利用系数；  
——燃油消耗率，（kg/kW×h）；
——汽油机机械效率；
——总空气过量系数；  
——为汽油机在 时进气管内摩尔定压热容， kJ/mol×K；   
——理论分子变更系数；  
——为燃烧1kg燃料所需理论空气量；
——涡轮进口处燃气平均温度 时摩尔定压热容。
=8.315+        (2-3)
                                                                          =27.59+0.0025              (2-4)
式中　 =44000kJ/kg
公式(2-2)中的机械效率由公式(2-5)得出
=                   (2-5)
              (2-6)
式中　 ——平均活塞速度。
其中
=3.845R                         (2-7)
根据半经验公式：
                      (2-8)
                    (2-9)
式中　 ——指示油耗率(g/kwh)；  
S——活塞行程；
——进气管温度。
得出结果　 。
2.4  进气压力的计算
通过以上计算算出空气质量流量范围后，需要多大的增压压力才能保证有这么多空气进入气缸
将公式（2-10）,(2-11)带入(2-12)
                       (2-10)
                               (2-11)
                      (2-12)
由此可以确定增压压力 ＝2.932～2.934MPa。
式中　 ——冲程数 四冲程 =2 ；
R——气体常数，R=287J/(kg×K)；
——有效功率；
——有效油耗率；
n——转速；
i——气缸数；
——气缸工作容积。
涡轮当量喷嘴面积 轮前平均排气压力
  (2-13)
式中　 ；
；
；
——排气流量；
  ；
——大气压力；
——大气温度；
。
                 (2-14)
式中　
——喷嘴环出口气密度；
——动叶出口气密度。
采用几何当量喷嘴环面积 乘以总流量系数 为当量面积
=                (2-15)
2.5   压气机等熵效率
涡轮等熵效率计算根据图(2-2)得出

图(2-2)压气机焓熵曲线
压气机等熵效率
   ＝87.42%　　　 (2-16)
  ＝ 87.87%             (2-17)
2.6  径流式压气机
2.6.1简单式涡壳设计
若忽略空气和扩压器壁面之间的摩擦，则空气进入扩压器的动量矩不变，由此得：取一任意断面a 。
对于等宽径向无叶扩压器：
                             (2-18)
                               (2-19)
式中　 ——断面面积 ；  
——为气道宽。
简单形式扩压器由两平行壁组成，其运行范围宽，成本低，耐腐蚀，耐污染。
扩压器参数由四个重要参数协调选取：面积比（平行壁面积之比）、进口旋流参数、进口马赫数、摩擦宽度参数。对不可压缩流动旋流最佳值取２。而根据实际情况，在本设计小型增压器上考虑在增压比保持一定数值的情况下，其外型应尽量紧凑，所以b值取3.5mm。
蜗壳的功用仅是集中扩压器出口气流并尽可能高效地将气流引导到出口管而不妨碍扩压器的效率。假如忽略在蜗壳中的摩擦，可以根据气流动量矩保持不变来设计。由此，切向速度乘以半径为一常数：
                                (2-20)
考虑通过蜗壳中在半径r和位置 处的一个单元体的流量
则有:
                           (2-21)
在位置 处蜗壳面积总流量为:
                           (2-22)
假定出口四周气流分布均匀则输出总容积流量:
                        (2-23)
                           (2-24)  
从而可以估算出蜗壳截面积 = 。
2.6.2  叶轮设计参数
叶轮的设计参数包括气动参数和几何参数。
                      (2-25)
式中　 ——实际出口面积 ；
——叶轮顶部平均叶片厚度 ；  
Z——叶片数；   
——叶轮顶部宽度。
叶轮出口旋流 为一重要气动参数，其与叶轮出口轴向深度成正比，影响叶轮以及括压器的形状。
根据连续方程得出：
             (2-26)
对于无叶扩压器 取值在2-3之间 得出 =20.47mm。
叶片后掠角选择  叶片由选取规则 叶片数小则压力梯度高，叶片数大则滑移系数增加，引起表面摩擦损失较大，最佳叶片数受导风轮进口阻塞和制造条件限制。根据小型车用增压器经验取Z=12较为合理。
2.6.3  叶轮轮盘与叶轮应力
假定轮盘任意一点应力是由内部离心载荷产生的应力和叶轮轮毂内径到顶部的温度梯度所引起的载荷的代数和。将圆盘分为一系列薄空心圆筒，假定相当于圆筒的叶片单元作为单独加载体。假定所考虑叶轮单元体为均匀空心筒，在内径处由离心载荷引起的径向应力
                           (2-27)
切向应力
                          (2-28)
式中　 ——常数；　　
——叶轮转速；
——泊桑比；　　
———轮材料密度。
从整个叶轮简单应力分析表明，最大应力是切向分量，且发生在圆盘中心或内径处。根据上式提出最优化叶轮几何形状内径应力为
                           (2-29)
对于后掠叶片靠近叶轮顶部的叶根处弯曲应力近似计算可用悬臂梁类推：

