可調復合增壓柴油機高原功率恢復方案研究

韓愷，朱振夏，張付軍，李云龍，付耿，章振宇

(北京理工大學 機械與車輛學院，北京100081)

0 引言

高原環境下的空氣密度明顯低于平原狀態，易造成發動機的動力性及可靠性下降等問題［1］。開展高原條件內燃機功率恢復研究，對提高履帶裝甲車輛的高原環境的適應性非常有必要。

發動機采用了增壓系統之后，高原環境下較低的排氣背壓使渦輪的膨脹比有所提高，能在一定程度上恢復發動機功率。但為防止增壓器超速，在發動機高轉速時，常采取減油或放氣的措施，導致標定功率下降。此外，最大扭矩點對應發動機的轉速提高，更加惡化了發動機的使用性。總的來說，增壓柴油機在高原環境工作時常遇到的問題有［2］:

1)低速時，壓氣機增壓比升高，空氣折合流量減少，壓氣機具有喘振傾向;

2)高速時，排溫和膨脹比的升高導致渦輪轉速加快，易發生增壓器超速;

3)最大扭矩點所對應的發動機轉速升高，轉速適應性系數減小。

此外，在設計高原使用的發動機時還需考慮:發動機的低溫啟動，冷卻介質沸點降低，發動機熱負荷高，空氣含塵量大等問題［3］。本文提出了一種可調復合增壓柴油機高原功率恢復方案，使用仿真軟件建立了復合增壓方案模型，并對比分析了不同高原策略的發動機性能。

1 高原增壓方案的比較

高原環境下，空氣密度的下降減少了進入缸內的燃燒空氣，導致燃燒惡化，功率和效率下降。因此，大部分柴油機的高原功率恢復方案都通過研究增壓系統來提高柴油機的高原適應性。常用的高原增壓技術有可變噴嘴環渦輪(VNT)、兩級增壓、相繼增壓、輔助增壓裝置和復合增壓等［4-5］。

1.1 兩級增壓方案

兩級增壓方案主要是指采用兩套渦輪增壓器串聯形式的增壓方案。國外對兩級增壓已產品化。但在國內的研究相對較晚［6-7］，對高原性能的研究較少。

兩級增壓方案的主要優點在于可以充分利用廢氣的能量，拓寬增壓系統的適應范圍。但二級渦輪會減少原渦輪的膨脹功，使得柴油機的低速扭矩特性惡化，若重新設計增壓器、增加級間中冷無疑會對原增壓系統改動較大。此外，采用兩級渦輪增壓的柴油機加速響應性較差。

1.2 相繼增壓方案

相繼渦輪增壓系統(STC)由2 臺或2 臺以上渦輪增壓器并聯組成，根據發動機的運行工況將增壓器逐臺切入或切出，實現增壓方案的切換。相繼增壓方案最早應用于船用柴油機，德國MTU 公司首先在其商業機型上應用了相繼增壓方案。國內哈爾濱工程大學、上海船用柴油機研究所等在大型船用柴油機領域進行過相繼增壓的研究;上海交通大學和北方車輛研究所研究了應用于水陸兩棲車輛研究的相繼增壓方案［8］。

相繼增壓方案的優點在于可以擴大增壓系統的適應范圍，降低柴油機的燃油消耗。但是對于車用發動機來說，運行轉速范圍寬且工況波動大，使得相繼增壓系統需要頻繁的切換工作模式，進氣流量和壓力波動較大，易發生壓氣機喘振，造成增壓系統部件的損壞，同樣過渡工況響應性較差［9］。

1.3 復合增壓方案

復合增壓指采用多種的增壓技術形成的增壓形式，目前主要的形式有機械-渦輪復合增壓、諧振復合增壓、電動輔助增壓等形式。

電動輔助增壓技術將高速電機與渦輪增壓器同軸相連，發動機在加速工況時，電機啟動迅速提高渦輪增壓器轉速，解決增壓器的加速滯后及加速過程排放的問題。高速電機難以連續工作限制了電輔助增壓在改善發動機性能方面的應用。

機械-渦輪復合增壓在國外民用車輛上已經開始應用，以大眾的1.4TSI(T+S)發動機為代表的機械-渦輪汽油機復合增壓技術較為成熟。機械增壓器與發動機曲軸以固定的傳動比相連，難以在各種環境條件下都能與發動機實現良好的匹配［10］。

