二級增壓柴油機壓縮比和噴油提前角優化研究

商海昆，董長龍，何劍豐，樊豐，李萍，黃綿敦，謝亮

(1.河北華北柴油機有限責任公司，河北 石家莊 050081；2.解放軍駐國營第5460廠軍事代表室，河北 石家莊 050081；3.北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081)

二級增壓柴油機壓縮比和噴油提前角優化研究

商海昆1，董長龍1，何劍豐1，樊豐2，李萍1，黃綿敦3，謝亮1

(1.河北華北柴油機有限責任公司，河北 石家莊 050081；2.解放軍駐國營第5460廠軍事代表室，河北 石家莊 050081；3.北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081)

為解決某V型柴油機由單級增壓改為二級增壓后，最高燃燒壓力過高問題，通過GT-Power軟件建立柴油機仿真模型，利用試驗數據進行校核，仿真研究了噴油提前角和壓縮比對二級增壓柴油機性能及最高燃燒壓力的影響規律。以二級增壓柴油機的試驗最高燃燒壓力作為限制條件，以轉矩達到最大為目標，利用GT-POWER中的DOE工具對噴油提前角和壓縮比進行聯合優化。仿真結果表明：降低壓縮比能夠有效降低最大轉矩點(1 300 r/min)和標定點(2 100 r/min)的最高燃燒壓力，壓縮比每降低1，最大轉矩點最高燃燒壓力降低0.8 MPa，標定點最高燃燒壓力降低1.16 MPa；得出優化后的壓縮比和噴油提前角相對變化值為14.9°CA和4.3°CA. 根據試驗機的結構條件，利用試驗機在柴油機臺架上驗證了優化結果的可行性。

動力機械工程；二級增壓柴油機；壓縮比；噴油提前角；最高燃燒壓力；動力性

0 引言

盡管近幾年為了改善柴油機的動力性和經濟性，從結構和材料方面采取了一定的措施來提高柴油機的剛度和強度，以適應更高的燃燒壓力。然而柴油機的剛度和強度總有一定的極限，因此在不超過其極限的情況下，要進一步提高增壓度，必須采取一定的措施限制最高燃燒壓力，使在提高增壓壓力來提高平均有效壓力的同時，機械負荷和熱負荷近似不變[1]。

隨著柴油機使用范圍的擴大，對柴油機提出了更高的要求，環境適應性就是其中一個。由于高原環境與平原差別較大，造成平原匹配良好的單級增壓柴油機在高原性能嚴重惡化，增壓器無法正常工作，主要表現為低速喘振、高速超速超溫等[2-3]。除此之外，單級增壓系統很難滿足柴油機高原環境下大流量和高壓比的使用需求[4-5]，即便增壓器廠商能夠針對柴油機的高原需求研發大流量高壓比的增壓器，將導致柴油機平原性能下降[6]，高原喘振傾向加劇[7]。二級增壓系統是實現高增壓比和寬流量范圍的技術方案之一[8-10]。

本文的研究對象為某V型柴油機，為了滿足高原環境的使用要求，由單級增壓改為二級增壓，在不進行其他相應調整的前提下，由于增壓壓比的提高使最高燃燒壓力上升，影響柴油機的壽命。在保證柴油機的可靠性和滿足動力性的前提下，降低柴油機的最高燃燒壓力是必須解決的技術問題。柴油機的最高燃燒壓力主要與燃燒開始時的狀態、燃燒過程有關。噴油提前角[11]和壓縮比[12]的增大，一方面有助于動力性的提高，另一方面也會造成最高燃燒壓力的升高。合理的選擇壓縮比和噴油提前角可以改善柴油機的動力性，同時保證最高燃燒壓力低于限制值[13]。

由于壓縮比、噴油提前角對柴油機性能和最高燃燒壓力的耦合影響，難以得到其最優組合。因此本文以此問題為導向，通過仿真和試驗，優化二級增壓柴油機壓縮比和噴油提前角，降低最高燃燒壓力，改善動力性和經濟性。