　　　                     (2-30)
                       (2-31)
式中　 ——后掠角；　　
——盖板侧叶片厚度；　　
——轮毂处叶片厚度。
由破坏实验得出，由弹性理论计算的圆盘最大应力并不总代表极限准则。叶轮转速增加，最大应力超过材料弹性极限发生塑性变形，减轻了局部应力。圆盘任意一点切向应力达到材料拉伸极限应力时原盘破裂。
以塑性变形理论为基础的破裂速度准则用以计算叶轮的最大安全转速。假定叶轮破成相等两部分，则半个叶轮旋转产生离心力为
　　　　　             (2-32)
式中　 ——叶轮破裂角速度；　　
——轮盘厚度。
假定最大破裂力
                         (2-33)
式中　 ——材料极限拉应力；　
——叶轮圆盘截面积。
定义安全破裂系数 　则联立以上方程得　
             (2-34)
铝制叶片破裂系数根据书本经验数据可选 。
2.6.4  轮盘与叶片振动
压气机叶轮对能引起疲劳损坏的振动是非常敏感的，假若叶片经过进气壳涡流区时，在叶轮进口处会引起叶轮或叶片振动；若叶片经过从扩压器进气边所反射回的扰流时会引起叶轮顶部振动；转子的转速为叶片自振频率倍数时也可能引起叶轮叶片振动。避免叶片振动的方法为：加强叶片根部或改变叶片厚度随高度的分布或将导风轮与叶轮分开制造，装配在一起以提供接触面摩擦阻尼。
小结
涡轮增压器的用途和运行条件对压气机设计有很大的影响。对于小型汽车涡轮增压器，应着重紧凑性，低成本和良好的加速性能，即保持尺寸、重量和惯性都小的同时，更应注意在比较适中的压比下有较宽广的流量范围。
压气机流量参数为：
流量范围0.048——0.264 kg/s ，最高压比2.9；
适用功率范围40——130kw。


