展，如两图10-25b）所示。故在大于设计流量时，只会引起冲击损失，而不会破坏压气机的正常工作。
3．转速不变而空气流量减少
当流量小于设计值时，由于u1不变、c1a减小，使?1数值变小并产生方向的变化，与正常工况比向前产生偏离角i。这样气流便在工作轮叶片的凸面和扩压器叶片的四面产生气流分离，如两图10-25c）所示。由于叶轮带动旋转所产生的气体惯性力，以及进入扩压器的气流有按对数螺旋线运动的趋势，不仅不能限制，反而扩大了涡流区域，造成气流从叶片上的强烈分离，使冲击损失增大。
当流量减小至某一值，偏转角i达到17°～18°时，上述分离现象会扩展到整个叶轮和扩压器叶道，使气流产生强烈振荡和倒流，这就是压气机的喘振。产生喘振时的流量，称为喘振流量，它随着柴油机的转速升高而增大。
四、对增压器与柴油机匹配的要求
增压器和柴油机的正确匹配是得到柴油机良好性能的关键。若二者匹配不当，即使性能良好的增压器和柴油机，也会使其增压后性能恶化。对匹配的具体要求如下：
1．在标定工况下，必须达到柴油机预期的增压压力和空气流量，使柴油机有足够的空气量进行扫气和燃烧，保证柴油机有预期的燃油消耗率、最高爆发压力、排气温度和烟度等，同时要使受热零部件的热负荷在允许范围内。涡轮增压器在标定工况下不超过其设计转速，并在最高效率点运行。
2．在低工况运行时，例如在低速大扭矩运行和带螺旋桨在低速运行时，过量空气系数不能下降很多，以防燃烧恶化、烟度增大、受热部件热负荷增加。
3．在柴油机变工况运行的全部范围内，增压器压气机不发生喘振，同时运行应处处于高效率区。
考虑到当进气系统压力脉动，或空气滤清器和空冷器等发生阻塞，以及环境温度变化时，都会使运行点向喘振线方向移动，因此，匹配时要保证有足够的喘振余量，即压气机喘振线至最靠近喘振线的运行点的流量余量。喘振余量因柴油机种类及用途的不同而有区别，一般为10%～20%。
图10-27为10ZJ增压器与接负荷特性运行的6135ZG柴油机配合的特性曲线，它由试验获得。由图可见，在标定转速（1500r/min）时的工作线穿过压气机特性线的高效率区（?knp=0.71），且工作线与等效率线平行，并平行于喘振线且距离较远，因此匹配良好。
五、产生增压器喘振的几种运转工况
由前述可知，只要增压器与柴油机匹配合适，则在正常工作范围内，压气机不会发生喘振现象。但若工作条件发生变化并引起流量显著下降时，喘振现象才可能发生。 （一）不同增压系统发生喘振的条件分析 l．单独增压系统喘振条件
单独增压系统不设辅助扫气泵，压气机的工作线就是柴油机在各种负荷下的进气特性线，如图10-28中实线所示。图中p为压气机出口压力；Q为空气流量；B为喘振线。由图可知，在正常情况下，在全部负荷变化范围内，压气机都不会发生喘振。只是当外界条件变化时，
如气流通道堵塞等，使压气机背压升高，从而导致流量减少，工作线左移（图中点划线），使得压气机工作线在低负荷时进入喘振区而发生喘振。
图10-27 10ZJ增压器与6135ZG柴油机的配合特性曲线
2．串联增压系统喘振条件
由于压气机排出的空气全部进入往复泵（扫气泵）进行第二次压缩，因而在串联增压系统中，柴油机的进气线就是往复泵的特性线，如图10-29所示的实线。
船舶柴油主机是在变负荷下运行的，且柴油机负荷与转速之间成三次方正比关系，即
Pe?n。因而当负荷变化时，转速的变化相对较小，每循环供油量变化却较大。往复泵由柴油
3机带动，其排量取决于柴油机转速，排出压力取决于流道阻力的大小；而压气机的转速、排量和排出压力取决于负荷（供油量）。
图10-28 单独增压系统工作线图 10-29 串联增压系统工作线 10-30 并联增压系统工作线
当负荷降低时，压气机的排量和排出压力下降很快，而往复泵的排量下降缓慢。当柴油机负荷很低时，废气能量变得很小，使压气机排量也更小，但柴油机尚在一定转速下工作。此时，压气机排量已满足不了往复泵吸气的需要，于是往复泵就通过压气机以外界吸入空气。由于往复泵的吸入作用而使流过压气机的空气流量相应有所增加，所以在相应转速下，压气机工作线右移，
