两级涡轮增压（通用10篇）
两级涡轮增压 篇1
1 概述
随着社会的发展, 国际社会对地球大气环境的保护不断重视, 人们对汽车柴油发动机的动力性、经济性和排放标准要求越来越严格, 为了解决柴油发动机以上的问题, 涡轮增压技术随之出现, 同时对车用柴油机先进的涡轮增压技术越来越得到重视和应用。可变喷嘴环涡轮增压广泛应用在宾利、宝马、玛莎拉蒂等高档汽车发动机上。可调两级增压系统在BMW535 3.0L柴油机、Opel 1.9L等轿车发动机上得到应用。
为了兼顾柴油机的低速高扭矩和较高的额定功率, 两级涡轮增压系统在低速工况使用小流量高压级增压器;在高速工况使用大流量低压级涡轮增压器工作。这样, 可以降低油耗、改善排放、提高动力性与瞬态响应性。本文以某型柴油机为例研究了车用柴油机与两级涡轮增压器的匹配过程, 为今后两级涡轮增压器与发动机的匹配提供理论基础。
2 柴油机与两级涡轮增压器的匹配
为了提高柴油机低速时的扭矩及额定工况的功率, 并保证增压后的机械负荷不超过16MPa。设定了两级增压后, 柴油机的最大扭矩420 N·m/1800 rpm、额定功率140KW/4000rpm。
为了满足上述要求, 首先假定高压级涡轮旁通阀在最大扭矩点处为关闭极限并选用最大扭矩点作为匹配设计点。增大发动机转速, 为了防止高压级增压器超速相应开大阀门甚至完全旁通。
2.1 匹配点高、低压级的压比分配
两级增压系统中, 柴油机的性能受高、低压级的压比分配影响很大。此两级涡轮增压系统中, 采用了级间冷却实现最小压缩耗功, 当高、低压级的压比为1:1时, 二级增压系统所耗的功最小。因此, 在两级涡轮增压系统的匹配计算中采用1:1的压比分配原则。
2.2 选配高、低压级涡轮增压器
利用MATLAB编程计算出柴油机在目标最大扭矩点 (420 N·m/1800 rpm) 所需空气流量及进气压力, 然后由估算值确定低压级增压器所提供的增压压力及空气量, 再根据压气机特性图选择合适的增压器。
计算流经高、低压压气机的折合流量GKH=0.0532kg/s、GKL=0.0974 kg/s。
根据厂家提供的压气机特性图, 最终选择博格华纳1672 CX-AAA、2467 NRAKB作为高、低压级增压器。柴油机和增压器联合运行特性如图1所示, 从图中可以看出, 高、低压级增压器匹配点分别位于71%、75%的高效区。说明高、低压级压气机在最大扭矩点处选取比较合适, 但要使在柴油机运转的整个工况范围内, 高、低压级压气机不发生喘振与阻塞, 必须通过柴油机与两级涡轮增压器的联合运行线的验证
2.3 高、低压级涡轮增压器与柴油机的联合运行线图
在发动机转速低于最大扭矩点转速的工况下, 由于旁通阀关闭, 计算方法如匹配点。将两级增压后, 厂家要求的发动机外特性的工况点代入, 利用MATLAB编程得出高、低压压气机与柴油机发动机外特性上其它运行工况点 (n≤1800r/min) 。
在柴油机转速大于最大扭矩点转速的情况下, 旁通阀开启。由于旁通阀的作用, 柴油机外特性最大扭矩点到标定点的总压比可以不变。此时通过调节高压级涡轮的流量来控制进气压力, 旁通阀慢慢打开, 直到进气压力与最大扭矩点进气压力相同。不同的高速工况点均进行同样的调节, 来实现高速点进气压力不变。利用MAT-LAB编程得出高、低压压气机与此柴油机发动机外特性上其它运行工况点 (n≥1800r/min) 。画出联合运行线图2, 从图可以得出发动机在低速小负荷时, 高压级涡轮增压器的效率较高;随着转数、负荷的增加, 高、低压增压器效率增加;发动机转数大于1800r/min, 旁通阀打开, 低压级增压器的效率继续增大, 高压级增压器的效率逐渐减小;发动机发动机转数在2700r/min后, 旁通阀完全打开, 高压级增压器被旁通, 效率为0。
3 结论
3.1 根据增压器的选配标准, 计算出车用柴油机与两级涡轮增压器匹配时, 高、低压比的分配。
3.2 利用MATLAB编程计算出匹配点处高、低压涡轮增压器与柴油机的联合运行特性图, 选出高、低压涡轮增压器的型号。
3.3 计算出发动机外特性工况下, 高、低压压气机与柴油机的联合运行线图, 证明高、低压级增压器满足匹配要求。
摘要：针对柴油机的强化目标, 计算出匹配点所需的空气量与进气压力。根据计算结果, 为两级增压系统选取了高、低压级增压器, 并画出两级涡轮增压器与柴油机的联合运行图, 验证了所选涡轮增压器的正确性。
关键词：柴油机,强化目标,两级增压,匹配
涡轮增压器 篇2
涡轮增压器是一位瑞士人在1905 年申报的专利。80 多年后，第一台TDI 柴油发动机的问世才标志着涡轮增压器在实际应用上取得突破。此后又过了20 年，它才进入汽油机领域。
增压器的原理很简单：发动机工作时需要氧气，只要增加氧气供应和喷射更多燃料，输出功率就会变大。但是每个气缸的容积有限，除非你有办法将更多的空气吹进汽缸。这就需要增加进气的压力。
给发动机增压的艺术在于尽可能扩大提供增压压力的转速区间，也就是让我们常说的“扭矩平台”要尽可能宽广，对应的转速下限最好就是发动机怠速运转时的转速。普通的涡轮增压器只能有条件地做到这点，比如踩下油门之后必须等到发动机转速上升到2000转/ 分时，驾驶者热切盼望的推力才会喷涌而出，这个转速就是俗称的“增压死点”。
可变几何截面 （VTG）增压器能克服这一缺陷。它的内部有角度可调节的导流叶片，在气流较弱时也能有效“吹动”涡轮，让发动机在转速低时也能得到足够的增压压力。VTG 增压器的缺点是制造工艺比较复杂，成本较高，涡轮叶片的材料必须耐高温——柴油机为800 度，在汽油机上则超过了1000 度。
近年出现的双涡管涡轮增压器性能稍逊于VTG增压器，但价格也相对较低。在这种双涡管增压器中1、4缸和2、3缸排出的废气分别吹进涡轮。这可减少排气气流之间的相互干扰，降低排气的阻力并优化发动机进气效果。
涡轮增压的终极目标就是获得尽可能高而且宽阔的扭矩平台，因此就有了双级涡轮增压器。在双级涡轮增压系统中有一大一小两个涡轮增压器。涡轮越小，其转动惯量就越小，对油门动作响应得越快，压力增大就越迅速。双级涡轮增压器是按顺序开始增压工作的。小涡轮负责在转速低时增压，大涡轮等到发动机转速升高一些再开始工作。
福特和标致在2.2 升柴油机上使用这一方案；宝马、欧宝、大众和奔驰使用类似的方案。宝马 740d 的6 缸发动机甚至用了更昂贵的方案：将双涡管涡轮增压器同一个VTG 涡轮增压器结合起来。
大众汽车还研发了一种双联增压系统。一个机械增压器从发动机启动时就能提供有效的增压（这是一个让VTG 增压器都无法施展的转速区），等转速升高后再让一个涡轮增压器参与进来，并在发动机超过3500 转后由涡轮承担起全部增压工作。
