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

第三章 换气机构和增压系统 103

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

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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、

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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、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，不受力。这时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上。使受压并滚至槽底最低点，复位弹簧被压缩，如图（b）所示。在滚向槽底最低点时，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，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。

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（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

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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

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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

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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

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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

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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

112 船舶柴油机

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

第三章 换气机构和增压系统 113

（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

114 船舶柴油机

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

第三章 换气机构和增压系统 115

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。

116 船舶柴油机

（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。

第三章 换气机构和增压系统 117

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。

118 船舶柴油机 1）废气涡轮增压器工作原理 （1）轴流式涡轮的工作原理 ①废气在涡轮级中流动时压力、温度、流速的变化。 图3-2-10上图为轴流式涡轮的结构简图。轴流式涡轮的主要工作元件是固定的喷咀环和旋转的叶轮，它们组成涡轮的一个级。废气涡轮增压器一般均用单级涡轮。喷咀环的通道呈收缩形状，叶轮叶片间的通道也是收缩形的。当废气流过喷咀环时，其压力从p0下降为p1，温度从T0下降为T1而速度从C0增加到C1。在喷咀中，废气的部分内能变成动能。当气流进入叶轮叶片间通道后继续膨胀，其压力、温度继续下降到p2、T2，而其相对速度由W1增 加至W2。由于叶轮在高速气流作用下旋转并作机械功，图3-2-10 废气在涡轮级中的流动 故气流的绝对速度从C1下降到C2。气流在弯曲而渐缩的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α1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

第三章 换气机构和增压系统 119

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

2120 船舶柴油机

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

第三章 换气机构和增压系统 121

图3-2-18 VTR454型增压器的结构

1-消音滤清器；2-压气机进气壳；3-叶轮罩壳；4-压气机出气壳；5-扩压器；6-隔热墙；7-涡轮排气壳；8-转子轴；9-气封；10、29-油封；11-进水管；12、28-油位表；13、27-齿轮油泵；14、25-盖板；15、26-注油孔螺钉；16-滚柱轴承；17-出水管；18-涡轮进气壳；19-喷咀环；20-涡轮叶轮；21-压气机叶轮背气封；22-压气机叶轮；23-向心推力球轴承；X-密封空气通道；Y-平衡腔；Z-平衡通道

122 船舶柴油机

与空气流量偏大一样也造成撞击损失，流量偏离设计值越多，撞击损失越大。但不同的是流量偏小时，气流质点惯性则促使反面的旋涡区域扩大，而且随着流量的减少而加剧，当流量小于某一临界值时，就会发生气流从叶片上强烈分离，使压气机无法稳定工作，这就是我们后面将要讲到的压气机喘振现象的物理解释。

上述两类损失综合作用导致，转速一定时，压气机的压比随气体流量的变化规律如图3-2-15最下面一条曲线所示。 2）废气涡轮增压器结构

废气涡轮增压器结构型式很多，但它们之间存在一些共同点，下面以典型的ABB公司VTR454型废气涡轮增压器为例来介绍结构。图3-2-18即为该型增压器的结构简图。从图上可看出，涡轮增压器是由右边的轴流式涡轮和左边的离心式压气机组成。压气机叶轮与涡轮叶轮装在一根轴上，构成涡轮增压器的转子，它由两端的滚动轴承16和23支承。柴油机废气首先进入涡轮进气壳18，流经喷咀环19、叶轮叶片20后由排气壳7的出口排出。新鲜空气则经消音滤清器1吸入，流经进气壳2、压气机叶轮22以及扩压器5后汇集到出气蜗壳4，再由出气蜗壳出口排出。 （1）轴流式废气涡轮

废气涡轮主要由进气壳18、喷咀环19、叶轮20、隔热墙6和排气壳7组成。

进气壳及排气壳：废气通过进气壳18到达喷咀环19，所以进气壳流道符合气体动力特性，通流截面积逐渐变小。进气壳用螺栓装在排气壳上。排气壳7上部的废气出口处做成箱形便于与烟囱相连，下部装有支座。由于废气温度仍较高，为了防火和防止烫伤，也为了防止壳体变形，将增压器涡轮进气壳和排气壳均做成夹层结构，让夹层中通过冷却水进行冷却。冷却水从最低处进入，从最高处流出。由于冷却，废气一部分热量被冷却水带走，减少了废气可用能。因此近来非水冷增压器得到发展。ABB公司从VTR„4系列开始发展了非水冷式。图3-2-18即VTR454型的非水冷增压器，其进气壳流道、排气壳四周均包以绝热层，不与冷却水接触。隔热墙6装在涡轮排气壳上，它把废气涡轮和压气机隔开，隔热墙内腔填充了绝热材料，防止废气加热压气机。

喷咀环：涡轮喷咀环如图3-2-19所示，喷咀叶片先按设计的角度和位置排列好，然后浇铸而成，喷咀环叶片均由耐热合金钢制成。 涡轮动叶：涡轮动叶在增压器中的工作条件是最恶劣的。这是由于增压器转速很高，动叶在旋转时产生很大的离心力；而且到达动叶的排气温度仍相当高，使其工作温度相当高；排气流过推动叶片时会产生弯曲应力，再加上

柴油机的排气都伴有一定的波动，尤其是脉冲增压方式，

图3-2-19 涡轮喷咀环

排气压力在零至最大值之间激烈波动，这种激烈波动的频率则受柴油机气缸数，排气管连接方式、涡轮进气壳分隔

数以及柴油机转速的影响，对动叶便形成了包含多种变动频率的激振力。当这些激振力的频率与叶片固有频率相同时，就会产生共振，在叶片上产生很大的振动附加应力，使叶片产生疲劳裂纹或折断。动叶的结构如图3-2-20所示。叶根呈枞树形，沿轴向嵌进叶轮轮盘边缘的枞树形槽口中。叶身为工作部分，为满足气动性能的要求，它的凹面、凸面均为复杂的扭曲

第三章 换气机构和增压系统 123

曲面。叶片用高强度镍基耐热合金钢锻造并经仿形加工或由镍基铸钢精密浇铸而成。

在涡轮动叶上往往穿有阻尼减振的拉筋，以上述动叶的振动。VTR454型增压器的拉筋做成椭圆截面，以减少流动损失，提高涡轮效率。拉筋丝由高强度耐热合金钢制成。 （2）离心式压气机

如图3-2-18所示，压气机是由消音滤清器1、空气进气壳2、叶轮22、扩压器5以及出气壳4等组成。

压气机叶轮：压气机叶轮为半开 式，如图3-2-21所示。它装在增压器转图3-2-20 涡轮动叶 轴上，与轴紧配合联接，用键传递扭矩。

叶轮叶片的进口部分向转动方向弯曲，出口部分则向后弯曲，即所谓的“前倾后弯”。压气机叶轮用高强度锻造铝合金制成。叶轮叶片空间曲面采用四坐标联动型面数控加工中心加工。

叶片扩压器：从压气机叶轮流出的气流速度相当高，高压比图3-2-21 压气机叶轮

增压器已出现超音速流动。为了把气流的动能迅速有效地转变成

压力能，在叶轮外周设置了叶片扩压器，见图3-2-22。

消音滤清器起着过滤、消音的作用。其结构如图3-2-18所示。为了消音，其内壁敷设消音材料。其表面金属滤网由2～4段组成，拆洗方便。进气壳2除了构成进气道外，还是压气机端轴承的支承。压气机出气壳4与2组成蜗壳状出气通道，通流截面由小到大，它一面收集从叶片扩压器流出的空气，一面继续起着扩压作用。最后增压空气从出气口排出。 （3）轴承 图3-2-22 压气机的叶 VTR增压器采用外置式轴承，这样转子轴颈可以做得较细，为片扩压器 柔性转子，使其临界转速远低于运转转速，运转稳定性好。轴承处

