CN1100200C - 一种车用内燃机用的涡轮增压器 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种汽车(轿车、轻型车、载重卡车)、拖拉机、农用机械和工程机械增压内燃机用的涡轮增压器。它由一个普通常规结构的小型径流或混流式涡轮增压器与一个预旋角固定不变或可调节的压气机进口预旋装置组合而成。其中，预旋角θ固定不变的预旋器的预旋角合理择用范围为10°≤θ≤60°；预旋角θ可变化调节的预旋器的预旋角合理使用范围为-40°≤θ≤60°。本发明采用压气机进气预旋技术对车用内燃机的涡轮增压器的增压压力实施控制。与现今车用增压内燃机的涡轮增压器普遍采用的废气旁通阀放气的控压技术相比，用预旋角θ固定不变的预旋器控压的优点为：技术成熟、结构简单、使用安全可靠、寿命长、成本低、控压直接、响应快、效果好。

Description

一种车用内燃机增压用的涡轮增压器

本发明涉及汽车(轿车、轻型车、载重卡车)、拖拉机、农用机械和工程机械用的增压内燃机技术领域内的涡轮增压器。

车用内燃机工况变动频繁、负荷变化大、转速使用范围宽广(轿车内燃机的额定转速有的高达6000转/分)。车用增压内燃机一般功率不大，进气质量流量小，配用小型径流或混流式涡轮增压器(其涡轮为小轮径尺寸的径流式或混流式叶轮并采用无叶喷嘴环，即无叶蜗壳，以便在宽广的流量变化范围内获得较高的涡轮效率)。

车用内燃机增压不追求内燃机在高转速时有尽量大的功率输出，但要求低转速时产生更大的扭矩或提供更大的牵引力，以利于车辆在大负荷下迅速起动、加速和爬坡。车用增压内燃机按外特性工作，最大扭矩一般出现在55～60％额定转速处。为此，在为车用增压内燃机设计或选配增压器时，一般都选择最大扭矩转速附近的工况作为最佳匹配点来确定适用的涡轮增压器通流部分的尺寸，以确保低转速工况有足够高的增压压力和扭矩储备。然而，当车用内燃机在额定转速附近的高转速工况运行时，会因进气质量流量增加很大，所选增压器通流部分尺寸的通流能力则嫌太小，致使增压器转速和增压压力剧增，产生过高的机械负荷(最大爆发压力)或引起汽油机爆燃。

为了使车用增压内燃机不仅在低转速工况有较高的增压压力从而具有较大的扭矩，而且还要能使其在额定转速工况附近不出现增压压力过高、最大爆压超限的增压过度和增压器严重超速现象，就必须对增压压力进行适当控制，使内燃机在某转速以上的转速范围内保持增压压力不变或不超过预先设定的限制值。于是，车用增压内燃机的涡轮增压器必须在内燃机高转速工况时具有抑压和控压功能这一特定要求形成了车用内燃机的涡轮增压器的特色与技术关键。

