涡轮增压器设计毕业设计.docx

摘要
目前，发动机广泛采用涡轮增压技术，增压已成为提高发动机动力性、改善其经济性和排放的有效措施，在车用发动机领域，汽油机也逐渐较多地采用涡轮增压技术。尤其对于小排量汽油发动机，采用涡轮增压技术更是得到了国内外的广泛关注。
本篇设计论述了涡轮增压器的原理与各个构成部分参数的选用原则，通过计算，对涡轮增压器各个部分进行分析，设计重要内容包括：通过能量流动计算得出压气机叶轮设计参数，涡轮叶轮设计参数，压气机壳体设计参数，涡壳壳体设计参数，喷嘴环设计参数，中间轴的设计参数。
At Present，the engine design widely uses the turbocharging technology .The turbocharging has become the important measures in increasing the engine dynamic performance，improving the economics and the emission. In the vehiele engine area，the gasoline engine applies more and more tutbocharging technology. Especialy for the small displacement gasoline engine，the aplieation of turbocharging technology has drawn more and more attention both at home end abroad.
The turbo charger has a marked compress effect when the engine runs in a high speed, it has an effective way on increasing the engine power. The turbo charger works depends on the outlet gas of engine which to press the power wheel connecting the shaft by which to let the press wheel run, then the press wheel pressurizes the inlet air send them into the pipe of the engine inlet system.
By the calculation of the turbo charger the specification introduces the principle how to design the construction of the turbo charge. This specification mainly includes: achieve the press wheel date of design by the calculation of the heat circle, achieve the design date of the power wheel, design of the shells of the turbo charger, design of the inlet ring and the design of the middle shaft.
Key word: turbocharger，engine，operating principle，handling
Abstract Ⅱ
第1章 绪论 10
1.1 概述 1
1.1.1发动机进气增压技术简介 1
1.1.3 发动机进气增压的基本原理 2
1.2进气增压系统的分类及简介 5
1.2.1进气增压系统的分类 5
1.2.2进气增压系统简介 6
2.1涡轮增压器的工作原理 10
2.2涡轮增压器设计的一般环节 10
2.3确定流量 。 12
2.4进气压力的计算 14
2.5 压气机等熵效率 16
2.6径流式压气机 17
2.6.1简朴式涡壳设计 17
2.6.2叶轮设计参数 19
2.6.3叶轮轮盘与叶轮应力 20
2.6.4轮盘与叶片振动 22
小结 23
第3章涡轮增压器动力涡轮设计 24
3.1动力涡轮设计的一般环节 24
3.2涡壳设计原则 25
