6第三章 换气机构和增压系统

第三章 换气机构和增压系统

第一节 换气机构

换气机构的功能是实现对柴油机换气过程的控制。即依照柴油机各气缸的工作次序，定时地打开或关闭进排气阀。以保证气缸里废气的排除和新鲜空气的充入。四冲程柴油机采用气阀式换气机构。当前低速柴油机均采用气口－气阀式换气机构。

气阀式换气机构主要包括气阀机构和气阀驱动机构两部分。本节还将阐述凸轮轴和凸轮轴传动机构。

一、气阀机构

1．气阀的工作条件

气阀承受着很高的热负荷。气阀头部直接与高温高压的燃气接触，特别是排气阀还受到高温燃气的冲刷。在高增压柴油机上，排气阀打开瞬间的燃气温度可达900～1000℃，排气气流速度可超过800m/s。因此结构上如不采取有效措施，排气阀温度可达650～800℃以上。目前船舶主辅柴油机均燃用劣质重油，这类重油常含有大量的钒、钠和硫等元素。燃油燃烧过程中这些元素形成的氧化物和盐有可能造成所谓的“高温腐蚀”。气阀承受着很高的机械负荷。很高的气体爆发压力的作用及落座时的撞击使气阀工作过程中承受很大的冲击性交变载荷，造成气阀密封面弹性、塑性变形，阀盘反复滑移着楔入阀座，造成磨损。因此气阀、

特别是排气阀的工作条件是极其严酷的。其检修周期

成了柴油机重要的技术指标之一。

2．气阀组件

结构上气阀机构有带阀壳和不带阀壳之分，小型

柴油机使用不带阀壳的气阀机构，如图3-1-1所示。

低速柴油机使用带阀壳的气阀机构。大功率中速柴油

机，尤其是其排气阀，广泛采用带阀壳结构，如图3-1-2

所示。

图3-1-1中，气阀直接安装在气缸盖上。气阀阀

盘1密封锥面与安装在气缸盖上的气阀座圈11的密

封锥面严密配合，以保证气密。阀杆2与导管4滑动

配合。锥形卡块8为剖分式，通过它使弹簧盘7卡紧

在阀杆上端的凹槽处。内外气阀弹簧5和6既使气阀

在关闭时紧紧与阀座贴合，在开启和关闭过程中还使 气阀的运动规律受凸轮的形状控制。阀杆上部还有卡图3-1-1 不带阀壳的气阀机构

环10，防止阀杆上端凹槽处断裂后气阀掉入气缸。气

1-阀盘；2-阀杆；3-气缸盖；4-导管；5、6-弹簧；

阀座圈、导管与缸盖间一般采用过盈配合的安装方7-弹簧盘；8-卡块； 9-撞击块；10-卡环

式。

带阀壳的气阀机构把气阀组件的所有零件组装在一个单独

的阀壳中。再用柔性螺栓把阀壳安装在气缸盖上，这样在检修

气阀时，只要卸去紧固螺栓把阀壳取下，而不用卸下缸盖。这

给维护和检修带来方便。

气阀采用耐热耐磨合金钢制造。气阀座圈则采用合金铸铁

或耐磨合金钢。

气阀导管是气阀的导承。它承受摇臂推阀所带来的侧推力，

还承担气阀的散热作用。普通气阀（气阀座圈非水冷）经过导

管的散热量约占总散热量的25%。导管材料常用各种铁基粉末

合金、灰铸铁和球墨铸铁。粉末合金能在润滑条件较差的情况

下工作，磨损小。

阀壳紧固螺栓均采用柔性螺栓。这是因为：采用柔性螺栓

使阀壳、缸盖等受热零件因受热膨胀不一致而产生的附加应力

较小，不易发生蠕变而松脱；阀壳承受着脉动的气体压力，柔

性螺栓所受的交变应力变化幅度较普通螺栓小，不易疲劳断裂；

柔性螺栓断面较细表面光滑，结构上力求避免应力集中，疲劳

图3-1-2 带阀壳的气阀机构 强度较高。

3．气阀的常见故障及提高气阀工作能力的措施

由于柴油机增压度越来越高，气阀的热负荷越来越大，特别是燃用劣质燃油，使气阀尤其是排气阀工作条件更为严酷。因此气阀尤其是排气阀仍是故障率最高的部件之一。

1）气阀的常见故障

（1）排气阀烧损

这是最常见故障。其主要原因是排气阀密封不严，造成高温燃气漏泄，使该处严重过热，严重时可使该处熔穿一个大洞。造成排气阀密封不良的原因有：

①由于阀盘不同部位受热、散热条件不同，阀盘圆周上的温度分布不均匀。即靠气缸中心的部位温度高，而靠缸盖外侧的温度低。温差大会造成阀盘变形翘曲而漏气。

②排气阀阀盘及阀座密封锥面沉积一层混有碳粒的玻璃状物质。这些物质主要由Na2SO4、CaSO4、Fe2O3、V2O5等组成，它们的成分主要来自重油中的杂质。玻璃状沉积物性脆。当沉积厚度较大时，在闭阀时的撞击下该沉积物会产生裂纹，反复撞击后进而发展到剥落，从而形成高温燃气喷口使气阀烧损。

③普通气阀密封锥面在工作温度下硬度并不很高，沉积的硬质燃烧产物颗粒在闭阀的撞击下，可使密封面出现凹坑，也可能造成漏气。

（2）排气阀的高温腐蚀

劣质燃油中含有钒、钠和硫等元素。在燃油燃烧后这些元素的生成物对金属有腐蚀作用。在氧化环境中，钒盐作为氧的载体把氧带入金属，促使金属氧化。钠系化合物对金属的腐蚀则是通过钠的硫酸盐使金属硫化进行的。形成的金属硫化物不耐热，在高温下转变为金属氧化物。上述化学反应中的化合物，具有不同的熔点。V2O5熔点为670℃，Na2SO4熔点为850℃，而它们组成的二元系，如V2O5·Na2O系、V2O5·NaVO3系，在530℃左右即以熔融的化合物形

态存在。如排气阀的温度过高，呈熔融状态的这些生成物就容易粘附到排气阀上，这时即使是非常耐腐蚀的硬质合金或合金钢，也会受到腐蚀。腐蚀结果在密封锥面上形成麻点凹坑。凹坑相连就可能造成漏气。所以这也是造成气阀烧损的原因。由于上述腐蚀是在高温条件下产生的，所以称为高温腐蚀。上述产生高温腐蚀的有害元素钒、钠和硫当中，钒的危害性最大。

（3）气阀密封锥面磨损过快

由上述已知，在爆发压力作用下阀座及阀盘弹性变形，气阀落座撞击也会造成阀座及阀盘弹性变形，使阀盘锥面反复楔入，密封锥面产生相对运动，造成密封锥面磨损。气阀间隙过大（凸轮廓线的设计，使气阀落座时 速度迅速减至零，避免了严重冲击，撞击力较小。气阀间隙过大，当气阀速度还没减至很小时就撞上阀座，速度突然减至零，加速度变得很大，撞击力大大增加），阀盘和阀座刚度（包括气缸盖底板刚度）不足，气阀和阀座材料性能达不到要求或不匹配，重油含有较多的钒、钠和硫，超负荷运行或燃烧恶化，冷却不良，阀杆与导管间隙过大，气阀机构振动使气阀落座速度过大等，都会使磨损速率变大。