1 研究對象

原機為某單級增壓V型6缸柴油機，其主要技術參數見表1. 試驗樣機是在原機的基礎上，將單級增壓系統更換為二級增壓系統，其原理圖如圖1所示。原單級增壓系統與二級增壓系統相關試驗數據對比見表2，從表2可以看出，原單級增壓系統改為二級增壓系統后，標定點(轉速2 100 r/min)和最大轉矩點(轉速1 300 r/min)處的增壓壓力都有明顯的增加，從而導致最高燃燒壓力上升。

圖1 二級增壓柴油機結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of two-stage turbocharged diesel engine

表2 單級增壓與二級增壓系統數據對比Tab.2 Comparison of single-stage and two-stage turbocharged systems

2 仿真分析

2.1 仿真模型建立和校核

利用GT-Power軟件對原柴油機進行建模，并利用試驗數據對模型進行驗證校核，在此基礎上搭建二級增壓柴油機模型，所做的改變包括：1)燃燒模型：將匹配二級增壓系統后試驗采集的放熱率輸入模型中作為燃燒模型；2)進排氣系統：采用二級增壓系統。

仿真模型中的環境狀態、中冷后溫度和循環噴油量等與試驗情況保持一致，在試驗時柴油機轉速從1 200 r/min到2 100 r/min時旁通閥處于打開狀態。在仿真計算時通過調節旁通閥的開度使仿真結果與試驗結果相吻合。仿真值與試驗值的偏差基本保證在10%以內，只是最大轉矩點工況下的最高燃燒壓力的偏差稍微超出10%，滿足工程應用的需要，二級增壓柴油機試驗和仿真主要數據見表3.

表3 試驗和仿真主要數據Tab.3 Main test and simulation data

2.2 噴油提前角影響規律仿真分析

柴油機的噴油提前角是影響其燃燒性能的主要參數之一，過大或過小的噴油提前角直接影響到柴油機的輸出功率,增加燃油消耗,導致工作粗暴,燃燒溫度過高。在壓縮比不變的前提下，適當地提前噴油定時可以獲得較低的燃油消耗率和較低的排氣溫度，但同時也會提高最高燃燒壓力。因此，在一定的范圍內調整噴油提前角可進一步優化發動機的性能[11]。

為了分析噴油提前角對柴油機性能的影響規律，首先假設壓縮比等其他參數不變，將噴油提前角作為單一變量。由于模型中采用了燃燒放熱率來表征燃燒模型，燃燒放熱率的形狀取決于燃燒開始時發動機缸內的氛圍(壓力、溫度、成分等)。由于改變發動機噴油提前角對燃燒前期缸內的狀態影響較小，所以可以將燃燒模型簡化為固定的形狀，而僅隨提前角變化發生平移。因此，為了反映噴油提前角對燃燒過程的影響，將噴油提前角的相對變化量設置在燃燒模型中，即將放熱率曲線向前或向后平移。本論文的優化工況點為最大轉矩點和標定點，使噴油提前角在原提前角基礎上依次提前0°CA、2°CA、4°CA、6°CA，研究分析提前角對柴油機性能的影響。

噴油提前角對最高燃燒壓力的影響結果如圖2所示。圖2中橫坐標相對提前角表示噴油提前角在原噴油提前角基礎上增加的曲軸轉角度數，如原機在最大轉矩點的噴油提前角為-8.5°CA，橫坐標6°CA表示噴油提前角變為-14.5°CA. 原機在標定點的噴油提前角為-5.5°CA，相當于噴油提前角變為-11.5°CA.

如圖2所示，在最大轉矩點時，隨著噴油提前角的增大，最高燃燒壓力線性上升，噴油提前角增大6°CA，最高燃燒壓力上升了2.5 MPa(17%)，提前角每增大1°CA，最高燃燒壓力平均上升0.42 MPa. 這是因為在最大轉矩點時原機燃燒開始點位于上止點前，提前噴油會使得上止點前放熱比例增加，所以最高燃燒壓力快速線性升高。在標定點時，當噴油提前角在原提前角基礎上增大4°CA時，最高燃燒壓力幾乎無變化，隨后，隨著提前角的繼續增大，最高燃燒壓力也呈線性上升的趨勢，當噴油提前角增大6°CA時，最高燃燒壓力上升了0.4 MPa(2.4%)，這是因為在標定點時，由于噴油壓力波傳播到噴油器的時間滯后，原機的燃燒始點落后于上止點，這時由于活塞已經向下移動，所以在噴油提前角相對較小時對缸壓影響較小，而當提前較大時最高爆發壓力開始呈現增加趨勢，但是增加趨勢較最大轉矩點時小。