3.2.1进口喷嘴 25
3.2.2无叶间隙 25
3.3叶轮叶片设计原则 26
3.4涡轮转子叶片应力和叶片振动分析 26
小结 26
第4章增压系统与发动机的匹配及轴承的选择 28
4.1涡轮增压器与发动机匹配特性 28
4.2轴承的润滑与冷却方式 28
小结 28
结论 30
参照文献 33
附录1 35
附录2 38
第1章 绪论
1.1 概述
1.1.1发动机进气增压技术简介
近年来,发动机进气增压技术已经成为国内外内燃机发展的重要方向之一,过去增压技术重要应用于柴油车上,目前汽油机上也开始大量采用增压技术,这是由于发动机进气增压技术具有许多长处:
1.可以提高发动机升功率—提高了发动机的动力性;
2.可以减少发动机比油耗和比质量—提高了发动机的经济性;
3.可以减轻发动机排气污染—提高了发动机的排放性;
4.可以扩大发动机变形系列等。
几十年来，世界各国一直十分重视对发动机增压技术得研究，这使增压技术得到迅速发展。伴随增压器设计和工艺水平得提高，高温耐热材料的处理，增压器的性能和使用寿命大为提高，体积和质量明显减少，从而使汽车发动机增压技术获得迅速发展。在国内，今年来对汽车发动机增压也同样做了大量得研究工作，并获得了明显的成效。
1.1.2增压技术在国内外的发展状况
国外涡轮增压技术在发动机中的应用己有80数年的发展历史。20世纪30年代至60年代汽车和轿车的发动机开始使用增压技术。由于增压技术的发展，高效、价廉的废气涡轮增压器的出现，对内燃机低油耗、高功率的需求以及日益严格的排放法规限制，使20世纪80年代以来的内燃机广泛地采用了增压技术，成为内燃机的重要构成部分。
我国汽车工业起步较晚，对增压技术的研究更晚。但伴随我国汽车工业的不停发展，技术水平的不停提高，对发动机增压也进行了大量的试验研究。1954年，针对西藏高原行车特点，我国有关部门对机械式增压进行了实地试验研究。1958年后，又对废气涡轮增压进行了试验研究。并先后在6350G、4135G、6446G等原有柴油机型上进行了废气涡轮增压的匹配试验研究，获得了可喜成果，并将它们列为产品。
我国是具有高原、平原、丘陵等综合地形的国家。汽车在高原行驶，其动力性能减少诸多。试验表明，当海拔每升高1000m，发动机的功率将下降8%～12%。若在青藏高原上对发动机进行涡轮增压，即可将其功率恢复到平原地区水平。因此对高原使用的发动机进行增压，具有重要的国防意义和经济价值。此外，在海拔低的平原丘陵地区对发动机增压，可改善发动机的性能，对大力发展拖挂运送，提高生产率，节省燃油，仍具有相称重大得现实意义。
总之，发动机进气增压技术是提高发动机升功率、改善其积极性的重要途径，是内燃机中亚发展趋势之一。
1.1.3 发动机进气增压的基本原理
(1-2)
——发动机指示效率
——发动机机械效率
——发动机的充气效率
——气缸中的充气密度
式中 及 是常数，而对于非增压四冲程柴油机 =0.43～0.50， =0.78～0.85，=0.80～0.90。三个效率的提高是有限的，于是非增压柴油机的强化重要是靠减小来实现的，不过过度减小会导致发动机热应力提高，燃烧过程恶化，冷却系带走的热量增长，使发动机的指示效率下降。
2.发动机进气增压的衡量指标 所谓增压，就是运用专门的装置（增压器）将空气或者可燃混合气预先进行压缩，再送入发动机汽缸的过程。虽然气缸的工作容积不变，但因增压后，每个循环进入汽缸的新气密度增大，使实际充气量增长，这样可以向缸内喷入更多的燃料进行燃烧，因此提高了发动机的升功率和总输出功率。指标重要有两个：增压度和增压比。
（1）增压度。是指发动机在增压后功率的增长量与增压前的功率之比，用 表达。
(1-3)
式中 ——增压后的充气密度
——增压前的充气密度
由公式可以看出，增压度的大小取决于充气密度的提高程度，而 故充气密度的提高，除了提高进气压力以外，还可以减少进气温度。于是为了增强增压效果，尤其是在高增压状况下需要采用进气冷却措施，中冷除了可以提高充气密度以外还可以对应减少排气温度，并对减少发动机热负荷也是有利的。有关增压程度的划分目前尚无统一的规定，但一般以增压压力划分。
（2）增压比。为压气机出口压力与进口压力之比，即
——压气机的进口压力。
也可用增压比 来确定发动机的增压程度。
1.2进气增压系统的分类及简介
1.2.1进气增压系统的分类
发动机增压系统是指实现发动机增压所需附件的组合体,其中以增压器为最基本的附件.增压器一般都是由驱动部分和压气部分构成的,其分类措施有诸多种.