增压柴油机的进气阀容易发生快速磨损。这是因为增压柴油机进气阀密封锥面不象排气阀会形成一层非金属层而不发生金属接触，也不象非增压柴油机气阀导管下端气压为负，导管内的滑油往里吸，进气阀密封锥面可得到润滑。增压柴油机进气阀密封锥面的润滑条件恶劣，容易发生金属接触。因此有的增压柴油机向进气道喷滑油，以防止进气阀发生快速磨损。

燃用劣质重油柴油机的进气阀容易发生废气倒流导致低温腐蚀。

（4）阀盘和阀杆断裂

断裂主要发生在阀盘与阀杆过渡圆角处和阀杆装卡块的凹槽处。阀盘与阀杆过渡圆角处断裂的原因有：阀杆与导管的间隙过大；阀盘或阀座变形使局部受力过大；气阀间隙过大；气阀机构振动。阀杆装卡块的凹槽处是气阀最薄弱部位。如该凹槽加工不良或闭阀冲击力较重，会产生疲劳断裂。

为了延长排气阀检修期及寿命，新型柴油机普遍采取了几种提高气阀工作能力的措施。

2）提高气阀工作能力的措施

（1）采用水冷式阀座

气阀头部从燃气中吸收的热量中约有75%左右是经由阀座传导出去的。如果进入气阀的热量不能迅速传导出去，则气阀及阀座的温度将升高。这将导致燃烧产物沉积增加，高温腐蚀加剧，热变形增大和材料强度与硬度下降等。降低气阀组温度最有效的措施是采用冷却式阀座。烧重油的新型柴油机均采用了强制水冷式阀座。当前燃用劣质燃油的中速柴油机排气阀密封锥面温度均已能控制在410～430℃以下。新型低速机阀座采用钻孔冷却，密封锥面平均温度已达350℃。

最新型中速机加大了气缸盖高度，采用了双层底式结构或采用厚燃烧壁钻孔冷却，气阀座圈直接安装在气缸盖上并强制水冷。尽管增压度尤其是爆发压力大大提高，燃烧壁面的热应力和机械应力均可降低，将燃烧壁面的变形减至最小，这就意味着改善了气阀与气阀座的接触状态，从而延长了气阀的维修间隔。新设计还使拆装气缸盖工作量大大减少。因此最新型中速机已不用带阀壳的气阀。

（2）安装旋阀器

安装旋阀器由于每启闭一次均能使气阀转过一个角度，这样就可：①使阀盘均匀受热、

散热，保证阀盘的温度分布均匀。改善阀盘的热应力状态，大大减小阀盘温差变形，使其热变形均匀，防止翘曲漏气。也减小了密封锥面的最高温度。②可减少密封锥面上导热不良的沉积物，使之贴合严密，利于散热，减少高温腐蚀，减少烧损磨损。③可改善阀杆与导管间的润滑条件，减少阀杆漏气，减少阀杆周围形成积炭，防止卡阻。因而气阀的使用期限可延长2倍以上。常见的旋阀器有两种，一种是在气阀阀杆下端安装的由排气吹动的叶片式旋阀器（见图3-1-5），另一种是在气阀弹簧的上端或下端装设的旋阀器。

图3-1-3所示为后一种旋阀器。它由

旋阀器本体4、钢珠2、碟形弹簧1、旋

阀器外壳（又是气阀弹簧的上弹簧盘）3

组成。本体下面开有六个腰形槽，槽中装

有钢珠2和复位弹簧5。从图（a）可见，

腰形槽底面带有斜度。当气阀闭合时，钢

珠不受力。这时钢珠被复位弹簧推至腰形

槽的顶端。当气阀闭合时，气阀弹簧弹力

较小，碟形弹簧翘起呈碟形。气阀弹簧弹

力通过旋阀器外壳传递至碟形弹簧，由碟

形弹簧内边缘再传至旋阀器本体，旋阀器 本体将力传给卡块，最终传给气阀使气阀图3-1-3 旋阀器的构造

保持闭合，而钢珠不受力。当打开气阀时，

碟形弹簧因受力增大而变平，气阀弹簧力逐渐转移到钢珠上。使钢珠受压并滚至槽底最低点，复位弹簧被压缩，如图（b）所示。在钢珠滚向槽底最低点时，由于碟形弹簧、旋阀器外壳与气阀弹簧压紧不能转动，本体就带动卡块、气阀，一起向前转一个角度。当气阀关闭时，由于气阀弹簧弹力逐渐减小，碟形弹簧逐渐翘起恢复原先形状，钢珠的压力逐渐消失。当它被释放时，复位弹簧又把它推回槽的顶端。气阀只在开启过程中转过一个角度，离座、落座时无转动。

已有多家公司在燃用劣质重油的中速柴油机排气阀上装了一种新型旋阀器。这种称为Turnomat的旋阀器也属于在气阀弹簧的上端或下端装设的旋阀器，该旋阀器使排气阀在落座时仍有强制转动，以便擦掉密封锥面上的沉积物。相对图3-1-3的旋阀器，延长排气阀使用期限的效果又有明显提高。

阀盘温度均匀的程度与气阀转动的速度有关，如12转/分比3转/分时阀盘温度又要均匀一些。柴油机在标定转速时，旋阀器的转速应达设计值。如本体的钢球腰形槽滚道脏污，则气阀转速将下降。所以气阀旋转速度降至一定值（如1转/分）后，旋阀器必须拆洗。

（3）采用新材料新工艺

由于存在楔入磨损，对排气阀密封锥面有高温硬度要求。燃用劣质燃油，既可能使排气阀的高温部位发生高温腐蚀，又可能使阀杆、导管等低温部位发生低温腐蚀。因此气阀密封锥面普遍采用在基材上堆焊一层钴基或镍基硬质合金，而在阀杆部位则采用氮化、镀铬等工艺，以提高其耐腐蚀、耐磨性。目前燃用劣质燃油的低、中速柴油机的排气阀，甚至整个气阀均用昂贵的超耐热Nimonic合金（高铬镍基合金）制造。

（4）阀盘与阀座的密封锥面采用不等的锥角

为了提高气阀的气密性，阀盘与阀座为线接触。通常设计成接触线靠近密封锥面外边缘，即阀座锥角比阀盘锥面角大0.5～1 。这种配合形式可避免接触线内侧锥面与高温燃气接触，延长排气阀的检修周期。新型低速机气阀改为接触线靠近内边缘，阀座锥角比阀盘锥面角小0.2～0.5 ，则阀盘锥面和阀座锥面间形成狭窄的楔形空间，接触线离燃烧的气体远了，接触线附近温度降低，不易产生高温腐蚀，使排气阀的检修周期延长。有的新型低速机排气阀阀座密封锥面，除采用接触线靠近内边缘外，靠外缘处还车有一道隔热空气槽，如图3-1-5所示。扫气结束时，槽内充满了空气。燃烧时，燃烧的气体在此节流冷却后才到达接触线，更使接触线附近温度降低，进一步延长排气阀的检修周期。