现有技术中，车用内燃机的涡轮增压器可以采用的控制或抑制增压压力的技术方案如下：(一)废气旁通阀放气：放掉内燃机高转速工况时的部分废气，使进入涡轮作功的燃气数量减少，致使涡轮功率减小，从而降低增压器转速，减小增压压力。该方案是现今车用增压内燃机的涡轮增压器普遍采用的控压措施。其优点为：简单易行，技术成熟，安全、成本低。缺点是：放气造成了高温燃气能量的浪费，使高转速工况的内燃机油耗率偏高；放气阀门长 期在高温燃气中启闭，易变形和积炭而出现关闭不严与动作卡滞或失效；受放气阀弹簧刚度的制约，增压压力变化规律难以根据扭矩特性需要进行调制。(二)涡轮喷嘴环叶片角度调节：转动喷嘴叶片(改变喷嘴叶片安装角)让喷嘴环叶片出口截面积减小，可改变内燃机排出废气的能量使涡轮进口燃气的压力升高，涡轮输出功率增加，增压器转速上升，压气机增压压力增大；反之，调节喷嘴叶片安装角让喷嘴环叶片出口截面积加大，则可使涡轮进口燃气压力下降，涡轮输出功率减少，增压器转速相对减小，增压压力降低。这样，在内燃机低转速工况，当转速降低时，可减小喷嘴环出口截面积，使增压压力不致下降过大；对于内燃机高转速工况，当转速升高时，可增大喷嘴环出口面积，使增压压力不致过量增升。从而，保证了低转速工况具有较高的增压压力而获得满意的扭矩特性；对于高转速工况，也限制了增压压力的增加，不致出现增压过度。涡轮喷嘴环叶片角度调节因可实现电控无级调节与无放气造成的能量浪费，其效果要比废气旁通阀放气更好。该技术的优点为：在不增大高转速工况油耗率的条件下，增大低速扭矩；扩大了低油耗率的运行区；可以满足要求越来越高的内燃机排放和噪声规范。缺点是：结构复杂、体积大、价格昂贵；结构及操作***的可靠性较差；喷嘴叶片与涡轮蜗壳之间空隙的高温燃气泄漏使涡轮效率降低；喷嘴叶片角度变化的调节幅度有限，过量调节会引起气流冲角和反动度变化过大导致涡轮效率大幅下降。由于车用内燃机的涡轮增压器结构几无例外地都是标准典型的小型径流或混流式涡轮增压器结构——采用无叶喷嘴环(无叶蜗壳)，没有喷嘴叶片，也不用叶片扩压器。因此，它们几乎都采用废气旁通阀放气技术控压。只有极少数追求极限指标的高性能车辆(如某些坦克、战车等特种车辆)才会不计成本地突破性能价格比的限制，特意加装喷嘴环叶片实施可变角度调节。以上二项现有技术可参见朱大鑫著《涡轮增压与涡轮增压器》，机械工业出版社，北京，1992，第401～447页及陆家祥编著《车用内燃机增压》，机械工业出版社，北京，1993，第60～88页中的有关评述。(三)压气机进口可变导叶角度调节：转动装在涡轮增压器的压气机进口处的预旋器的导流叶片角度，可以改变压气机的进气预旋，使压气机的耗功、增压压力、进气相对速度大小和方向相应发生改变，从而导致压气机效率、涡轮增压器与内燃机联合工作工况参数的改变。●日本专利公报特开平11-82036号公告了一种适于汽车内燃机的涡轮增压器采用的压气机进口可变导叶角度调节控压技术。在该技术中，设置在压气机进口的可变角度导流叶片的角度设定与转动由一个调节器进行控制。这个调节器是一个以增压压力作为自变量的气动控制装置，其结构与废气旁通放气阀的操作结构基本相同，即由膜片、膜杆、摇臂、调节弹簧等组成。在内燃机起动时，导流叶片的安装角度设置在产生负预旋进气的某一角度并由调节器 保持住。随着转速的增加，增压压力提高，调节器驱使导流叶片转动，当内燃机转速高于某一转速后，流出导流叶片的气流由负预旋变成正预旋。这样，该技术方案可在内燃机低转速工况利用进气负预旋提高增压压力：而到了高转速工况，则采用进气正预旋抑制增压压力的过度增升。从而实现了采用简单机构在整个工作转速范围取得良好增压压力特性、安全运行的效果。该技术方案的优点是方法简单易行，安全可靠，使用寿命长，控压直接，高转速工况抑压效果好；缺点是结构仍比废气旁通阀方案复杂(因为仅仅一个调节器就和放气阀结构一样)及增压压力的变化受调节器弹簧刚度的制约，难以独立调制。●英国专利公报GB2172340A公告了一种适于船舶内燃机增压采用的具有可变截面涡轮和可变截面压气机调节复杂结构的大、中型轴流涡轮增压器及其调节方法。在该增压器中采用了涡轮喷嘴叶片、压气机进口导流叶片和压气机叶片扩压器叶片共三种叶片角度调节，使在一定转速下运行的船舶内燃机，通过对涡轮增压器的调节控制，以达到内燃机连续输出最大功率时的燃油耗量最小。三种叶片角度调节中，主要用喷嘴叶片角度调节增压压力；压气机进口导流叶片与叶片扩压器叶片的角度调节主要保证压气机在高效率区稳定工作。由于结构复杂、费用昂贵、体积庞大，该增压器不适宜在车用内燃机采用。●中国专利公开号CN1196772A公告了一种带助动器的可变几何形状的涡轮增压***。它是一种适用于转速和负载范围大的内燃机采用的涡轮增压***。在该增压***中，涡轮增压器与内燃机的匹配选择在内燃机的高转速工况。这种增压匹配，在高转速工况不会出现增压压力超限的增压过度与增压器严重超速现象，但却因增压器通流尺寸增大带来了低转速工况增压压力过低和增压器转子惯量增大产生的加速性差的问题。为此，该技术方案采用废气导向阀或外加动力源(助动器)来提高低转速工况的增压压力增大扭矩。废气导向阀的作用是将高转速工况时流向涡轮蜗壳两个通道的内燃机排气在低转速工况时只让它通过一个通道(另一个通道被关闭)，使进入蜗壳的燃气压力增加，涡轮输出功率增大，增压器转速上升，增压压力提高。助动器(电动机、液压马达、气动马达等)的作用是在低转速工况向涡轮增压器的转轴输加动力，增加扭矩，提高增压器转速与增压压力。在该***中，也在压气机进口采用了导流叶片角度调节装置，以便使进入压气机叶轮的空气产生正、负预旋。其作用如下：在内燃机高转速工况，宜转动导流叶片提供负预旋进气，使压气机的工作区向更高的流量区移动，以获得高效率；在低转速工况，则宜提供正预旋进气，避免出现喘振，并将压气机的最大效率移到内燃机低速范围，有利于匹配。于是，综合看来，该增压***对以高转速工况作为主要运行工况的内燃机尚可适合，但应用在对低速扭矩特性与加速性有很高要求的车用内燃机则不适宜。另外，车用内燃机的涡轮增压器，体积很小、转速极高、轴承采用内支承结 构、转轴非常细，所以无法在空间极小又充满了润滑油的中间壳(轴承体)中安装电动机类结构的助动器。若采用高压润滑油喷射安装在中间壳部位转轴上的皮尔顿轮(一种水轮机叶轮结构)也存在转子惯量增加的问题，另外还要增设一套液压供油及其控制***，更增加了结构的复杂性。此外，若内燃机在低速工况运行时间过长，助动器的能量耗费承受也须考虑。