1.按增压的工作原理分
① 机械驱动式增压系统。是压气机由发动机曲轴通过带、齿轮、链等传动装置直接驱动的增压方式。
② 废气涡沦增压系统。是运用发动机排出的废气的能量来进行增压的。
③.复合式增压系统。除了采用涡沦增压系统外，还辅以机械增压。
④ 进气谐波增压系统。该系统不用增压器，而是运用空气在进气管中的波动效应和惯性效应来到达增压的目的。
⑤ 其他增压系统。包括气波增压系统、冲压式增压系统，尚有运用排气管的引射作用来增长进气量的措施也属此例。
2.按压比来分
可分为低增压、中增压、高增压和超高比增压。一般划分的范围为:
低增压 0.18Mpa(Pe=0.8～ 1.0Mpa)
中增压 =0.18～0.25MPa(Pe=0.9～1.SMPa)
高增压 =0.25～0.35Mpa(Pe=1.4～2.2MPa)
超高增压 0.35Mpa(Pe2.0Mpa)
1.2.2进气增压系统简介
1.机械增压:初期较多采用离心式压气机，近来发展了多种转子式、叶片式增压器。Ps 一般不超过0.17MPa，否则压气机消耗功率过大，使整机的机械效率下降，导致燃油消耗率 增长过多。由于机械增压时，排气背压远远低于涡轮增压，因此机械增压发动机的加速性优于涡轮增压，且发动机的泵气损失小。在增压器发展史上，初期多采用机械增压，后来被新发展起来的涡轮增压取代，近来由于汽油机的转速范围越来越宽，涡轮增压器与其匹配存在一定的困难，再加上小轿车对加速性的规定也越来越高，涡轮增压器己难于胜任，于是又重新启用机械增压。并且目前小汽油机转速高达4000～6000min，新发展的机械增压器转速也只有10000r/min左右，只需传动比为2左右的皮带传动即可，小发动机的增压度不高，Ps＜0.17Mpa，这正是机械增压器的合用范围。
2.涡轮增压:运用发动机排出的废气能量驱动涡轮，再由涡轮带动离心式压气机的方案。
长处在于:
（1）发动机重量和体积增长很少状况下，发动机不需作重大变化很轻易提高功率20%~50%。由于不像机械增压时压比受到限制，故近年来高增压的趋势越来越明显。高增压时功率提高甚至可不小于100%。
（2）由于废气能量的收回发动机经济性会明显的提高一般由于废气能量的回收能提高经济性3%～4%，再加上相对地减少了机械损失及散热损失，提高了发动机机械效率和热效率使发动机涡轮增压后油耗率减少5%～10%。
（3）涡轮增压发动机对海拔高度的变化有较高的适应力，在高原地区工作时比不增压发动机功率下降要少的多，故涡轮增压除了用来提高发动机功率，外还可用作高原发动机恢复功率。
（4）涡轮增压后排气噪声相对减少，排气烟度及排气中有害成分也减少，故对减少污染是有利的。
（2）与机械增压相比，涡轮增压时热负荷问题较严重。
（3）对大气温度及排气背压比较敏感，故常常在高背压下工作的发动机不适宜采用涡轮增压。
1.3发动机增压的发展状况
目前普遍使用的增压器转速范围为60000～10r/min左右，最高的转速如三菱重工生产的TD-02涡轮增压器转速以达260000r/min，最高压比可达3～３.5，个别的如法国小型涡轮企业生产的TCS14型增压器压比靠近5，它用于低压缩比的超高增压发动机。在成批量生产的涡轮增压器中，己公开刊登的最小叶轮直径为34mm最小的质量仅为2kg，它可用于排量为150mL的7.4Kw小型发动机的增压，叶轮140mm如下的增压器，压气机最高效率可达=0.78～0.80增压器总效率可达=0.55～0.60。增压发动机在高速四冲程柴油机领域内平均有效压力最高可达=3.14Mpa，最低油耗率在绝热发动机上可达163g/(kw.h)，在车用发动机上实际大到的很好水平是Pe=1.37～1.76Mpa， =197～210g/(kw.h)。
1.3.2涡轮增压的发展方向
在初期，涡轮增压器首先在大功率发动机上得到应用。由于涡轮增压器属于叶片机械，伴随叶轮直径的减小，叶片的机械效率是下降的，伴随空气动力学的深入，处理了在小叶轮下仍能保持较高效率，有了向小功率发动机和汽油机发动机发展的也许性。
小结
涡轮增压器的工作原理如图2-1，涡轮增压器重要由三个部分构成，压气机涡壳、涡轮涡壳、用同一轴连接的两个叶轮。其工作原理为：运用汽车发动机排出的废气作为工作物质推进涡轮旋转，旋转运动通过两叶轮中间轴传递到压气机叶轮，由压气机叶轮对进入汽缸的空气进行压缩以到达提高进气密度的目的。
图２－１涡轮增压工作原理图
2.2涡轮增压器设计的一般环节
(2)在确定叶轮进其口顶部的最小相对马赫数下进行导风轮进口的最优化计算。对于不一样的叶轮转速有一最小相对马赫数。通过叶轮顶部速度和比转速所确定的压气机转速来计算叶轮顶部直径，由于叶轮顶部速度是压气机压比，压气机等熵级效率和能量输入系数的函数，而他们又分别与滑移系数旋流系数和叶片后掠角有关，因此名义上假定后三个参数不变来进行最优化分析。