轴颈直径小，轴承线速度较小，寿命较长而且摩擦损失较小。当然这种支承型式有其不足之处：轴向尺寸较大，拆洗压气机、涡轮工作量较大，外壳的变形对两端轴承座的同轴度影响较大。

由于滚动轴承的摩擦损失小，而其摩擦损失不随转速变化，因此低转速时机械效率仍较高，有助于柴油机起动，可明显改善船舶操纵性能，增压器综合效率ηTk在低压比时仍较高。而且滚动轴承可采用易管理的自供油润滑方式。尽管滚动轴承使用寿命有，但更换不难。因此滚动轴承在增压器中得到广泛的应用。

图3-2-18的增压器采用滚动轴承，涡轮端轴承装在涡轮进气壳中，为滚柱轴承，见图3-2-23，它只承受径向负荷，允许转子热膨胀时轴有所伸长。压气机端轴承装在压气机进气壳中，采用了两个向心推力球轴承，而且同向安装，承受径向与轴向负荷，起转子的轴向定位作用。从图3-2-18可看出，在涡轮部分，涡轮叶轮右侧的压力大于左侧，转子上作用着一个自右向左的轴向推力。在压气机端，由于叶轮进口处为负压，再加上叶轮出口的空气漏至叶轮右侧，也是右侧压力大于左侧，又使转子上作用着一个自右向左的轴向推力。因此压气

124 船舶柴油机

第三章 换气机构和增压系统 125

机端轴承除颈向负荷外还必须承受着轴向负荷。由于增压器转速很高，轴承工作温度高，要求高度可靠，一般采用超级精度专用轴承。其转动游隙、偏心量特别小，尺寸受温度变化的影响也特别小。增压器轴承对润滑油的脏污极为敏感，应特别注意。由于新型增压器增压压力不断提高，转速相应提高，而轴向推力随着增压器压比提高也相应加大，这就使轴向载荷明显加大，为了保证轴承的使用寿命，轴承的设计也在不断改进。

由于采用了滚动轴承，两端轴承的润滑就可采用简单、易管理的自供油方式。如图3-2-23所示，润滑油被转子两端直接传动的齿轮泵2、11从油池中吸上来，由油泵出口10喷入与转子一起高速旋转的离心式去污分离器1，润滑油在去污分离器内作短暂停留，这时对轴承的安全运行危害极大的杂质在离心力作用下从油中分离出来，沉积在去污分离器的内腔圆周上，干净的润滑油才通过去污分离器上轴向的喷油孔12喷入轴承。

为了保护滚动轴承和延长它的使用寿命，在滚动轴承的外周必须设有减振器，如图3-2-23所示。在两端轴承外轴承衬3的外面，均重叠安装多层薄弹簧片4，供给轴承的润滑油一部分便渗进这些弹簧片之间。介于片与片之间的油膜，能有效地控制转子的振幅，起到减振作用。压气机端的轴承因还承受着轴向力，起着转子的轴向定位作用，所以其轴承的轴向也安装了减振片组8。

（4）气封与油封装置

在增压器转子与固定件衔接的一些部位，装有多种结构形式的密封装置。其目的是尽量减少空气、废气和润滑油的泄漏量。图3-2-18示出了增压器各部分的密封方法。在涡轮端，转子与进气壳之间的间隙，为了防止废气通过间隙进入轴承箱污染滑油，以及滑油通过间隙进入涡轮结炭

污阻叶片和浪费图3-2-24 增压器涡轮端气封 滑油，设置了迷宫1-转子轴；2-气封圈；3-压紧圈；4-涡轮进气壳 式气封9和油封

10，其结构分别如图3-2-24和图3-2-25所示。气封的两组气封圈之间，引入一股由压气机来的增压空气。此空气通过涡轮排气壳内的引气管道及X密封空气通道进入气封引气槽。密封空气往左挤出，防止了废气串入，挤出的少量密封空气就沿叶轮右端面、动叶泄入烟囱。密封空气往右挤出，阻止了滑油串入。挤出的少量密封空气经通道Z通大气，油封内、外两侧压力保持平衡，使密封更有效。

在压气机端，由于压气机叶轮的吸气作用，在叶轮进口

产生几百毫米水柱的负压，为了防止滑油被吸入，污染叶轮、

图3-2-25 增压器涡轮端油封

扩压器、空气冷却器等通流部件，以及浪费滑油，在轴承和

1-涡轮进气壳；2-油封；3-转子轴

叶轮之间的壳体上设有通大气的压力平衡腔Y（其通大气的通道图中末画出），使其左边的迷宫式油封两侧压力平衡，防

止滑油被吸出。

126 船舶柴油机

在压气机工作叶轮背面和隔热墙之间，存在一定间隙，工作轮出口的增压空气将会由此漏入涡轮排气壳进入烟囱，使压气机效率下降，而且使转子上的轴向推力增大，因此在21处设置迷宫式气封，其结构如图3-2-26所示。

3）新型废气涡轮增压器简介

ABB涡轮增压系统有限公司新一代高效率高压比、 易维护更可靠的TPL/TPS型涡轮增压器的压气叶轮是整图3-2-26 压气机叶轮轮背的气封 体式，叶片呈大幅度前倾后弯。TPL（L为大型）如图3-2-271-压气机叶轮；2、3-气封圈；4-压紧圈；所示，为轴流式涡轮，TPL-A型的涡轮采用标准的带拉筋5-隔热墙 叶片，适于脉冲排气。能满足四冲程柴油机平均有效压力2.8MPa的需要。TPL-B型，采用高效率的无拉筋宽叶片，叶数较少，适于等压排气。能满足二冲程柴油机平均有效压力1.9乃至2.0MPa的需要。TPS（S为小型）采用的是带喷嘴环的斜流涡轮，适用于

在脉冲气流下工图3-2-27 TPL-B增压器剖面图 作。

为了提高轴承寿命及可靠性，TPL型采用内置式滑动轴承。推力轴承采用复合式浮动推力片。主推力方向，浮动推力片自由浮动，以半转数随轴旋转。推力片在正反面上各有六道斜楔，各自形成油膜，共同承担推力。正反油楔互相错位以减少磨损，正反推力面均有硬质合金ADLC涂层。付推力方向采用常规的六油楔推力轴承。径向轴承采用半浮式可倾三油楔轴承。浮动轴承靠壳上三个销钉定位，可以在旋转方向少量浮动，成为挤压式滑油减振器，以利耐受不平衡力。TPS型增压器的推力轴承为一般的斜楔平台式。径向轴承则也为半浮三油楔式。图3-2-28为轴承示意图。

由于采用结构简化无需冷却更加紧凑的设计，新型增压器具有高可靠性及最少的维修工作量，新增压器零部件数目不到该公司VTR4 型增压器的80%，这有助于减少使用期的费用图3-2-28 TPL增压器轴承 及减轻维修和服务的工作量。设计采用模块化

的概念，它有一种标淮的机型以及根据不同的特殊需要可选用的附加模块。

由于压气机的工作曲线较宽，使其具有很好的应用灵活性。其较高的压比和效率以及较高比容积流量使发动机可吸入更多的空气。这就使发动机设计人员能研制出效率更高、功率

第三章 换气机构和增压系统 127

更大和更加清洁的发动机。

增压器平台试验表明，TPL-A和TPL-B增压器在当今常用压力比为3时其增压器总效率可分别达到69%和73%，在压力比为1.5时也达到65%到67%，充分满足了配机要求。TPS型则在压力比为3～3.5时增压器总效率在60%以上。

TPL增压器采用的滑油系统，但也可引来主机滑油系统的滑 油。TPS增压器采用与主机共用的滑图3-2-29 TPL增压器分解方式 油系统。

TPL比之VTR增压器，大大有利于装拆维修，图3-2-29为整体分解图。分解方式有利于喷嘴环等易脏部件的清洗。

为了简化维修和不接触热的废气管路，轴承、转子、喷嘴环及涡轮扩压器都能从压气机端拆除。圆形的废气进出口法兰使得波纹管和管路的连接变得容易，且可降低成本。

TPL/TPS增压器备有涡轮进口处的清洗水喷口，不必另设喷水设备，在进水口也可投入固体清洗粒。两者合用可得最佳去垢效果。喷水清洗在运行中进行，排气温度在400～450℃为宜。

