载货汽车用四冲程柴油机

所讨论的是运行在600～2600r/min 转速范围内的典型 直喷式柴油机。这种转速范围宽于传统的柴油机转速范围，

但此转速范围提供的数据可以代表传统柴油机现有转速范围 下的各种情况。

图5-12所示为两种发动机理想的扯矩曲线，A 型代表现 代载货汽车用的涡轮增压发动机，而B 型代表更高额定功 率的发动机。这两种发动机所需要的空气流最， 一旦空燃比 已经确定，就可以用方程式(14)求出。经验表明：对于一台已规定了乎均有效制动压力的发动机来说，为了达到最佳的 油耗，常规的旋流型直喷式柴油机所要求的空燃比约为24:7 。 在某种程度上来说，在临界线上的较高空燃比是有利的， 如 图5-11所示。事实上，大多由于受到现有增压器和最大 气近  压力的限制，许多发动机在比满载空燃比低得多的条 件下运  行，对于增压器和最大气缸压力制约的问题不在此 处讨论。

从方程式(14)计算出所要求的空气流量必须与方程式 (1)所计算的空气流量一致。空气流量一经计算求得后，可由 图5-13来确定所要求的增压器压比。该图系根据四冲程发动 机每升容积的容积效率为0.9和压气机等熵效率为0.7时求得的质量比流量与增压比之间的关系特性。该图为同一种空燃 比 2 4 : 1 , 将A和 B 两种发动机所需要的空气流量的曲线绘 制在同一张图上， (并假定无充气冷却)。实际上，当空燃 比为常数时，发动机的废气温度随着转速的升高而上升，并 且还可能影响到附加的空气需要量。这可由恒定排气温度 650℃时所作的线图5-13加以说明。

对于A 型发动机来说，共压比上升的要求为： 由600 r/min  的压比1.85到1000 r/min   的2.0再到2600r/min    的 2 . 3 3 。 它 的 关 键 特 性 是 具 有 很 宽 的 质 量 流 量 范 围 ； 而 对 于 B型发动机来说，压比上升的要求为： 由600r/min  的压比

3 . 5到1000 r/min       的 4 . 2 再 到 2 6 0 0  r/min         的 4 . 7 5 。 其 主 要 特

性是较A 型发动机具有更宽的质量流量范围。在压比1.85 到2.33之间，要求压气机效率70%及流量范围为80%以上，

尽管是比较困难的，但 却是做得到的。如果要求压比超过 4 : 1 , 在 日前的工艺技术条件下 当然是难以实现的。

采用中冷缓解了所 需的压比 ，可获得理 想的质量比流量。图5- 14是图5-13的配[对图 形。但图5-14采用冷却 效率为0.8(参见方程 (7))的空冷或充气冷 却 ，B  种发动机的性 能指标看来就更合理一些。这里还必须指出：在恒定空燃比时，采用中冷不仅除低 了进气温度而且还降低了排气温度。这些就是恒定空燃比与 恒定排气温度的图5-13和图5-14的关系曲线之间的差异所 在，图5-14中的进、排气温度和压比等，实际上较图5-13低。

图5-13和图5-14表明对载货汽车发动机用的增压器的某 些要求，可以概述如下：

(a)对于具有高平均有效制动压力(BMEP)  的发动机来 说，充气冷却(中冷)是必不可少的。

(b) 空气质量流量范围宽且效率高的压气机，比空气质 量流量范围窄而峰值压力极高的压气机更为有利。

(c) 在规定的喷嘴节流区，特别是对宽转速范围的发动 机，会出现严重的喘振。

(d) 在无充气冷却的条件下，为了避免排气门(或涡轮 增压器的涡轮)温度的急剧上升，压比理应随着发动机转速 的上升而增加。

(e) 在有充气冷却的条件下，压比作为质量比流量和预 定转速的函数，其变化相对要平缓一些。

驱动压气机所需的功率，来自发动机的曲轴或驱动涡轮 的废气。显然，废气涡轮驱动可能更为有效。但是，如果只 要求较小的驱动功率，机械式驱动的增压器是具有吸引力的。 为了能达到图5-13和图5-14中规定的空气流量，图5-15给出 了相应的功率要求的曲线。图中，压气机所需功率是用发动 机输出功率的百分比来表示的(机械式驱动的增压器无此比 例限额)。从图中可以看出：除了无中冷式B 型发动机外(这种 发动机可以说是不实际的),其它增压器所要求的功率均在 发动机输出功率(未增压时)的9 %到20%的范围内。从实用的观点来看，大多 数载重汽车发动机经 常处于高负荷工况下 运行， 因而装用增压 器是必要的。基于燃 料经济性的理由，机 械式增压器不在此范围之内 。故A 和 B型发动机均为涡轮式增压。