今后没有增压器的发动机很可能面临被淘汰的命运。如今增压的柴油机早已普及，而采用机械增压器和只依赖可变气门正时技术的发动机也将越来越少。汽油机的未来显然属于涡轮增压直喷发动机，只有这类发动机才可担当节能减排，提升动力的重任。
涡轮增压器 篇3
涡轮增压具有以下几个特点:
(1) 增压器与发动机只有气体管路连接而无机械传动, 因此增压方式结构简单, 不需要消耗功率。
(2) 在发动机重量及体积增加很少的情况下, 发动机结构无需做重大改动, 便很容易提高功率20%～50%。
(3) 由于涡轮增压回收了部分能量, 故增压后发动机经济性也有明显提高, 再加上相对减小了机械损失和散热损失, 提高了发动机的机械效率和热效率, 使发动机涡轮增压后燃油消耗率可降低5%～10%。
(4) 涡轮增压发动机对海拔高度变化有较强的适应能力, 因此装有废气涡轮增压的汽车在高原地区具有明显的优势。
涡轮增压器使用中应注意事项:
(1) 增压器的转子轴转速高达80 000～100 000r/min, 若用一般机械中的轴承将无法正常工作。因此, 增压器的全浮动轴承与转子轴和壳体轴承之间均有间隙, 当转子轴高速旋转时, 具有0.25～0.4MPa压力的润滑油充满这两个间隙, 使浮动轴承在内外两层油膜中随转子轴同向旋转浮动轴承具有高速轻载下工作可靠等优点, 但同时浮动轴承对润滑油的要求很高, 必须注意按规定牌号加注润滑油。
(2) 润滑油必须清洁, 否则将加速轴承磨损, 甚至导致增压器及发动机性能恶化。因此, 必须严格按照保养规定, 定期清洗机油滤清器滤芯。
(3) 按保养规定定期清洁空气滤清器, 每两年便更换一次空气滤清器滤芯或按行驶里程定期更换。使用中应经常检查进气系统和排气系统的密封性。
(4) 为确保浮动轴承的润滑, 发动机刚起动时, 应怠速运转几分钟 (至少30s) 。停机时也同样如此, 逐渐减少负荷, 直至怠速运转几分钟后方可停机。
(5) 增压器在使用了2000～2500h后, 应在发动机不解体的状态下测量转子轴的轴向移动量。若超差则应将增压器拆下检修, 或更换增压器。
(6) 增压器是一个精密部件, 如需要分解, 必须严格按说明书操作, 以免装配时破坏其原有动平衡。
(7) 分解后装配的增压器还需检查转子轴的轴向移动量及径向间隙。
摘要：涡轮增压器:它本身并不是一种动力源, 而是利用发动机排出的废气能量驱动涡轮高速旋转, 带动与涡轮同轴的压气机叶轮高速旋转, 将新鲜空气压缩输入发动机气缸, 这样就增加了燃烧室内氧气含量, 从而改善了燃油的燃烧条件, 提高了发动机功率, 降低了燃油消耗, 减少了废气有毒物质的排放, 并可降低噪声, 从而最终实现环保节能、提高功率的作用。
统领车市的涡轮增压车型 篇4
菲亚特500L
意大利车企计划在明年上市一款全新小型SUV车型——菲亚特500L。相比菲亚特500，500L拥有5平方英尺玻璃全景天窗，车长增加26英寸，车宽和车高均增加6英寸，车内空间更大，比三门版车型座舱空间增加40%以上。同时，500L后排座椅可拆分，或者根据需要前后滑动，进一步增大后备厢空间。这些设计使500L能够同时容纳5名成人，并剩余大量行李空间。新车车型颜色多达11种。500L内饰采用双色调，加配6.5英寸大屏幕液晶屏，增强了新车的娱乐性和智能感。在搭载一台1.4升涡轮增压发动机，并匹配一款六速双离合变速器后，菲亚特500L最大可输出160马力动能，峰值扭矩达250Nm。
2014款GT-R
日产发布了2014款的GT-R，而且不遗余力地不断提升它的性能表现，不论发动机还是底盘设定都屡次升级。发动机在4000-6000转的中高转速区间的动力相应得到改善，将百公里加速成绩从28秒缩短至27秒。
奔驰全新GLA
GLA是定位比GLK更低的紧凑型SUV，竞争对手将为这一类的豪华跨界SUV配备蓝牙，前排座椅电动调节。多媒体套件包括DVD播放器，10GB的硬盘空间，还有声控装置。中控将有一个5.8英寸的屏幕作为标配，并且可选装一个更大的7英寸屏幕。沿用来自A级的1.6T和2.0T发动机，搭配6速手动或7速双离合变速箱，至于四驱系统则多为高配版专有。性能更高的GLA45 AMG才是让人热血沸腾的车型，该车很有可能会搭载2.0T涡轮增压直列四缸发动机，最大功率可这265kW（360PS），峰值扭矩达到了450Nm。
2.0T哈弗H8
长城哈弗H8搭载20T发动机的长城全尺寸SUV要在2014年初才能上市销售。H8采用了承载式车身，其车身长/宽/高分别为4800/1938/1785mm，轴距达到2915mm，标准的全尺寸SUV体型。悬挂方面采用前双叉臂，后多连杆结构，偏重于公路用途。在配置上，包括自动空调、多功能方向盘、电动记忆座椅、换挡拨片、无钥匙启动、ESP电子稳定系统、坡道辅助等实用配置。动力部分，先期推出的哈弗H8将搭载2.0T+6AT的动力组合，最大输出功率为218马力（160kW），峰值扭矩达到324Nm。
两级涡轮增压 篇5
由涡轮叶轮和压气机叶轮组成的转子是涡轮增压器的核心零部件。涡轮叶轮的强度储备大大高于压气机叶轮的强度储备。涡轮叶轮材料常使用昂贵的K418镍基铸造合金[1],这种材料的密度大大高于压气机叶轮的密度,使得涡轮叶轮与压气机叶轮组成的增压器转子质量分配很不均匀,增压器转子质量分配不够合理。因此,对涡轮叶轮进行结构优化、适当减轻转子的重量是非常必要的。
目前常用的结构优化设计中较实用的是优化准则法与大型有限元分析程序的软件集成化[2]。本文基于APDL 语言,利用ANSYS 的优化设计模块编制用户程序并结合CAD软件UG,对湖南天雁机械有限责任公司的JP60增压器零部件涡轮叶轮进行了结构优化设计,在不改变叶型及流道并保证增压器性能和结构强度的基础上有效地减轻涡轮叶轮重量,减少了材料的消耗,达到节约成本提高经济效益的目的。同时还尽可能地降低了增压器转子的转动惯量,改善了涡轮叶轮与压气机叶轮的质量分配,提高了增压器轴系的机械效率。
1 基于ANSYS 的涡轮叶轮结构模型的建立
1.1 涡轮叶轮有限元模型的建立
JP60增压器涡轮叶轮工作状态受力情况非常复杂,主要是高速旋转的离心力。由于相对整个涡轮叶轮而言,轮毂直径较小,盘体温差不大,因此计算破裂转速时,忽略温差应力的影响,只考虑转子高速旋转的离心力的作用。涡轮叶轮最大直径为55.00mm,压气机叶轮最大直径为62.50mm,涡轮叶轮所用材料为K418铸造合金,其机械性能参数[3]见表1。优化时所受载荷为工程要求的最低破裂转速。对于该型号的增压器,其标定转速为120000~140000r/min,最高可达150000r/min。国内涡轮叶轮安全因数范围为1.4~2,因此本文在优化时取最高转速150000r/min的1.4倍(即210000r/min)作为涡轮叶轮的所受载荷进行优化计算。