总之，TPL/TPS增压器具有以下的优点：

（1）压缩机的压比高——增加柴油机输出功率； （2）涡轮增压器的效率高——降低柴油机燃油消耗和废气温度，提高部件的耐用性；

（3）可靠性高，使用寿命以及检查周期长； （4）容易维护，利于机器在恶劣的条件（例如燃烧劣质重油）下运行。 2．动力涡轮

由于VTR..4A增压器效率达到72%，超越了现有柴油机所要求的性能。如何利用增压器效率有了富余这一成果呢？已被采用的方法之一就是安装动力涡轮。

图3-2-30是用动力涡轮与涡轮增压器并联运

行，产生的功率通过行星齿轮减速箱2及液力联

图3-2-30 动力涡轮与柴油机的联接方式

轴节3直接传递给柴油机曲轴。采用这种方法主

1-动力涡轮；2-减速箱；3-液力操纵离合器；4-涡轮

要可使燃油消耗率因总输出功率的增加而降低。

增压器的压气机；5-空气冷却器；6-进气管；7-柴油

在低速机和大功率中速机上，采用NTC型动力涡

机；8-排气管；9-逸入大气

轮与VTR„4A型增压器配合，全负荷的燃油消耗率均可降低3%左右，而且总输出功率也增加

了。采用这种方法对主机的部分负荷运转工况也极为有利。这是因为动力涡轮的通流面积相

128 船舶柴油机 当于一只小增压器，在低于50～60%标定负荷时关闭并脱开动力涡轮，使废气全部供给增压器，从而明显提高了部分负荷时的增压压力，过量空气系数α大了，部分负荷燃油消耗率降低2.7～4.1g/(kWh)，零件热负荷也降低了，弥补了定压增压的不足。柴油机可持续工作于更低的负荷工况。 此外，也可用动力涡轮驱动发电机，ABB公司推荐采用图3-2-31形式的综合动力系统 来回收废气多余能量。涡轮发电机所提供的图3-2-31 动力涡轮驱动发电机 电力可达主机输出功率的3%，足以代替一台1-主机；2-涡轮增压器；3-动力涡轮；4-柴油副机；5-发电普通柴油发电机组，采用此装置可以提供更机 多的廉价电力。 3．增压空气冷却器及水雾截留器 1）增压空气冷却器

增压空气冷却器（简称空冷器、中冷器）是增压系统中一个比较简单的部件，但它对柴油机的性能却有着不可忽视的作用。

空气经压气机压缩后温度升高，而且随着增压压力的提高而迅速增高，如图3-2-32所示。当外界空气温度t0为40℃、压气机效率ηk为0.81，πk为3.5时，增压空气达205℃。如增压

空气经过空冷器后温度下降至40℃左右，则温图3-2-32 压气机出口温度、压比及效率 度下降值达160℃以上。 之间的关系 增压空气经过冷却有以下效果：

（1）提高了增压空气的密度，使充入气缸内的空气量增加。与此相应，燃油喷入量也可增加，提高了增压的效果。即在提高了柴油机功率的同时降低了燃油消耗率。增压度越高，其作用越大。如果压气机的压比πk为2，压气机效率为75%，把进气冷却至90℃、65℃、40℃，空气密度相应增加8%、16%、25%。如果πk为3，把进气冷却到上述温度，空气密度则分别增加25%、35%、45%。

（2）降低了气缸内压缩始点空气的温度，降低了工作循环的平均温度和排气温度，因而防止了有关零件热负荷过高。减少了冷却水带走的热量。有资料介绍，增压空气降低10℃，则排气温度可下降25℃～30℃。

为了确保重油在低负荷时燃烧良好及减少低温腐蚀，增压

空气冷却后温度也不宜过低。大功率中速柴油机有不少装用两

图3-2-33 管片式空冷器

级空冷器，发动机在低负荷运行时可用发动机的冷却水通过第一级空冷器加热增压空气，改善气缸热状态。 空冷器是一种热交换器，空冷器的结构以管片式应用得较普遍，其结构如图3-2-33所示。

第三章 换气机构和增压系统 129

2）水雾截留器

水雾截留器又称气水分离器、脱水器等。高增压柴油机在船舶航行于高温、高湿度海域时，由于吸入的空气水蒸汽较多，经过增压器的压缩和空冷器的冷却，往往使增压空气温度降至该压力的露点以下，其中的水汽凝结成大量水滴（雾状）。柴油机在运行一段时间后，扫气箱内就有大量积水，而 一部分水滴被带入气缸，破坏了气缸壁的润滑油膜，并加剧图3-2-34 水雾截留器 了气缸和活塞环的低温腐蚀。这种现象随着柴油机增压度的

增高（露点增高）而加剧。为了提高活塞环、缸套的可靠性和寿命，大功率船用高增压柴油机普遍增设了水雾截留器。这种装置装在空气冷器之后，扫气箱之前。水雾截留器的原理如图3-2-34所示。它通过使增压空气流动方向的几次变化，借助于离心力，让水滴碰撞而分离出来。

四、柴油机增压系统

柴油机、压气机、废气涡轮、增压空气冷却器和辅助气泵等基本部件组成了柴油机废气涡轮增压系统。我们可根据增压所需能量来源把增压系统分为机械增压、纯废气涡轮增压及复合增压三大类。

机械增压系统中，增压所需功率就由柴油机本身提供。增压器（气泵）要消耗柴油机的有效功率，经济性会有所下降，特别是压比较高时，消耗于增压器（气泵）的能量迅速增加，经济性明显降低。因此，这种系统只用于压比不高的特殊场合。纯废气涡轮增压系统即增压所需功率均由柴油机排气能量提供，使用最广泛。复合增压系统则是将纯废气涡轮增压和机械增压两者结合起来而组成的增压系统。 1．四冲程柴油机增压系统

四冲程柴油机一般均采用纯废气涡轮增压系统。它可采用等压增压或脉冲增压（包括脉冲转换增压、多脉冲增压、MSEM增压等）方式。总之不必增设由柴油机驱动的辅助气泵。纯废气涡轮增压系统压缩空气的能量全部由回收的废气能量供给，因此既能有效地提高柴油机功率，还能改善柴油机的经济性。这种系统结构简单。 2．二冲程柴油机增压系统

与四冲程柴油机相比，二冲程柴油机要实现纯废气涡轮增压较困难。这是因为早些年废气涡轮增压器的效率不够高，二冲程柴油机往往要遇到其涡轮发出的功率与压气机所需功率不平衡的矛盾。①二冲程的换气过程得靠进排气压差ps-pT来进行，ps-pT小了就无法换气。尤其是弯流扫气，更要求ps-pT大些。四冲程柴油机的换气过程则是靠活塞推挤、抽吸强制完成的，ps-pT压差小仍能工作。②二冲程柴油机扫气过程中新气与废气会掺混（弯流扫气更严重），增压空气消耗量较大。因此二冲程柴油机，特别是弯流扫气的二冲程柴油机，要求压气机输入较大的功率。③另一方面，二冲程柴油机在扫气过程中新气与废气掺混，使涡轮进口废气温度较低，可用能较小，涡轮能发出的功率较小（也是弯流扫气更突出）。④二冲程柴油机没有四冲程柴油机在排气过程中因活塞推挤废气而增加的那部分废气能量，也使涡轮与压气机的功率难于平衡。在低负荷及起动工况时，因这时新气与废气渗混更严重，废气可用能更明显减少，而废气涡轮及压气机又工作在非设计工况，效率低，涡轮与压气机功率不平衡更严重，致使柴油机不能稳定运转。总之，上述涡轮与压气机功率难于平衡的矛盾在二