4．气阀组件管理维修注意事项

虽然新型柴油机的气阀机构已进行了大力改进，但在管理维修中依然必须多加注意。

1）尽管柴油机的气阀采取了种种措施提高其工作能力，但在采购燃油时，仍应特别注意燃油的含钒量。否则检修期和气阀寿命还是会明显缩短。如不得已必需燃用高钒燃油，可适当降低负荷运行。这个办法对较老型式的柴油机尤其有效。

2）必须及时对气阀进行检查。在磨削时必须注意气阀阀盘锥面和阀座锥面的锥角存在的角度差。研磨后的实际接触密封带宽度应符合要求，过宽会降低阀面的密封锥面比压，气密性较差；不利于挤碎阀锥面的沉积物，妨碍气阀的密封。但过度狭窄的密封面磨损快，且不利于热量传出。

3）气阀导管和阀杆的间隙必须合适。磨损超差应及时更换导管。因为过大的配合间隙会引起散热不良，造成阀杆处漏气，排气阀阀杆处漏气更易造成滑油结焦使阀卡死；过大间隙还使气阀横向振动加剧，使阀盘落座时与阀座密封面的滑移量增大，磨损增大；还可能造成气阀单边落座，这往往是造成阀盘与阀杆过渡圆角处断裂的原因。当然导管和阀杆的间隙也不能过小，否则会导致气阀卡阻。

4）实际气阀锥面磨损率除与气阀本身的材质和表面处理工艺有关外，还与其配对的阀座材质有关。同一种气阀与不同材料的阀座配对工作，其磨损率可相差几倍。因此在修理时更换阀座不能轻率改变阀座材料。

阀座安装时过盈必须适度。过盈量过小，座圈可能松动和脱落。但过盈量过大，则将出现塑性变形，座圈也容易脱落。为此，更换座圈时应严格采用推荐的过盈量。安装时应采用冷冻气阀座法装入。严禁采用敲击法安装阀座。

5）带阀壳的气阀检修后装复时，阀壳的紧固螺栓不宜拧得过紧，否则阀壳容易因受热膨胀应力过大而产生裂纹。虽然正确的拧紧可能在初期会有少量漏气，但运行一段时间漏气会渐渐消失。

二、气阀驱动机构

气阀驱动机构有机械式和液压式两种。机械式是传统的气阀驱动机构。广泛用于各型柴油机上。新型低速柴油机均采用了液压式气阀驱动机构。

1．机械式气阀驱动机构

图3-1-4所示为中小型柴油机常见的气阀驱动机构。它主要由带滚轮的顶头D、顶杆C和摇臂B1等组成。摇臂经轴销安装在摇臂座B2上，摇臂座用螺栓固定在气缸盖上。柴油机冷态时，滚轮落在凸轮的基圆上，摇臂与气阀之间应留有间隙。此间隙称为气阀间隙。留有

该间隙是为了保证柴油机在达到最高工作温度时，气阀及气

阀驱动机构受热膨胀后气阀仍能完全关闭。过小的气阀间隙

将使气阀在达到最高工作温度时，因关闭不严而造成漏气。

这会导致气阀烧损。该气缸还可能因漏气而使新鲜空气减少，

压缩压力下降，燃烧恶化，排气温度升高和功率下降。但过

大的间隙也是有害的。因为这不但将改变气阀正时。且使气

阀落座时撞击速度增大，气阀容易损坏。为了调节此间隙，

在摇臂的一端均装有调节螺钉。排气阀的气阀间隙大于进气

阀的气阀间隙，高增压柴油机的气阀间隙大于低增压柴油机

的气阀间隙。

2．液压式气阀驱动机构

图3-1-5所示为MAN-B&W公司MC型低速机的液压驱

动排气阀。a）图为液压驱动排气阀的驱动油泵。供出的油由

出油孔E经油管送至b）图F孔推动排气阀。b）图中，阀杆 1顶端有推动活塞5，F孔进油时它在液压油缸中向下运动迫

图3-1-4 机械式气阀驱动机构 使排气阀打开。阀杆中部装有一个空气弹簧活塞4，此活塞

位于空气弹簧气缸3中。由起动空气瓶来的遥控空气减压后，

经止回阀T向空气弹簧气缸补充压缩空气。阀杆下部装有由排气吹动的叶片式旋阀器，在排气阀开启期间使气阀旋转。测试杆9放下时，从测试杆升降的变化频率，可判断排气阀的旋

图3-1-5 液压式气阀驱动机构

转是否正常。2为空气密封装置，来自控制空气气源的密封空气带有油雾经孔M进入。密封空气阻止了来自排气道的废气和微粒的侵入，防止阀杆卡阻，防止阀杆、导管磨损腐蚀。D为检漏孔。如有空气漏出，则说明其上面（空气弹簧的）或下面（空气密封装置）的密封圈已磨损。液压油缸顶上装有节流阀6，以排除液压系统的空气。气阀落座前瞬间，液力缓冲器的圆筒7先进入液压油缸顶上的进油孔，由于活塞顶上环形空间里油的阻尼作用，减小了气阀落座时的撞击。气阀整体用Nimonic合金制造，配以钻孔冷却座合面淬硬的合金钢阀座。排气阀采用这种液压驱动机构的优点有：维护管理和检修拆装方便，不用调整气阀间隙；阀落座速度得以控制，减少阀与阀座的撞击；气阀的开启由推动活塞推动，阀杆作无侧向推力的轴向运动，改善了阀的受力情况，气阀导管的磨损也减少；采用空气弹簧使气阀结构更为简单可靠。这种液压驱动排气阀其它公司的新型低速机上均加以移植采用。

a）图中，顶头1上的弹簧使滚轮与凸轮保持接触。其供油时刻和供油规律由凸轮控制。供出的油由出油孔E经油管送至F孔推动排气阀。由凸轮轴滑油系统来的油通过驱动油泵液压缸上部的止回阀4供给。当驱动油泵活塞2在气阀落座后继续下行时，由于液压系统漏油或因温度变化使系统中油量不足，油缸内压力小于油缸外压力，止回阀4打开，使油缸充满油。活塞2刚开始上行时，少量油从油缸壁上的小孔B经可调针阀5泄入凸轮轴箱。漏泄的油量由可调针阀5调节，以补偿因制造、磨损所产生的微小偏差。磨损大漏泄多的，可调针阀应关小一些。当液压系统中油压过高时油由安全阀3泄掉。图b）所示的新型排气阀推动活塞处增设了液力缓冲器，即使液压系统中发生漏油，也能减轻阀与阀座的撞击，因此其驱动油泵取消了可调针阀。

