渦輪活塞組合發動機循環分析

黃開勝，張堯，張揚軍

(清華大學 汽車工程系 汽車安全與節能國家重點實驗室，北京100084)

0 引言

高熱效率和高功率密度是特種車用發動機的兩個重要追求。增壓中冷技術使柴油機的熱效率和功率密度都得到提升。如果讓柴油機排氣流經增壓器渦輪后再流經動力渦輪，動力渦輪與曲軸都輸出功率，這樣的渦輪復合柴油機的熱效率和功率密度更高。在渦輪復合柴油機的基礎上增設旁通補燃裝置的超高增壓動力渦輪復合式柴油機還能進一步提高柴油機的功率密度，改善低速轉矩特性［1-6］。但是由于自身結構的限制，柴油機的進氣流量無法得到很大提升，這就限制了柴油機功率密度的進一步提高，在特種車輛機艙容積有限的條件下，這就意味著單一柴油機的最大功率受限。燃氣輪機為連續流動系統，進氣流量大，功率密度高，但是熱效率較低。考慮到車用發動機的大功率工況并不常用，作者認為一種合理的新思路是將增壓中冷柴油機與燃氣輪機組合在一起，在常用功率工況區只讓柴油機工作，在高功率工況區由柴油機和燃氣輪機聯合工作，共同輸出功率。這樣的新型“渦輪活塞組合發動機”理應兼有高熱效率和高功率密度，比較適應大功率特種車輛的需求。

本文對渦輪活塞組合發動機的設想進行初步評估。首先介紹其構成和工作模式;其次進行理論循環分析，推出其3 種工作模式下的理論循環熱效率和比功算式(比功的定義為單位質量的系統所做的功［7］)，并在所設定的循環參數下計算理論循環熱效率和比功;最后，利用GT-Power 發動機工作過程模擬計算軟件對選定的某一增壓中冷柴油機和某一燃氣輪機組成的渦輪活塞發動機進行額定工況性能仿真計算，并估計其功率密度。

1 渦輪活塞組合發動機的構成及工作模式

渦輪活塞組合發動機由一臺增壓中冷柴油機和一臺燃氣輪機組合而成，通過改變柴油機和燃氣輪機的進排氣回路，可以實現柴油機單獨工作、燃氣輪機單獨工作和柴燃聯合工作3 種工作模式。根據車輛的功率需求，渦輪活塞組合發動機可分別在上述3 種模式下工作，并可在任意兩種模式之間進行切換。

1)柴油機單獨工作模式，如圖1 所示。當車輛處于常規功率需求狀態時使用柴油機單獨工作模式。此時，進氣系統中的小流量低增壓系統工作，空氣通過壓氣機2 升壓，再經中冷后進入柴油機氣缸。氣缸排出的廢氣流經渦輪2 后排出。渦輪2 帶動壓氣機2. 機械功率通過柴油機曲軸輸出。由于柴油機單獨工作模式只需滿足車輛常規功率需求，組合發動機可以使用額定功率較小的柴油機，因而相比于單一高功率車用柴油機，組合發動機的柴油機單獨工作模式具有負荷率高、效率高、油耗低的特點。

圖1 柴油機單獨工作模式示意Fig.1 Single diesel mode

2)燃氣輪機單獨工作模式，如圖2 所示。由于燃氣輪機具有起動速度快的特點，當車輛處于低溫工作環境時，使用燃氣輪機單獨工作模式可使組合發動機快速起動。此時，進氣系統中的大流量高增壓系統工作，空氣通過壓氣機1 提高壓力，而通向柴油機氣缸的回路關閉，因而空氣全部進入環管燃燒室。燃燒后排出的高溫高壓氣體先后流經渦輪1 和動力渦輪。渦輪1 帶動壓氣機1，而動力渦輪對外輸出機械功率。