130 船舶柴油机

冲程柴油机是较大的，而其中弯流扫气柴油机尤为突出。 1）纯废气涡轮增压系统

如上所述，涡轮发出的功率不足以驱动压气机的矛盾在扫气质量较好的直流扫气柴油机中较小。直流扫气柴油机因采用排气阀的结构，管路布置较紧凑，能有效地利用废气脉冲能；排气阀提前角可定得大一些，使废气的可用能多些，上述功率不平衡矛盾首先得到了解决。五十年代初在增压度不高的脉冲增压低速机（B&W）上实现了纯废气涡轮增压。图3-2-35即为二冲程纯废气涡轮增压系统简图。现在大型低速二冲程柴油机扫气型式均采用了直流扫气，并实现了纯废气涡轮增压，它们均为高增压， 采用等压增压方式。 图3-2-35 纯废气涡轮增压系统 由于高增压等压增压系统低负荷扫气性能很1-废气涡轮；2-离心式压气机；3-空冷器；4-电动差，在低负荷工况包括起动时必须辅以电动鼓风机。鼓风机 （B&W公司较早的机型因增压度不高，采用脉冲增压，在这些工况不必启动电动鼓风机。）一般在低于50%标定功率时就得开动鼓风机，采用新型高效增压器时可至40%标定功率才开鼓风机。电动鼓风机还有应急作用，当废气涡轮增压器损坏不能工作时，开动辅助鼓风机可供给一定数量的空气，例如保证柴油机在15%标定功率（即53%标定转速）下仍能持续运转。 目前燃油价格下跌，安装动力涡轮的柴油机不多。为了利用增压器效率有了富余这一成果，新型超长冲程低速柴油机进一步加长活塞有效作功行程，减小排气阀开启角（导致排气阀开启角eo小于排气阀关闭角ec，见图3-2-36）。加上采用大的压缩比；采用大的过量空气系数；扫气也更彻底，过后排气阶段排气阀处的残余废气与新鲜空气的混合气体 排出更多一些。因此，燃气在气缸中图3-2-36 新型低速柴油机的时面值配置 更充分膨胀作功后才排出，扫气质量

提高，燃烧更充分迅速，柴油机热效率进一步提高。这些措施导致涡轮前废气的温度低，能量少了，只有在增压器效率足够高的条件下才可行。 2）复合增压系统

早些年，当增压器效率Tk还不够高时，二冲程柴油机采用废气涡轮增压就必须解决压气机与废气涡轮之间的功率不平衡问题。通常采取的办法是增设由柴油机直带的辅助气泵，从柴油机提取一部分有效功率辅助对空气进行增压，以弥补压气机功率的不足。因此曾出现了各种形式的复合增压系统。

第三章 换气机构和增压系统 131

大型低速柴油机复合增压系统常见的有以下几种形式： （1）串联旁通增压系统

如图3-2-37所示，这种增压系统中涡轮增压器为第一级增压，柴油机活塞下部工作空间（活塞底泵）起辅助气泵作用，为串联第二级增压。扫气箱隔为内外两部分，外侧各缸连通，内侧各缸隔开并分别与活塞下部工作空间连通，形成各缸的扫气室。外侧扫气箱与内侧各缸扫气室之间均设有单向阀（口琴阀）。增压器输出的增压空气冷却后进入外侧扫气箱。然后经单向阀进入扫气室。

当活塞上行时，由于活塞下部空间容积增大，内侧扫气室压力下降，由增压器输出的空气就从外侧扫气箱经单向阀进入内侧扫气室。在活塞下行过程中，当内侧压力高于外侧压力时，单向阀自动关闭。活塞继续下行，其中的空气压力增高。当扫气口打开时，活塞下部空间扫气室内已有较高的压力，扫气一经开始，这个压力迅速下降。即扫气室的压力形成一个压力峰。扫气开始时，扫气室与气缸、排气管内的压力差较大。在压力差的作用下，空气迅速冲入气缸，促进扫气的进行。在空气大量冲入气缸进行扫气的过程中，扫气室内的压力开始下降。当活塞下行至下死点时，活塞的压缩作用消失，扫气室内的压力进一步降低。活塞开始上行，当扫气室内压力低于外侧扫气箱内压力时，由增压器输出的空气即经单向阀从外侧扫气箱进入扫气室，直接进入气缸继续进行扫气，直到扫气口被活塞遮往后停止扫气为止。即扫气前期为串联，扫气后期串联失效，由涡轮增压器直接供气。活塞继续上行，增压空气从扫气箱

继续进入扫气室储存起来。当活塞再次下行时，就再次进行压缩和扫气。这种增压系统由于活塞下行扫气口打开时，扫气室内出现压力峰，因而有利于扫气，不易发生气缸内废气倒冲进扫气室的现象。

图3-2-37 串联旁通增压系统

由于增压器效率的提高，Sulzer低速机发展到RTA已完全成为纯废气涡轮增压。其扫气箱仍隔为内外两侧，但内侧各缸连通，活塞下部工作空间不再起辅助气泵作用。外侧与内侧之间仍设有单向阀，但仅在起动、低负荷运行而开动电动鼓风机时，起防止扫气倒流的作用。 （2）并联增压系统

如图3-2-38所示，这种增压系统使涡轮增压器与活塞底泵并联工作。空气由涡轮增压器及活塞底泵分别吸入并压缩到所要求的增压压力，然后经空气冷却器进入扫气箱。涡轮增压器供给大部分增压空气，小部分由活塞底泵供给。因此各缸活塞下部空间不必都用作活塞底泵。如MAN公司K7Z60/105E型柴油机在7个气缸中只有4缸活塞下部空间作活塞底泵供给增压空气。

图3-2-38 并联增压系统

132 船舶柴油机

第三节 现代船舶柴油机增压系统运行的基本规律

一、离心式压气机的工作特性

离心式压气机的工作特性通常采用如图3-3-1所示的特性曲线（不包括粗实线A）来表示。它给出了在不同转速下压气机的压比和效率随流量变化的情况。压气机的这种特性曲线图是通过实验测取的。它对了解增压器和柴油机的联合运行工况和配合性能很有用。 图3-3-2为测取压气机K工作特性的试验装置。外来的压缩空气吹动增压器的涡轮T，涡轮T即作为动力机带动压气机K运转（用电动机来带动压气机K也可测得相同的特性曲线）。压气机转速的变化可通过阀门1来调节，当阀门1完全关闭还要继续提高增压器转速时，可向管路中的燃烧室L喷入燃油，使之燃烧以形成高温燃气，推动涡轮以更高的转速运转。压气机流量的变化可

由出口管路上的阀4来调节。试验时，

图3-3-1 GZ750压气机特性曲线及与6ESDZ75/160B柴油调节阀1和控制燃烧室L的喷油量，将

机的配合运行线 增压器的转速维持在某一稳定转速nk1

下。将阀4逐步由最大关小，使压气机

流量逐步由大变小，在每一档阀门开度下，可测算出等转速线上的一个点。当阀门4关到某一限度，即压气机流量减到某一限度时，压气机工作就会变得极不稳定，并发出喘叫声，即出现喘振。这时稍微开大阀4，使喘振消失，并测算出这一条等转速线上压气机稳定工作的

最小流量点，我们就可得到一条等转速线，如图3-3-1所示。然后将增压器转速稳定在nk2、nk3、„„，

重复上述测试，

图3-3-2 废气涡轮增压器平台试验装置 我们就可得到

D-电动机；K1-鼓风机；L-燃烧室；T-涡轮；K-压气机；1-进气旁通阀；2-总阀；3-自循环阀；4-压气一簇等转速线机背压调节阀；5-压力表；6-流量计 （等转速线的

第三章 换气机构和增压系统 133

形状在前面图3-2-15已作分析）。连接各等转速线的最小稳定工作流量点，可得喘振线。从喘振线往左是喘振区，往右才是压气机的稳定运转范围。同时，我们还可算出各测试点的绝热效率ηk，将绝热效率相同的点连接起来，则可得一簇压气机的等效率线。等效率线近似椭圆形，最高效率区很接近喘振线。