2 轉速可調復合增壓方案

2.1 方案原理

參考機械-渦輪復合增壓和電輔助增壓方案的各自優點，本文提出一種可調轉速的復合增壓方案(CASP)用于高原環境下柴油機功率的恢復。

如圖1所示可調轉速的復合增壓系統由兩級壓氣機和一級渦輪組成。第一級壓氣機為可調增壓器，其轉速可通過電控系統調節;第二級為渦輪增壓系統。在柴油機低速工況時，旁通閥關閉，兩級壓氣機串聯工作;發動機中高速工況時，旁通閥打開，控制可調增壓器停止運轉，只有渦輪增壓系統工作。

2.2 方案的實現

經估算，復合增壓方案中所采用的第一級可調增壓器的流量范圍較寬廣而增壓比偏低，并不需要消耗太多的功率。羅茨泵式、離心葉輪式等常用的壓氣機均能滿足這些要求［4］。

羅茨泵式壓氣機的優點在于可靠性較好，工作轉速在1 000～7 500 r/min 范圍內，基本沒有阻塞和喘振的現象，使用常用的電機可以直接驅動。缺點在于羅茨泵的容積流量、壓比和轉速之間近似成單調線性關系，流量與壓比的自平衡較差。隨著海拔高度的變化，需要對其運行狀態進行嚴格的控制。

圖1 可調轉速的復合增壓系統方案圖Fig.1 Scheme of composite adjustable supercharged program

離心葉輪式壓氣機的壓比和流量的適應范圍更為寬廣，在環境變化時下具有一定的自平衡能力，與渦輪壓氣機的工作特性類似，便于調節。目前車用的離心式壓氣機轉速在10 000～100 000 r/min，常用的電機或液壓馬達的轉速一般在10 000 r/min 以下。不過目前有資料報道，用于高速壓氣機的增速比達到12 的行星傳動機構已商業化生產［11］。

在車輛上實現復合增壓方案時，可根據布置難度及使用成本來選擇其驅動形式，例如在機-電混合動力車輛上可采用電機驅動，而液壓傳動的車輛上可考慮使用液壓馬達。本文中采用離心葉輪式壓氣機作為復合增壓方案中的第一級可調增壓器。

2.3 方案的特點

可調增壓器的轉速不再受發動機轉速的約束，無論采取電機或液壓馬達等形式，均可通過電控系統實現對轉速的自由調節。通過調節可調增壓器的轉速，實現兩級壓氣機壓比的合理分配，可有效改善發動機低速扭矩特性和加速響應性。在發動機高轉速時，旁通閥打開，可調增壓器停轉，增壓系統的功耗。通過合理的設計，可調增壓器的轉速能夠隨海拔和發動機工況變化做出相應的調整，拓寬了增壓系統的工作范圍，所以復合增壓方案的工況和環境適應能力更強。

除了上述復合增壓方案在改善發動機外特性上的優勢外，該方案可期的其他優點主要有:

1)方案易于實現，對原機改動較小。只需將第一級可調增壓器連接在空氣濾清器與原渦輪壓氣機之間即可。

2)增強了復合增壓的可控性，合理的控制策略會使該方案可具有環境自適應的能力。

3)可調壓氣機轉速隨發動機工況連續變化，不會出現壓力和流量的劇烈波動。

4)采用一級可調增壓器后，提高了進氣溫度和進氣壓力，有助于改善柴油機在高原條件下的啟動性能和低負荷特性。

3 柴油機高原環境仿真建模

本文采用某型號V 型八缸增壓中冷柴油機進行可調復合增壓方案的高原特性仿真研究。首先對原增壓柴油機進行建模，并對模型精度進行了驗證，在此基礎上建立了復合增壓方案的仿真模型。

3.1 原機模型的建立與驗證

基于熱力學定律、質量守恒、一維流動及氣體狀態方程等理論在GT-Power 軟件環境下搭建了該增壓柴油機的仿真模型。表1中列出了該柴油機的部分幾何和性能參數。

表1 發動機部分關鍵參數Tab.1 Some key parameters of the V8 engine

渦輪的輸出功率計算公式［8］

式中:PT為渦輪發出的功率;qmT為流經渦輪工質流量，其中m 表示質量;cp為等壓比熱容;TT為渦輪進口溫度;ηT為渦輪的等熵效率，一般ηT=0.7～0.9，與渦輪特性和運行工況有關;πT為渦輪的膨脹比;κ為氣體的絕熱指數。