圖2 燃氣輪機單獨工作模式示意Fig.2 Single gas turbine mode

3)柴油機和燃氣輪機聯合工作模式，如圖3 所示。當車輛處于大功率需求狀態時使用柴油機和燃氣輪機聯合工作模式。此時，進氣系統中的大流量高增壓系統工作，空氣通過壓氣機1 提高壓力后分為兩部分:一部分經中冷后進入柴油機氣缸，一部分直接進入環管燃燒室。由氣缸和環管燃燒室分別排出的兩部分氣體在渦輪1 前匯合，流經渦輪1 后，又流經動力渦輪排出。渦輪1 帶動壓氣機1，而動力渦輪與曲軸都對外輸出功率。

圖3 柴油機和燃氣輪機聯合工作模式示意Fig.3 Combined mode

2 渦輪活塞組合發動機理論循環分析

記循環起始狀態點1 的氣體溫度為T1，壓力為p1;壓氣機1 的壓比為π1，壓氣機2 的壓比為π2;柴油機壓縮比為ε，壓力升高比為λ，預膨脹比ρ;燃氣輪機環管燃燒室增溫比為τ;氣體的等熵指數為k，等容比熱和等壓比熱分別為cv和cp，氣體質量流量為，進入柴油機氣缸的氣體質量分數為α，相應地進入環管燃燒室的氣體質量分數為1 -α;理論循環吸收的熱量為Q1、放出的熱量為Q2、熱效率為η、比功為w;柴油機單獨工作、燃氣輪機單獨工作、柴油機和燃氣輪機聯合工作3 種模式的理論循環參數分別用下標d、b、c 表示。

2.1 柴油機單獨工作的理論循環

增壓中冷柴油機單獨工作的理論循環為迪塞爾-布雷登聯合循環，其溫熵圖如圖4 所示。

圖4 柴油機單獨工作的理論循環溫熵圖Fig.4 T-s diagram of theoretical cycle of single diesel mode

圖中:1-2 過程為壓氣機2 內的等熵壓縮過程，2-3 過程為中冷器內的等壓中冷過程，且假設3 狀態氣體溫度與1 狀態相等［7］，3-4 過程為柴油機氣缸內的等熵壓縮過程，4-5 過程為柴油機氣缸內的等容加熱過程，5-6 過程為柴油機氣缸內的等壓加熱過程，6-7 過程為柴油機氣缸內的等熵膨脹過程，7-3過程為等容放熱過程，3-8 過程為等壓吸熱過程，8-9過程為渦輪2 內的等熵膨脹過程，9-1 過程為等壓放熱過程。需要說明的是，鑒于渦輪增壓柴油機氣缸排出的廢氣并未直接排入環境，而是被用來推動渦輪2 做功，故在此理論循環分析中將氣缸的排氣過程分為等容放熱過程7-3 和等壓吸熱過程3-8，且認為等容放熱過程放出的熱量等于等壓吸熱過程吸收的熱量，8 狀態為進入渦輪2 的廢氣狀態。

根據工程熱力學基本關系［7］，可推導出柴油機單獨工作的理論循環熱效率和比功如下:

2.2 燃氣輪機單獨工作的理論循環

燃氣輪機單獨工作的理論循環為布雷登循環，其溫熵圖如圖5 所示。

圖5 燃氣輪機單獨工作的理論循環溫熵圖Fig.5 T-s diagram of theoretical cycle of single gas turbine mode

圖中:1-2 過程為壓氣機1 內的等熵壓縮過程，2-3 過程為環管燃燒室內的等壓加熱過程，3-4 過程為渦輪1 和動力渦輪內的等熵膨脹過程，4-1 過程為等壓放熱過程。

根據工程熱力學基本關系［7］，可推導出燃氣輪機單獨工作的理論循環熱效率和比功如下:

2.3 柴油機和燃氣輪機聯合工作的理論循環

柴油機和燃氣輪機聯合工作的理論循環為迪塞爾-布雷登聯合循環，其溫熵圖如圖6 所示。

圖6 柴燃聯合工作的理論循環溫熵圖Fig.6 T-s diagram of theoretical cycle of combined mode

圖中:1-2 過程為壓氣機1 內的等熵壓縮過程，氣體自2 狀態被分成兩部分:一部分流經中冷器進入柴油機氣缸，2-3 過程為等壓放熱過程，3-4-5-6-7-3-8 過程為柴油機缸內循環過程，另一部分直接進入環管燃燒室，2-9 過程為等壓加熱過程，兩部分氣體在渦輪1 前匯合，8-10 和9-10 為等壓混合過程，10-11 為渦輪1 和動力渦輪內的等熵膨脹過程，11-1為等壓放熱過程。

柴油機和燃氣輪機聯合工作的理論循環熱效率和比功可分別用以下各式計算:

在此附帶說明一點，本文所議的渦輪活塞組合發動機的柴油機和燃氣輪機聯合工作模式與一些船舶用的“柴油機和燃氣輪機聯合動力裝置”截然不同。后者中的柴油機和燃氣輪機各有獨立的進排氣系統，因此它們的工作循環也毫無關聯，只不過是它們的動力輸出軸通過機械裝置相連接共同對外輸出動力而已。

柴油機氣體質量分數、環管燃燒室增溫比、壓力升高比等參數代表了聯合工作模式柴油機和燃氣輪機功率分配比例，柴油機功率分配比例越大則熱效率越高。參考現有機型額定工況的實際參數，設定上述3 種工作模式下的理論循環各參數。對于所有3 種循環，環境溫度均取為T1=300 K，環境壓力均取為p1=100 kPa. 柴油機單獨工作理論循環中，氣缸壓縮比ε =17.5，壓力升高比λd=1.8，預膨脹比ρd=1.5，壓氣機2 壓比π2=2，空氣質量流量=0.15 kg/s. 燃氣輪機單獨工作循環中壓氣機1 壓比π1=3，環管燃燒室增溫比τb=3，空氣質量流量=1 kg/s. 在柴油機和燃氣輪機聯合工作時，設壓氣機1 的流量壓比均保持與燃氣輪機單獨工作時一樣為=1 kg/s，π1=3;設此時進入柴油機氣缸的空氣質量流量與柴油機單獨工作時一樣，為0.15 kg/s，即柴油機流量分配系數α =0.15，相應地通過環管燃燒室的空氣質量流量為(1 - α)=0.85 kg/s，通過渦輪1 的空氣質量流量為壓氣機1 的流量、壓比以及通過渦輪1 的空氣質量流量均與燃氣輪機單獨工作時相同，意味著此時渦輪1前的溫度Tt1，c也必與燃氣輪機單獨工作時渦輪1 前溫度Tt1，b相同，而此溫度是由0.15 kg/s 的柴油機排氣和0.85 kg/s 的環管燃燒室排氣混合后得出的，柴油機排溫與λc、ρc有關，環管燃燒室排溫與τc有關(均可通過改變噴油量和噴油時間來調節)。另一方面，由于壓比π1＞π2，柴油機和燃氣輪機聯合工作時柴油機的進氣壓力高于柴油機單獨工作時的壓力，相應的壓縮終點壓力也高，因此λc的改變還受限于缸內最大燃燒壓力。合理的假設是柴油機和燃氣輪機聯合工作時缸內最大燃燒壓力pc，max等于柴油機單獨工作時的pd，max;柴油機和燃氣輪機聯合工作時缸內循環吸熱量Q1c，d等于柴油機單獨工作時的循環吸熱量Q1d. 于是，柴油機和燃氣輪機聯合工作理論循環3 參數λc、ρc和τc需由(1)式和以下各式聯解得出，結果為:λc=1.2，ρc=2.1，τc=3.18.