压气机喘振是压气机的固有特性。如前所述，当压气机的流量小于设计流量时，气流便在压气机叶轮和扩压器的叶片前缘产生撞击，而使气流脱离叶片表面并形成涡流区，流量越小，这种情况越严重。当流量低于某一临界值时，流过压气机的气流形成强烈的振荡，压气机出口压力显著降低且大幅度波动，流量忽正忽负（出现倒流），机件强烈振动，并发出喘叫声，这时的现象称为喘振。其发生的机理在前一节中已作了详细解释。

压气机是不允许在喘振下工作的，因这时不仅达不到预期的增压比，而且会引起压气机叶轮叶片振动，造成叶片疲劳断裂，会使增压器转子发生强烈振动，特别是轴向振动，这将严重影响增压器轴承使用寿命。

在废气涡轮增压柴油机中，涡轮增压器与柴油机配合工作。为了使两者配合工作时能获得好的综合性能，设计柴油机时必须仔细选配涡轮增压器，这就是所谓的“匹配技术”。涡轮增压器生产厂为了使增压器能适应多种柴油机的需要，将增压器设计成由小到大一系列型号，同一型号增压器通流部分的元件（压气机叶轮、扩压器、涡轮叶轮、喷咀环）还各有由小到大几种规格，以在较宽广的流量和压比范围内满足配机的需要。

在初步选定增压器型号（包括通流元件规格）后，还要进行涡轮增压器与柴油机配合的特性实验。此时在柴油机的不同工况下，压气机提供的空气流量和压比是不同的。对应于某一柴油机工况，将压气机的流量与压比标在压气机特性图上，就得到压气机的配合运行点。这样就可测出配合运行线（配合工作特性线），如图3-3-1中粗实线所示。当柴油机与增压器联合运行时就按此线工作。有了这张图，就可以判断增压器与柴油机匹配是否良好。

图3-3-1是GZ750型增压器与6ESDZ75/160B型柴油机的配合运行图。柴油机达到预定的增压指标；增压器在柴油机全部工作范围内都能稳定运转，不喘振，不超速，配合运行线与喘振线离开一定距离；做到了增压器尽可能在高效率区工作，配合运行线尽可能在压气机的最佳效率范围内，基本上与80%等效率线重合。因而匹配是良好的。

二、增压系统运行的基本规律

我们前面介绍了离心式压气机的喘振。但在增压柴油机上压气机是与柴油机、涡轮机，老式柴油机可能还有辅助气泵组成系统运行的，压气机得按配合运行线工作。什么情况下会发生喘振就变得复杂些。而且这时流过压气机的气流不再是稳定流。在增压系统中，气流随着柴油机进、排气而发生波动，使得喘振提早发生，喘振线往大流量方向偏移。偏移的程度与气流波动的强度和频率有关，波动的强度越大、频率越低，则偏移量越大。也就是说，在各种因素影响下，实际运行工况的临界值会变动，往往大于平台试验测得的临界值。但无论如何，压气机扩压器叶片及叶轮叶片出现脱流现象是喘振的根本原因（内因）。当某种原因使压气机流量小到接近该转速下的临界值时，就可能发生喘振。 1．现代二冲程主柴油机增压系统运行的基本规律

由于增压器效率近年来已足够高，新型低速机均已采用纯废气涡轮增压系统。因此这里仅讨论纯废气涡轮增压系统的运行规律。

134 船舶柴油机

1）现代增压二冲程主柴油机的当量系统

增压柴油机运行时，整个系统形成一个气流通道。气体流动的路线是：进口滤网→压气机→空冷器→扫气箱→各气缸进气口（阀）→各气缸排气口（阀）→排气管→废气涡轮→废气锅炉→烟囱。其中各组成部分的通流面积大都是固定的，只有各气缸进、排气口（阀）是按发火顺序在换气期间轮流打开。气流通过柴油机时可看成是连续的，只是有所波动。在上述流动路线中，压气机出口处压力最高。此后每流过一个部件，因有阻力损失，压力均有所下降。其中最大的压力降发生在涡轮处，在这里排气将其可用能转变为机械能。最后废气经由废气锅炉、烟囱排入大气。

柴油机中，压气机按配合运行线工作，而柴油机则按配合运行线进气。配合运行线就是柴油机的进气特性线。二冲程与四冲程柴油机进（扫）排气过程不同，进气特性（通流能力）也就不一样。四冲程柴油机的通流能力主要取决于柴油机的转速。低转速时流量小，高转速时流量大。而气缸前后的压力比ps/pT的变化只影响扫气量，扫气量在总的空气流量中所占比例较小，所以ps/pT对流量影响较小。二冲程柴油机的通流能力则与柴油机的转速无关，它主要取决于ps/pT。四、二冲程柴油机的通流特性的差别由图3-3-3、图3-3-4也可看出。因此分析喘振时不能将二者混淆。

图3-3-3 四冲程柴油机的通流特性

图3-3-4 二冲程柴油机的通流特性

通常人们在考虑二冲程柴油机气缸的通流能力时，将它看成一个通流面积不变的孔板（柴油机转速升高，扫气口、排气阀开启时间按比例减少，但单位时间开启的次数按比例增加）。涡轮也可看成一个通流面积不变的孔板。总之，废气涡轮增压柴油机运行时，整个系统形成一个气流通道。其中进口滤网、空冷器、各气缸、废气涡轮、废气锅炉等环节阻力较大，压降较大。可将每一个环节看成一个当量孔板，它的当量孔产生的压降与所代表的环节相同。这样，分析研究增压系统时就可以用由上述几个当量孔板串联成的当量系统来代替。如图3-3-5所示。最大的压力降发生在涡轮处，涡轮当量孔板的孔径最小。 新造的增压柴油机，增压器与柴油机匹配良好，低负荷的喘振裕量比高负荷的喘振裕量大一些。图3-3-6为某6L60MC型柴油

机的匹配情况。图中曲线C即配合运行线，图3-3-5 纯废气涡轮增压二冲程柴油机的当量系统

第三章 换气机构和增压系统 135

曲线B为喘振线。喘振裕量100%Neb时为16.3%，50%Neb时为26.9%，在全部工作范围内增压器与柴油机配合运行线均不会进入喘振区。随着运转时间的增长，增压系统各部件逐渐污阻、变形损坏，才会引起匹配不良而发生喘振。

纯废气涡轮增压二冲程柴油机喘振的影响因素可分成流道阻塞和非流道阻塞两类。 2）增压系统流道阻塞因素的影响

如滤清器污阻、压气机叶轮和扩压器流道污阻、

空冷器污阻、扫排气口污阻、涡轮进口格栅、涡轮喷

图3-3-6 涡轮增压器与二冲程柴油机的

嘴环和动叶栅流道污损、废气锅炉阻力增加以及封缸

配合运行线

运行等。它们会影响通流特性，因流量减小导致过量空气系数减小，燃烧恶化，排气温度升高，燃油消耗

率增大，增压器与柴油机配合运行线向左移，靠近喘振线，喘振裕量减小。污阻越严重，性能恶化越严重，配合运行线左移越多。

涡轮、压气机通流部分污损除了上述使它们的流道有效截面减小外还会使它们各自的效率ηT、ηk下降。增压器总效率ηTk的恶化还可能由其机械效率下降引起。总之，ηTk下降，由于涡轮实际发出功率减小或压气机实际耗功增大，使压气机转速下降，增压压力下降，流过发动机流量减小，过量空气系数减小，燃烧恶化，排气温度升高，燃油消耗率增大。也会导致柴油机性能恶化，配合运行线向左移，喘振裕量减小。 增压系统流道阻塞是引起喘振的主要原因。 3）非流道阻塞因素的影响