第3章  涡轮增压器动力涡轮设计
3.1  动力涡轮设计的一般步骤
定压增压系统所用的径流式涡轮的设计步骤，原则上类似于离心式压气机所叙述的步骤。
(1)设计的第一步，利用一元流分析确定涡轮各个部件的主要几何尺寸。对额定工况的流量、进口压力和温度、进气壳体和喷嘴环喉部面积，可以从连续方程估算。
(2)但是，喷嘴出口处的热力状态必须知道，为此，标准的方法是首先确定转子进口气体热力状态。根据能量转换，假定级的反作用度和最佳叶片速比，可以计算出转子进出口速度，进口状态被确定。
(3)然后，就可以估算出喷嘴以及进气壳几何尺寸，以保证进口能和喷嘴环的流动相匹配。在转子子午面上以缓和的曲率选定轮毂壁面型线，同时确定转子叶片数目。转子罩盖壁面型线的选取要保证从转子进口到出口逐渐加速。通常为了避免叶片根部弯曲应力过大，常常采用纯径向叶片的转子。出口导风轮叶片的最大高度，将受到转子材料蠕变应力机械按的影响。
(4)转子设计的下一步关键任务是一旦确定叶片形状，利用准三元流动理论，计算出叶片角的分布和轮毂以及轮盖面的外型，并作为指导，来把气流分离区消除或减至最小。
目前增压器所用的涡轮有两种形式：径流式涡轮和轴流式涡轮。径流式涡轮主要用于
小型汽车或卡车的增压器上；轴流式常用于大型增压器上。
径流式涡轮从外表上看类似于离心式压气机，但气流的向心流动和喷嘴叶片代替了扩压器叶片，主要应用于小型汽车用涡轮增压器上。其最大的优点是在尺寸很小时，仍有相对较高的效率，能有效处理高膨胀比，而且坚固、价格低廉。径流式涡轮由进气壳、喷嘴环、小无叶间隙和叶轮组成。
3.2  涡壳设计原则
涡壳的作用将取决于涡轮是否有喷嘴环。如果有喷嘴环则涡壳仅仅起着向喷嘴输送均匀气流的作用。用螺旋型涡壳比较有利，其可用动量矩为常数的不可压缩流动理论进行设计
                          (3-1)
由上述公式可计算出涡壳通流面积，涡壳横截面的面积随方向角和平均半径的减小而减小。当螺线沿圆周向内弯曲时平均半径随之变小。给运行有特殊要求的发动机匹配的涡轮增压器，需要有在转子顶部调整气流角的方法。如果采用了进气喷嘴只要简单以一具不用叶片安装角的喷嘴环就可以满足要求。
3.2.1  进口喷嘴
进口喷嘴无确定设计方法，为简单可靠起见，一般采用对称叶型机翼截面的喷嘴（叶片具有对称轴），这种叶片的出气边非常坚固。对于给定工况，计算最佳叶片数还没有普遍可用方法。但是叶片数越多，能够较好地引导气流流动，代价是摩擦损失增加和流动阻塞。
3.2.2  无叶间隙
由于机械和制造的原因，喷嘴出口和转子顶部之间通常有无叶间隙，但希望要小否则采用进口喷嘴的优点就可能失掉。本设计中无叶间隙根据书本经验取为0.2mm。
3.3  叶轮叶片设计原则
通过一元流分析可以检校转子流道几何形状，以保证沿着流道气流逐渐加速的速率。转子出口轴向部位称为“出口导风轮”。转子排气的绝对速度动能在没有排气扩压器的情况下都被损失掉了，因此希望出口导风轮顶部直径处尽量大，以使排气速度减小到最小值。但应该综合考虑以避免出口导风轮顶部相对马赫数过大，故对导风轮的外径存在一个限制条件。为了保证气体在所要求的角度下流出转子，导风轮的叶片要有逐渐弯曲的形状和一定的叶片覆盖度。尽管没有精确的方法计算出转子的最佳叶片数，据经验得出估计最小叶片数的准则。由于转子流道内的相对涡流，使得叶片吸力面和压力面的径向速度不一样。最小叶片数应当这样选取：要使流道内没有一处径向速度变为负值。极限情况（径向速度为零）可能发生在转子顶部。根据选取原则和实物标准本设计中涡轮叶片数取12。
3.4  涡轮转子叶片应力和叶片振动分析
径流式涡轮的转子类似于离心式压气机的形状，所以分析应力也用相同的方法。还应该注意高温及其在转子上的分布。许多涡轮叶片的振动的研究是在燃气轮机装置的轴流式叶片上进行的。径流式涡轮叶片的几何形状与此不同。首先喷嘴环的栅距与转子叶片的栅距不同；其次，气流在径流式涡轮中流动轨迹很长。由于离心载荷的作用，最大应力点出现在叶片的根部，出口边最容易损坏。
小结
目前增压器所用的涡轮有两种形式：径流式涡轮和轴流式涡轮。本章主要进行定压增压系统所用的径流式涡轮初步设计，原则上类似于离心式压气机。
通过本设计确定出的涡轮增压器各项尺寸为：
压气机整体尺寸：长185.5mm，宽178.5mm，高187.5mm；
压气机壳体进气口直径60mm；出气口直径44mm；
压气机叶轮顶部直径42mm；