图1为增压器涡轮叶轮几何模型。增压器涡轮叶轮型面结构都非常复杂,其结构具有周期对称性,所承受的载荷和约束也具有周期对称性。为保证涡轮叶根处计算值的准确,用半径为5mm的圆柱面将涡轮叶轮分为2部分:叶片部分由UG建模导入ANSYS,其余部分为优化部分,在ANSYS中用APDL建模。优化的有限元计算模型采用1个周期,三维Solide92等参单元,自由网格划分(图1)。轮背摩擦焊端施加轴向约束,并施加离心体载荷。图2为扩展后的涡轮叶轮有限元网格。
1.2 涡轮叶轮结构优化数学模型
考虑到增压器性能及涡轮叶轮与轴的摩擦焊工艺,结构优化时保留叶型及流道结构不变,只对外端轴心处进行优化。拓扑优化的计算表明,涡轮叶轮轴心处单元伪密度最小。因此采用切掉涡轮叶轮装配的外六方并向轴心凹进的方案,初始优化的设计变量如图3所示。优化时对其基本尺寸半径R和深度L进行最优化:通过优化设计确定在满足给定强度条件下R、L的变化范围分别是: R∈(3, 5);L∈(5, 9);初值分别为R=3mm,L=5mm。
涡轮叶轮破裂转速的数值分析表明,在不同离心力作用下涡轮叶轮的最大等效应力均发生在叶根处。而轴心孔几何参数的大小会引起轮毂的变形,进而对叶根处的应力产生影响。因此,优化设计的约束条件选择为整个模型的最大等效应力MX(即最大von Mises 应力)作为约束条件。以涡轮叶轮的重量WT最小为目标函数。涡轮叶轮减重结构优化数学模型如下:
目标函数:WT=f(X)→min (1)
设计变量:X== (2)
3mm≤R≤5mm
5mm≤L≤9mm
状态变量:MX≤995.6MPa (3)
式中,f(X)为涡轮叶轮的重量WT。
2 优化结果与分析
采用一阶优化方法,将目标函数的允许误差定为0.1kg,共进行了29次优化循环,迭代后由于满足收敛条件而退出,加上初值,共获得30组数据,优化结果见表2。
从表2可知,虽然ANSYS分析得到的最优组数据的约束条件MX稍超过最大值被认为可取,但下一次迭代就被认为不可行。这主要是受到精度的限制,因为如果精度要求过高,计算时间会延长,同时由于考虑到结构的总质量要最小,使得规定的位移上限值偏小,所以约束条件MX最大值才会超过极限值。但是从表2可以看到除了第2组数据外各约束条件都满足了设计要求,所以整个优化分析计算是合理的。由表2还可以看出,优化次数在第21次时优化对象数据的值已基本稳定。由当量应力随迭代次数的变化情况可以看出,按最优设计参数设计的涡轮叶轮当量应力为994.5MPa,小于给定的约束值995.6MPa,可知当量应力基本为恒值,趋于稳定。SET 20 为最优组数据,设计时可取第20组数据作为最优设计参数。
3 减重结构强度校核及寿命分析
前述优化时取最高转速150000r/min的1.4倍(即210000r/min)作为涡轮叶轮的所受载荷,按照破裂准则进行的优化计算,因此还需对优化结构进行强度校核和寿命分析。对减重优化前后的结构在最大标定转速140000r/min工况下,计算了涡轮叶轮的应力分布状况。计算结果表明在转速下优化前后的涡轮叶轮应力分布基本一致,最大等效应力均发生在叶根处,且存在应力集中现象。优化前后的最大等效应力分别为 534.3MPa、546.4MPa。所不同的是优化后的涡轮叶轮在减重孔轴心处应力较优化前增大,为338MPa。由于该处为球面,因此并未出现应力集中。计算所得最大等效应力及应力集中系数见表4。其中名义应力是与最大等效应力等半径的所有节点等效应力的平均值。
在工作转速140000r/min 的条件下,安全系数用屈服强度计算,k=σb/σmax(σb为屈服强度,σmax为最大等效应力),优化前后的涡轮叶轮安全系数分别为1.45和1.42。结果表明,两种结构的涡轮叶轮最大等效应力均小于屈服强度。由于其重量减轻引起应力水平的改善,可以抵消其绝对强度的不足,减重优化后的涡轮叶轮在强度性能上可以满足要求。
在最大标定转速140000r/min 下,涡轮叶轮为有限寿命设计,疲劳失效分析的安全因子为[4]
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式中,ε为尺寸因素;β为表面质量因素;σ-1为疲劳强度;K为有效应力集中系数;σmax为最大等效应力;m为材料常数;N0为疲劳强度应力循环次数;ni为设计应力循环次数。
减重优化前后涡轮叶轮,ε、β、σ-1、m 均相同,假设N0和ni相同,根据疲劳失效安全因子表达式及表4数据,可得优化后涡轮叶轮疲劳失效安全因子
n′σ=0.9804nσ
与原结构相比,减重优化后的涡轮叶轮疲劳失效安全因子仅降低了1.96%,这表明减重优化结果满足疲劳寿命的使用要求。
4 涡轮叶轮减重方案的最终确定
从优化结果可得到设计参数R随最大当量应力变化曲线如图4所示。图5为最大当量应力随设计参数L的变化曲线。
从图4、图5中设计参数R、L随最大当量应力变化曲线可知,设计变量R达到给定约束的上限值5mm,而设计变量L对约束条件较为敏感,最优值为5.59mm。继续增大将引起叶根处等效应力的增大而超过约束值995.6MPa。表4列出了涡轮叶轮最优化结果及调整方案,并作为减重优化后涡轮叶轮铸造的依据。
考虑到涡轮叶轮装配需要,在优化方案中将凹孔外端改为内六方,方案的改动对涡轮叶轮最大等效应力的影响很小。同时,为了满足涡轮叶轮动平衡时的去重需要,将设计参数R由最优值5mm减小为4mm,结构示意图如图6所示。最终方案使得涡轮叶轮重量由原来的255g减小到237.40g,减小了6.9%,且对涡轮叶轮的铸造工艺改动不大,有利于工程实际的应用。但是,涡轮叶轮转动惯量从17214.07g·mm2降低到17075.13g·mm2,减少了0.81%,效果不是很明显。
5 结论
(1) 将有限元分析和结构优化方法相结合,是增压器零部件设计的一个重要途径。本文中的优化对象为较小型号的涡轮叶轮,优化的最后方案使得涡轮叶轮重量减少了6.9%。对于其它不同型号的涡轮叶轮,节省材料的效果将会更加明显,具有一定的经济效益。
(2) 涡轮叶轮重量的降低减少了涡轮叶轮与压气机叶轮的重量差,改善了涡轮叶轮与压气机质量分配,有利于提高增压器轴系的效率和可靠性。
(3) 涡轮叶轮转动惯量从17214.07g·mm2降低到17075.13g·mm2,减少了0.81%,效果不明显。
参考文献
[1]朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器[M].大同:兵器工业第七2研究所,1997.