增壓壓力隨噴油提前角的變化規律如圖3所示，隨著噴油提前角的增大，最大轉矩點和標定點的增壓壓力均下降。在最大轉矩點時，提前角增大6°CA，增壓壓力下降0.011 MPa(4.2%)；在標定點時，提前角增大6°CA，增壓壓力下降0.013 MPa(3.7%)。

圖3 噴油提前角對增壓壓力的影響Fig.3 Influence of fuel injection advance angle on boost pressure

轉矩隨噴油提前角的變化規律如圖4所示，隨著噴油提前角的增大，最大轉矩點和標定點的轉矩均線性上升，但標定點的轉矩比最大轉矩點的轉矩上升得快。在最大轉矩點時，提前角增大6°CA，轉矩上升37 N·m(1.9%)；在標定點時，提前角增大6°CA，轉矩上升114 N·m (8.3%)。

圖4 噴油提前角對轉矩的影響Fig.4 Influence of fuel injection advance angle on torque

提前角對渦前溫度的影響如圖5所示，隨著提前角的增大，最大轉矩點和標定點的渦前溫度均逐漸減小。當噴油提前角增加6°CA時，最大轉矩點的渦前溫度減小了14 ℃(1.9%)，標定點的渦前溫度下降了15 ℃(2.3%)。

圖5 噴油提前角對渦前溫度的影響Fig.5 Influence of fuel injection advance angle on inlet temperature of turbine

噴油提前角對燃油消耗率的影響如圖6所示，隨著提前角的增大，最大轉矩點和標定點的燃油消耗率均線性下降，且標定點的燃油消耗率下降得更快。當提前角增大6°時，最大轉矩點的燃油消耗率下降了3.9 g/(kW·h)(1.9%)，標定點的燃油消耗率下降了20 g/(kW·h)(7.6%)。

圖6 噴油提前角對燃油消耗率的影響Fig.6 Influence of fuel injection advance angle on brake specific fuel consumption

噴油提前角的改變使得柴油機的燃燒過程發生變化，從而影響柴油機的性能，隨著噴油提前角的增加，燃燒過程提前進行，最高燃燒壓力上升，使得缸內工質的做功能力提高，輸出轉矩增加。在循環供油量不變的前提下，燃油消耗率下降，渦前溫度下降，這將導致渦輪獲得的能量減少，增壓壓力下降，使得進氣終了的缸壓下降，最高燃燒壓力下降。從上述分析可以得出：最高燃燒壓力的變化同時受到燃燒過程和增壓壓力的影響，從而使得提前角對最大轉矩轉速和標定轉速的缸壓影響表現為不同的規律。

2.3 壓縮比影響規律仿真分析

影響發動機性能指標最重要的結構參數是壓縮比。壓縮比越大,缸內壓力和溫度升高得越高。增壓柴油機隨著進氣壓力的提高,最高燃燒壓力和壓力升高率也隨之增加。為降低機械負荷，一般采用較小的壓縮比，但是壓縮比過小，對于柴油機的燃燒性能和冷起動不利。指示熱效率隨著壓縮比的增加而增大，而機械效率隨著壓縮比的增加而減小。因此需要綜合考慮這兩方面的因素，進行優化折衷[13]。

保持噴油提前角等其他參數不變，分別在最大轉矩點和標定點，設置壓縮比為14.0，14.5、15.0、15.5、16.0、16.5，仿真計算壓縮比對柴油機性能的影響。

壓縮比對最高燃燒壓力的影響如圖7所示，隨著壓縮比的增大，最大轉矩點和標定點的最高燃燒壓力均逐漸增大。當壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉矩點的最高燃燒壓力由12.72 MPa增加到14.72 MPa，增加了2.0 MPa(13%)，標定點的最高燃燒壓力由12.81 MPa增加到15.71 MPa，增加了2.9 MPa(19%)。平均壓縮比每增大1，最大轉矩點的最高燃燒壓力增大0.8 MPa，標定點的最高燃燒壓力增大1.16 MPa.