3．变排气阀关正时及升程（

VEC）系统

我们知道，柴油机在不

同工况下，进排气有不同的

最佳正时。主机通常是根据

标定工况来确定配气正时

的。部分负荷运行时，配气

正时就很不理想。近来，大

功率中速机发展到用两根

凸轮轴分别调节喷油正时

和进排气正时。MAN-B&W

和Sulzer在其低速机上则

均已开发了变排气阀关正

时及升程（VEC）系统，以

优化部分负荷性能，减少排 气污染。其VEC机构设在图3-1-6 VEC系统

驱动油泵处。图3-1-6为用

于RTA84T柴油机的VEC系统，它是用改变液压驱动系统中的滑油量，来改变排气阀关正时及升程的。在负荷降低时，泄放其中部分滑油。这样可以提早关闭排气阀，因此可：1）减少过后排气，使缸内总空气量增多，有效压缩比提高，压缩终点压力提高，最高爆发压力提高，热效率提高；2）新鲜空气流失减少，也使燃烧完善，热效率提高；3）过量空气系数

增大，同时也减少了排气污染。

三、凸轮轴及其传动机构

1．凸轮轴

柴油机进排气阀的启闭、喷油泵和起动空气分配器的驱动，当前一般都是通过其凸轮进行的。为了使结构尽可能简单，通常都把这些凸轮安置在同一根凸轮轴上。小型柴油机凸轮与凸轮轴制成整体。较大缸径的柴油机凸轮与凸轮轴则分开制造，然后再把凸轮紧固在凸轮轴上。这种凸轮轴，当凸轮损坏时可单独更换凸轮。大型柴油机为了制造方便，凸轮轴常常是每1～2缸一段，然后用刚性联轴节连接成整根凸轮轴。

凸轮在凸轮轴上的安装方式分为不可调节式和可调节式两类。不可调节式凸轮和凸轮轴之间采用平键固定。这种安装方式简单可靠，但凸轮相对于凸轮轴不能调整。柴油机在实际使用中往往需要调节正时。因此，大中型柴油机凸轮在凸轮轴上的安装，往往采用可调节式。凸轮在凸轮轴上可调节的安装方式多种多样，当前得到广泛应用的是液压套合式。

图3-1-7 凸轮片的联接

图3-1-7a）示出凸轮片的液压套合式联接。图左侧点划线画的是安装用的液压千斤顶。与凸轮轴接触的套筒，其内径与凸轮轴为间隙很小的动配合，其外圆与凸轮片内孔按同样的锥度（如1:35）加工。在凸轮片内孔车有很浅的布油槽，与液压油通孔相连。安装时先把套筒和凸轮片按要求的位置套好，并装上液压千斤顶。此后，先用手动式径向高压泵从图示接头位置压入高压油（压力达100～200MPa），凸轮片内孔即产生弹性变形被胀大，套筒与轴则有少量压缩，随后用轴向高压泵向产生轴向推力的液压千斤顶泵油，迫使凸轮片产生轴向位移。到位后，先泄去径向高压油后泄去轴向液压千斤顶高压油，安装即告结束。这样就依靠凸轮片孔内径收缩，造成凸轮片、套筒和凸轮轴间的过盈配合来传递工作扭矩。需要使凸

轮片相对凸轮轴转过一定角度（即调整正时）或需要更换凸轮片时，其操作与此相同。为了安装和调整方便，在凸轮轴上有刻度线而在凸轮片上有找准记号。有的柴油机调整正时是转动套筒内圆柱面，这时径向高压油泵改从轴上接头位置压入高压油，如图b）所示。图c）示出液压套合式联接也可无锥面套合，直接用圆柱面过盈联接。它先用温差法将凸轮、刚性联轴节装到预定的轴向位置，再用液压法精确调整周向位置。

2．凸轮轴传动机构

凸轮轴由曲轴带动，两者保持准确的相对位置。按照柴油机工循环的要求，由凸轮控制的机构每循环必须动作一次。由于四冲程柴油机曲轴回转两周完成一个工作循环，因此其凸轮轴与曲轴的转速比应该是1:2。同理，二冲程柴油

机则应该为1:1。

凸轮轴传动机构有齿轮传动、链传动等型式。其

中以齿轮传动的应用最为普遍。柴油机的凸轮轴传动

机构大多数布置在飞轮端。这是因为轴系的扭转振动

节点多数在飞轮附近。把传动机构布置在飞轮端可因

扭振的振幅小而使传动较准确可靠。图3-1-8为四冲

程V型柴油机的凸轮轴齿轮传动机构。曲轴4上的正

时齿轮5，经过中间齿轮3和2，传动凸轮轴上的正

时齿轮1，带动凸轮轴6。经过两级齿轮减速后，正 时齿轮1与5的速比为1:2。当前，除MC型柴油机图3-1-8 凸轮轴齿轮传动机构 继续采用链传动外，其它的低速柴油机的凸轮轴传动1、5-正时齿轮；2、3-中间齿轮；4-曲轴；6-凸均采用齿轮传动。 轮轴；7-滑油喷嘴

为了缩短柴油机长度，降低柴油机重量和造价，

新型低速柴油机都在推力盘外缘装上齿圈，作为传动凸轮轴的主动链（齿）轮。传动机构一般都安置在专门的传动轮箱中。

图3-1-9为凸轮轴的链传动机构。凸轮轴与曲轴间的距离

可以很大。传动链为套筒滚子链。在正车转向的松边装有张

紧链轮1，张紧臂2靠自重绕左端铰链顺时针转动时自动张

紧，张紧臂右端的液压缓冲装置3对链条起减振作用。以减

小链条的横向抖动，使链条工作平稳。

3．使用管理注意事项

凸轮轴及其传动机构使用管理注意事项主要有：

1）重装凸轮轴的传动机构必须注意对准其啮合记号。在

传动机构已拆卸而机械式气阀驱动机构未拆卸的情况下，禁

止盘动曲轴。以防止活塞顶撞上开启的气阀，造成气阀损坏

事故。

2）凸轮及其传动机构必须经常检查其润滑的情况。检查图3-1-9 凸轮轴链传动机构 油路是否畅通，喷咀有否堵塞。

3）对于链传动机构，必须注意链条的张紧情况。如图3-1-10所示，当磨损使链条伸长

达到规定值（指针下沉到刻度底部）时，即液压缓冲装置油缸下沉到了限定位置，就必须调

整液压缓冲装置中阻尼活塞的位置，使其也相应下移。步骤如下：松开螺母A、B、C和D，转动螺母C和D，使其下移，以使缓冲活塞得以下移。先盘车使张紧轮边成为松边，并到达平衡重4垂直向下地悬挂着的位置，这时才调整液压缓冲活塞的位置。收紧螺母B，直至轴1与螺母之间留有规定的间隙。拧紧螺母C。拧紧螺母D和A，并分别用锁紧片锁紧。最后重新固定指针，使其回到刻度上的零点。