壓氣機功耗計算公式

式中:Pb為壓氣機消耗的功率;qmb為流壓氣機輪氣體流量;cp為等壓比熱容;T01為壓氣機進口的氣體溫度;T02為壓氣機流出氣體的絕熱壓縮溫度;πb為壓氣機壓縮比;ηb為壓氣機的等熵效率，一般ηb取0.55～0.8，與壓氣機特性和運行工況有關。

發動機模型中采用Wiebe 半預測模型模擬缸內的燃燒情況，由進氣終了時刻缸內的壓力和溫度，按多變過程算出噴油時刻的工質狀態，據此計算燃燒的滯燃期、預混比例、燃燒持續期等參數，放熱規律能夠根據不同的進氣狀態做出相應的調整，使模型具有預測高原環境下缸內燃燒情況的能力［12］。

對該柴油機開展了相關臺架試驗，將試驗數據與仿真計算結果進行對比，如圖2所示。從發動機臺架試驗數據和仿真結果的對比可以看出，模型計算出的柴油機外特性的扭矩、功率和燃油消耗率與試驗結果接近，計算誤差≤5%，可以在此模型基礎上開展復合增壓方案的仿真研究。

圖2 仿真結果與實驗數據對比Fig.2 Comparison between simulation and experiment results

3.2 復合增壓方案模型

圖3中所示即為復合增壓方案的仿真模型，原柴油機八缸成V 字型排列，兩側各使用一臺渦輪增壓器。從盡量減少原機改動的考慮，將可調增壓系統安裝在空氣濾清器和渦輪增壓器的壓氣機之間，即在模型中左右側各增加一級可調增壓器和進氣旁通閥。圖中箭頭指向為系統內氣流方向，在發動機低速時，進氣旁通閥關閉，環境空氣經濾清器首先進入可調增壓器，隨后進入渦輪增壓器的壓氣機，空氣被兩次增壓后經中冷器和進氣道進入氣缸。發動機中高轉速時，進氣旁通閥打開，可調增壓器被短路停止運轉。為了防止在高原條件下渦輪出現超速，廢氣渦輪上裝有膜片式放氣閥，模型中以PID 控制模塊來控制放氣閥的開度。

圖3 可調復合增壓方案仿真模型圖Fig.3 Simulation model of CASP

在復合增壓方案仿真模型中選用的可調增壓器的最高壓比為1.5，標況下的最大空氣體積流量為0.53 m3/s，最高轉速為80 000 r/min.

4 仿真計算與結果分析

4.1 原機平原特性分析

圖2中的仿真結果可知，在平原條件下發動機標定點轉速2 500 r/min 時功率為590 kW，發動機的最大扭矩值為2 790 N·m，對應轉速為1 800 r/min，轉速儲備系數為1.39，轉矩儲備系數為1.21.從圖4壓氣機的運行線上可以得出，該發動機與增壓器的匹配屬于低速匹配型，在最大扭矩點處壓氣機效率最高，同時此處也是發動機的最佳經濟運行區，見圖2.該八缸柴油機進行過一定程度的強化，標定點處壓氣機的增壓比余量較小，而且低速段靠近喘振線，由此可預測在高原環境下增壓器的功率補償能力非常有限。

圖4 平原環境原機外特性的壓氣機運行線Fig.4 Full-load operation line on compressor map at plain

4.2 不同高原方案的仿真策略

海拔3 000 m 環境條件(大氣壓力70 kPa、溫度5 ℃)下，以原八缸柴油機模型為基礎開展仿真計算，驗證兩種高原策略的效果。分別采用減油和廢氣放氣的方法，防止渦輪增壓器出現超速。策略1:發動機中低速時，減少發動機的循環供油量，保證空燃比與平原相當，避免低速時壓氣機喘振;發動機高速時，通過控制供油量來防止渦輪超速。策略2:保證發動機的循環供油量與平原一致，增壓壓力過高時，采用廢氣放氣的辦法來調節增壓壓力。

復合增壓方案的仿真計算同樣是在海拔3 000 m的環境進行的，采用圖3中的復合增壓模型，并配合相應的調整策略。發動機轉速低于1 800 r/min 時，進氣旁通閥關閉，可調增壓器處于工作狀態，供油量與平原時一樣;當發動機轉速高于1 800 r/min 時，需要打開廢氣旁通閥，保證渦輪增壓器壓比不超過3.7，同時減少供油量，保證渦輪入口溫度低于700 ℃;發動機轉速超過2 000 r/min 時，打開進氣旁通閥，可調增壓器被短路，僅有渦輪增壓器參與工作，此時的循環供油量與平原狀態接近。