[2]孙国正.优化设计及应用[M].北京:人民交通出版社,1992.
[3]徐自立.高温金属材料的性能、强度设计及工程应用[M].北京:北京化学工业出版社,2005.
两级涡轮增压 篇6
近年来,随着内燃机动力性、经济性和排放要求的不断提高,需要对整个增压系统进行更加精细化的设计和匹配,特别是对于脉冲增压系统而言,涡轮的进口气体状态在发动机的稳态工作状态下仍然呈周期性变化。以往限于理论知识、试验手段等因素,对涡轮特性的研究一直停留在稳态研究阶段,但是在实际的车用工况下,涡轮内的流动往往是脉动的非稳态流动,因此,涡轮的非稳态特性成为目前内燃机增压器涡轮研究的一个重要方向。为了解决这个问题,工程上采用基于经验引入了一种脉冲修正系数[1,2]的近似方法,但未能充分反映出涡轮在此复杂流动情况下的准确特性,研究界最早对这一现象的理解均是基于准稳态假设[3],即涡轮工作的每个瞬时均与相同进气条件下涡轮的稳态工作一致,如进行了涡轮工作在脉动的非稳态流动工况下特性的试验[4],结果表明:涡轮的非稳态特性围绕着稳态特性形成了一个不规则的“圈”;许多研究者也发现了类似的试验现象[5,6,7,8,9,10,11,12,13,14],揭示了涡轮非稳态特性与稳态特性的偏离,从此揭开了涡轮非稳态特性研究的序幕。
本文在充分分析涡轮非稳态特性测量及计算方法的基础上,设计搭建了涡轮非稳态特性试验台,并对某型号的涡轮工作在典型非稳态工况下的特性进行试验研究,为涡轮的非稳态特性研究提供一种理论方法和试验手段。
1 涡轮非稳态试验方法研究
涡轮的特性主要包括流量特性和效率特性。稳态特性是在涡轮进口气体参数保持不变的条件下,分别测取涡轮的膨胀比与流量的变化关系、涡轮速比与效率的变化关系。由于在非稳态工况下,涡轮进口气体参数和转速存在波动,涡轮的非稳态特性是在涡轮平均转速基本保持恒定的情况下,分别测取以上参数之间的关系。
1.1 涡轮非稳态特性测量及计算的基本方法
各种参数可通过式(1)~(6)求得[15]。
涡轮瞬态膨胀比:
式中,p*T1为涡轮进口瞬态总压,Pa;pT2为涡轮出口瞬态静压,Pa。
涡轮的瞬时相似流量:
式中,mT为涡轮流量,kg/s;T*T1为涡轮进口总温,K。
涡轮的相似转速:
式中,N为涡轮转速,r/min。
涡轮瞬态速比:
式中,D为涡轮叶轮入口直径,m;k为比热容比;R为摩尔气体常数,R=8.314J/(mol·K)。
涡轮瞬态效率:
式中,WTac为涡轮瞬态实际功率,J;WTis为涡轮瞬态等熵功率,J。
涡轮瞬态等熵功率:
式中,CPT为气体定压比热,J/(kg·K)。
由此可见,如果能够测取涡轮瞬态的压力、流量、温度、转速和输出功率,即可获得涡轮的瞬态特性。对瞬态压力、温度、流量和转速等参数,可以通过各种瞬态传感器及其对应方法测取。涡轮非稳态特性测试的难点在于对涡轮瞬态输出功率WTact的获取。
1.2 涡轮瞬态输出功率的测量及计算方法
涡轮瞬态输出功率的测量计算方法根据原理的不同分为直接测量导出法和间接测量导出法[15]。其中,采用直接测量导出法[4,7,8,9,11]时,所选用的测量设备是专为车用涡轮增压器涡轮开发的液力测功机或电涡流测功机,其工作原理是通过测量测功机上的反作用力矩和转速来计算涡轮的实际输出功率。该测量方法虽然简单,但是设备昂贵,同时由于系统和结构等方面的因素,转速范围也较小,对涡轮进行试验时,需要对增压器的结构进行改造以安装测功机,从而使得试验周期和成本加大,因此大幅度限制了这种测功机的使用。
本文采用间接测量导出法,其原理是利用增压器自身的压气机作为测功装置,通过测量由压气机消耗的功率、轴承消耗的功率以及涡轮轴惯性力矩所消耗的功率,来计算出涡轮的瞬态实际输出功率。具体的计算式为:
式中,为涡轮瞬态实际平均功率,J;Wacc为涡轮轴惯性力矩耗功率,J。
式中,I为涡轮转子转动惯量,kg·m2。
式中,WCact为压气机耗功率,J;Woil为润滑油耗功率,J;mc、moil分别为压气机与润滑油的流量,kg/s;Cpc、Cpo分别为空气与润滑油的定压比热,J/(kg·K);Tc*、T*oil分别为空气与润滑油的温度,K。
1.3 测量参数时间不同步问题的解决方法
与稳态特性测量不同的是,非稳态特性测试的参数基于测量点位置的不同,所测出的参数在时间上具有先后关系。涡轮入口的瞬态压力、流量参数在涡轮入口上游位置处测量,这两个参数之间几乎不存在时间差。涡轮的瞬态输出功率是在涡轮轴上测取的,涡轮入口的能量需要经历一段时间传播到涡轮内才能产生输出功率,因此两者之间存在着一定的时间滞后,为了准确计算出各个瞬时涡轮的效率,需要计算出这一滞后时间并加以消除。计算这一时间需要获得脉冲波的传播速度和传播距离,关于传播速度利用试验的方法证明了采用平均音速来计算的正确性[14];关于传播距离关键是需要定义一个“名义上的叶轮入口”,由此测算传播时间,以往的研究中没有对这一问题给出定论,文献[7]中取蜗壳0-0截面之后的180°,采用这一位置的理由可能是基于平均的考虑;文献[14]中取0-0截面之后的130°截面处,理由是在这一截面之后,出现流动没有了明显的加速现象,但是这一现象并不一定意味着此位置就是名义上的叶轮入口。
如果条件允许的话,可以通过测试涡轮壳体流道内不同截面的动态压力获得相关信息解决时间不同步问题,并且可以进一步了解涡轮内各参数的动态信息。但是,由于涡轮流道内强烈的非稳态三元流动特点,很难准确测得流道内不同截面的压力分布,只能在涡轮进出口的合适位置处设置动态压力传感器来测得动态压力。
本文提出一种新的方法解决这一问题,其原理如图1所示。基于压力波从涡轮入口传播到涡轮出口的时间小于一个脉冲周期,通过同时测量涡轮入口和出口的压力波动,可以从两个压力波形的滞后时间上得出压力波从入口传播到出口的时间Δt,这一时间包括压力波从涡轮入口传播到叶轮入口的时间Δt1和从叶轮入口传播到涡轮出口的时间Δt2,根据试验[15]结论,传播速度将接近于当地平均音速。叶轮入口到涡轮出口的距离可以很方便地测出,因此可以计算出Δt2,而Δt与Δt2的差值即为本文所要求出的滞后时间Δt1。采用这种方法的优势是可以不用人为地定义一个名义上的叶轮入口位置,从而避免了由此产生的误差,且具有较强的试验可操作性。
2 涡轮非稳态特性试验台