当链条磨损，增长

超过1.0%，就应报废。

4）检查和调整气阀

正时，必须在检查和调

整好气阀间隙后再进

行。过小的气阀间隙不

但可能使气阀关不严，

且会使气阀提前开启延

后关闭。过大的气阀间

隙使气阀撞击加大，同

时使气阀延后开启提前

图3-1-10 链条液压缓冲活塞位置的调整 关闭。

第二节 废气涡轮增压系统和涡轮增压器

增压是提高柴油机功率的最主要途径。柴油机功率随增压压力的增加成比例地增加。采用废气涡轮增压，由于利用了废气能量，柴油机的经济性还可同时得到提高。

一、废气涡轮增压发展概况

废气涡轮增压技术的发展使柴油机性能的提高产生飞跃，柴油机的发展离不开增压技术

的发展。商船不断向大型化，高速化方向发展，要求

船用柴油机功率增大。五十年代、六十年代船用柴油

机增压度迅速提高。五十年代一般增压压比πk（压

气机出口压力与进口压力之比）小于1.5，增压器效

率ηTk在45%左右；六十年代πk为2.0～2.5，ηTk

在55%左右，七十年代有些增压器πk达3.0，ηTk达

到60%左右。七十年代石油危机使石油价格涨了十几

倍，航运造船界把注意力转向了节能（油）。降低燃

油消耗率成了船用柴油机市场竞争的焦点，所以增压

器发展工作的侧重点明显地倾向提高效率ηTk方面。 如果不是改善了增压器的空气动力性能，涡轮增图3-2-1 VTR各系列增压器的发展

压器的效率ηTk随着压比πk的增高会迅速下降，工作范围会变窄，性能恶化。现在采用三元流动理论来进行涡轮增压器的气动设计，在设计、制造过程中更深入地采用了计算机，使得设计越来越合理、制造越来越精确，增压器的空气动力性能不断改善。图3-2-1是受石油危机影响，ABB公司VTR增压器的发展情况。从图上可看出增压器的性能有很大的改善：1）增压器的最高效率已达到72%。2）具有更宽的工作范围。船舶营运部门广泛采用减速航行来节油，人们不仅重视船舶柴油机的高负荷性能，而且更加重视其低负荷性能了。这也就要求增压器有更宽的工作范围，尤其在部分负荷（低压比）时有较高的效率。3）具有更高的可用压比。这一阶段低速机在努力降低ge的同时，增压度仍有所提高，只是pe的提高不如pmax的快。

近年来石油的价格回落，航运界要求柴油机有高的综合经济性（包括高的可靠性、提高平均有效压力降低单位功率造价及保持低的燃油消耗率）、排气污染应降低至法规限定的范围内。这就要求增压器有更高的增压压比。当然，在该压比时也应有足够高的增压器效率，见图3-2-2 VTR-4D总效率曲线。针对低速机ABB公司推出了VTR-4D型增压器（由VTR-4P型增压器的压气机与VTR-4E型增压器的涡轮择优拼装而成，其压比达3.9，总效率为0.67）。使新型低速机的性能进一步提高，平均有效压力已达到1.9MPa。九十年代末ABB公司开始研制新一代高效率高压比、易维护更可靠的TPL/TPS型涡轮增压器，现已有配机装船。

二、废气涡轮增压技术

1．废气能量的组成

为说明废气能量的组成，我们画出四冲程等压涡轮

增压的理论示功图（图3-2-3）。其中：

3-a：进气过程，进气压力为pk。

a-c-z'-z-b：压缩、燃烧、膨胀过程。 b-5-4：排气过程，排气管中的压力为pT。 图3-2-2 VTR-4D总效率曲线

b点：排气阀打开时气缸中燃气的状态。

b-f-1-b：废气等熵膨胀到大气压p0时作出机械功的最大能力，即排气阀打开时气缸中废气具有的可用能（ ）。

o-a-3-2-o：压气机压缩进入柴油机气

缸的空气所需能量。（3-a长度为气缸工作

容积。）

i-g'-3-2-i：压气机压缩扫气空气所需

能量。（g'-3长度表示扫气空气体积。）

o-a-g'-i-o：压气机消耗的总能量。

e'-f'-i-g-e'：涡轮前废气的可用能。它

由以下四部分组成：

（1）e-f-1-5-e：废气到达涡轮前仍保

留的可用能。

（2）5-4-2-1-5：活塞以pT将Vs体积 的废气从气缸中推出所给予的可用能。

图3-2-3 四冲程等压涡轮增压柴油机的理论示功图

（3）i-g-4-2-i：扫气空气带来的可用能。

（4）e'-f'-f-e-e'：由于损失废气可用能b-e-5-b而获得的热量使废气温度升高，这样涡轮前的废气温度比等熵膨胀后的e点的温度高（以e'点来表示），由此废气得到复热回收的可用能。当然，它远小于损失掉的可用能b-e-5-b。

b-f-i-g-5-b：废气总的可用能。它包括排气阀打开时气缸中废气具有的可用能，活塞推出废气而给予的可用能以及扫气空气带来的可用能。废

能E1和E2组成：E1（b-e-5-b） 废气由压力pb降到涡轮前压力pT的可用能，或称脉冲能。E2（e-f-i-g-e） 废气由压力pT降到p0的可用能，或称定压能。

能量E1在废气总可用能E1＋E2中所占的比例（E1）随pT的不同而不同。pT低，其E1 E2

所占比例大；pT高，其所占比例小。

2．废气涡轮增压的两种基本方式

1）等压增压

（1）结构特点

柴油机所有气缸的排气管都连接于一根粗大

的排气总管，排气总管再与废气涡轮连接，如图

3-2-4所示。这样，排气总管实际上还起了稳压箱 的作用，尽管各气缸轮流排气，但进入涡轮时气图3-2-4 等压涡轮增压

体压力的波动不大。 1-柴油机；2-排气管；3-涡轮；4-压气机；5-进气管

（2）废气可用能的损失

在等压涡轮增压系统中，排气管中维持着恒定的压力pT。排气阀刚打开时，废气在超临界压差作用下，以临界速度迅速排出。当气缸内压力下降到与排气管压力差低于临界值时，排气流动变为亚临界流动。在这排气过程中废气的可用能损失主要是节流损失，它包括流出气阀的高速气流进入排气管后由于管子较粗，流速大大降低，因此大量动能通过气体分子互相撞击、摩擦和形成涡流而损失，以及废气流入排气总管时产生不可逆膨胀的损失。超临界阶段的节流作用强烈，超临界阶段的节流损失是废气可用能损失的最主要部分。亚临界阶段的节流损失数值不大。除节流损失外，还有废气在管道中流动的摩擦损失和通过排气管壁的散热损失，它们在数量上更是小部分了。

因此，在等压涡轮中可利用的能量为废气由压力pT膨胀到压力p0的可用能e'-f'-i-g-e'。实际上由于废气锅炉、烟囱有流动阻力，废气在涡轮中只能膨胀到p0' （p0'>p0），即可用能还要少些。