第4章  增压系统与发动机的匹配及轴承的选择
4.1  涡轮增压器与发动机匹配特性
1.在标定工况下，须达到预期的增压压力以及空气流量，有足够的燃烧过量空气系数，使燃烧完善，燃油消耗率满足要求；增压压力不能过高，以免机械负荷过大；其转速须低于允许值，保证转子的强度符合安全要求。2.在低工况下，也必须保证有一定的空气量，以满足燃烧和降低热负荷的要求。此项对于高增压发动机十分重要。3.要求在整个运转范围内不发生增压器喘振与阻塞。由于涡轮允许运转范围较广，高效率运转区较大，配合运行时的问题较少。
4.2  轴承的润滑与冷却方式
为了保证轴承可靠地工作，必须供给轴承足够的润滑油，对轴承进行润滑和冷却。在涡轮增压器采用滑动轴承时，由于摩擦产生的热量很大，特别是在径流涡轮增压器中，由于涡轮工作轮处于高温气体中，一部分热量从工作轮经过转轴传给工作轴，因此必须供给大量的润滑油，对轴承进行润滑和冷却。为了能够形成油膜，必须采用压力润滑方式，可与发动机共用润滑油供给系统，润滑油压力一般在２５０——４００kPa。冷却与润滑机油是从发动机机油滤清器流出，进入涡轮壳上方的进油口，然后分别去各个轴承。润滑油经中间壳回油孔回到发动机的油底壳。轴承工作时产生的热量，除靠润滑油带走外，有的还要采取其他冷却措施。如有的在涡轮壳和中间壳上设置水腔进行水冷，有些则对压气机轴承出的机壳进行冷却。
小结
根据质量守衡定律，在单级涡轮增压系统中，压气机所提供的空气正好等于发动机所需的空气量。
为了保证轴承可靠地工作，必须供给轴承足够的润滑油，对轴承进行润滑和冷却。由于摩擦产生的热量很大，特别是在径流涡轮增压器中，由于涡轮工作轮处于高温气体中，因此采用压力润滑。

结  论
今天，由于汽车工业飞速发展，各种新兴技术随之产生，但汽车动力来源主流仍为汽油与柴油。但由于汽油机与柴油机热效率低（分别为２５％和３５％），燃料利用率低，一种提高发动机功率的新型技术得到了发展，即发动机复合增压技术。本设计为复合增压机构中的涡轮增压装置的设计，通过对涡轮增压器原理的分析得出压气机与涡轮装置设计的一般步骤；由设计的一般步骤出发，通过各种能量转换的计算确定了压气机的压比与流量，并对其各组成部件进行了设计，由叶轮的形状与参数确定了压气机涡壳形状与参数。由压气机设计步骤推导出涡轮设计的一般步骤，通过计算流量确定涡轮叶型与涡壳流道形状。最后进行了涡轮增压器与发动机匹配的简述。本设计所确定的各项参数如下：
压气机流量参数为：
流量范围0.048——0.264 kg/s ，最高压比2.9；
适用功率范围40——130kw。
通过本设计确定出的涡轮增压器各项尺寸为：
压气机整体尺寸：长185.5mm，宽178.5mm，高187.5mm；
压气机壳体进气口直径60mm；出气口直径44mm；
压气机叶轮顶部直径42mm；
叶轮底部直径60mm，长叶片高15.5mm，短叶片高15mm ，后掠角30度；　　涡轮叶片底部最大直径60mm，顶部直径42mm，叶片高11mm，后掠角18°。
通过本设计体现出涡轮增压可以非常有效地提高发动机功率，同时可降低排放污染，是一项以低投入换取高效率的尖端技术。其发展对发动机技术进步有着深远的影响，其研究价值与收益是十分巨大的。
致  谢
经过紧张的半个学期，我的毕业设计终于完成了。细数其间的艰辛，给我带来许多问题，也使我学会了许多知识，也学会了学习的方法。在设计中遇到的许多问题都是在我的导师孙凤英老师的指导下完成的，对此表示衷心的感谢，感谢她对我耐心的教导。使我在设计之中学到了很多书本上学习不到知识。另外，本人的设计是一种尝试性设计，困难比较多，在此衷心感谢郑德林老师，郭新华老师，席振鹏老师，樊久铭老师对我设计的指导与帮助，使我能尽快的完成设计。