根據上述理論循環參數及k = 1.4、cv=0.717 kJ/(kg·K)、cp=1.003 kJ/(kg·K)，用(1)式～(12)式可分別計算出柴油機單獨工作、燃氣輪機單獨工作、柴油機和燃氣輪機聯合工作3 種模式下的的理論循環熱效率和比功，計算結果如表1 所示。

表1 3 種工作模式的理論循環熱效率和比功之對比Tab.1 Comparison of thermal efficiencies and specific works of 3 working modes

由表1 可見，柴油機和燃氣輪機聯合工作模式的理論循環熱效率和比功高于燃氣輪機單獨工作，但低于柴油機單獨工作。顯然，由于柴油機和燃氣輪機聯合工作理論循環是柴油機單獨工作理論循環與燃氣輪機單獨工作理論循環的組合，其熱效率和比功理應介于二者之間。同時還可推斷出，加大柴油機進氣分配系數α 可提高理論循環熱效率和比功。

3 渦輪活塞組合發動機仿真分析

限于實際條件，將只能用功率相近的一臺增壓中冷柴油機與一臺燃氣輪機組成渦輪活塞組合發動機來進行試驗研究。本文先對此組合發動機做一仿真分析。所選柴油機與燃氣輪機額定功率點技術參數如表2 所示。

表2 基礎發動機額定功率點技術參數Tab.2 Parameters of basic engines at the rated power point

圖7 渦輪活塞組合發動機仿真模型Fig.7 Simulation model of turbo diesel combined engine

在GT-Power 中建立所設想渦輪活塞組合發動機仿真模型，如圖7 所示。該仿真模型包括所選柴油機的仿真模型、所選燃氣輪機的仿真模型和引放氣仿真模型。柴油機仿真模型和燃氣輪機仿真模型均根據所選柴油機和燃氣輪機技術參數分別進行了標定。表3 和表4 分別給出了柴油機和燃氣輪機額定工況的仿真結果與試驗結果，各對應參數均相當接近。

引放氣仿真模型模擬的是圖3 中由壓氣機1 經由電磁閥到中冷器的一段管路和由柴油機排氣管經由電磁閥到渦輪1 的一段管路，用了GT-Power 中的PipeRound 模塊和ThrottleConn 模塊。先利用NUMECA 三維仿真軟件，計算了給定流量下，氣體流經引放氣管路后的壓力、溫度變化，據此設定了PipeRound 模塊的進出口直徑、長度和壁面溫度等參數，使給定流量下氣體流經PipeRound 模塊后的壓力、溫度變化與三維仿真結果一致。根據實際選擇電磁閥的技術參數，設定了ThrottleConn 模塊的直徑、流量系數等參數。

表3 柴油機額定功率點仿真模型驗證Tab.3 Verification of diesel simulation model

表4 燃氣輪機額定功率點仿真模型驗證Tab.4 Verification of gas turbine simulation model

柴油機和燃氣輪機聯合工作時，設定燃氣輪機和柴油機的噴油量與各自額定工況的噴油量相等，柴油機引、放氣電磁閥的開度均為100%，仿真結果如表5 所示。

表5 渦輪活塞組合發動機柴油機和燃氣輪機聯合工作額定工況仿真結果Tab.5 Simulated results of the combined mode under rated operating condition

由表5 可見，柴油機和燃氣輪機聯合工作時比油耗為593 g/(kW·h)，介于柴油機單獨工作與燃氣輪機單獨工作之間，相比燃氣輪機的燃油經濟性有大幅度提高。柴油機和燃氣輪機聯合工作的總輸出功率為151.51 kW，比柴油機、燃氣輪機單獨工作額定功率之和少了8.7%，這是因為曲軸輸出功率比柴油機單獨工作時的額定功率減少了，而曲軸輸出功率減少主要是因為柴油機和燃氣輪機聯合工作時柴油機排氣背壓增加，泵氣損失增加，如表6 所示。因為動力渦輪膨脹比和總空氣質量流量稍增加，動力渦輪輸出功率略有增加。

表6 柴油機功率及進排氣壓力仿真結果Tab.6 Simulated results of power and inlet/outlet pressure

設想渦輪活塞組合發動機采用柴油機在下、燃氣輪機在上的并列布置方式，其外形尺寸可以估計為在長度和寬度方向與柴油機和燃氣輪機二者間的最大尺寸相等，在高度方向是二者高度之和，因而組合發動機的外形尺寸約為895 mm × 622 mm ×1 045 mm. 由此，其功率密度估計為260 kW/m3. 在表7 中對比了此渦輪活塞組合發動機與兩臺功率接近的車用增壓中冷柴油機的功率密度，可見前者比后二者的功率密度高出許多。

