脉冲废气涡轮增压的原理

废气涡轮增压发动机多数都采用脉冲系统，而不是采用 恒压废气增压系统。采用的目的在于：当排气门开启时，即使在气流流入涡轮而产生极不稳定的气流损失的条作下，气 缸中的高温和高压仍能得到最大限度的利用。在大多数情况 下，废气能量的充分利用将绰绰有余地补偿了由于不稳定气 流形成的涡轮机效率损失。

这里，我们用一支极细的排气歧管，将其排气口连接在 一台有效流通面积很小的涡轮机上进行试验。起初，在排气门打开之前，排气歧管中的压力等于大气压力，一旦将排气 门打开，在较大的压差作用下，废气从气缸流入排气歧管。 随着排怎门开度的增加，质量比流量亦迅速增加。由于涡轮 起到一个类似节气门的作用，故能在排气歧管中建立起压 力，其压力大小由流入排气歧管与流出涡轮的气流之间的压 差所决定。因此，排气政管(涡轮进口)压力有上升至气缸 压力的趋势。一旦流入排气歧管的质量比流量达到降值，由涡轮流出的废气速率就会比气缸流入排气歧管的气流快得 多。因而，排气歧管里的压力就逐渐下降，在排气门关闭之 后，排气歧管里的压力很快就恢复到大气压力值。

采用这种废气涡轮增压系统，能量是以脉冲压力形式传 递到涡轮的，因此涡轮的进口压力是不稳定的，而且最大压 力比恒压系统要高，最小压力又比恒压系统要低。重要的- 点是：压比高时，流入涡轮的质量流量最大。因此，一般说 来涡轮机的功率要比恒压系统大，而且对整个发动机空气质 量比流量和速度变化的敏感度不大。这主要是由于涡轮机的  特性曲线(压比与质量流量之间的关系曲线)是非线性的  (参见图5-37)。 由图中可以看出：在较高的瞬时质量比 流量时，压比增加的比例要大得多。

脉冲涡轮增压系统要求排气歧管的容量尽可能地小，从 而使排气门打开时，涡轮进口压力能够尽快地提高到接近气 缸压力。同样的理由，也就希望排气门的开启速度要快。

实际上，由于气门机构的惯性和凸轮的应力限制了气门的加 速度，并且涡轮增压器的安装位置也影响到排气歧管的容 量。涡轮增压器的安装位置应尽可能地接近于各个气缸，以 减少排气歧管的长度。排气歧管的截面积不可能很合理，在 气门最大升程时，总是小于排气门的开启面积。所有这些因 素加在一起，来确定排气歧管的最小容量。实际上，所有的 涡轮增压发动机都是多缸的。因此，若于个排气口都必须与 涡轮机相连通。为了保持排气歧管的小容量，要求与涡轮机 相连通的各个排气口的管道要短，管径要小。

在图5-40中示出了采用小直径管来增加有效废气能量 的一个典型实例，图上的所有数据都是在一台单缸，环流扫 气，高速二冲程发动机上试验取得的。试验中采用了三种排气管，一种是小容积的(管径=管长),另外两种是小直径 的(管道面积与管口截面积之比为1.78和1.03)。所有的这 些试验，都是在发动机转速，制动平均有效压力，增压压力， 空气流量以及涡轮有效流通面积均相同的条件下进行的。在 图5-40上的主图曲线示出涡轮的有效能量随排气管的容积而 变化的情况(假设排气管的容积等于气缸容积的一半时的无 量纲数据资料)。注意，排气管容积增至五倍，涡轮机的有 效能量将减少一半。还应特别指出的是：三种类型的排气歧 管(容积式或细长式的)的容积是相等的，故得出的有效能 量的差异也甚微。顶部的一组曲线图表示脉冲式排气歧管的 压力曲线，它们分别表示三种不同类型的排气歧管，依次增 加它们的总容积作出的五种压力曲线。前面的两种情况，排 气歧管的型式无论是细长型还是进气增压型(排气管容积等

于0.5或0.8倍气缸容积),均对排气管的压力影响不大；而 最后面的两个图其压力差异就非常显著。这种差异是由于压 力波在极细长管道中反射引起的。

如果排气管道是细的，那末当排气门开启时，管道的截 面积就足以使自身的压力增加至排气门端部处的压力。这 样，排门关闭一次就形成一个压力脉冲(故此称为脉冲废 气涡轮增压)。这种压力脉冲或压力波是沿着管道以音速传 递到涡轮的。所以，能量也是沿着管道以音速传到涡轮。由 于涡轮本身就相当于一个局部气流的节气门，涡轮中的压力 波反射将随振幅的降低而降低。当排气门开启时，气缸处于高 压状态，初期释放的废气就产生一次压力波。此压力波随着 管道向前，后方向传播。与此同时，振幅逐渐降低。虽然涡 轮机中的有效能量没有多大变化，但却使细长管道总容积相 同的进气增压的技术性能产生较大的差异。