按照本文的方法搭建了涡轮非稳态特性试验台,试验台的主要结构如图2所示。气源中的压缩空气经过过滤器、电加热器之后,通过两路管道送至脉冲发生器,在脉冲发生器中产生了模拟发动机排气的压力波,这一压力波动通过两路管道分别传递给涡轮的两个通道,以此来模拟增压器在发动机上的真实工况。通过调整脉冲发生器工作转速和转盘开口截面形状,可以产生不同频率和不同压力波形的脉冲压力波。涡轮的工作负荷大小可以通过调整压气机的工作状态进行调解,本文采用一种利用辅助增压器的压气机自循环加载方法[15],通过调节阀F2~F8可以使压气机分别工作在自然状态和自循环加载状态,并可以通过调节各相关阀门开度的大小,使涡轮工作在不同的负荷状态下。
1.外气源2.涡轮孔板流量计3.脉冲发生器及其转速传感器4.涡轮入口测量段(瞬态压力、流量、温度)5.待测涡轮6.涡轮出口测量段(瞬态压力、转速)7.润滑油测量段(润滑油流量、进出口温度)8.压气机9、10.压气机测量段(压气机进出口温度、出口压力)11.辅助增压器12.压气机孔板流量计F1~F8调节阀
涡轮进出口动态压力传感器采用Kisler4045压阻式绝压传感器和4065信号调理模块。涡轮动态转速传感器选用KEYENCE的光电式转速传感器,光纤采用FU-2303抗弯光纤,镜头采用F-4HA,放大器采用FS-V31。热线风速仪采用Dantec公司的恒温型热线风速仪MiniCTA,探头金属丝直径为5μm。动态数据采集系统采用NI公司的6110PCI采集卡,数据采集程序利用Labview编制。
3 涡轮非稳态特性试验研究
在涡轮非稳态特性试验台上对某涡轮工作在6缸柴油机的最大扭矩工况进行了试验研究。在该柴油机上增压系统采用了双通道异相进气的脉冲增压系统。为了更清晰地观察脉冲因素对涡轮特性的影响,在试验台上调整脉冲发生器两个通道的相位,将异相进气调改为同步进气,发动机的最大扭矩点转速为1 600 r/min,对应的脉冲波频率为40 Hz,增压器的设计转速对应的相似转速为2680 r/(min·K12),试验时通过调节试验台各参数,保持增压器平均相似转速恒定。
经过滤波、平滑,并按照之前所述的计算方法和时间修正之后得到的各种瞬态参数在一个周期内的变化如图3所示。
根据之前所述的方法计算出了涡轮的流量特性,如图4所示。为了便于比较,在图中标识出了之前由试验获取的在同一相似转速下的涡轮稳态特性。试验得出了与文献[4-14]类似的试验结果,涡轮的非稳态特性围绕着稳态特性形成了一个特性圈,如果准稳态假设成立,那么涡轮在非稳态工况下的特性线应与稳态特性线基本重合,但是试验得到的非稳态特性,与稳态特性有很大的偏离,这也例证了利用准稳态假设在处理非稳态问题时存在着较大的差距。
图5为涡轮的非稳态效率特性。效率特性是指在同一涡轮相似转速下涡轮的绝热效率随着速比U/C的变化关系。涡轮的绝热效率定义为涡轮所做实际功与绝热功之比。与流量特性类似,涡轮的非稳态效率特性也是围绕着稳态特性形成了一个“环”,这也例证了准稳态假设的不足。在脉冲初始时效率变化非常大,最大时接近于1,甚至发现了效率大于1的现象[7,14,16]。这一区域的效率可能并非真实的效率,原因是涡轮入口脉冲波的压力和流量均比较小,其包含的能量不足以驱动涡轮,此时的涡轮是依靠惯性在继续旋转,但转速在降低,消耗涡轮转子的动能对压气机做功,使涡轮的表观实际功增加,导致测出的涡轮绝热效率偏高;当涡轮入口的压力和流量都迅速增大时,测到涡轮的效率反而下降了,这一段区域正好是第一个压力波峰的区域。效率下降的原因为:一方面是由于工况变化导致内部流场变化带来的损失增加;另一方面也是由于转子处于加速阶段,涡轮输出的实际功被转子以动能方式吸收,使压气机获得的能量减少,从而导致涡轮的表观实际功减少和绝热效率降低。经过一个短暂的时间之后绝热效率又迅速地上升,并超过了稳态时的效率,随着第二个压力波峰的到来,涡轮的效率表现为迅速下降,但在脉冲结束时,效率又有了很大提高,其变化的原因与前述分析相同。
4 结论
(1)分析了涡轮非稳态特性测试及计算的方法,搭建了涡轮非稳态特性试验台,为涡轮的非稳态特性研究提供了一种行之有效的试验手段。
(2)提出了一种新的解决涡轮非稳态试验测量参数时间不同步问题的方法。
(3)对某型号的涡轮工作在典型的发动机工况下的特性进行了试验研究,试验得到了涡轮的非稳态特性围绕着稳态特性形成一个特性圈的结论,并进行了分析。
两级涡轮增压 篇7
一、电控旁通阀式涡轮增压器的组成及原理
电控旁通阀式涡轮增压器(即带有旁通阀的废气涡轮增压器)的组成如图1所示。该系统的主要装置有涡轮增压器、膜片执行器、中间冷却器、排气旁通阀和机械式换气阀等。系统的电控元件有发动机控制模块J220、增压压力调节电磁阀N75、增压空气再循环电磁阀N249、空气流量计G70、发动机转速传感器G28和增压压力传感器G31等。
1.涡轮增压器
涡轮增压器由涡轮机、压气机及中间体三部分组成,如图2所示。
2.膜片执行器(膜片控制阀)
膜片式控制阀的右室通大气,内有弹簧作用在膜片上。左室则连到增压压力控制电磁阀N75。
与膜片连接的联动杆用来控制排气旁通阀的开启与关闭。当左室压力低时,弹簧推动膜片左移,并带动联动杆将排气旁通阀关闭。当左室压力高时,膜片右移,并通过联动杆将排气旁通阀打开,使部分排气直接排入大气,从而降低涡轮机转速和增压压力。
3.增压压力控制电磁阀
增压压力控制电磁阀的结构如图3所示,增压压力控制电磁阀N75是1种两位三通式电磁阀。其3个管口分别通高压空气端(增压器下游)、低压空气端(增压器上游)和增压器膜片执行器。增压压力控制电磁阀N75的通断由发动机控制模块J220控制。当电磁阀断电时,膜片执行器的左室与低压空气端连通。当电磁阀通电时,膜片执行器的左室与高压空气端连通。
4.增压空气再循环电磁阀和机械阀
大负荷行驶时,突然松开加速踏板,节气门开度迅速减小,而涡轮转速仍然较高,若不加以控制,增压空气继续流向节气门,可能造成节气门的损坏。
此时,发动机控制模块J220将增压空气再循环电磁阀(N249)打开,接通空气再循环机械阀的真空回路。这样,增压气体在管路中形成局部循环,避免了增压空气冲击节气门,如图4所示。
二、增压压力的调节