参考文献
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附录1
Modeling of Engine Cyclic Variation by the Modified Kantor Model
Kantor model showing that prior-cycle effects resulting from exhaust gas residuals are a significant factor in cyclic variability of combustion in IC engines is due to a number of model assumptions that misrepresent the thermodynamic process experienced by the mixture of fresh combustible gas plus exhaust residual in important ways. In particular we show that exhaust blowdown process and variability exhaust residual gas mass fraction neglected in the Kantor model significantly reduce cyclic variability. However, unburned fuel not considered in the Kantor model apparently aggravates cyclic variability. These three factors effects of all major engine operating parameters cyclic variation reluctantly shows up. Moreover, even using the Kantor model, cyclic variability is predicted only for rather extreme, somewhat contrived choices of the model parameters.
  Kantor (1984) suggested that cyclic variability can result from a prior-cycle feedback process linked to the temperature of the exhaust residual remaining in the cylinder after the exhaust stroke. The proposed mechanism of feedback is as follows. A slower than average burning process on one cycle will produce a higher exhaust residual temperature since more heat release occurs after part of the expansion process. This leads to a higher than average intake charge temperature on the following cycle when this exhaust residual is mixed with fresh fuel/air mixture. This in turn leads to a higher than average exhaust temperature on the following cycle , and so on. Kantor showed that mode-hopping between low and high residual temperatures, or even chaotic variation, can be predicted by the simple thermodynamic and combustion model of prior-cycle effects descried below. Kantor’s work has been extended by Daily(1998) and by Daw etc(1993).This work suggests that cycle variation is more likely with leaner mixtures because the burning times, e.g. higher activation energy, have similar effects. Such models of cyclic variability could in principle be quite useful for developing control algorithms for lean-burn IC engine employing cycle-to-cycle adjustment of engine operating parameters. With this motivation, in this work we re-examine the Kantor model with an aim towards a more quantitative evaluation of prior-cycle effects for the purpose of engine control. It is found that very simple modifications to the model that render it substantially more realistic lead to practical elimination of cyclic variation. Particularly we make the following modifications, denoted A, B, C in this paper.
A.        VARIABLE RESIDUAL GAS MASS FRACTION. In the Kantor model the exhaust residual mass fraction is assigned a constant value (0.2), whereas we employ a constant volume fraction, which is a much more realistic and better representation of the actual process in an IC engine because the residuals volume is the same as the combustion chamber volume at the end of exhaust stroke. With constant volume fraction, cycles with higher/lower exhaust residual temperature will lead to lower/higher residual mass fractions, which will in turn lead to less cyclic variation in the temperature of the mixture of exhaust gas plus fresh fuel/air mixture as compared to the Kantor model.
B.        BLOWDOWN PROCESS. In the Kantor model the exhaust residual is assumed to be the gas temperature at the end of the expansion stroke. This is rather nonphysical because this is equivalent to assuming an isothermal expansion of this gas to ambient pressure without a corresponding decrease in temperature. Expansion to ambient pressure must occur because the exhaust pressure is necessarily ambient. In contrast, we assume that the portion of exhaust gas that remains in the cylinder after the exhaust valve opens experience an adiabatic expansion to ambient pressure (a process called “exhaust blow down” in automotive literature), resulting in a reduction in its temperature. We shall show that this blow down process substantially moderates cyclic variability. This is because heat release early or late in the cycle (i.e. significantly before or after the piston has reached the position corresponding to minimum cylinder volume ) leads to a higher temperature at the end of the expansion stroke but also necessarily leads to a higher pressure at the end of the expansion stroke. In cycles with higher pressures at the end of the expansion stroke, this gas will experience greater expansion during blow down and thus a greater fractional reduction in temperature.
C.        UNBURNED FUEL. In the Kantor model combustion efficiency is assumed to be unity, i.e. all fuel is burned completely before the exhaust valve opening without unburned fuel taken into account. But from Kantor proposed formula used for calculating the combustion crank angle, when combustion angle ATDC is greater than π there must exists some portion of unburned fuel causing lower combustion efficiency and increased equivalence ratio for the next cycle. In terms of the work by Wagner (1993).and Daw (1996) we define combustion efficiency   and overall equivalence ratio   for cycle j as follows
        