(3)旋流系数取决于扩压器的形式的选择。叶片后掠可以提高级效率和级的稳定性。但增长了叶轮的总直径，从而增长了叶轮重量、惯性矩和叶片根部弯曲应力。因此，先在效率和流量范围、力学特性和加速性之间进行折中考虑，再选择后掠角度。叶轮顶部宽度是运用假定的旋流参数和能量输入系统，从持续方程估算。然后运用叶轮出口状态做为扩压器计算的输入数据。在无叶扩压器的状况下将注意力集中于对旋流参数的选择，以保证大的稳定流量范围。由估计的多种级效率的损失，可以计算等熵级效率和叶轮效率。这样对于若干名义上固定的参数，可以估计压气机的最佳转速。
(4)对于选择的叶轮转速需作深入的分析，以便使上述名义上固定的参数到达最佳值且可深入查对应力、惯性和成本。根据一元流最优化分析确定压气机重要设计参数和整个几何尺寸之后，下阶段是确定叶轮三元流叶片的几何形状。通过将冲角与计算出的相对进气角相加来选择导风轮进气边叶片角，这些冲角一般运用已充足证明了的轴流式压气机措施确定。在叶型设计方面，一般运用径向叶片构造，以防止在叶轮叶片根部产生弯曲应力。然后运用准三元留分析检查叶片和流道形状，修改叶片形状或者增长叶片数以获得合理的叶片载荷。
(5)叶轮叶片气动设计的最终工作是作叶轮的应力分析和叶片震动校核，以免引起共振。
2.3确定流量 。
压气机空气进气流量由公式
(2-1)
确定。其中参数 由如下公式推导出：
(2-2)
式中　 ——燃料低热值；
——涡轮前热量运用系数；
——燃油消耗率，（kg/kW×h）；
——总空气过量系数；
——为汽油机在 时进气管内摩尔定压热容， kJ/mol×K；
——理论分子变更系数；
——为燃烧1kg燃料所需理论空气量；
——涡轮进口处燃气平均温度 时摩尔定压热容。
=8.315+ (2-3)
=27.59+0.0025 (2-4)
式中　 =44000kJ/kg
公式(2-2)中的机械效率由公式(2-5)得出
= (2-5)
(2-6)
式中　 ——平均活塞速度。
其中
=3.845R (2-7)
根据半经验公式：
(2-8)
(2-9)
S——活塞行程；
——进气管温度。
得出成果　 。
2.4进气压力的计算
通过以上计算算出空气质量流量范围后，需要多大的增压压力才能保证有这样多空气进入气缸
将公式（2-10）,(2-11)带入(2-12)
(2-10)
(2-11)
(2-12)
由此可以确定增压压力 ＝2.932～2.934MPa。
式中　 ——冲程数 四冲程 =2 ；
R——气体常数，R=287J/(kg×K)；
n——转速；
i——气缸数；
——气缸工作容积。
涡轮当量喷嘴面积 轮前平均排气压力
(2-13)
式中　 ；
；
——排气流量；
；
——大气压力；
——大气温度；
。
(2-14)
式中　
——喷嘴环出口气密度；
——动叶出口气密度。
采用几何当量喷嘴环面积 乘以总流量系数 为当量面积
= (2-15)
2.5 压气机等熵效率
图(2-2)压气机焓熵曲线
压气机等熵效率
＝87.42%　　　 (2-16)
＝ 87.87% (2-17)
2.6径流式压气机
2.6.1简朴式涡壳设计
若忽视空气和扩压器壁面之间的摩擦，则空气进入扩压器的动量矩不变，由此得：取一任意断面a 。
对于等宽径向无叶扩压器：
(2-18)
(2-19)
式中　 ——断面面积 ；
——为气道宽。
简朴形式扩压器由两平行壁构成，其运行范围宽，成本低，耐腐蚀，耐污染。
扩压器参数由四个重要参数协调选用：面积比（平行壁面积之比）、进口旋流参数、进口马赫数、摩擦宽度参数。对不可压缩流动旋流最佳值取２。而根据实际状况，在本设计小型增压器上考虑在增压比保持一定数值的状况下，其外型应尽量紧凑，因此b值取3.5mm。
蜗壳的功用仅是集中扩压器出口气流并尽量高效地将气流引导到出口管而不阻碍扩压器的效率。假如忽视在蜗壳中的摩擦，可以根据气流动量矩保持不变来设计。由此，切向速度乘以半径为一常数：
(2-20)
考虑通过蜗壳中在半径r和位置 处的一种单元体的流量
则有:
(2-21)
在位置 处蜗壳面积总流量为:
(2-22)
假定出口四面气流分布均匀则输出总容积流量:
(2-23)
(2-24)
从而可以估算出蜗壳截面积 = 。
2.6.2叶轮设计参数
叶轮的设计参数包括气动参数和几何参数。
(2-25)
式中　 ——实际出口面积 ；
——叶轮顶部平均叶片厚度 ；
Z——叶片数；
——叶轮顶部宽度。