就涡轮增压发动 机而论，为了能达到 图5-13和图5-14所

要求的压比，对涡轮增压器的总效率进行考虑就十分有意义 了。 以定压式涡轮为基础，计算压气机和涡轮之间的能量平 衡就容易得多。对一台柴油机就其气缸中燃油增加的情况来 加以考虑。其能量平衡方程式可以写成：

式 中 ：AFR—      空 燃比 nTc  为涡轮增压器的总效率

Trc=η 。×nt×nmech(TC)                                     (16)

通常，涡轮增压器的机械效率是与涡轮的等熵效率合在 一起的，因为采用这种泛指的效率更便于测量。 图5-16示出 A 和 B 型发动机，在设定其进、排气歧管的温度相等时，对 涡轮增压器总效率的要求， (增压器总效率等于设定的压气机的效率70%乘以涡轮效率再乘以增压器的机械效率一参看 式(16))。另外，对无充气冷却的不实际的B 型 发 动 机 而 言，即使要求其增压器的效率不低于50%,也并不是一个难 于达到的指标。甚至在输出端损失较大的特定转速下，涡轮效 率与增压器机械效率的乘积要达到60%～70%也并非难事。

下一步还必须确定涡轮的压比与质量比流量之间的关系 特性曲线。因为，进气歧管压力至少应不低于排气歧管的压 力，所以压气机的空气流量特性，实质上是由涡轮重复来完 成的(图5-17),压比相对于质量比流量来说是不敏感的。遗憾的是各种涡轮的空气流量特性，在通过恒定面积的喷嘴时，颇象是可压缩的气流把这种气流特性也一并叠加到图5-17上，它与无中冷的B 型发 动机在最大功率点上相吻合  (对共它的发动机也可以绘制出类似的特性曲线)。这种喷 嘴节流的流量特性是在压比约 为1.8时得到的。若压比再高 一些， 由于容积流量为一常

数，因而空气质量流量将随着 较高压比时的进气密度线性地增加。

很显然，这种恒定面积的 喷嘴型式，其流量特性对于载 货汽车发动机涡轮增压器的涡 轮来说是很不适应的。看来为了驱动压气机达到发动机所希望的性能，涡轮的膨胀比和功率是不够的1

按上述情况，我们对载货车用增压器还可附加几条要求 即：

(f)  使用机械式驱动的增压器，虽然驱动压气机所需功 率很大，但燃油经济性的损失并不大。

(g) 对涡轮增压器的总效率要求并不高     低于50% (参见下列(k) 条)。

(h) 通过增加空气流量和改善发动机循环效率使涡轮增压器效率提高而获得的利益是甚微的(对四冲程发动机)。

参见图5-11。

(i) 一般涡轮流量特性的喷嘴对于车用是很不适宜的。

因为在发动机低速运转时，涡轮的功率是不够的。

(j) 涡轮设计必须使其压比随质量比流量的变化量为最 小。

(k) 低流量高效率的涡轮可以部分地补偿涡轮功率的不 足。

可以断言在低的质量比流量时，图5-17中还隐含着涡轮 功率严重不足的问题。为了解决此问题，需要把几种措施结 合起来。这些措施包括采用“脉冲 ”涡轮增压系统；为涡轮 特性而设计的有效的“喷嘴面积 ”,这种喷嘴面积可随压比 或空气质量流量的增加而变化；限制发动机的转速范围(从 而限制质量流量范围) ;确定在发动机高速运转时“过量增 压 ”的涡轮尺寸以及最终设计出低流量高效率的涡轮。按发 动机的运行性能，对涡轮的选择有两种方案：一种是使发动 机的扭矩曲线随转速上升的涡轮，另一种是在发动机高转速 时产生过量压力的涡轮。很明显，前者与车用发动机的转 速——扭矩特性是不能匹配的。