4.3 不同方案的發動機性能對比

在仿真結果的對比中，已將可調增壓器的功耗計入發動機有效功率、扭矩和燃油消耗率的計算。從圖5中扭矩曲線的對比上可知，策略1 的功率下降最嚴重，標定功率(扭矩)僅為平原的70%，同時最大扭矩點對應的發動機轉速上升，轉速適應性系數下降。策略2 的功率恢復能力最強，其標定點功率達到了平原的95.4%，外特性扭矩形狀與平原相似。復合增壓方案標定功率恢復至平原的89.7%，最大扭矩點對應發動機轉速由原機1 800 r/min 降低到1 600 r/min，最大扭矩值只下降了3.7%，扭矩適應性系數由1.21 上升至1.3.在1 600 r/min 以下的轉速區間，復合增壓方案的扭矩可達到平原水平;在1 800～2 500 r/min，扭矩值較平原有所下降。

圖5 不同方案外特性的功率、扭矩對比Fig.5 Comparison of power and torque various schemes

從圖5中燃油消耗率曲線對比中可知，策略1的燃油消耗率普遍要比平原狀態高5%～7%，高轉速的情況好于低速段。策略2 的經濟性的惡化情況比較嚴重，尤其在低速段時油耗比平原高10%～12%.復合增壓方案的燃油經濟性在低速段與平原水平接近，在高速段的油耗值上升3%左右。

圖6中空燃比曲線中可知，策略1 的空燃比與平原情況接近，隨著發動機轉速的升高，空燃比由19 升高到了27.策略2 的空燃比普遍較低(16～20)，在低速段更加明顯。各種方案的低速區間內，復合增壓的空燃比最高，甚至超過了平原狀態;到高速段(1 800 r/min 以上)有所略有下降，但空燃比仍一直高于21.

圖6 不同方案外特性的空燃比、渦輪入口溫度對比Fig.6 Comparison of A/F and temperature before the turbine between various schemes

從圖6中渦輪入口溫度的對比中可以看出，策略1 的渦輪入口溫度較低，溫度分布在590 ℃～720 ℃之間。策略2 的渦輪入口溫度過高，普遍在750 ℃以上，超過了渦輪可靠工作的限值。復合增壓方案中渦輪入口溫度的隨轉速變化較小，集中在640 ℃～710 ℃之間。

4.4 不同方案的發動機性能分析

策略1 采用減少噴油來保證空燃比與平原一致，因此輸出的有效功率(扭矩)明顯下降。在低速段時渦輪增壓器的效率降低明顯，高速段有所恢復，所以在扭矩曲線上體現為最高扭矩點轉速升高，轉速適應性系數下降。在經濟性方面，由于壓縮終了時缸內溫度、壓力的降低對燃燒的影響，加上有效功率的下降，所以燃油消耗率較平原略有上升。雖然空燃比和平原接近，但高海拔地區氣溫較低，渦輪入口溫度低于平原狀態，可適當增加供油量提高策略1 的功率恢復能力。

策略2 沒有針對高原環境減少供油，標定功率恢復能力最強。但是外特性的空燃比過低造成燃燒惡化，再加上采取廢氣放氣的措施以致燃油消耗率在各方案中最高。另外，渦輪入口的廢氣溫度已超過780 ℃，難以長時間可靠的運行。

復合增壓方案在高、低速段采用了不同的增壓措施，所以獲得的效果也有所區別。低速段內，兩級增壓器的聯合運行提高了進氣密度，即使噴油量與平原相當也能獲得較高的空燃比，缸內燃燒進行比較充分，所以動力性和經濟性都沒有下降。在高速段(轉速高于1 800 r/min)可調增壓器停止工作，空燃比低于平原狀態，為防止渦輪出現超溫和超速分別采取了減油和廢氣放氣的措施，使得動力性和經濟性都有所降低。高速段時渦輪增壓器獲得較充足的能量，進氣質量增加，保證渦輪入口溫度不超限的前提下適當地增加噴油，標定功率得以恢復至平原的89.7%.但是此時渦輪增壓器的轉速已接近上限，進一步依靠增加噴油來恢復功率的潛力已經非常有限。在發動機整個轉速區間范圍內，渦輪入口處的廢氣溫度都在700 ℃以內。