（1）柴油机运行工况（负荷、转速）变化的影响

柴油机运行时可能有几种工况：安装了全制式调速器，按给定转速运行；仅装有极限调速器，油门位置不变，按等扭矩运行；当船舶航行条件不变，而缓慢改变其航速，按螺旋浆特性运行。与这三种运行方式的各条等转速运行线、各条等扭矩运行线及船舶阻力不同的各条螺旋浆特性运行线相对应的配合运行线，均重合在同一条正常配合运行线上。也就是说，无论船舶航行条件（船污底程度、装载量、海况风向等）、船舶运动状态（起动加速、转弯等）如何改变，主机各种工况下增压器与柴油机的配合运行点均在这一条正常配合运行线上。转速变化、负荷（喷油量）变化，这条正常配合运行线均不会变化。这体现了二冲程柴油机的特点——二冲程柴油机的通流特性与柴油机的转速无关。

当按给定转速方式运行时，负荷（喷油量）加大，增压器获得能量增加，增压器转速升高，流量加大，压比升高，配合运行点往该曲线高处移动，喘振裕量有所减小。当按给定喷油量方式运行时，如转速增加，增压器单位时间获得能量次数增加，增压器获得能量增加，增压器转速升高，流量加大，压比升高，配合运行点也移向该曲线的较高处。总之，高转速、高负荷的配合运行点在该曲线上端，喘振裕量较小。

（2）喷油系统故障导致后燃加剧排气温度升高的影响

当喷油系统发生故障、燃用劣质重油，后燃加剧、排气温度偏高。无论是全负荷还是部分负荷时，无论后燃有多严重，其配合运行点均在正常配合运行线上。随着燃烧终点延后，

136 船舶柴油机

排气温度升高，增压器转速升高，压气机流量增大，压比升高，配合运行点往该曲线高处移动，喘振裕量减小。

（3）空冷器冷却能力变差的影响

空冷器空气侧污阻和水侧结垢会使传热恶化，冷却能力变小。如空冷器损坏停止工作，则冷却能力丧失。这种情况的配合运行点也均在正常配合运行线上。当空冷器冷却能力下降时，柴油机排气温度升高，压气机转速升高，流量增大，压比升高，配合运行点移向高处，喘振裕量减小。

（4）海域温度降低的影响

当船舶进入不同温度海域时，增压器与柴油机的配合运行点不同，它们也均在正常配合运行线上。当进入高温海域时，因环境空气温度变高密度变低，使进入压气机的流量变小。尽管排气温度升高，排气管压力却降低,涡轮获得能量反而减少，增压器转速下降。增压器转速下降又进一步导致空气流量减少。运行点向该配合运行线低处移动，喘振裕量增大。反之，当进入低温海域时，喘振裕量减小。 （5）扫气箱着火的影响

不同负荷不同火势的扫气箱着火的配合运行点也均在正常配合运行曲线上。扫气箱着火时，火势越大，扫气箱气温越高，排气温度越高，涡轮转速越高，压气机流量越大，压比越高，配合运行点移向该曲线高处，喘振裕量减小。

总之，非流道阻塞影响因素不会影响通流特性，不会改变增压器与柴油机配合运行线的位置，仅改变增压器与柴油机配合运行点在该配合运行线上的位置，是引起喘振的次要原因。 4）现代二冲程主柴油机增压系统运行的基本规律 由以上分析，可得到如下的结论。

（1）纯废气涡轮增压二冲程柴油机的通流特性与柴油机的转速无关。

（2）新型低速主机无论按等转速、等扭矩，还是按螺旋浆特性运行，所有工况点的增压器与柴油机的配合运行点均落在唯一的正常配合运行线上。即无论船舶航行条件（船污底程度、装载量、海况风向等）、船舶运动状态（起动加速、转弯等）如何改变，主机各种工况的配合运行点也均落在这一条正常配合运行线上。

（3）纯废气涡轮增压二冲程柴油机喘振的影响因素可分成两类。一类为增压系统流道阻塞。它们会影响通流特性，导致增压器与柴油机配合运行线移近喘振线，是引起喘振的主要原因。另一类为非流道阻塞。如运行工况（负荷、转速）变化、喷油系统故障或燃用劣质重油导致后燃加剧排气温度升高、空冷器冷却能力变差、海域温度降低、扫气箱着火等，它们不会影响通流特性，不会移动配合运行线，而仅改变增压器与柴油机配合运行点在该配合运行线上的位置，对喘振裕量影响较小。

这些结论揭示了增压系统运行的基本规律，使我们维护管理现代高增压柴油机有了更明确的指导思想。

5）喘振的排除

由以上分析可知，发生喘振，增压系统必定有严重污阻，应首先清除。况且增压系统污阻会使增压系统效率下降，新鲜空气减少，柴油机燃烧恶化，可靠性下降，油耗率升高。增压系统中容易脏污的部件有涡轮的喷咀环和叶轮叶片、空冷器、进口滤网、压气机叶轮和叶片式扩压器、气缸扫气口排气道以及废气锅炉。运行时柴油机活塞环断裂后卡在涡轮喷咀环

第三章 换气机构和增压系统 137

流道中以及因碰撞或受热变形使喷咀环喉口面积变小，也会使气流通道阻力变大。喷油系统故障、排气阀漏气、空冷器冷却能力变差除了是引起喘振的原因外，还使柴油机性能恶化，可靠性下降，也应尽快排除。

在大缸径多缸数主机上，由于其空气流量很大，采用多台涡轮增压器并联供气。二台及二台以上增压器并联运行时的喘振除了以上所述原因外还有其特殊原因。几台增压器并联运行时，由于具有公共的扫气箱，各台增压器压气机出口的背压是相等的（见图3-3-7）。但由于污阻的情况不完全相同，各压气机的流量可能不相同。空冷器阻力大的、压气机污阻严重的、进口滤网污阻

严重的增压器流量较小，较容易喘振。当涡轮获

图3-3-7 双增压器系统

得的能量不同以及涡轮的效率不同（如污阻、动

1-进气总管（扫气箱）；2-排气支管；3-涡轮增压器

叶损坏等）时，则获能量较少、涡轮效率低的增

压器转速偏低，但其压气机出口的背压仍与其它正常工作的增压器一样，这对获能少、涡轮效率低的增压器就嫌过高，使该压气机流量减少，较容易喘振。当两台增压器机械效率不同时（如轴封处积炭造成摩擦），机械效率较低的增压器同理也较容易喘振。两台增压器并联运行时，可能只有一台压气机喘振，也可能两台都喘振，有时还会出现两台压气机交替喘振。如果两台增压器中总是其中某一台先喘振。则可能是该增压器发生喘振时造成扫气箱压力大幅度波动，激发另一台正常的增压器也喘振。解决的办法就是查找出先喘振的那台增压器喘振的原因，并加以消除。冲洗压气机或涡轮时，由于短时间内大量冲洗水进入压气机或涡轮的叶轮流道内，导致压气机所需功率增大或涡轮发出的功率减小，增压器转速下降。但其压气机出口的背压仍与另一台正常工作的增压器一样，这对正在冲洗的增压器就嫌过高，使该压气机流量减少，容易出现短时间喘振。清洗时适当减速，即可避免喘振。

2．四冲程柴油机增压系统运行的基本规律

四冲程柴油机的通流特性主要取决于柴油机的转速，图3-3-8为涡轮增压器效率不同时的情

况。其中实线即图3-3-3中实线，为无气阀重叠角的通流特性，它取决于柴 油机的转速。两图图3-3-8 四冲程柴油机通流特性的变化 中虚线为实际的有

气阀重叠角的通流特性。涡轮增压器效率较高，气缸前后的压力比ps/pT就较高，扫气量也较大。

图3-3-9示出按给定转速运行、按等扭矩（等喷油量）运行

图3-3-9 涡轮增压器与四冲

及按螺旋浆特性运行三种运行方式对应的涡轮增压器与柴油机

程柴油机的配合运行线

的配合运行线1、2及3。柴油机按等扭矩运行时，转速降到低

138 船舶柴油机

端往往较容易喘振。柴油机按给定转速运行时，配合运行线高端离喘振线较近，高负荷较容易喘振。柴油机按螺旋浆特性运行时介于两者之间，匹配调整后也做到高端喘振裕量较小。

船舶柴油机，无论是按给定转速运行的装有全制式调速器的主机、发电辅柴油机，还是按螺旋浆特性运行的主机，当增压系统流道阻塞时，由于扫气空气量减少，会使增压器与柴油机配合运行线有所左移，喘振裕量减小。增压系统流道阻塞是引起喘振的重要原因。