（3）脉冲能量E1的利用

等压增压中脉冲能量E1复热回收的比例 E1/E1很低。它随pT增加而增加。在高增压柴油机中，由于pT高，E1回收的比例也较高一些。

2）脉冲增压

采用脉冲增压的目的就是要尽可能多地利用脉冲能E1。

（1）结构特点

将涡轮增压器尽量靠近气缸，并把柴油机各缸的排气支管做得短而细，总之使排气管容

积尽可能小些。四冲程柴油机缸径较小，排气量较

小。因此常是二、三缸为一组，共用一根排气支管，

再让几根排气支管分别通往废气涡轮的几个进口。如图3-2-5

所示。废气进入涡轮壳内相互隔开的几 个腔，再分别流向喷咀环对应的部分。每根排气支图3-2-5 脉冲涡轮增压

管只与部分喷咀环接通，即所谓“部分进气”。这

种系统工作时，排气管中形成脉冲压力波，进入涡轮的废气压力和速度都是变化的，所以称为脉冲涡轮增压。

（2）脉冲能E1损失减少

由于排气管短而细，排气阀一开启管内就迅速建立起

压力。如图3-2-6所示。使排气的超临界阶段大大缩短，

气缸内外压差很快变小进入亚临界阶段，节流损失减小

了。这部分可用能就表现为脉动的压力和速度，它包含了

脉冲势能和脉冲动能。在设计良好的情况下，脉冲增压可

利用E1的40～50%。

（3）脉冲涡轮增压柴油机气缸的分组

如果脉冲涡轮增压柴油机也象等压增压那样，各缸的

废气排入一根共同的排气管，由于排气管很细，就会产生

图3-2-6 排气脉冲波 扫、排气互相干扰。如某缸正在进行扫气而另有一缸开始

排气，排气压力波传到扫气缸的排气口处，使该缸背压升

高，妨碍扫气，甚至可能使排气倒灌。因此，气缸必须进行分组。分组的原则是：同一组气缸的扫、排气时间相互不重叠或重叠很少。（排气管中的压力波不是排气阀一开始打开就达到高峰，而且压力波是以音速传递的，传到正在扫气的气缸得花一点时间，而且对扫气的气缸而言，扫气后期，排气阀已经关得很小，即使有些干扰也已很小了。因此允许有点重叠。）

在四冲程柴油机中，曲轴转过720°各缸完成一个循环，而每一缸排、扫气持续时间约为240°曲柄转角，根据上述分组原则，分在同一组各缸排气间隔应大于或等于240°曲柄转角，所以同一组允许最多气缸数i＝720°/240°=3。在二冲程柴油机中，曲轴转过360°各缸完成一个循环，而每一缸排、扫气持续时间约为120°曲柄转角，同理，同一组允许最多气缸数i=360°/120°=3。对四冲程或二冲程柴油机，同一组气缸数少于3固然不会产生排、扫气互相干扰，但废气不能连续供给，使废气传递过程可用能损失加大，也使涡轮间歇进气、部分进气引起的损失加大，使涡轮效率ηT下降。所以不管是四冲程还是二冲程柴油机，同一组中的气缸数以3为最佳。因而缸数为3的倍数（3、6、9、12缸）的柴油机采用脉冲增压效果很好。

例如某四冲程六缸柴油机发火顺序为1-5-3-6-2-4，各缸发火间隔为720°/6=120°曲柄转角。按上述原则分组就得到，1、2、3缸为一组，4、5、6缸为另一组，见图3-2-5。

3）脉冲增压与等压增压的比较

（1）排气可用能的传递效率ηE

ηE定义为ηE=ET/(E1+E2)。其中ET为涡轮前废气拥有的可用能。ηE的大小代表了从柴

油机排气阀到涡轮喷咀环之前这一段排气系统工作的良好程度。脉冲增压由于节流损失减少了，它相对于等压增压可多利用一些脉冲能，ηE较高。但随着增压度的提高，pT提高，E1在E1+E2中所占比例变小，这一优势就逐渐减小了。而等压增压的脉冲能E1复热回收比 E1/E1却因增压度的提高有所提高。因此，脉冲增压排气可用能传递效率ηE在低增压时明显高于等压增压，但随着增压度的提高，等压增压的ηE与脉冲增压的ηE差别不断减小。在高增压时，二者的差别就消失了。

（2）涡轮增压器的综合效率ηTk

在脉冲增压柴油机中，涡轮前的废气压力波动较大，气流进入涡轮叶轮叶片相对速度的方向、大小在一个排气脉冲内不断变化，而且有的涡轮喷咀环是部分进气。因此，脉冲涡轮的效率ηT较等压涡轮的低。由于涡轮增压器的综合效率ηTk=ηT.ηk.ηm，而脉冲增压与等压增压的压气机效率ηk、增压器机械效率ηm差别不大，所以，脉冲涡轮增压器的综合效率 ηTk也就比等压增压的ηTk低。

（3）涡轮增压系统的有效性指标K

K定义为：K=ηE.ηTk。K代表了整个增压系统效果好坏的程度（系统总的效率）。当柴油机增压度不高时，脉冲增压的ηE远高于等压增压，尽管其ηTk较低，但K还是明显高于等压增压。但当柴油机增压度较高时，哪种增压方式更有效就不那么明显了。当柴油机发展到高增压时，脉冲增压的ηE高于等压增压不多，由于其ηTk较低，就使得等压增压系统的K较脉冲增压大。低速柴油主机因此均改为等压增压。

（4）部分负荷时的K值

当柴油机在部分负荷工况运转时，由于pT较低，E1在E1+E2中所占的比例变大，脉冲增压的ηE高于等压增压较多，使其K值较高。也就是说，在部分负荷工况运转时，脉冲增压方式比等压增压方式有效。这是一些增压度相当高的中速机仍采用脉冲增压的原因。

（5）扫气性能

当柴油机在满负荷工况下运转时，两种增压方式均能很好地扫气，但在低负荷时，情况就不一样了。脉冲增压系统由于排气管内形成脉冲波，前期压力较高，使排气管中燃气排空很快，后期排气管内的压力会出现波谷（如图3-2-6所示），使扫气背压较低。因此即使在低负荷时，扫气质量仍然很好。而等压增压系统由于部分负荷时pT有所降低，E1/(E1+E2)的比值较大，节流损失加大，ηE比脉冲增压下降快。这使涡轮获得能量减少、扫气压力ps下降均比脉冲增压快。而其pT在排气过程中波动很小，不会出现压力波谷。所以扫气压差ps-pT迅速变小，使扫气质量迅速恶化，甚至出现废气倒流的现象。因此在部分负荷工况下，等压增压方式的扫气质量比脉冲增压方式的差。

（6）加载性能

脉冲增压柴油机的排气管容积小，其中压力建立较快，涡轮前废气压力可随柴油机的加载而迅速上升。等压增压由于排气管容积大。当柴油机加载时，虽然从气缸中排出的废气温度压力已经开始升高，但在容积较大的排气管中废气的压力温度升高得较慢，涡轮增压器转速跟不上柴油机的加载，不能迅速及时地增大供气量，以满足柴油机因加载喷油量增大而增大的空气需要量，出现了较大的滞后现象。因此其加载性能较脉冲增压差。这就是发电机组的柴油机发展到高增压仍采用脉冲增压的原因。