对脉冲和恒压系统 来说，增加或减少涡轮 有效能量的基本方法都 是相同的。涡轮的有效 能量取决于多种因素： 诸如涡轮机的进、排气 歧管压力。这些因素反 过来又受到涡轮机有效 流通面积的控制。减小 涡轮机的有效流通面 积，压力就会增加”,反 之亦然(见图5-41)。

至此，我们对影响涡轮有效能量的各种因素作了讨论。脉冲涡轮增压能增加其 有效能量，但有较强的不稳定气流流入涡轮。在不稳定的气 流下涡轮是如何工作，其效率又是如何呢?因为能量是包含 在废气气流中的，我们可以采用涡轮功率方程式并对发动机 整个循环综合取得(见图5-42) 。用这种方法可以求出涡轮 的进气温度和压力以及涡轮效率的变化。

在图5-42下方是一条典型的涡轮效率曲线。如果气流是 似稳态的，那么涡轮效率的瞬态值就相当于叶片速比(u/cg)    的瞬态值。在压力图线上表示了与高点以及低点相对应的各 种效率值。在大多数情况下，发动机工作循环中的残余压 力，将使涡轮自由旋转并逐渐减速。当达到下一个排气脉冲 时，共能量的一部分又用于使涡轮增压器加速，而很多能量米得到充分利用。能量未被充分利用，因于极不隐定气流和无气流工况下涡轮 自由旋转形成的较低 平均涡轮效率。

在多缸发动机  上，从几个缸引出的 细歧管可以连接成单 根的排气歧管 ，再以 涡轮机连通 。试看一 台三缸， 四冲程车用 发动机 的情况 (如 图  5-43所示) 。 由于各  缸之间的配气相位  角，各排气门的开启 期依次为240°并具有 一个极小的气门叠开 角 。这样一来 ，涡轮 就可以得到“ 一串 ” 连续的压力脉冲，实 质上也就避免了脉冲

间隔期造成的气流损失(见图5-44)。虽然涡轮此时的平均 效率仍低于合理匹配的定压系统涡轮的效率(即低于在效率 山线峰值附近运行的定压涡轮效率)。在气门叠开(扫气) 期内、接近于气门附近的排气压力是值得考虑的重要问题。 正如恒压系统一样，在进、排气门叠开捌间，进、排气歧管 之间具有合理的压差，这对于其有较大径开角度的四冲程发 动机很重要，而对二冲程发动机来说则更为重要了。在图5-

间隔期造成的气流损失(见图5-44)。虽然涡轮此时的平均 效率仍低于合理匹配的定压系统涡轮的效率(即低于在效率 山线峰值附近运行的定压涡轮效率)。在气门叠开(扫气) 期内、接近于气门附近的排气压力是值得考虑的重要问题。 正如恒压系统一样，在进、排气门叠开捌间，进、排气歧管 之间具有合理的压差，这对于其有较大径开角度的四冲程发 动机很重要，而对二冲程发动机来说则更为重要了。在图5-

44中绘出了在进、排气管中某一气门附近压力随曲轴转角的 变化倩况，阴影线部分为进、排气门叠开期间的压力降。显 然在图示状态下运行的发动机，这种压降情况是满意的。

图5-43和图5-44绘出了具有标准配气正时和短、细排气 管三缸四冲程车用发动机简图。这样结构的发动机实际上是 很罕见的，但用来提供脉冲增压器的一些重要参数，却是一 种适用的装置。即用减少涡轮空转时间，增加涡轮平均效率 的方法，与此同时避免了一个缸的脉冲对另一个缸扫气的于 扰。从气缸中排出的压力脉冲沿着排气政管传递到汇流点， 并在汇流点沿毗邻的管道分为两个脉冲(由于有效流通面积 增加，两个脉冲的幅值部较小)。其中， 一个脉冲传到涡 轮，另一个脉冲将到达另外一个气缸的排气门。第三缸的后 一个脉冲(图5-43)正好在第一缸扫气期快结束时产生，这 可能出现一个问题——那就是，若这个脉冲提前到达将干扰 第一缸的扫气(可能是由于排气管过短所致)。这种类型的 干扰是由于另一个完全分隔的气缸的压力波直接作用形成 的，这个分隔气缸的压力波又是由于涡轮反射的压力脉冲的 作用结果。 由于所讨论的排气管道(图5-43)长度较短，因 此涡轮反射的压力脉冲无论从第一、二或三缸开始，反射脉 冲几乎与初始脉冲相重叠。