柴油机燃油系统工作不正常、燃油预热温度太低、喷油器出故障、活塞环漏气，均会造成柴油机燃烧不良、排气温度Tr偏高。排气阀开启过早也使Tr偏高。排气阀漏气既使燃烧不良又因高温燃气漏入排气管，两方面同时造成排气管温度偏高。在这类情况下，涡轮进口能量偏大，增压器转速偏高，而柴油机功率有所下降。按给定转速运行的柴油机调速器会加大喷油量（增压器转速更高），保持柴油机转速不变。按螺旋浆特性运行的柴油机转速则稍有下降。即柴油机通流能力不能相应增加，甚至下降。这就使压气机背压偏高，配合运行点上移靠近喘振线。这里按给定转速运行的配合运行线不变，按螺旋浆特性运行的配合运行线因转速略有下降而稍有左移。

当船舶航行阻力增大时，按给定转速运行的柴油机调速器会加大喷油量，保持柴油机转速不变，配合运行线不变，配合运行点上移，较容易发生喘振。船舶航行阻力增大，螺旋桨特性曲线逐渐变陡，按螺旋浆特性运行的柴油机，配合运行线则会变陡而靠向喘振线，喘振也较容易发生。例如，安装四冲程主机的老龄船不同于安装纯废气涡轮增压二冲程主机，随着船龄增长，船体阻力逐渐增大，螺旋桨特性曲线逐渐变陡，喘振会较容易发生。这是因为，若设定转速不变，则每循环喷油量逐渐增大，涡轮获得能量逐渐增多，增压器转速逐渐增高。这时柴油机气缸来不及将压气机送出的空气吸入，致使压气机的背压升高，流量相对减少，喘振就较容易发生。

柴油机负荷变化太快有可能引起增压器与柴油机暂时失配产生喘振。这可能是由于轮机人员操作不慎，停车和减速时油门减小太快，起动和加速时油门加大太快，或是船舶在风浪天气航行时，螺旋桨时而抬出水面，时而沉入水中，柴油机与增压器转速不协调，及调速器自动迅猛减小、加大油门造成的。当螺旋桨没入水中时，增压器由于转子惯性，转速下降滞后，转速仍较高。主机转速则迅速下降，与压气机串联的主机的吸气能力减弱，使压气机背压升高、流量减小。或和由于主机转速迅速下降，调速器迅速使柴油机供油量增加，涡轮获得能量增加，而主机转速较低，吸气能力减弱，也使压气机背压升高、流量减小。因而发生喘振。这种喘振时间很短，很快又能恢复匹配关系。操作时还是应减小油门，力求避免喘振。

第四节 增压系统的故障与维护管理

一、增压系统的故障

1．增压压力低于正常值

对照正常运行的记录，在柴油机负荷相同而增压压力偏低时，如果增压器转速也同时偏低，则增压系统方面可能的原因有：

1）涡轮获得的能量偏少。从柴油机到涡轮之间的废气通道污阻、漏气使涡轮获得能量减少；涡轮背压升高，如废气锅炉中流道污阻，使涡轮可用焓降减少，涡轮获得的能量减少。 2）压气机、涡轮的效率下降。压气机叶轮、扩压器、涡轮喷咀环、动叶污阻，流动损失增大，或叶片损坏、磨损均会造成压气机、涡轮效率下降，增压器转速降低。进口滤网严

第三章 换气机构和增压系统 139

重污阻也会导致增压压力降低，增压器转速降低。

3）增压器转动阻力变大。如轴承损伤、转子与静止部分发生磨擦。当柴油机燃用重油长期低负荷运行，由于燃烧不良而涡轮端的气封又因引入的增压空气压力很低失去作用，轴封处容易积满炭渣而造成磨擦。

4）涡轮的通流能力变大。如喷咀环或动叶叶片受热变型或损坏，使喉口面积增大。涡轮通流能力增大时，涡轮进口压力pT下降，涡轮获能减少、转速降低。

增压压力偏低时，如果增压器转速正常，其原因是增压空气泄漏。如扫气箱漏气。压气机叶轮背面的气封漏气也使增压压力降低。 2．增压压力高于正常值

增压压力偏高往往伴随着增压器转速偏高。造成这种现象的原因多数在柴油机方面，使涡轮获得的能量过多。如柴油机喷油系统有故障，燃烧不良、后燃严重，喷油提前角过小或柴油机排气阀漏气，排气阀开启过早以及航行阻力增大，例如船体使用日久而阻力增大，造成柴油机在同一转速下负荷增大等均会使涡轮获得的能量增大。

增压系统方面的原因是涡轮的通流面积减小。如喷咀环或动叶因表面积垢或异物堵塞等造成通流面积减小；喷咀叶片受热变形或由排气管来的零件碎片曾经进入喷咀环与动叶之间，打歪了喷咀叶片出口边，使其喉口面积变小，通流能力减小。使涡轮进口压力升高，涡轮可用焓降增加，转速升高，增压压力升高。当然，上述通流面积减小的情况严重，导致涡轮效率明显下降时，会反而使增压压力降低。 3．增压器强烈振动

引起增压器强烈振动的原因有：

1）涡轮动叶片折断。由于废气涡轮增压器工作时转子转速很高，当涡轮动叶折断，会产生很大的不平衡力，引起强烈振动。涡轮动叶折断主要是由于叶片振动弯曲应力引起叶片根部疲劳断裂，脉冲增压较容易出现这种故障。动叶折断也可能是由于外来异物的撞击，如吊缸遗留的金属碎片、烧坏的温度计金属套，即使质量很小，因涡轮转速很高，也会造成很厉害的撞击，撞击后如使叶片产生小小的裂纹，就会造成疲劳断裂。当听到增压器运转有异常声音和振动时，要立即停车检查。当叶片折断时，应急的处理方法是将与它对称的叶片也切去，使叶致平衡，装复后可减速航行。

2）燃烧产物附着在涡轮动叶上造成不平衡。当柴油机使用劣质燃油时，燃烧后形成的钒、钠氧化物的聚合物会有部分以熔融状态到达并附着在涡轮叶片上面。腐蚀叶片表面并增大了转子的不平衡质量。二冲程柴油机排气温度较低，定压增压系统涡轮离排气阀较远，排气管中废气流速较低，这类附着燃烧产物较少。附着燃烧产物另外还有积炭、油垢等其它成份。当附着物造成的不平衡达到一定程度时，就会引起增压的器的强烈振动。用水洗的方法，水滴只能撞击掉附着力不很强的部分附着物。较牢附着的部分必须将增压器拆开铲除。如振动仍比较大，应将转子送维修站做动平衡修正。 4．增压器轴承损坏

滚动轴承损坏主要有滚动体、内外圈、保持架的磨损；滚动体和内外圈滚道上工作表面的疲劳点蚀。润滑油清洁程度不够和品质达不到要求，会使滚动轴承使用寿命大大缩短，增压器可靠性变差。

滑动轴承烧毁往往是由于滑油压力过低、油量不足或断油，油质不洁和油中混入金属屑

140 船舶柴油机

等机械杂质所造成的。轴承烧毁时增压器转速急速下降、增压压力降低、滑油温度升高、并出现异常的响声和振动。出现上述情况应立即停车。检查增压器轴承。否则轴承烧毁严重时，转子径向、轴向跳动量增大，会损坏轴封，甚至打坏叶片，以至整台增压器报废。如轴承只是轻度烧毁，叶片未损伤，则可更换轴承。必要时轴封也可更换。