增压压力与增压器转速有关,而增压器转速又取决于废气能量。发动机在高速大负荷时的废气能量多,增压压力高;在低速小负荷时的废气能量少,增压压力低。因此,涡轮增压发动机的低速转矩小,加速性差。为了获得低速大转矩和良好的加速性,轿车用涡轮增压器的设计转速常为标定转速的40%。这样,在高速时的增压压力将会过高,增压器可能超速。同时,还会使汽油机的热负荷过大并发生爆燃,为此必须对增压压力进行调节。
如图5(a)、(b)所示,排气旁通阀的开闭由电控单元ECU控制的增压压力控制电磁阀操纵。电控单元ECU根据发动机的工况,由预存的增压压力脉谱图确定目标增压压力,并与增压压力传感器检测到的实际增压压力进行比较,然后根据其差值来改变控制电磁阀开闭的脉冲信号占空比,以此改变电磁阀的开启时间,控制膜片执行器室右腔的气体压力,进而改变排气旁通阀的开度,控制排气旁通量,借以精确地调节增压压力。
三、涡轮增压系统增压压力不足的原因
1.电气系统故障
(1)增压压力控制电磁阀可能会出现线圈老化、断路等故障。
(2)控制电路可能会出现断路、短路和接触不良等故障。
(3)发动机控制模块可能会出现程序错乱、硬件损坏等故障。
2.机械故障
(1)增压压力控制电磁阀可能会出现卡死、堵塞等故障。
(2)膜片执行器可能发生损坏的故障。
(3)涡轮增压器可能会出现卡死、烧毁等故障。
(4)管路空气泄漏故障。
四、增压压力不足的检测步骤
1.检测进气歧管压力
查找进气歧管压力信号偏低的原因。检测涡轮增压器增压口到节气门之间的管路,查看是否有老化或裂口漏气出现;中冷器是否有腐蚀及裂口现象,如果上述部件有老化或漏气,在发动机急加速时一般可听到空气泄漏的声音。检查进气管到增压控制电磁阀软管、增压控制电磁阀到膜片执行器软管是否有断裂老化,如果有,应更换。
2.就车检测涡轮增压器的性能
拆下节气门处进气软管,用手堵住废气涡轮增压器增压气流的方向,起动发动机,应感觉压力有变化。如果急加速时没有明显压力变化,则为涡轮增压器、膜片执行器或电气系统故障。
3.膜片执行器的动作测试
将膜片执行器的连接软管取下,用真空泵施加一定的真空度,若膜片执行器的中心阀杆能自由运动,说明膜片执行器正常。
4.废气旁通阀的检测
若膜片执行器正常,用真空泵对膜片执行器施加一定的真空度,然后将中心阀杆吸到顶部,起动发动机怠速运转,用手感知来自废气涡轮增压器的气流,应明显感觉增压压力变大,急加速时,手的力量堵不住进气软管口,否则说明涡轮增压器机械部分故障。
5.电气系统检测
(1)控制电磁阀供电电压的检测:用多媒体诊断仪KTS-650万用表测试功能检查控制电磁阀,接通点火开关,用通道CH1黄色探针接端子(+),另一探针接地(-),测量电压值应为12V,否则为供电电路故障。
(2)控制电磁阀线圈电阻的检测:断开点火开关,拔下控制电磁阀线路插接器,用万用表测量控制电磁阀线圈电阻,阻值应在规定范围内。
如何正确使用涡轮增压发动机 篇8
一、涡轮增压系统的组成及原理
我们知道发动机是靠燃料在气缸内燃烧作功而产生功率的, 由于输入的燃料量受到吸入气缸内空气量的限制, 因此发动机所产生的功率也会受到限制。再想增大功率只能通过压缩更多的空气进入气缸来增加燃料量, 从而提高燃烧作功能力。涡轮增压的英文名为Turbo, 其主要作用是提高发动机的进气量, 从而达到提高发动机的功率和扭矩的目的。同等排量的发动机在使用涡轮增压技术后, 其功率和扭矩可增加30%以上。但耗油量并未增加多少, 这就提高了燃油经济性, 降低了尾气的排放。
涡轮增压装置相当于一种空气压缩机, 通过压缩空气来增加发动机的进气量, 一般都是利用发动机排出的废气惯性冲力来推动涡轮室内的涡轮, 涡轮又带动同轴的叶轮, 叶轮压送由空气滤清器送来的空气, 使之增压进入气缸, 增压的空气提高了化学能的利用率, 相应增加了发动机的输出功率, 如图1所示。涡轮增压系统装置主要由涡轮室和增压器组成, 如图2所示。涡轮室的进气口与发动机排气歧管相连, 排气口连在排气管上, 增压器的进气口与空气滤清器管道相连, 排气口接在进气歧管上, 涡轮与叶轮分别装在涡轮室和增压器内, 两者同轴刚性联接, 组成一个整体的涡轮增压装置。当发动机转速升高, 废气排出速度与涡轮转速也同步升高, 叶轮就压缩更多的空气进入气缸, 空气的压力与密度增大可以燃烧更多的燃料, 相应增加燃料量和调整发动机转速, 就可以增加发动机的输出功率。
涡轮增压技术的确可以提升动力, 但它也有一些缺点。根据涡轮增压的原理, 由于叶轮的惯性作用对油门的骤时变化反应迟缓, 动力输出会有迟滞现象, 当瞬间加速时会有提不上速度的感觉。另外, 涡轮增压并不是随时都在起动, 一般涡轮增压大多在发动机转速2500 ~3000r/min以上才介入工作, 而我们日常行车多在2000r/min左右, 除非上高速公路或常需突然加速, 否则完全发挥增压作用的机会并不很多。
同时由于发动机排出废气的温度非常高, 通过增压器的热传导及空气在被压缩的过程中密度也会升高, 必然会导致空气温度进一步提高, 增压后的高温空气直接进入发动机, 会导致发动机燃烧温度过高, 增加发动机废气中的污染物含量, 造成空气污染, 甚至造成爆震及死火的现象。所以如果想要进一步提高进气效率, 就要降低进气温度, 因此一般还需要在增压器与发动机进气歧管之间安装中冷器, 以此来降低发动机的进气温度, 如图3所示。
二、涡轮增压发动机的正确使用
涡轮增压器是利用发动机排出的废气驱动涡轮的机械装置, 经常处于高速、高温的工作环境。为保证涡轮增压器的正常工作, 对它的正确使用和维护就十分重要, 主要遵循以下方法:
1.汽车发动机起动后, 不能立即急踩加速踏板, 应先怠速运转2min, 使机油温度升高, 流动性变好, 以便于涡轮增压器得到充分润滑, 然后再提高转速, 起步行驶。尤其是在冬季环境气温低的情况下, 最好先热车3min以上。
2.发动机长时间高速运转后, 不能立即熄火。这是由于发动机工作时, 有部分机油供给涡轮增压系统部件用于润滑和冷却, 这时突然熄火停机后, 机油压力瞬时消失, 机油润滑中断, 涡轮增压系统内部的热量无法被机油带走, 涡轮部分的高温传到中间轴承, 同时增压器的转子仍在惯性的作用下高速旋转, 就易造成涡轮增压器转轴发生咬死现象而损坏轴和轴承。此外, 发动机熄火后, 排气歧管温度仍很高, 其热量会被吸收到涡轮增压器的壳体上, 将停留在增压器内部的机油变为积碳, 日积月累后这些积碳会阻塞进油口, 导致轴套缺油, 加速轴承损坏。因此, 发动机在熄火前应怠速运转2~3min, 同时也应注意涡轮增压发动机也不宜过长时间怠速空转。