叶轮出口旋流 为一重要气动参数，其与叶轮出口轴向深度成正比，影响叶轮以及括压器的形状。
根据持续方程得出：
(2-26)
对于无叶扩压器 取值在2-3之间 得出 =20.47mm。
叶片后掠角选择叶片由选用规则 叶片数小则压力梯度高，叶片数大则滑移系数增长，引起表面摩擦损失较大，最佳叶片数受导风轮进口阻塞和制造条件限制。根据小型车用增压器经验取Z=12较为合理。
2.6.3叶轮轮盘与叶轮应力
假定轮盘任意一点应力是由内部离心载荷产生的应力和叶轮轮毂内径到顶部的温度梯度所引起的载荷的代数和。将圆盘分为一系列薄空心圆筒，假定相称于圆筒的叶片单元作为单独加载体。假定所考虑叶轮单元体为均匀空心筒，在内径处由离心载荷引起的径向应力
(2-27)
切向应力
(2-28)
——叶轮转速；
——泊桑比；　　
式中　 ——后掠角；　　
由破坏试验得出，由弹性理论计算的圆盘最大应力并不总代表极限准则。叶轮转速增长，最大应力超过材料弹性极限发生塑性变形，减轻了局部应力。圆盘任意一点切向应力到达材料拉伸极限应力时原盘破裂。
以塑性变形理论为基础的破裂速度准则用以计算叶轮的最大安全转速。假定叶轮破成相等两部分，则半个叶轮旋转产生离心力为
　 (2-32)
式中　 ——叶轮破裂角速度；　　
——轮盘厚度。
假定最大破裂力
(2-33)
定义安全破裂系数 　则联立以上方程得　
(2-34)
铝制叶片破裂系数根据书本经验数据可选 。
小结
压气机流量参数为：
流量范围0.048——0.264 kg/s ，最高压比2.9；
3.1动力涡轮设计的一般环节
定压增压系统所用的径流式涡轮的设计环节，原则上类似于离心式压气机所论述的环节。
(1)设计的第一步，运用一元流分析确定涡轮各个部件的重要几何尺寸。对额定工况的流量、进口压力和温度、进气壳体和喷嘴环喉部面积，可以从持续方程估算。
(2)不过，喷嘴出口处的热力状态必须懂得，为此，原则的措施是首先确定转子进口气体热力状态。根据能量转换，假定级的反作用度和最佳叶片速比，可以计算出转子进出口速度，进口状态被确定。
(3)然后，就可以估算出喷嘴以及进气壳几何尺寸，以保证进口能和喷嘴环的流动相匹配。在转子子午面上以缓和的曲率选定轮毂壁面型线，同步确定转子叶片数目。转子罩盖壁面型线的选用要保证从转子进口到出口逐渐加速。一般为了防止叶片根部弯曲应力过大，常常采用纯径向叶片的转子。出口导风轮叶片的最大高度，将受到转子材料蠕变应力机械按的影响。
(4)转子设计的下一步关键任务是一旦确定叶片形状，运用准三元流动理论，计算出叶片角的分布和轮毂以及轮盖面的外型，并作为指导，来把气流分离区消除或减至最小。
目前增压器所用的涡轮有两种形式：径流式涡轮和轴流式涡轮。径流式涡轮重要用于
小型汽车或卡车的增压器上；轴流式常用于大型增压器上。
径流式涡轮从外表上看类似于离心式压气机，但气流的向心流动和喷嘴叶片替代了扩压器叶片，重要应用于小型汽车用涡轮增压器上。其最大的长处是在尺寸很小时，仍有相对较高的效率，能有效处理高膨胀比，并且结实、价格低廉。径流式涡轮由进气壳、喷嘴环、小无叶间隙和叶轮构成。
3.2涡壳设计原则
涡壳的作用将取决于涡轮与否有喷嘴环。假如有喷嘴环则涡壳仅仅起着向喷嘴输送均匀气流的作用。用螺旋型涡壳比较有利，其可用动量矩为常数的不可压缩流动理论进行设计
(3-1)
由上述公式可计算出涡壳通流面积，涡壳横截面的面积随方向角和平均半径的减小而减小。当螺线沿圆周向内弯曲时平均半径随之变小。给运行有特殊规定的发动机匹配的涡轮增压器，需要有在转子顶部调整气流角的措施。假如采用了进气喷嘴只要简朴以一具不用叶片安装角的喷嘴环就可以满足规定。
3.2.1进口喷嘴
3.2.2无叶间隙
由于机械和制造的原因，喷嘴出口和转子顶部之间一般有无叶间隙，但但愿要小否则采用进口喷嘴的长处就也许失掉。本设计中无叶间隙根据书本经验取为0.2mm。
3.3叶轮叶片设计原则
通过一元流分析可以检校转子流道几何形状，以保证沿着流道气流逐渐加速的速率。转子出口轴向部位称为“出口导风轮”。转子排气的绝对速度动能在没有排气扩压器的状况下都被损失掉了，因此但愿出口导风轮顶部直径处尽量大，以使排气速度减小到最小值。但应当综合考虑以防止出口导风轮顶部相对马赫数过大，故对导风轮的外径存在一种限制条件。为了保证气体在所规定的角度下流出转子，导风轮的叶片要有逐渐弯曲的形状和一定的叶片覆盖度。尽管没有精确的措施计算出转子的最佳叶片数，据经验得出估计最小叶片数的准则。由于转子流道内的相对涡流，使得叶片吸力面和压力面的径向速度不一样样。最小叶片数应当这样选用：要使流道内没有一处径向速度变为负值。极限状况（径向速度为零）也许发生在转子顶部。根据选用原则和实物原则本设计中涡轮叶片数取12。