二、维护管理

1．增压器轴承的维护管理

增压器转速很高，轴承工作的好坏直接影响增压器的可靠性，必须特别注意。

滚动轴承采用自供油方式。维护管理较简单，关键是应特别注意保持润滑油的清洁。更换轴承时从轴承腔拆下的零件切勿弄脏，在重装新轴承之前必须把轴承腔仔细地清洗干净。增压器轴承工作温度高，润滑油必须按规定时间更换，必须采用说明书规定品牌的润滑油。最新高增压增压器转速更高，有的必须使用特殊的合成低摩擦机油，以降低轴承的工作温度。应按规定经常检查停车时的油位，及从观察孔观察轴承组工作时的供油情况。应定期检查齿轮泵有无磨损、泄漏。说明书根据多年的统计资料规定了轴承的使用寿命，滚动轴承总成应按此规定的时间进行更换。

滑动轴承采用外部供油方式，由于增压器转速很高，即使短时间的断油也会导致轴承烧坏。因此必须经常检查轴承润滑动态。如应注意检查润滑油柜内的油面高度，应通过观察窗观察滑油的流动情况，特别应注意轴承处滑油的进口压力和出口温度。滑油压力不能过低，出口油温（进出口温差）不能过高。滑动轴承如润滑正常，它的使用寿命是半永久性的，一般每隔1～2万小时检查一次，当轴承磨损间隙超过说明书规定的极限时才更换。

船舶在风浪天气航行时，螺旋桨时而抬出水面，时而沉入水中，调速器自动大幅度减小、加大油门，增压器转速会大幅度波动；扫气箱着火时，火势越大，增压器转速越高。这种时侯应注意防止增压器超转速损坏轴承，应将油门减小。 2．增压系统主要部件的清洗

增压系统污阻会使流动阻力增大，增压系统效率下降，增压空气流量减小。空气冷却器污阻同时还使扫气温度升高、密度降低，使进入柴油机气缸的空气量减少、温度升高。从而导致柴油机燃烧恶化，热负荷增加，可靠性下降，燃油耗油率上升。严重污阻还会发生喘振。增压度越高，增压系统各部件污阻对柴油机性能的影响越大，因此对整个增压系统主要部件的清洗必须充分重视。

1）涡轮增压器的定期清洗、拆洗

当增压器内部流道污阻时，ηTk将明显下降。有资料表明，增压度较高的柴油机中，增压器综合效率ηTk每降低1%，Tr就会升高10℃，ge增加0.5%左右。增压度越高，气流流速越高，增压器对流道污阻的敏感性也越高。增压度越高，增压器的功率越大，增压器效率ηTk对柴油机性能的影响也就越大。总之，必须对压气机和涡轮定期进行清洗。试验指出，经水洗后增压器基本上可恢复到原来的性能，见图3-4-1。

当然，水洗不能完全代替拆洗，经过一段时间运行压

图3-4-1 增压器水清洗的效果

气机压比降低超过了规定值后仍须进行拆洗。

第三章 换气机构和增压系统 141

压气机侧的水洗：图3-4-2为压气机的清洗装置。一般每运行25～75小时水洗一次。水洗靠的是水滴的撞击作用。水洗用淡水，不要添加带溶解作用的任何溶剂，也不应有冷却水处理剂。水洗尽可能在柴油机高负荷时进行，以增强水滴的撞击作用。水洗时在规定大小的容器A中加水至离容器边1cm处，盖好盖子，压下阀C的按钮，水即在增压空气压力下经管道W，在4～10秒内全部喷入压气机，以保证清洗效果。这样就严格控制了喷入水量。过量清水进入压气机和柴油机会造成事故。绝不允许把喷管直接接到机舱的淡水管路上。 清洗效果可从增压压力及柴油机排气温度的变化中看图3-4-2 压气机的清洗装置 出来。如还须清洗，则必须间隔10分钟才能进行。喷

水清洗后柴油机至少还得有负荷运行10分钟，以便水分干燥。

涡轮侧的水洗：每运行150～1000小时水洗一次，具体应按柴油机实际使用时涡轮的积炭情况进行规定。建议在多数情况下每隔6天清洗一次，以均匀除去积炭。为了避免水滴蒸发过快，减小水滴撞击及热能冲击的效果，水洗应在部分负荷（排气温度较低）时进行。清洗装置如图3-4-3所示。操作时先开启三通旋塞A使处于放泄状态，关闭放水旋塞B，开启所有的C阀，缓慢地开启阀D直到压力计E达到0.25MPa，淡水在此压力下以设计的流量通过量孔喷入。从放水管3流出的水变清（约需5～10分钟），清洗工作就完毕。关闭阀D，关闭所有的C阀，开启放水旋塞B、关闭三通旋塞A使1和2相通。让柴油机继续在部分负荷下运转5分钟，使之有个干燥的时间。在提高转速时，细心倾听涡轮增压器的声音，如振动增大了，应重新清洗。如已不能消除振动，有机会就应进行拆洗。

有的废气涡轮增压器的涡轮侧用喷入果壳颗粒的

干洗法。其优点是清洗工作可在柴油机常用工况下进

行，船速不必降低。 图3-4-3 涡轮机的水清洗装置 2）增压空气冷却器的清洗

空冷器冷却水的进口温度和空冷器后的增压空气出口温度之间的差值可作为鉴别空冷器冷却效率的一个重要参数。当柴油机功率保持不变，冷却水温度、流量也不变的情况下，这一温度差值增大，就意味着该空冷器积垢增加。空冷器冷却水侧与空气侧积垢均会导致冷却效率降低，温度差值增大。而空气侧积垢还会使通过空冷器的空气压力降增大。因此空气侧的积垢对柴油机的运行情况更加不利，会减少进入气缸空气量和提高扫气温度，导致排气温度升高热负荷增加，燃油消耗率升高。冷却水侧的清洗间隔时间较长，必须在停车时清洗，详细内容请参阅说明书。

当空气流过空冷器的压降达到规定值（约为试验台侧试值的150%）时，即应进行空气侧的清洗。清洗是用安装在进气管内的喷淋设备进行。有的机型停车状态和正常功率运行状

142 船舶柴油机

态均可进行清洗。有的机型则只允许在停车状态下清洗，以防止清洗剂进入气缸。有的机型还要求，在运行中清洗压气机或空冷器时，将气缸润滑油供给率提高50～100%，以保护气缸套免受水和清洁剂的侵蚀。具有高沸点的清洗剂才可以在运行中使用，因空冷器前的空气温度可以高达200℃以上。 3．增压器的拆装

拆装增压器时，应先仔细阅读说明书，了解其内部结构、拆装顺序及所需要的专用工具，千万不可盲目进行。拆装时应特别注意轴承的清洁，以保证轴承的寿命。注意保护各零部件配合面，保证两端轴承的同轴度。增压器转子与壳体之间的轴向间隙，以压气机叶轮处为最小。必须在每次检修后检测K

值、L值（压气机叶轮前面轴向间隙）和M

图3-4-4 轴向间隙检测

值（压气机叶轮背面轴向间隙），见图3-4-4。

思考题

1．为什么气阀导管和阀杆的间隙不能过大？ 2．试述旋阀器的作用。

3．气阀密封锥面磨损过快与哪些因素有关？ 4．气阀烧蚀与哪些因素有关？

5．试比较脉冲涡轮增压与等压涡轮增压的特点及应用范围。

6．要增压系统保持高效率运行，主要应做好哪些维护保养工作？为什么新型柴油机尤其应认真做好？

7．试分析增压系统主要部件污阻对柴油机的影响。此影响对高增压柴油机是加剧还是减小？

8．试分析在一定油门开度下增压压力偏低，增压系统方面的原因可能有哪些？