本发明的目的在于为车用增压内燃机提供一种结构最简单、成本最低、能在全转速工况范围内满足增压压力要求、使用安全可靠，比采用废气旁通阀放气装置控压性能与使用效果更好的涡轮增压器。

本发明为实现上述目的采用的技术方案是：对一个能满足所匹配内燃机低转速工况增压压力特性需要的普通常规结构小型径流或混流式涡轮增压器，在高转速工况实施压气机进气正预旋调节，以抑制或控制内燃机高转速工况出现的过高增压压力。

本发明方案中的涡轮增压器是按内燃机低转速工况的扭矩特性(或增压压力随内燃机转速变化的特性)的要求设计或选用的。它的涡轮与压气机的通流部分尺寸与废气旁通阀放气方案所用的涡轮增压器相近，但还更小一些。这是因为在车用增压内燃机的低转速工况，放气阀的阀门一直是关闭的。因此，在低转速工况，对于带阀增压器与不带阀的同一增压器，它们的增压压力变化特性及对同一内燃机的配机性能指标是相同的。若带阀增压器已满足了所配内燃机低转速扭矩特性的需要，则通流部分尺寸与它相近的本发明方案的涡轮增压器也同样应能满足该内燃机低转速扭矩特性的需要。鉴于压气机进气正预旋能使增压器压气机的增压压力降低，而减小增压器涡轮的通流部分尺寸却会使增压压力提高，因此当本发明方案采用预旋角固定不变的预旋器抑压时，为了补偿正预旋在低转速工况造成的增压压力降低，应使涡轮增压器的通流部分尺寸适当再减小一些。本发明依据的压气机进气预旋控压原理如下：