（7）其它

脉冲涡轮由于间歇进气、部分进气，其叶轮叶片容易发生较强的共振，在叶片根部产生较大的附加应力。等压涡轮叶片振动则小得多。为了有效地利用废气的脉冲动能，脉冲增压对排气系统的布置、构造和加工等都有较严格的要求。如要求排气管尽量短而细、光滑且弯头少。因此脉冲增压对气口、管道的清洁程度较敏感。脉冲增压的涡轮离排气阀很近，燃气中的燃烧产物较容易污损涡轮。所以其维护管理工作量较大。

3．废气涡轮增压的其它几种方式

可见，缸数为6、9、12、18的柴油机采用脉冲增压方式，每三缸连一根排气支管，各缸扫排气可互相不干扰，保证良好的扫气；而排气能量的传递效率ηE高；又能对涡轮连续供气，涡轮效率较高，接近等压增压的涡轮效率。所以，气缸数为3的倍数时，采用脉冲增压性能很好。即使柴油机的增压度达到高增压时，其部分负荷性能好的优点仍很突出。 但缸数为4、8、16和5、7、10缸的柴油机情况就不同了，就会出现二缸接一根排气支管或一缸接一根排气支管的情况。例如四冲程4、8、16缸柴油机，为了避免扫气时受干扰，连在同一排气支管的排气间隔应大于每缸的排气时间（约240°曲柄转角），即只能把排气间隔为360°的两缸连一根排气支管，供给一个涡轮进口，这样必将有停止供气的间歇期，因此排气管在柴油机的每一循环中将发生充满、抽空的过程，使排气的超临界阶段较长，气流流经排气阀的节流损失增加；涡轮间歇进气、部分进气引起的损失也较大，涡轮效率较低；由于涡轮叶片承受周期性冲击增大，还会引起涡轮叶片的振动，容易造成疲劳断裂。这些问题在高增压时更加显著。

为了解决上述矛盾，脉冲增压技术发展中出现了其它几种

增压方式，如下面介绍的脉冲转换增压、多脉冲增压以及模件

式脉冲转换增压等。

1）脉冲转换增压

图3-2-7中，A和B为细的排气支管，每根排气支管连接两个排气期

不相重叠的气缸。A、B分别通过收缩管与混合管相连接——构成了引射

喷咀，然后再与涡轮的一个进口连接。当连接排气支管A的某缸排气阀开

启时，排气支管内压力迅速升高，形成一个压力波，减少了排气阀处的节

流损失。排气压力波很快到达收缩管。气体流经收缩管时加速进入混合管，

部分压力能转换为动能。此时接于B管的某缸正处于排气末期和扫气时期，在收缩管处的气流已经减弱，所以排气支管A来的高速气流加速了B管来的气流，使B管的收缩管口压力下降——产生一个膨胀波，使B管压力下降。即A管对B管产生引射（抽吸）作用。这有助于B管扫气缸的扫气，改善了扫气效果；减少了排气末期活塞的推出功。两股气流在混合管混合后，便较稳定连续地进入涡轮，减少了涡轮由于间歇进气引起的损失。

脉冲转换增压用于缸数为四的倍数的柴油机效果最佳。它适用于高、中速机。 图3-2-7 脉冲转换增压

2）多脉冲增压

多脉冲增压的原理和脉冲转换增压相似。图3-2-8为一台7缸柴油机多脉冲增压的排气管布置方案。它将排气不重叠的气缸连接到一根细的排气支管上，每一根排气支管通入一个收缩管，各收缩管合成一束，形成一个花瓣形多孔渐缩锥形管与带喉口的混合管相连接，各收缩管相互起引射作用，最后进入涡轮增压器，实现全周进气，提高了涡轮效率。它适用于高、中速机，气缸数不受限制。

3）模件式单排气总管增压（MSEM）

模件式单排气总管增压包括模件式脉冲转换（MPC）

增压、单管排气系统（SPES）等，它们工作原理类似，近

年来发展迅速。其外表有些象等压增压，只是排气总管为

组合式而且细得多（见图3-2-9），性能比多脉冲增压方式

更好。下面以MPC增压方式为例加以说明。

MPC增压方式每个缸的排气出口均装有一个模件式脉

冲转换器（如图3-2-9所示），其工作原理如下。排气出了 排气阀，很快充满短小的排气支管，减少了超临界阶段阀图3-2-8 多脉冲增压 出口处的节流损失。而且支管与总管之间由于相互引射，

起了良好的动力隔离作用：（1

）排气通过排气支管喷咀，

这时其压力下降、流速升高，部分压力能转换为动能，变

成高速气流并将这些动能传递给已在排气总管中高速流

动的气体，使排气在总管中流速进一步增加。或者说，排

气的脉动压力（脉冲势能）大部分不直接传到总管中去，

而是转换为脉冲动能的形式来传递，以减少在总管中产生

压力波动。因而减少了对其它气缸扫气的干扰。（2）由于 总管中气流流速较高，对各支管也有一定的引射作用，使图3-2-9 模件式脉冲转换增压 处于扫气阶段的气缸支管内压力较低。（3）支管喷咀截面

收小，所以总管内的压力波动对支管内压力波动影响减小（衰减）了，对各缸扫气的干扰也就减弱。因此，有利于扫气的进行，改善了扫气质量，减少了活塞的推挤功。最后在总管联接涡轮处装一段扩压管，将排气的动能转换为压力能。总之，模件式脉冲转换增压能够使柴油机扫气良好，排气脉冲能E1可得到较好的传递，而且涡轮实现了全周进气，入口处压力的变化也相当稳定，涡轮效率接近等压增压时的涡轮效率。使柴油机在不同负荷下均能获得较高的效率。

MSEM增压方式兼顾高负荷和低负荷、稳态和瞬态性能，还具有成本低、可靠性好、维修方便、结构紧凑等优点。它对各种气缸数的柴油机都适用。

起动性能、部分负荷性能、加速性能和突变负荷适应能力较差是各种增压方式高增压柴油机共同性的缺点，只是严重程度不同而已。比较下来，部分负荷性能最佳的是三脉冲增压，其燃烧保持良好，燃油消耗率仍较低，排气阀温度也较低。部分负荷性能最差的是等压增压。在高增压船用中速机上，各种增压方式大体都能适应，但综合性能以MSEM增压较佳。

三、废气涡轮增压器及增压系统其它部件

1．废气涡轮增压器

涡轮增压器一般都采用离心式压气机。根据其涡轮的型式可分为轴流式涡轮增压器和径流式涡轮增压器。轴流式涡轮增压器用于大功率柴油机，径流式涡轮增压器用于功率较小的柴油机。废气涡轮增压器压气机的增压比πk可分为低增压、中增压、高增压和超高增压。一般πk<1.7的，称低增压；πk为1.7～2.5的，称中增压；πk为2.5～4.0的，称高增压；πk>4.0的，称超高增压。另外，按增压器的涡轮机外壳是否用水冷却，还可分为水冷增压器与非水冷增压器。