                 

We emphasize that the limitations of the Kantor model are not merely due to simplifications made for analytical convenience, but due to substantive misrepresentations of the thermodynamic process experienced by the mixture of fresh combustible gas plus exhaust residual. Moreover, none of the modifications we employ here have been considered in the extensions of the Kantor model by Daily (1988) and by Daw and his collaborators (1993). Daily(1998) has examined the effects of activation energy, compression ratio, temperature rise due to combustion, ignition angle ,exhaust gas residual fraction and burning rate pre-exponential factor on cyclic variation. Still, other significant engine operating conditions and model parameters notably equivalence ratios, intake pressure, averaging parameter, have not been considered and so will be evaluated in this work. We look at effect of residual on IMEP(Indicated Mean Effective Pressure) mean and variation, which is a much more important thing since driver feels only IMEP but not exhaust temperature.
In the following, the Kantor model and modified Kantor model are described. Then numerical results are obtained and discussed using the Kantor model and the modified model for the realistic and unrealistic ranges of the model parameters. Finally conclusions are summarized.

附录2
基于修正的Kantor模型的发动机循环变动建模
Kantor模型表明来自上一个循环的废气的影响是火花点火发动机产生循环变动的一个重要原因，这一结果是基于模型假设得来的，而这些假设错误地描述了新鲜混合气和废气所经历的热力学过程。我们的研究表明在Kantor模型中忽略的废气定容放热（blow down）过程和可变残余废气质量分数可以在很大程度上减小循环变动，然而在Kantor模型中未考虑的来自上一个循环的未燃燃油则明显使下一个循环的循环变动加剧，三者互相作用导致循环变动减弱甚至消失。采用一个修正的Kantor模型，我们考察了主要的发动机运行参数对排气温度和指示功的均值和标准差的影响，在合理的参数范围内，没有循环变动出现，只有选取极端不合理的模型参数，循环变动方出现。即使是Kantor模型，循环变动也只出现在相当极端，甚至是故意选择的模型参数的情况下。
Kantor 建议循环可变性可能起因于预先周期反馈过程中，尾气残余在汽缸的尾气冲程以后。反馈提出的机制如下：一个比平均燃烧的过程慢的多的过程在一个周期将导致一个更高的尾气残余的温度，因为更多热量的散发发生在一部分的扩展过程以后。这导致在下一个周期，尾气残余与新鲜的可然混合气被混合。Kantor 表示， 模型方式在低残余温度和高残余温度之间，甚至混乱变异， 这个过程可能由预先由周期作用简单的热力学和燃烧模型表示出。Kantor 的工作由Daw 扩大了，由Daily 建议，推测周期变异是可能的。更加稀薄的混合物在燃烧时有更高的作用能量，即更高活化作用能量，具有相似的循环可变性。这样的模型在原则上是相当有用的，为开发控制算法作为对燃烧IC 引擎的分析。对引擎使用周期的参数和对周期调整。在此工作中我们再检查Kantor 模型，以一个目标往预先周期作用定量的评估为发动机控制的目的，此目标使模型极现实对模型的简单的修改，和对导致循环变异的排除。特别我们做以下改动, 表示的A.B.C 在下文中。
A. 易变的残余的气体大量分数。在Kantor 模型尾气残余的许多分数被赋予恒定的价值(0.2)，但是我们使用一个恒定的容量分数，是实际过程一个更加现实和更好的表示法。在IC 引擎中因为残余容量的燃烧室容量发生在排气冲程的末段。在恒定的容量分数周期中，较高或较低的尾气残余的温度将导致更低或较高的残余分数，反之将导致废气混合物在循环变化中和空气混合物在温度上与Kantor 模型比较产生较小的变化。
B. 膨胀喷射过程。在Kantor 模型尾气残余的气体温度是在扩展冲程的末段。这是非物理的，因为这与气体等温膨胀是等效的，与四周压力没有温度的对应。减退膨胀对四周的压力必然产生，因为尾气压力是向四周扩散的。相反，我们假设，废气的部份压力散失是在气缸尾气阀门打开之后，(过程叫“膨胀喷射” 在汽车知识里)，造成对它的温度的减少。我们表示，这个膨胀喷射过程极大地减轻循环可变性。这是因为热作用或早或迟发生在周期(即在活塞到达了上止点对应于下止点的圆筒容量)前后，这将导致在燃烧冲程的末端气体产生一个更高的温度，而且燃烧冲程的末段必然导致更高的压力。在周期燃烧冲程的末段，由于温度的急剧降低气体将以更高的压力扩散。
C. 未烧过的燃料。在Kantor 模型中燃烧效率被总体考虑，即所除去排气气门开启之前未燃烧的燃料不考虑外，所有燃烧的燃料都应计算。但从Kantor 提出的惯例作为计算燃烧曲柄角度的依据，当燃烧角度ATDC 大于 π 时必须存在某一未烧过的燃料的部份，这导致更低的燃烧效率和在下个周期增加相等的效率损失比率。根据Wagner 和 Daw 的工作，我们定义燃烧效率 和整体相等比率 周期为j 的计算方法如下：
   