所谓压气机进气预旋，是指流入压气机旋转叶轮进口前的气流绝对速度 在叶轮旋转圆周速度 方向的分速度 (图1)。当

与 相同方向时，称该 为正预旋；反之，则称该

为负预旋。预旋由压气机进口的预旋器(导流器叶栅或螺旋进气道)产生。图1示出了压气机进口装有轴向导流器叶片角度可变装置在压气机叶轮入口形成不同预旋的情况示意图。图中画出了叶轮进、出口处的气流速度三角形，图中符号意义如下：——叶轮旋转角速度矢量，rad/sr₀——叶轮入口根部半径，mmr_1t——叶轮入口顶部半径，mmr₁——叶轮入口几何平均半径，mm

r₁＝{(r₀ ²+r_1t ²)/2}^1/2r₂——叶轮出口半径，mmR₀——导流叶片出口根部半径，mmR_1t——导流叶片出口顶部半径，mmR₁——导流叶片出口几何平均半径，mm

R₁＝{(R₀ ²+R_1t ²)/2}^1/2u——圆周速度矢量，m/s

u＝ω×r＝ωre_ue_u——圆周速度单位矢量，

e_u＝ω×r/|ω×r|W——气流相对速度矢量，m/sC——气流绝对速度矢量，m/s

C＝C_m+C_u＝W+uC_m——气流绝对速度的子午向分速度矢量，m/s

C_m＝C_r+C_zC_r——气流绝对速度的径向分速度矢量，m/sC_z——气流绝对速度的轴向分速度矢量，m/sC_u——气流绝对速度在圆周速度方向的分速度矢量，m/sθ——预旋角，θ＝Arctg(C_1u/C_1m)，(°)β₁——叶轮入口气流相对流入角，下角注：1——叶轮入口，几何平均半径r₁位置处的值。2——叶轮出口，半径r₂位置处的值。根据上述符号的含义可知：正预旋，C_1u＞0，θ＞0；零预旋(又称无预旋)，C_1u＝0，

θ＝0；负预旋，C_1u＜0，θ＜0。

依叶轮机械Euler方程，压气机旋转的叶片对流经叶轮的每千克质量气体的作功率——轮周功率

                        h_th＝C_2nu₂-C_1uu₁，J/s

由此产生的压气机出口气体滞止压力(增压压力)

p_c ^*＝P_a[1+(k-1)(1+β_L+β_df)η^* _ad(C_2uu₂-C_1uu₁)/kRT_a]^k/(k-1)，bar 式中，p_a——环境大气压力，barT_a——环境大气温度，KK——比热比，k＝C_P/C_V，空气k＝1.4R——气体常数，空气R＝287.04 J/(kg.K)β_L——漏气损失影响系数，β_L＝0.01β_df——轮阻损失影响系数，β_df＝0.02-0.03η^* _ab——压气机滞止等熵效率

由上式可以看出，预旋通过“影响项C_1uu₁”对增压压力值的改变起作用。预旋的正负与量值大小对增压压力的变化影响很大，同一预旋值C_1u在高增压压力工况(这时u₁值高)的影响效果要比低增压压力工况大得多，因此预旋控压对车用内燃机高转速工况特别适用。不同预旋对叶轮入口速度三角形的影响，已清楚地示于图1，由图可直观地分析预旋对叶轮入口相对速度值 和相对流入角β₁的影响。结论如下：正预旋使压气机耗功功率减小，增压压力降低，流入相对速度值下降，相对流入角增大；负预旋产生的效果则恰好相反。不论正预旋还是负预旋，预旋值C_1u越大，影响越大。根据预旋的不同功能，可对压气机的性能(增压压力、喘振工况、堵塞工况、高效率区流量范围、高效率工况运行保持)方面的具体要求进行针对性的调控。