4.5 壓氣機工作狀態的分析

圖7中3 條運行線自左向右依次代表策略2、復合增壓方案、策略1 渦輪壓氣機的工作狀態。與圖4原機平原狀態的運行線比較可知，策略1 壓氣機的工作效率下降，策略2 的工作點更加接近喘振線，復合增壓方案的工作點效率值上升，且沒有明顯的喘振趨勢。

圖7 不同方案的渦輪增壓器的壓氣機運行線Fig.7 Engine operating lines on turbocharger compressor map of various schemes

策略1 中，壓氣機的空氣流量較平原有所減少，工作點左移。空燃比與平原時基本一致，而且渦輪入口溫度較低，渦輪獲膨脹功減少，壓氣機的壓比下降。總的來說，策略1 的壓氣機工作點往左下方移動，喘振傾向并不明顯，但壓氣機效率降低。

對于策略2 來說，高原環境下空氣密度降低，流經壓氣機的空氣折合流量減少，聯合運行點工作點向左移動。由圖6可知，低速段時策略2 的空燃比較低，意味著單位質量的工質獲得更多的能量，渦輪入口處燃氣的溫度較高，又由于環境背壓的降低，使渦輪可獲得更多的膨脹功，在壓氣機的壓比升高，運行點上移。以上因素的綜合影響導致策略2 的聯合運行點往左上方移動，更加靠近喘振線。

復合增壓方案中，由于一級可調增壓器提高了發動機的進氣流量，使得渦輪壓氣機的聯合工作線整體右移，同時提高了空燃比，降低了渦前溫度(見圖6)，增壓器喘振傾向被抑制。此外，由于進氣流量的增大使渦輪增壓器轉速上升，運行點移向大流量和高轉速的方向，提高了發動機低速時的壓氣機效率。采用了第一級可調增壓器后，改變了原渦輪增壓器與柴油機的匹配點，是復合增壓方案能夠獲得理想的低速特性的重要原因。

另外從圖7中看出，此渦輪增壓器的最高增壓比為4.1，而3 種方案在高速段的壓比都超過了3.5，已接近安全轉速線，被迫采取了相應的防超速措施。由于采用了低速匹配的渦輪增壓器，高速段的匹配裕度過小，以致標定功率恢復能力不足。該渦輪增壓器成了制約標定功率恢復的瓶頸，所以進一步改善該柴油機的高原特性，需重新匹配高壓比、高轉速的渦輪增壓器。

第一級可調增壓器在發動機外特性的運行狀態如圖8所示。可調壓氣機的最高壓比僅為1.5，工作壓比低于1.3，而流量范圍較寬，與汽油機使用的壓氣機特性相仿。選型時可考慮選用葉片數較少、后彎角較大的壓氣機。另外，隨著發動機轉速升高，可調增壓器的流量增大，壓比并無升高的趨勢。

圖8 復合增壓方案中可調增壓器的運行線Fig.8 The speed-adjustable compressor operating line of CASP

圖5、圖6和表2中的對比可知，采用了第一級可調增壓器后，發動機性能改善明顯，有效輸出功率比策略1 提高了40%以上，燃油消耗率比策略1 和策略2 分別下降了4%和8%，而可調增壓的耗功僅約為發動機有效功率的3%左右。

表2 可調增壓器功耗對比Tab.2 The power consumption of adjustable compressor

策略1 保持了原機的空燃比，所以燃油經濟性與原機接近，但功率下降嚴重，使用特性惡化。策略2 有較強的功率恢復能力，但是過高的渦輪入口溫度和嚴重的喘振傾向使策略2 難以實現。復合增壓方案的高原外特性燃油消耗率較低且經濟運行區寬廣，發動機低速扭矩特性得到明顯的改善，渦輪入口溫度低于限值，所以可調復合增壓方案是高原功率恢復的有效方案。復合增壓方案中第一級可調增壓器的優勢在于提高柴油機的低速特性，渦輪增壓器需滿足高速工況對增壓系統高壓比的要求。

5 結論

本文通過開展復合增壓方案的仿真計算，得到以下結論:

1)可調復合增壓方案有效解決了增壓柴油機在高原環境下遇到的壓氣機喘振、超速的問題，改善了柴油機的外特性，尤其在低速段明顯地提高發動機的動力性和經濟性。

2)低速匹配的渦輪增壓器成了柴油機高原功率恢復的瓶頸，選擇高壓比、高轉速的渦輪增壓器能進一步提升復合增壓方案的高原功率恢復能力。

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