通过本设计确定出的涡轮增压器各项尺寸为：
压气机整体尺寸：长185.5mm，宽178.5mm，高187.5mm；
压气机壳体进气口直径60mm；出气口直径44mm；
压气机叶轮顶部直径42mm；
第4章增压系统与发动机的匹配及轴承的选择
4.1涡轮增压器与发动机匹配特性
1.在标定工况下，须到达预期的增压压力以及空气流量，有足够的燃烧过量空气系数，使燃烧完善，燃油消耗率满足规定；增压压力不能过高，以免机械负荷过大；其转速须低于容许值，保证转子的强度符合安全规定。2.在低工况下，也必须保证有一定的空气量，以满足燃烧和减少热负荷的规定。此项对于高增压发动机十分重要。3.规定在整个运转范围内不发生增压器喘振与阻塞。由于涡轮容许运转范围较广，高效率运转区较大，配合运行时的问题较少。
4.2轴承的润滑与冷却方式
小结
根据质量守衡定律，在单级涡轮增压系统中，压气机所提供的空气恰好等于发动机所需的空气量。
为了保证轴承可靠地工作，必须供应轴承足够的润滑油，对轴承进行润滑和冷却。由于摩擦产生的热量很大，尤其是在径流涡轮增压器中，由于涡轮工作轮处在高温气体中，因此采用压力润滑。
结论
今天，由于汽车工业飞速发展，多种新兴技术随之产生，但汽车动力来源主流仍为汽油与柴油。但由于汽油机与柴油机热效率低（分别为２５％和３５％），燃料运用率低，一种提高发动机功率的新型技术得到了发展，即发动机复合增压技术。本设计为复合增压机构中的涡轮增压装置的设计，通过对涡轮增压器原理的分析得出压气机与涡轮装置设计的一般环节；由设计的一般环节出发，通过多种能量转换的计算确定了压气机的压比与流量，并对其各构成部件进行了设计，由叶轮的形状与参数确定了压气机涡壳形状与参数。由压气机设计环节推导出涡轮设计的一般环节，通过计算流量确定涡轮叶型与涡壳流道形状。最终进行了涡轮增压器与发动机匹配的简述。本设计所确定的各项参数如下：
压气机流量参数为：
流量范围0.048——0.264 kg/s ，最高压比2.9；
合用功率范围40——130kw。
通过本设计确定出的涡轮增压器各项尺寸为：
压气机整体尺寸：长185.5mm，宽178.5mm，高187.5mm；
压气机壳体进气口直径60mm；出气口直径44mm；
压气机叶轮顶部直径42mm；
叶轮底部直径60mm，长叶片高15.5mm，短叶片高15mm ，后掠角30度；　　涡轮叶片底部最大直径60mm，顶部直径42mm，叶片高11mm，后掠角18°。
通过本设计体现出涡轮增压可以非常有效地提高发动机功率，同步可减少排放污染，是一项以低投入换取高效率的尖端技术。其发展对发动机技术进步有着深远的影响，其研究价值与收益是十分巨大的。
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附录1
Modeling of Engine Cyclic Variation by the Modified Kantor Model
Kantor model showing that prior-cycle effects resulting from exhaust gas residuals are a significant factor in cyclic variability of combustion in IC engines is due to a number of model assumptions that misrepresent the thermodynamic process experienced by the mixture of fresh combustible gas plus exhaust residual in important ways. In particular we show that exhaust blowdown process and variability exhaust residual gas mass fraction neglected in the Kantor model significantly reduce cyclic variability. However, unburned fuel not considered in the Kantor model apparently aggravates cyclic variability. These three factors effects of all major engine operating parameters cyclic variation reluctantly shows up. Moreover, even using the Kantor model, cyclic variability is predicted only for rather extreme, somewhat contrived choices of the model parameters.