一般用预旋角θ来表征预旋器(进口导流器叶栅或螺旋进气道)的几何结构形状在压气机叶轮进口截面产生预旋的能力，其定义式为θ＝Arctg(C_1u/C_1m)，式中符号含义如图1所示。正预旋时，θ为正值；负预旋时，θ为负值。对于同一压气机进气质量流量(即C_1m值相同)，预旋角θ越大，预旋器产生的预旋C_1u也越大。也即，θ值越大，它改变增压压力的幅度也越大。

如前所述，对于一个车用增压内燃机，与一个适用于该内燃机最大扭矩转速附近工况增压匹配的增压器的通流部分尺寸相比，如采用的涡轮增压器的通流部分尺寸过小，则会导致内燃机转速由低到高的整个转速范围内的增压压力增高过大，且通流部分尺寸越小，引起的压力增高就越大。因此为了高转速工况抑压，需要预旋器追加产生的压气机进气正预旋的量值也越大，也即预旋角θ值就越大。但是θ值增大，会使流入压气机叶轮的气流负冲角的量值也相应随之增大，使压气机的效率下降。因而不宜采用过大的θ值的预旋角抑压，其合理的使用不宜超出10°≤θ≤60°的范围。另一方面，对于同一通流部分尺寸的涡轮增压器，当它匹配的内燃机的转速使用范围增大时，同样会在增大了转 速的内燃机高转速工况出现增压压力过高的现象，也须使预旋器加大预旋角θ值抑压，且转速增加量越大，θ值的加大量也越大，基于效率方面的同样考虑，θ值的合理使用范围也应为10°≤θ≤60°。

实用中，预旋角固定不变的预旋器有着非常广阔的应用前景，因为它结构最简单、安全可靠、寿命长、成本最低，合理选择10°≤θ≤60°值后基本能满足控压要求的需要。

预旋角固定不变的预旋器，由于预旋角θ不能调节变化，故不能对内燃机全转速工况的增压压力按需要独立进行调制，这是它的不足之处。但对低转速工况不能采用负预旋升压却不是一个不能补偿的缺点，因为低转速工况流量低和叶轮转速低，“预旋影响项C_1uu₁”的量值小，因而对增压压力增升的贡献甚小，不如采用减小涡轮通流部分尺寸，增加内燃机的排气压力(即改变排气能量)使增压压力上升的效果显著。

采用预旋角θ变化可调的预旋器可消除固定预旋角θ不变的预旋器的不足，在整个内燃机转速范围内对增压压力按需要独立进行调制，但仍应注意到低转速工况的升压幅度有限。(即使采用加大了负预旋角的量值，增压压力的升幅也仍然有限)。鉴于过大负预旋角会产生大的正冲角降低压气机效率，故预旋角可调预旋器的预旋角θ的合理使用范围为-40°≤θ≤60°。采用预旋角可调预旋器的缺点是结构复杂，价格较贵，安装空间大。考虑到日本特开平11-82036公报技术方案的调节器的控压方式的不足，故宜在本发明方案采用风机调节中常用的调节机构。

进口导流器叶栅式预旋器的结构形式有轴向导流器和径向导流器两种。这两种导流器的叶片角度均有可调与固定两种形式。

与旁通放气控压装置相比，本发明采用的预旋角θ固定不变预旋器控压装置具有如下优点：1)技术成熟，方法简单易行。2)整个控压装置在室温环境下工作，不受燃气高温影响，使用安全可靠、寿命长。3)成本低。结构简单，对零部件材料、制造与安装方面的要求也较低。4)调控快捷。直接控制增压压力，反馈直接，响应性好。5)高转速工况控压效果好。进口导流器叶片同一角度值产生的预旋对压气机耗功或增压压力的改变幅度，随内燃机转速的增加而增大。