我们强调， Kantor 模型的局限不仅仅归结于为分析便利而作出的简化，是由于由新可燃烧的气体混合物体验加上尾气残余产生热力学过程的误差，而且， 我们使用这里的无修改考虑了在Kantor 模型的引伸。Daily 和他的合作者审查了活化作用能量、压缩比、温度上升和由于燃烧，燃烧角度、废气残余的分数和灼烧的率前指数因素的作用的循环变异。但是，其它引擎操作条件和式样参量如：相等比率，进气闸压力等平均参量在实验中的作用未被考虑。我们看残余的作用在IMEP（被表明的又意义的有效的压力）手段和变化是一件更加重要的事，因为司机感觉到的唯一参数为IMEP但不是尾气温度。
Kantor 模型和修改过的Kantor 模型被描述。讨论使用Kantor 模型和修改过的模型式样参量的现实和不切实际的范围结论被总结，然后得出了数字结果。

zhaoyanganshang

麻烦下楼主能不能把消失的公式附上~有些公式网上很难找~谢谢~

LYH2011

麻烦下楼主能不能把论文发给我   dutaojie@126.com  谢谢！

Blasting

楼主，也发一份给我吧，谢谢啦！邮箱：290342859@qq.com

shen147161

没有公式。。。

V5的心

mark一下 慢慢看不着急

cjsme

有谁收到了吗，能不能也发给我下啊，cjsme#126.com，非常感谢！！！

tianxian

楼主你能把缺少的公式给补上么，最近做毕设要用到相关的知识，国内的设计方面参考资料很少，所以希望你能把它添上，如果有全文能给我发一份么，wangyiyoumi@163.com，万分感谢

Jeanguan

我也是做车用增压器的工作性能分析啊，请问上述师兄是否有机械增压器的资料呢！

ayue7553873

erefrrefere3r42rr413

dymxzb

楼主你好。。能不能把这份论文发给我。。急需。。我也是做有关涡轮增压器的毕业设计的。。 499399636@qq.com    万分感谢。。

晴天思密达

求公式或原文 万分感谢453349152@qq.co&#8198;m