Kantor (1984) suggested that cyclic variability can result from a prior-cycle feedback process linked to the temperature of the exhaust residual remaining in the cylinder after the exhaust stroke. The proposed mechanism of feedback is as follows. A slower than average burning process on one cycle will produce a higher exhaust residual temperature since more heat release occurs after part of the expansion process. This leads to a higher than average intake charge temperature on the following cycle when this exhaust residual is mixed with fresh fuel/air mixture. This in turn leads to a higher than average exhaust temperature on the following cycle , and so on. Kantor showed that mode-hopping between low and high residual temperatures, or even chaotic variation, can be predicted by the simple thermodynamic and combustion model of prior-cycle effects descried below. Kantor’s work has been extended by Daily(1998) and by Daw etc(1993).This work suggests that cycle variation is more likely with leaner mixtures because the burning times, e.g. higher activation energy, have similar effects. Such models of cyclic variability could in principle be quite useful for developing control algorithms for lean-burn IC engine employing cycle-to-cycle adjustment of engine operating parameters. With this motivation, in this work we re-examine the Kantor model with an aim towards a more quantitative evaluation of prior-cycle effects for the purpose of engine control. It is found that very simple modifications to the model that render it substantially more realistic lead to practical elimination of cyclic variation. Particularly we make the following modifications, denoted A, B, C in this paper.
A. VARIABLE RESIDUAL GAS MASS FRACTION. In the Kantor model the exhaust residual mass fraction i