但是，实际情况并不总是这样。必须考虑到，可能会出 现两种脉冲干扰的影响。这就是将要提及到的：如果定向脉 冲遇到第一缸关闭的排气门(如图5-44点划线所示)就会被 反射；这个从一缸排气门反射出来的脉冲，在某个时候将随 着第三缸脉冲的第一个分量抵达涡轮。

大多数发动机都是由四缸或多缸组成。为了方便后面的 讨论，先以六缸发动机为例。在图5-45上示出一种典型的车 用六缸柴油发动机的配气相位和点火次序。很明显，如果六 个缸都用细管与仅有一个进气口的涡轮机相连通，那么,在 气门叠开和排气行程时，各缸的压力波就会严重地相互于扰排气过程，增加活塞的泵唧推出功，结果将使发动机的效率 降低 。 -一台二冲程的发动机在这种情况下就不能运行 。然 而，这个难题是可以解决的，采用每三个缸一组的歧管 ，两 组歧管可以直接与缸体相连，另一端则连在两个涡轮机上或 连在一个涡轮机的两个相互分隔的进气口上 。如果能根据要 求将气缸组合在一起，那么每一个组的压力脉冲结构就如图

5 - 44 。 从 图 5 - 4 5 看 出 ， 可 将 1, 2 , 3 缸 分 为 一 组 ； 4, 5,6缸分为另一组 。然而分组的原则应随着点火次序的改 变而不同 。从涡轮增压的观点来看 ，可以得出六缸发动机与 三缸发动机的工作情况相似的结论 。但由于分隔式进气口涡 轮机结合处形成的损耗，致使涡轮的性能有所恶化。

从连通方式来君 ，多于三个缸连接在单涡轮机进口上有 许 多缺 点 ，所 以四缸发动机就将其分为两对 ( 即 1 — 2和3 一4缸)连接 到双进 口 的 涡轮机 上 ( 如图 5-46 所示) 。对 于 其它缸数的发动机，气缸与涡轮机连通的一般规则是： 把发

火次序按240 ° (四冲程)和120 ° (二冲程)曲轴转角分隔的 气缸连到一个涡轮进口上(如图5-45中①一②-③缸之间的 发火次序间隔就是240²—一校注),再均分排气过程最后选 配气缸。但是，这种连通规则不一定能够实现。例如，在一 台V型发动机上，V型角将导致产生一个附加的相位角，即 各缸之间的发火间隔时间是有差异的。在这种情况下，必须 遵循的基本准则是：避免定向压力波的于扰。

对于具有极小气门叠开角的四缸发动机，把四个缸都连 接到单进口的涡轮机上，与连接到双进口的结构相比较，其 增压器性能的恶化程度就要小得多。如果气门叠开角很小， 即使是六缸发动机，在这种情况下也能正常运行，这是因为 没有扫气气流和反向气流出现的缘故。因此，单进口涡轮只 需配装一个废气放气阀，而无需装两个放气阀。

选择变压或定压涡轮增压系统，取决于发动机的用 途，技术经济性以及对维修保养方面的考虑，实际上，定压系统区适用于大型大功率二冲程发动机和某些工业用中速发动机。就这类速率的发动机而言、脉冲系统能产生非常大的 压力脉冲，因为大部分废气脉冲能量与脉冲的峰值相重合， 因此，用较高的涡轮瞬时效率与此点相匹配是极重要的。在 实际使用中，当压比超过3:1时，欲保持高的涡轮效率是 很困难的，而排气压力脉冲的振幅，实际上是超过这个值的，因此，涡轮的效率就比较低。这就是为什么要在大功率 发动机上采用较高涡轮效率的定压系统的原因。这样，可通 过高的涡轮效率更多地补偿定压系统废气能量利用率较低的 缺点。变压和定压涡轮增压系统的主要优缺点归纳在表5-1 中。

多进气口涡轮机的各种设计产品，现已进入实用阶段。 现今，无论是轴流式涡轮还是径流式涡轮，几乎所有的涡轮 增压器制造厂均采用类似的设计方法。一般地说，大型输流 式的涡轮，抵达定子的环形进气腔，被等分成二，三，或四 个单独的部分，而每个部分又分别与发动机各气缸组用歧管 相连接。具有定子叶片的径流式涡轮，可采用单进气口或双 进气口(图5-47),双进气口转子的周边被分成180 ° 的两个 部分。无喷嘴定子的径流式涡轮也是采用单进气口或双进气口的形式，在此情况下，双进气口结构按子午线方向分成两 个部分(见图5-47 A-A剖面)这样做的好处是消除了在转子 通道的任何部位出现的纯“ 自转 ”现象，从而改善了涡轮效 率，一个进气口的流量瞬时为零，另一个进气口的流量就会 增大。