表7 渦輪活塞組合發動機與量產車用柴油機功率密度對比Tab.7 Comparison of power densities of combined turbo piston engine and mass production diesel engine

以上只模擬計算了此渦輪活塞組合發動機額定工況的性能。對于車用發動機來說，使用百千米油耗決定于常用工況性能，而此機常用工況是柴油機單獨工作模式下的高負荷率工況，肯定有利于提高使用中的燃油經濟性。

4 結論

本文介紹了一種新型“渦輪活塞組合發動機”的構成與工作模式，對其3 種工作模式(柴油機單獨工作、燃氣輪機單獨工作、柴油機和燃氣輪機聯合工作)進行了熱力循環理論分析，推導了循環熱效率和比功的計算公式。根據設定的熱力循環參數，計算了該機3 種模式下的理論循環熱效率和比功。

利用GT-Power 搭建了組合發動機仿真模型，計算了由功率相近的某一柴油機和某一燃氣輪機組成的渦輪活塞組合發動機額定工況的比油耗和功率，并估算了功率密度。

計算結果表明，渦輪活塞組合發動機可以獲得比燃氣輪機高的熱效率，比柴油機高的功率密度。這一優點對于大功率特種車輛是很有意義的，值得對這種發動機的工程實現，特別是工作模式切換與工況控制方面的問題，進行進一步的基礎研究和深入評估。

References)

［1］王銀燕，張洪義. 幾種增壓系統及其組合的理論分析［J］. 內燃機車，1992(2):31 -40.WANG Yin-yan，ZHANG Hong-yi. Theoretical analysis of several boost systems and their combinations［J］. Diesel Locomotives，1992(2):31 -40.(in Chinese)

［2］謝煥章，張洪義，白濤. 旁通補燃動力渦輪復合式發動機的理論研究［J］. 工程熱物理學報，1983，4(2):105 -111.XIE Huan-zhang，ZHANG Hong-yi，BAI Tao. Theoretical study on the turbocompound engine with bypass and complementary combustion［J］. Journal of Engineering Thermophysics，1983，4(2):105 -111.(in Chinese)

［3］趙靜霞，鄭令儀，孫祖國. 具有旁通補燃、超高增壓、低壓縮比復合發動機循環的熱力分析［J］. 兵工學報:坦克裝甲車與發動機分冊，1984(4):55 -65.ZHAO Jing-xia，ZHENG Ling-yi，SUN Zu-guo. Theoretical analysis of combined engine cycle with supplementary burning，high pressure and low compression ratio［J］. Acta Armamentarii:Tank Armored Vehicle and Engine，1984(4):55 -65.(in Chinese)

［4］倪維斗，路四清，李政. 超高增壓柴油機系統動靜態特性分析［J］. 兵工學報:坦克裝甲車與發動機分冊，1989(2):22 -33.NI Wei-dou，LU Si-qing，LI Zheng. Analysis of steady and dynamic characteristics of hyper-bar engine systems［J］. Acta Armamentarii:Tank Armored Vehicle and Engine，1989(2):22 -33.(in Chinese)

［5］Sanjay，Agarwal M，Rajay. Energy and exergy analysis of braytondiesel cycle［C］∥Proceedings of the World Congress on Engineering. London，UK:the International Association of Engineers ，2009:1 -3.

［6］El-Awad M M. Energy and exergy analysis of a combined dieselengine gas-turbine system for distributed power generation［J］. International Journal of Thermal and Environmental Engineering，2013，5(1):31 -39.

［7］朱明善，劉穎，林兆莊，等.工程熱力學［M］.北京:清華大學出版社，1995.ZHU Ming-shan，LIU Ying，LIN Zhao-zhuang. Engineering thermodynamics［M］. Beijing:Tsinghua University Press，1995. (in Chinese)