不会与喘振线相交，即不会发生喘振。
当负荷增大时，由于功率增加迅速，压气机排量增加很快，而往复泵的排量亦随转速的增高而增加，但不如压气机排量增加得快。这时往复泵来不及将压气机输出的空气全部吸入，致使压气机背压升高，排量相应减少，从而使相应转速下的压气机工作线左移而靠近喘振区，使喘振的可能性增大，所以工作线在高负荷（转速）范围内距离喘振线较近。但在选配增压器时一般都避开了喘振区，在正常运转条件下，串联式增压系统在全部转速范围内不会发生喘振现象。若由于增压系统发生故障而使压气机排量减少，工作线移至图中的点划线，压气机在高转速下就会发生喘振，此时，可用降低负荷使压气机转速降低的措施消除喘振。
3．并联增压系统喘振条件 在并联增压系统中，柴油机所需空气量是离心压气机和往复泵两者排量之和。其中压气机供应空气总量的75％～80％，其余由往复泵提供。这种增压系统的工作线如图10-30所示。图中C为压气机工作线，D为柴油机进气特性线。柴油机在标定转速下的进气特性点为1，所需空气量为Q1，增压压力为P1，此时压气机的工作特性点为1'，供应的空气量为Q2，则Q1?Q2为往复泵供应的空气量。当柴油机在低负荷的2点工作时，由于压气机的功率和转速成立方关系，压气机排量迅速减少；而往复泵相对来说还能保证一定的排量（其值为Q3?Q4）使扫气箱建立一定的压力，但压气机的供气量（其值为Q4）已很小，扫气箱的背压对压气机来说已经过高，使之处于高背压，小流量的状况，因而产生喘振。此时压气机的工作特性点为2'。因此，并联增压系统容易在低负荷下产生喘振，为此，必须采取相应措施。当外界条件发生变化时，并联增压系统还会发生不同情况下的喘振现象，后面将举例说明。 （二）气流通道堵塞
柴油机在运行中，整个增压系统形成了气流通道，气体流动的路线是：压气机进口滤网～压气机～空气中间冷却器～扫气箱（进气管）～扫气口（进气阀）～扫气口（进气阀）～排气管～涡轮机～烟囱～（废气锅炉）。其中各组成部分的通流面积都是固定的，只有各缸的进气阀（扫气口）、排气阀（口）是按发火顺序，在换气期间轮流开启，但无论什么时刻，至少总有1～2只气缸的换气通道是接通的，因此气体的流动不会受阻。但运行中由于空气中的灰尘、杂质、水分和柴油机排气中的污物等，会使气流通道某一环节产生不同程度的阻塞，造成压气机高背压、小流量而发生喘振。容易被脏污阻塞的部件是进口滤网、压气机工作轮叶片、扩压器、空气中间冷却器、进排气阀（口）、喷嘴环和涡轮机工作轮叶片等。因此对气流通道要定期清洁，运行中发生喘振时，要认真检查上述部件是否被严重污脏。
气流通道阻塞对不同的增压系统，所产生的喘振现象有所不同。
在单独增压系统中，当气阀（口）和空冷器严重阻塞时，压气机背压升高，空气流量减少，如图10-28中的点划线，压气机在低负荷时发生喘振。
在串联增压系统中，当外界条件发生上述变化时，往复泵的排出背压增高，吸排量减少，本来在高负荷时往复泵就不能全部吸收压气机排量，现在又加上上述原因，使往复泵吸排量进一步减少，压气机排气管中压力更高，流量过少，工作线向喘振线靠拢，如图10-29中点划线所示，因而在高负荷时发生喘振。 对于并联增压系统，当外界条件发生上述变化时，流经扫气口、排气阀（口）的总流量减少，扫气箱压力升高，使压气机背压升高，流量减少，工作线左移进入喘振区（参阅图10-30），使
发生喘振的相应转速范围扩大。 （三）环境温度过高
环境温度过高时，空气流量显著减少；若是在低温下选配的增压器，特别是在没有空冷器时，三种增压系统工作线均会向喘振线靠拢而易发生喘振（参阅图10-28、29、30） （四）突卸或突增负荷