圖7 壓縮比對最高燃燒壓力的影響Fig.7 Influence of compression ratio on maximum combustion pressure

壓縮比對增壓壓力的影響如圖8所示，隨著壓縮比的增大，最大轉矩點和標定點的增壓壓力均逐漸下降，當壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉矩點的增壓壓力下降0.005 MPa(2.1%)，標定點的最高燃燒壓力增加了0.006 MPa(1.8%)。

圖8 壓縮比對增壓壓力的影響Fig.8 Influence of compression ratio on boost pressure

圖9 壓縮比對轉矩的影響Fig.9 Influence of compression ratio on torque

壓縮比對轉矩的影響如圖9所示，隨著壓縮比的增大，最大轉矩點和標定點的轉矩均逐漸增大。當壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉矩點的轉矩增加了40 N·m (2.1%)，標定點的轉矩增加了35 N·m(2.5%)。平均壓縮比每增大1,最大轉矩點轉矩增加16 N·m，標定點轉矩上升14 N·m.

當壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉矩點的渦前溫度降低了9 ℃ (1.3%)，標定點的渦前溫度降低了5.2 ℃(1%)，如圖10所示。

圖10 壓縮比對渦前溫度的影響Fig.10 Influence of compression ratio on inlet temperature of turbine

當壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉矩點的燃油消耗率降低了4.4 g/(kW·h)(2.1%)，標定點的燃油消耗率降低了6.8 g/(kW· h)(2.6%)，如圖11所示。

圖11 壓縮比對燃油消耗率的影響Fig.11 Influence of compression ratio on brake specific fuel consumption

隨著壓縮比的提高，缸內工質被壓縮的程度提高，其溫度和壓力上升，最高燃燒壓力上升，使得缸內工質的做功能力提高，輸出轉矩增加，在循環供油量不變的前提下，燃油消耗率下降，渦前溫度下降。

3 噴油提前角和壓縮比的優化

通過上述分析，減小壓縮比能夠有效降低最高燃燒壓力，且標定點的最高燃燒壓力降低得更為顯著。而二級增壓方案的試驗結果顯示，其在標定點的最高燃燒壓力為16.2 MPa，高出原機1.5 MPa，最高燃燒壓力偏高，在最大轉矩點時為15.9 MPa，而原機為16.2 MPa，并未高出原機。因此，重點是通過降低壓縮比來解決標定點最高燃燒壓力超限的問題，同時需要通過增大噴油提前角來補償因壓縮比的降低導致的功率下降。而提前角的增大又會導致最高燃燒壓力的上升，因此需要在限制最高燃燒壓

力的前提下對提前角和壓縮比進行優化。

3.1 優化目標與約束條件

優化目標：保持循環油量不變，在最大轉矩點和標定點的功率分別達到最大。

約束條件：最高燃燒壓力不超限。最高燃燒壓力限制的具體數值分為：以二級增壓方案試驗在最大轉矩點和標定點的最高燃燒壓力分別作為此次優化中最大轉矩點和標定點的限制值。

雖然仿真所用模型是根據試驗數據校核過的，但由于仿真模型仍然與試驗數據存在一定誤差，因此，在優化操作過程中以校驗模型仿真計算的最高燃燒壓力作為限值，優化結果僅與優化前校驗模型的計算結果比較，而不與實際試驗數據比較。

3.2 優化結果

利用GT-POWER中的DOE工具進行優化。

保持循環油量不變，通過優化噴油提前角和壓縮比，使其最大轉矩點和標定點的轉矩分別達到最大值。以二級增壓方案在最大轉矩點和標定點的最高燃燒壓力分別作為此次優化中最大轉矩點和標定點的限制值。優化結果如表4所示，表4中優化結果等效試驗值是按照仿真結果與試驗數據之間的誤差計算得到與優化后結果相對應的等效試驗值。

表4 優化結果Tab.4 Optimized results

從表4中對比數據可以看出，通過噴油提前角和壓縮比的優化，可以有效降低標定點的最高燃燒壓力，下降幅度為13.2%，并使最大轉矩點的最高燃燒壓力維持在優化前二級增壓方案的水平。但會導致優化后標定點的燃油消耗率上升5.9%，最大轉矩點的燃油消耗率上升5.7%. 優化后的提前角在原機基礎上增大4.3°CA，壓縮比為14.9.