以下，结合实施例和附图对本发明的技术内容进行叙述说明。图2示出了具有可变预旋角轴向导流器叶栅预旋装置的本发明涡轮增压器结构。预旋器部分的主要组成部件为：1——滚动轴承，2——测角器，3——齿圈，4——扇形齿片，5——套筒， 6——导流器叶片。导流器叶栅由多个导流叶片6组成(叶片数为Z_p)，每个叶片的尾轴穿过套筒5与一片扇形齿片4联结成一体。当扇形齿片绕套筒轴线转动时，与齿片固结成一体的导流叶片也一起转动。每个扇形齿片又共同与一个可转动的齿圈3啮合，以保证各齿片转动保持同步一致，从而使各个导流叶片在预旋角改变时的转角都相同。为减少齿圈的转动摩擦，采用滚动轴承1，并安装了测角器2量测齿圈的转角。将齿圈或扇形齿片中的一片通过中间齿轮与电控直线位移或角位移执行机构相联接，就可进行可变预旋角的调控。电控直线位移或角位移执行机构可采用步进电机或直流伺服电机。图2所示的导流器叶栅出口截面的几何平均半径比压气机叶轮进口截面的几何平均半径大，图3所示的结构二者则相等。这两种结构均常用，图2结构预旋效果好，图3结构紧凑。

图4示出了预旋角固定不变的轴向导流器叶栅预旋装置的结构安装图。导流器叶栅的几何形状与轴流涡轮的喷嘴环非常相似，可用精铸方法整体铸造，材质用铝。图中示出了用出口平均半径R₁的圆柱面剖截导流叶栅后再展开成平面所得到的平面叶栅形状。表征整个导流器叶栅产生预旋能力的几何预旋角Φ就由这个平面叶栅的两个几何尺寸——喉部宽度a与栅距t依下式确定：

            Φ＝90°-Arcsin(a/t)，(°)式中，t＝2πR₁/Z_p，Zp——导流器叶栅的叶片数目。导流器出口几何预旋角Φ与压气机叶轮进口气流预旋角θ的转换关系为：

θ＝Arctg[(r_1t-r₀)/(R_1t-R₀)×tgΦ]，(°)

对于图2和图3所示的可变预旋角轴向导流器叶栅的每一个导流叶片角度，所对应的整个导流器叶栅的几何预旋角Φ值都可逐一根据导流器叶栅出口平均半径R₁圆柱面叶栅展开图上量测的相应a的尺寸依上式算出。

图5示出了可变预旋角径向导流器叶栅预旋装置的简图。电控或气、液压控制直线位移执行器1推动齿圈2转动，从而使与齿圈啮合的各导向叶片尾轴上的扇弧形齿片同步转动造成导向叶片角度的改变。

图6示出了预旋角固定不变的径向导流器叶栅预旋装置的结构安装图。导流叶片环3与进气道壳壁1和2用螺栓联结在一起后整体嵌套在气压机进气管上并用半圆螺钉径向固定。图7示出了导流叶片环3的结构图。为防止在气流力的作用下转动，在1和3之间用螺钉或销钉固定。与轴向导流器叶栅一样，径向导流器叶栅的几何预旋角

Φ＝90°-Arcsin(a/t)，(°)

式中，t＝2πR₁/Z_p1，Zp——导流环叶片数目，

R₁——导流环叶片出口半径。几何预旋角Φ与气流预旋角θ的换算式为

θ＝Arctg[(r_1t-r₀)B×tgΦ]，(°)

式中，B——导流环叶片出口半径处的叶片轴向高度(图7)。

与轴向导流器叶栅不同的是当径向导流器的叶片转动角度时，不仅a发生改变，R₁也发生改变。

Claims (1)

1.一种车用增压内燃机用的涡轮增压器，它由一个普通常规结构的小型径流或混流式涡轮增压器与一个预旋角固定不变或可调节的压气机进口预旋装置组合而成。其特征在于：预旋角θ固定不变的预旋器的预旋角合理择用范围为10°≤θ≤60°；预旋角θ可变化调节的预旋器的预旋角合理使用范围为-40°≤θ≤60°。

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