高速运转的增压柴油机，若遇突卸负荷（例如迅速断油急停车），柴油机因运动件质量大，加之外界阻力，很快停止运转；而增压器转轴由于自身惯性大，一时不能停转，其供出的空气必定受阻，致使压气机背压过高而瞬时喘振，待增压器转速下降后，喘振自然消失。急速降低主机转速时的情况与此类似。 加速时加油过猛，主机转速上升不如增压器转速上升得快，也会使两者暂时失去匹配关系而引发瞬时喘振。同理，当主机转速上升后，喘振自然消失。 （五）主机超负荷运转
若船舶超载航行、打滩过槽、顶风航行或船体污底严重等，其航行阻力增大，要达到同样航速，则必须增大循环供油量。这时柴油机超负荷运转，增压器转速升高，供气量加大；若主机转速不变甚至下降，则导致两者匹配不良而发生增压器喘振。 （六）脉冲增压柴油机一缸熄火或各缸负荷严重不均
在脉冲增压系统中，往往将三个气缸的排气管与一台增压器涡轮进口相连，有时一台柴油机有二台或二台以上的增压器并联地向一根进气总管供气。若由于某种原因一缸熄火，则与该缸相连的增压器涡轮机得到的废气能量减少，增压器转速下降，但压气机出口背压未变化，这对于与熄火缸相连的增压器就显得过高，使该压气机排量减少，因而可能引起该压气机喘振。当各缸负荷严重不均时，与负荷过低的气缸相连的增压器也会出现喘振。为此，在应急情况下，当柴油机必须封掉一缸运行而又出现喘振时，可将与正常运行增压器相连的气缸组中人为地停掉一只缸，以便两台增压器能量均衡。
其它如排气阀间隙调整的过小，使排气阀在热态时关闭不严或其它原因使之咬死在开启 状态，燃气泄漏将导致柴油机转速下降，则压气机转速升高，致使二者匹配变差而引起喘振。
第五节 废气涡轮增压柴油机的特点
增压柴油机在零部件结构、工作参数、特性指标等方面与非增压柴油机有所不同，因而在管理工作中要区别对待。现以6135型柴油机配装10ZJ涡轮增压器为例，讨论增压对柴油机的影响。
一、柴油机零部件结构及工作参数的改变情况 （一）配气机构的改变情况
进、排气重叠角由非增压机的40°CA增大到增压机的124°CA，充分利用“燃烧室扫气”扫除燃烧室内的残余废气、冷却燃烧室壁面、降低排气温度使涡轮机叶轮叶片的工作温度在允许范围内。
气阀升程由非增压机的14.5mm增加到增压机的16mm，以增大柴油机充气量。
随着配气定时，气阀升程的改变，增压机的配气凸轮结构和相位都要随之改变。也可采用改变摇臂比的方法改变气阀升程（例如 4135ZC）。 （二）燃油系统的改变情况
柴油机增压后，循环供油量增大，雾化条件改善，压缩终点的压力、温度均高，因而更有利
于燃油燃烧。所以，供油提前角应适当减小；喷油压力应适当加大；同时应增大柱塞直径和喷孔直径。6135型柴油机供油提前角由非增压机的28～31°CA降为增压机的28°CA～30°CA；喷油压力由17.5MPa提高到19MPa；喷油泵柱塞直径由9mm增至10mm；喷油嘴的喷孔直径由0.35mm增大到0.4mm。
（三）压缩比的变化情况
增压后，进气终点压力提高，使压缩压力、爆发压力都随之提高。为避免爆发压力过高使柴油机工作粗暴和增大零部件的机械应力，应适当降低增压柴油机的压缩比。6135型柴油机压缩比由增压前的16.5降为14。活塞顶部气阀避让坑的深度由原来的1.4mm增至9.5mm。 （四）采用脉冲增压系统排气管要合理分支
柴油机增压前后零部件在结构上还有一些细微的变化，使用时应仔细阅读说明书。
二、柴油机特性指标的变化情况
增压是提高柴油机动力性和经济性的重要措施之一。柴油机增压后，其性能指标均得到较好的改善，图10-31所示为6135G型柴油机在标定转速1500r／min时，增压前后的负荷特性。
图 10-31 6135G型柴油机增压前后负荷特性
采用增压后，气缸充气量大大增加，允许增大循环喷油量，以增大柴油机的作功能力。具体表现在平均有效压力从原来的0.6MPa提高到0.95MPa，标定功率由85KW提高到125KW～140KW，同样由于充气密度大而使燃油喷射雾化良好，燃烧过程更加完善及时，有效耗油率gc从原来的0.231kg/kw·h下降到0.223kg/kw·h，热效率极大提高，接近50%。增压后爆发压力Pz虽然较