3.注意机油的选择。由于涡轮增压器的作用, 进入气缸的空气质量与体积有大幅度提高, 发动机结构更紧凑, 致使发动机的工作强度更高。涡轮增压发动机高温、大功率、高扭矩、低排放的特点, 决定了发动机所用部件要能承受高温及其它极端工作条件, 所以在选用机油时要考虑它的特殊性, 机油品种必须是抗磨性好、耐高温、油膜强度高、稳定性好的油品。所以有条件可选用合成机油等高品质机油。
4.按时清洁空气滤清器, 防止灰尘等杂质进入高速旋转的叶轮, 加剧磨损, 造成损坏。应定期对中冷器进行检查与维护, 中冷器若冷却不良将导致发动机动力不足、油耗增加, 因此, 要定期清洁中冷器, 保证通风良好。
5.经常检查涡轮增压器的密封环是否密封。如不密封, 废气会通过密封环进入润滑系统, 使机油变脏, 并会使曲轴箱压力升高。此外, 发动机低速运转时机油会通过密封环从排气管排出或进入燃烧室燃烧, 造成机油过度消耗。很多涡轮增压发动机也都是因为涡轮增压器和进气管之间的油封损坏漏油, 造成大规模烧机油。而油封损坏的主要原因是因为更换机油的周期太长或使用劣质机油, 造成浮动的涡轮主转轴缺少润滑和散热, 进而首先损坏了油封。
6.使用中注意有无异响或不正常的震动。由于此类发动机对机械加工精度要求高, 装配技术要求严格。当涡轮增压器出现故障或损坏时应及时到指定的维修站进行检修。
笔记本电脑也玩“涡轮增压” 篇9
对于玩车的人来说，大幅增强汽车发动机动力的首选方法，就是给发动机添加涡轮增压进气系统(TurboCharge)。从而轻松获得30％甚至50％的额外马力。对于那些小排量发动机来说，这种改装获得的效果是立竿见影的。
笔记本电脑的用户何尝不想让自己的电脑跑得更快些?尤其是那些偏重低功耗设计的“小排量”笔记本电脑，华硕在2009年10月份开始提出的ULV 2.0概念，就尝试着为那些轻薄便携的超低电压平台笔记本电脑提供一种简便的性能提升方法。这其中的关键，就是一个叫做Turbo 33(酷频33)的频率增强技术，借助华硕UL50VT这款ULV平台的产品，我们来深入体验和了解一下将笔记本电脑配上“涡轮增压”的效果。
超频还是频率“还原”?
在本刊去年第11期杂志上，我们对于华硕所提出的ULV 2.0概念和Turbo 33技术进行过一些初步的介绍。简单说来，Turbo 33技术所做的事情就是把处理器主频、内存频率通过调节系统前端总线频率的方法(FSB)，提升33％。具体以目前主流轻薄笔记本电脑常用的英特尔酷睿2 SU7300这款处理器来说，它的主频为1.3GHz，倍频系数6.5，标准前端总线频率为800MHz，DDR3内存运行频率同为800MHz，处理器外频为200MHz。而通过华硕的Turbo 33技术，可以将前端总线频率提升至1066MHz，此时DDR3内存也将运行在这一频率上，而处理器的外频变成了266MHz，乘以6.5的倍频系数，处理器的工作主频则达到了1.73GHz。
这样的实现方式我们并不陌生。10年多前风靡大江南北的赛扬300A超频450MHz甚至500MHz，使用的就是类似的方法。但是，华硕Turbo 33技术看似超频，实际上又有一些特殊之处，华硕自己并不认为这一技术是“超频”，而是认为这是一种频率“还原”。技术专家出身的华硕电脑CEO兼总经理沈振来先生向我们道出了Turbo 33技术的奥秘：“英特尔每一代芯片技术都有一个最佳频率，这是一个稳定的频率。对于SU7300这一代的处理器而言，这个最佳稳定频率就是2.1GHz或2.2GHz左右，实际上标准电压的T6600处理器就是运行在这样一个最佳频率上。不同的工艺、不同的架构，决定了这一代处理器的最佳主频。英特尔的超低电压处理器(ULV)，就是将处理器的工作电压、主频向下移，每一个不同电压下，都有一个最稳定的工作频率，同时功耗随之变化。我们所做的事情，就是将超低电压版处理器的工作电压和频率向上移动一点，实现一个性能、功耗和散热的良好平衡。”
华硕通过大量的测试。并对笔记本电脑的BIOS、搭配组件、散热系统进行了充分的优化配合，最终确定了33％这样一个主频“还原”幅度。实际上，假如将SU7300这颗处理器恢复到标准电压，那么它应该可以稳定运行在2.16GHz的频率上。但是考虑到处理器最高倍频被锁定的原因，如果强行给处理器加上高达333MHz的外频，前端总线频率将高达1333MHz，对于内存等部件将会提出苛刻的要求，如果采取异步匹配的办法，也会造成系统复杂度提高，稳定性下降。华硕内部进行过这种测试，获得了成功，但考虑到最终消费者可能会遇到的兼容性和稳定性问题，并没有在产品上提供。实际上，将SU7300“恢复”到2.16GHz的频率，这款超低电压版处理器的优势也将丧失殆尽，还不如直接购买一台采用标准电压处理器的笔记本电脑(例如T6600)，或许价格还更实惠一些。
显而易见，假如华硕的理论和实验结果是正确的，那么将1.3GHz的低电压版处理器还原为1.73GHz的“某电压版”处理器，其稳定性是不必担忧的。华硕电脑笔记本事业处副总裁兼总经理许先越先生表示：“超频是指超出处理器频率的正常范围进行使用，而对于SU7300来说，2.16GHz以下的频率都是其正常工作范围，我们也并没有超过酷睿2处理器正常的工作电压。”按照这样的定义，华硕的Turbo 33技术的确算不得“超频”。
超过20％的整机性能提升
处理器和内存频率提升33％，对于整机性能会有多大的改善?我们认为对于ULV平台的笔记本电脑来说，这种改善将会非常显著，因为原本这类产品的性能瓶颈就在于处理器，1.3GHz的处理器面对现如今的主流应用毕竟还是有些力不从心。
我们测试的这款华硕ULSOVT笔记本电脑配备了2GB DDR3内存，硬盘容量320GB，显示卡为nVIDIAGeForce G210M，屏幕尺寸达15.6英寸，搭配8芯大容量电池的实测重量为2.37kg。我们在英文版Windows 7Ultimate操作系统下进行了系统性能测试，采用的软件仍为WofldBench 6和MobfleMark 2007。
在安装好所有的驱动后，安装最新版本的华硕Power4GearHybird，就可以自行对Turbo33模式的开启和关闭进行控制。开启或关闭Turbo 33，需要重新启动电脑。我们的测试结果见下表1。