叶轮叶片间通道中转弯（冲动作用）和膨胀相对速度提高（反动作用），使叶片凹面上压力提高，凸面上压力降低。作用在叶片表面上压力的合力形成了带动叶轮旋转作功的力矩。 ②动叶的进口及出口速度三角形。

气流在涡轮中流动情况可用叶轮叶片（动叶）的进口

及出口速度三角形来表示，见图3-2-11。由于叶轮是旋转的，

而气流的绝对速度是由牵连速度和相对速度合成的，对其

入口则有：C1 W1 u。它们组成速度三角形。从速度三

角形图可看出，当气流从喷咀流出的速度C1值和出口角α

1给定时，相对速度W1的大小和方向（β1角）取决于牵连

速度（即工作轮圆周速度）u的大小。显然，当结构上给定

α1角时，β1角的大小就取决于u/C1比值。参数u/C1在涡

轮机中是一个重要的参数，它决定了β1角的大小，也就是

决定了动叶入口处的流动情况。

同理，对动叶出口则有：C2 W2 u。结构上给定了 图3-2-11 涡轮动叶的进、出口速

相对速度W2的方向角β2，C2的大小及方向取决于W2和圆度三角形

周速度u的向量和。设计工况时，α2接近90°，C2最小，

即余速损失最小。C2大大地小于C1。

③涡轮级中损失。

在涡轮喷咀及动叶中的损失主要有：

ⅰ废气在喷咀和动叶中的流动损失。流速越高，损失越大。

ⅱ撞击损失。当涡轮工作于设计工况时，其气流的β1角与动叶的构造角β1k相等，气流平顺地流过动叶通道。涡轮工作于非设计工况或变工况时，u/C1变化，气流的β1角变化，如图3-2-12所示，其中图a）β1>β1k，图b）β1<β1k，均造成气流撞击动叶前缘，产生涡流

和分离，导致损失增加。

ⅲ余速损失C2。余速损失也是设计工况2

时最小。

除上述三种损失外，还有动叶与机壳之间 径向间隙引起的漏气损失，叶轮端面与燃气之

图3-2-12 涡轮撞击损失 间的摩擦损失。脉冲涡轮因间歇进气、部分进

气还会引起其它附加损失：鼓风损失、驱气损

失、窜流损失等。至于轴承的摩擦损失，则放

在增压器的机械效率中计算。

（2）离心式压气机的工作原理

①空气在离心式压气机中流动时压力、流

速、温度的变化。

涡轮增压器中的压气机部分一般都采用单

级离心式压气机。离心式压气机的结构简图如

图3-2-13上图所示。它是由进气道1、叶轮2、

扩压器3及出气涡壳4所组成。下图为各空气

参数沿流道变化的情况，0-0、

1-1、 、4-4

分别为上述各部件的进、出截面。当压气机工

作时，外界空气经过进气道沿轴向进入压气机

叶轮，并随叶轮作高速回转，在离心力作用下空气受到压缩，同时沿着叶轮通道向外加速流动。压力从

p1增加到p2，温度从T1增加到T2， 流速从C1增加到C2。空气在叶轮中压缩及加速图3-2-13 空气在压气机中的流动 是需要消耗能量的，这部分能量来自驱动叶轮

的机械能。在扩压器中，由于流道逐渐扩大，从叶轮流出的高速气流部分动能转变为内能，空气流速从C2降低到C3，压力从p2增加到

p3，温度从T2增加到T3。排气蜗壳的流道也

是渐扩的，空气流过它时继续将动能转变为

内能。

②空气在叶轮中的流动速度。

空气在压气机叶轮叶片间流道中的流动

情况也可以用叶轮的进口和出口速度三角形

来说明。如图3-2-14所示。先看b）图，空气

沿轴向进入叶轮的进口，其速度为C1，叶轮

进口平均半径r1处的圆周速度为u1，因此空

气进入叶轮时的相对速度为W1

（C1 W1 u1）。再看c）图，在叶轮的出口图3-2-14 压气机叶轮的进、出口速度三角形 2

处，空气流出叶轮的相对速度为W2，该处的圆周速度为u2，因此空气流出叶轮时的实际速

度为C2（C2 W2 u2）。叶轮流道中流速分布很不均匀。

速度大的地方压力小，速度小的地方压力大。叶轮叶片两

面因此存在压差，形成了叶轮旋转工作时必须克服的力

矩。

③空气在扩压器中的流动。

图3-2-13中，截面2-2至3-3为扩压器，其内圈没有

叶片，为无叶扩压器。无叶扩压器中因出口面积大于进口

面积，气流流过时速度下降、压力温度升高。气流质点通

图3-2-15 压气机中的流动损失 过无叶扩压器时的轨迹是一条对数螺旋线。如图中所示扩

压器的外圈设置了一定数目的固定叶片，成为叶片扩压

器。叶片的分布如图3-2-22所示。叶片扩压器有较大的扩压能力，即达到相同扩压效果时其尺寸可较小。它的效率较高。大、中

型涡轮增压器中广泛采用上述无叶

扩压器与叶片扩压器两者组合的形

式。其内圈无叶扩压器使叶轮出口的

超音速气流无激波地滞止到亚音速，

能使叶轮出口很不均匀的气流趋于

均匀，有利于叶片扩压器的工作，当 运行工况有些偏离设计工况时仍能

图3-2-16 空气进入叶轮的流动情况 保持较高的效率。

④压气机中的流动损失。

见图3-2-15，当压气机转速一定

时，如不计流动损失，则其压比如最

上条横线，不随流量Q而变。但压气

机中有流动损失，它可分为摩檫损失 和撞击损失两类。摩擦损失随气流流图3-2-17 空气进入叶片扩压器的流动情况 速变化，也就是随流量的增加而增大。

压气机的撞击损失包括空气进入叶轮及进入叶片扩压器的撞击损失。在设计工况下，气流平顺地进入叶轮和扩压器，分别见图3-2-16和图3-2-17的a）图，这时的撞击损失最小。空气流量大于设计流量的情况如图3-2-16和图3-2-17的b）图所示，这时气流在叶轮叶片的凸面和扩压器叶片的凹面上产生撞击，并在它们各自的反面形成涡流。这就造成撞击损失，流量偏离设计值越多，撞击损失越大。但在这种情况下涡流不致扩展，只局限于叶片进口边缘附近。这是由于空气质点的惯性，使叶轮中空气挤向正在向前旋转的叶片，扩压器中气流则有按对数螺旋线运动的趋势，使空气挤回叶片的凸面。因此在叶轮与扩压器中，气流仍然压回叶片。空气流量小于设计流量的情况如图3-2-16和图3-2-17的c）图所示，这时气流在叶轮叶片的凹面和扩压器叶片的凸面上产生撞击，并在它们各自的反面形成涡流及气流脱离。这

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/ae4m.html