4 試驗驗證

依據仿真結論，將研究對象的壓縮比和相對噴油提前角確定為15°CA和4.5°CA，試驗獲得的主要數據見表5。在最高燃燒壓力限制內，指標達到了原機要求，即標定點處功率達到330 kW，燃油消耗率不超過245 g/(kW·h)，最大轉矩點處，轉矩達到1 950 N·m.

表5 試驗結果Tab.5 Test results

5 結論

1)二級增壓柴油機中噴油提前角的變化對最大轉矩點時的缸內最高燃燒壓力的影響更為顯著，針對本文的二級增壓柴油機，基于仿真計算得到：平均提前角每增大1°CA，最高燃燒壓力上升0.42 MPa. 而在標定點時，提前角增大4°CA時，最高燃燒壓力幾乎無變化，提前角增大6°CA時，最高燃燒壓力上升了0.4 MPa. 噴油提前角的變化對標定點時的動力性和經濟性影響更為顯著，當提前角增大6°CA時，轉矩增加了8.3%，燃油消耗率下降了7.6%.

2)最高燃燒壓力對壓縮比的變化很敏感，降低壓縮比能夠有效降低最大轉矩點和標定點的最高燃燒壓力，針對本文的二級增壓柴油機，基于仿真計算得到：壓縮比每降低1，最大轉矩點的最高燃燒壓力降低0.8 MPa，標定點的降低1.16 MPa.

3) 柴油機由單級增壓改為二級增壓后，通過使用GT-POWER中的DOE工具進行優化分析，得到優化后的壓縮比和噴油提前角相對變化值為14.9和4.3°CA，并根據試驗機的結構條件，驗證了優化結果的可行性。

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Research on Compression Ratio and Fuel Injection Advance Angle Optimization of Two-stage Turbocharged Diesel Engine

SHANG Hai-kun1, DONG Chang-long1，HE Jian-feng1，FAN Feng2，LI Ping1，HUANG Mian-dun3，XIE Liang1

(1.Hebei Huabei Diesel Engine Co., Ltd.，Shijiazhuang 050081, Hebei, China；2. PLA Military Delegate Office in Factory 5460，Shijiazhuang 050081, Hebei, China；3.School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

To address the issue that the maximum combustion pressure is too high after a certain V shape diesel engine is modified into two-stage turbocharged system from one-stage turbocharged system, the effects of fuel injection advance angle and compression ratio on the performance and maximum combustion pressure of two-stage turbocharged diesel engine are simulated by building a simulation model on the software GT-Power and using experimental data, and the united optimization of both the fuel injection advance angle and compression ratio is conducted with the tool DOE of GT-Power by taking experimental maximum combustion pressure of the two-stage turbocharged engines as limitation and taking the maximum torque as goal. The decrease of the compression ratio can effectively reduces the maximum combustion pressure at 1 300 rpm and 2 100 rpm. For every 1 decreased in the compression ratio, the maximum combustion pressure is decreased by 0.8 MPa at 1 300 rpm and 1.16 MPa at 2 100 rpm, respectively. Relative variations of optimized compression ratio and fuel injection advance angle are 14.9°CA and 4.3°CA, respectively. The feasibility of the result is validated according to the structural condition of the testing diesel engine. Verification with trial machine is conducted on diesel engine bench.

power machinery engineering; two-stage turbocharged diesel engine; compression ratio; fuel injection advance angle; maximum combustion pressure; power performance

2016-04-05

商海昆(1965—), 男, 研究員級高級工程師。E-mail: hckjkfb_shanghk@163.com

TK421+.23

A

1000-1093(2017)01-0020-07

10.3969/j.issn.1000-1093.2017.01.003