从测试结果可以看出，无论是插电模式下的WorldBench6测试，还是不插电的MobileMark2007测试，打开Turbo 33都能够使笔记本电脑的性能提升20％以上，其中MobileMark2007性能得分提升幅度更是高达26.7％，这对于笔记本电脑来说是一个非常显著的变化。80分的WorldBench 6成绩，也已经接近我们所测试的一些采用标准电压处理器的主流高性价比产品。
更为可贵的是，在电池续航时间方面，开启Turbo33后整体续航时间下降很少，只有11分钟。根据华硕内部的测试资料，开启Turbo 33会使处理器的平均功耗上升约1W，对整机的电池续航时间造成约15％的影响。而MobileMark2007的测试结果并没有反映出如此显著的差距，究其原因，可能是MobileMark2007运行过程中处理器的负载较轻，大多数时间处理器性能都游刃有余，经常处于各种不同等级的低功耗模式下，从而减少了处理器主频提升、电压提升所带来的功耗提升影响。假如处理器保持满负荷工作(例如播放高清视频)，那么电池续航时间的差异将非常明显。
——苏锋
工程师寄语
博格华纳力推涡轮增压新技术 篇10
对于国IV阶段的EGR和SCR两种排放方案, 其中EGR方案要求增压器涡端流量偏小一些, 以得到较高的涡前压力来驱动EGR阀;但基本上, 放气阀式增压器都能满足EGR和SCR两种排放方案。而在国V或国VI阶段, 需要有较高的压比和EGR率, 普通的放气阀式增压器很难达到。基于以上要求, 博格华纳中国也正在积极地引入国外成熟的新技术, 如非对称流道增压器、可变截面增压器VTG、两级增压增压器R2S和变流道增压器VTV等先进增压器技术。
博格华纳可变截面涡轮增压器
可变截面涡轮增压器在柴油发动机中应用的较多。涡轮增压系统的心脏是可调涡流截面的导流叶片。这些导流叶片可在低转速、低排气量的工况下关闭, 从而增大发动机的进气压力。与传统涡轮增压器相比, 这极大地改善了低转速时的响应时间和加速能力。采用可变涡轮截面技术的汽油发动机在所有转速范围内的效率均明显高于目前采用的标准放气阀式的涡轮增压器。相应地, 在各个转速范围内的节油性能也更上一层楼。长城H3/H5 2.0T柴油发动机和H6 2.0T柴油发动机均搭载博格华纳可变截面涡轮增压器 (见图1) , 最大发动机功率可达110kW。在发动机转速为1800～2800r/min时达到最大扭矩310N·m。应用于Porsche 911, 4s可加速至60m/h, 1950r/min时达到最大扭矩615N·m。
博格华纳二级可调涡轮增压器R2S TM
博格华纳的R2S TM涡轮增压系统由两个串联式涡轮增压器组 (见图2) , 小涡轮 (高压涡轮增压器) 和大涡轮 (低压涡轮增压器) , 可以在整个发动机转速范围内持续提供高压。还包括一个博格华纳生产的紧凑型无刷执行器控制的废气门。R2S TM的高效系统能够使发动机在1400r/min的扭矩达到981N·m, 同时, 还可以在整个发动机转速范围内持续高升压。博格华纳的高压级压缩机配备了铝合金轮毂, 能够承受中型和重型的外力作用。梅赛德斯S系列, 博格华纳获奖的二级可调 (R2S TM) 涡轮增压技术为首个四缸引擎, 改善燃料效率并降低排放的同时提升驾驶性能。2.2L柴油发动机的梅赛德斯S250CDI是奢华系列中首辆百公里耗能不足6L燃料的汽车。现代汽车公司 (HMC) 的5.9L直列六缸柴油发动机配备了两级涡轮增压系统, 成为亚洲首次配备两级涡轮增压系统的商用车发动机。
未来一到两年里, 博格华纳涡轮增压系统中国售后市场将重点进行三个方面的发展。
(1) 继续完善渠道服务网络目前博格华纳已经初步完成全国分销体系的建设, 但是市场的良性发展还需要长期去培养和维护。那些对博格华纳品牌有高认知度的分销商, 公司将会给予大力支持。
(2) 在合适的条件下投放更多的新产品目前博格华纳涡轮增压系统售后市场的产品件号还比较有限, OEM配套不断取得新的成果, 售后市场也会选择合适的机会投放一些新的产品。
(3) 加强品牌建设博格华纳涡轮增压系统旗下有两大品牌:3K和Schwitzer (施威策) 。很多用户乃至渠道分销商知道3K或者Schwitzer/施威策, 但是不知道博格华纳 (BorgWarner) 。中国市场对博格华纳的品牌意识还比较薄弱。博格华纳要继续加强这方面的投入, 以便更多的用户能使用到博格华纳涡轮增压器正品。
原则上, 中国市场上投放的涡轮增压器与欧洲市场上的没有什么区别。但还不能说在欧洲市场上的增压器投放在中国市场上就一定没问题。中国有中国特殊的使用环境和使用要求, 不能一概而论。如欧洲对增压器的海拔性能要求就非常低, 一般要求1000m不降功率;而在中国, 普遍要求2000～3000m不降功率, 还有海拔高度需要达到4500m的。还有, 中国市场的燃油品质较欧美要低一些, 欧美用变截面增压器VTG已经很成熟了, 但在中国VTG的可靠性还有待考核。
在日常使用中, 发动机起动后不要立即加负荷, 应怠速3～5min, 以保证良好润滑。发动机怠速时间不宜过长 (一般不超过20min) , 否则容易造成涡轮增压器渗油。发动机在高速及满负荷运转时须避免立即停机, 应逐步降速, 降负荷, 怠速3～5min, 以防止因浮动轴承及止推轴承缺油或涡轮增压器运动部件过热而损坏涡轮增压器。同时亦应避免长时间怠速运转 (一般不超过20min) , 否则也易出现渗油现象。现在有些涡轮增压发动机通过增加额外的冷却系统来解决停车后涡轮增压器的散热问题 (如具有双循环冷却系统的大众1.4TSI和1.8TSI) , 但并不是所有品牌的涡轮增压车型都具备额外的冷却系统, 因此博格华纳建议车主应养成良好的驾车习惯:在使用涡轮增压发动机的车型时都能在熄火前怠速3～5min。凡更换机油、机油滤清器、新装涡轮增压器或使用长期停用的发动机, 起动发动机前应在增压器进油口处加注适量的干净机油。车辆使用时, 须保证机油压力在发动机厂家规定的范围以内。严禁采用“加速一熄火一空档滑行”的操作方法, 以免造成涡轮增压器过热而损坏。
博格华纳KP39涡轮增压器
2012年6月27日, 博格华纳为中国比亚迪汽车的1.5L汽油直喷式 (GDI) 发动机提供其领先的涡轮增压技术 (见图3) 。