某單缸試驗機用高壓進氣系統設計開發

李耀宗，繆雪龍，彭海勇

（201620 上海市 上海工程技術大學 機械與汽車工程學院）

0 引言

傳統內燃機為了達到國Ⅵ或更嚴格的排放標準就必須采用復雜的后處理系統，而先進燃燒技術如低溫燃燒LTC 技術，可以在不用復雜后處理情況下，實現極低的NOX與PM 排放，并保持較高的熱效率。但是現有的新燃燒技術實現低排放和高熱效率燃燒僅局限于中低負荷，高負荷會引起壓力升高率過高,導致粗暴工作，低負荷存在CO 和HC 排放高的問題，因此限制了其實際應用價值。為此，內燃機研究者需要進一步探索新的燃燒模式來突破低排放和高熱效率燃燒邊界。因此，需要建立單缸試驗發動機，進行燃燒開發。中國北方發動機研究所的狄建兵[1]等使用自研的某船用高速大功率單缸試驗機的研制方案，可以完成發動機燃燒、供油、動力單元可靠性、本體零部件冷卻水流等試驗，能夠為船用動力研發提供試驗基礎數據，有力保障項目順利進行。吉林大學的劉金山[2]等使用將CA-6100 柴油機第6缸的進、排氣及供油系統獨立出來,改造單缸試驗機及數據采集系統，獲得獨立控制燃燒邊界條件,并且進行可控參數的HCCI 燃燒試驗。上海交通大學的肖威[3]使用高壓共軌熱力學單缸柴油機，通過基于EGR 階躍過程的路徑控制程序實現了對EGR閥門階躍過程的運動路徑控制。同時，進氣系統作為發動機的動脈，就成為了單缸試驗機設計開發至關重要的一部分[4]。

1 設計目標

1.1 發動機參數

發動機是影響進氣系統設計的重要因素，不同的發動機對進氣系統的設計要求也不同[5]。選用發動機的參數如表1。

表1 發動機主要參數Tab.1 Main engine parameters

1.2 設計目標要求

進氣系統設計目標要求見表2。

表2 進氣系統設計目標要求Tab.2 Intake system design target requirements

2 進氣系統設計

進氣空調系統作為高壓進氣系統的心臟，對它的設計是重中之重。發動機進氣調節裝置（簡稱進氣空調）是汽車發動機試驗室的重要組成部分，主要用于給發動機提供恒溫、恒濕和恒壓的潔凈空氣。在試驗過程中，為發動機性能評估提供一個標準的環境條件，使試驗不受環境、地域、氣候的影響，更準確地評價發動機的性能。

2.1 設計方案

根據單缸機的設計目標，最大進氣壓力要達到5.5 bar 的同時還要保證進氣溫度和濕度。進氣空調系統必不可少。初步設想采用前端使用一個空調箱，后接增壓風機，然后通過穩壓箱接入發動機的結構。具體設計見圖1。

圖1 設計方案1Fig.1 Design Scheme 1

該方案能夠保證送風量、溫度、濕度的要求。發動機進氣空調采用噪聲小、壓力高的風機，風機與機箱連接作隔振處理，通過直徑為200 mm 送風管道，選用專用柔性風管（內置骨架）與發動機進氣口連接，送風量可根據要求采用變頻控制。進氣空調加熱器采用熱慣量小的材質，使加熱過程中響應時間很快，滯后性小。加熱管配備漏電保護、高溫保護功能，確保機組安全可靠運行。進氣空調加濕器采用電加濕方式，根據加濕量自動調整加濕功率，能適應不同地區水質，使加濕電熱管結垢少，濕度波動不受進水、排水的影響，控制精度高。進氣空調箱體留有風量緩沖腔，保證送風量變化時，送風參數響應時間快，突變小。

但是在咨詢設備時，發現沒有那么大的增壓風機，同時該方案對溫度的控制精度也未能達到目標。所以否定了該方案。

單缸機進氣壓力控制范圍要達到5.5 bar 的高壓,如果直接采用室外空氣進行處理，明顯無法達到此要求。為此在方案1 的基礎上提出設計方案2。前端采用過濾器-空壓機-冷機作為壓力控制單元，后端采用散熱器-制冷系統作為主要的溫度控制單元。設計方案如圖2 所示。

圖2 設計方案2Fig.2 Design Scheme 2

室內空氣 34.6 ℃進入空壓機后，溫度會升高。從空壓機出來的高溫氣體，先經過預冷機進行預冷，進行一定的降溫，檢測降溫后的實際溫度；然后經過散熱器，通過控制冷凍水的流量控制經過散熱器后氣體的溫度。若氣體溫度過低則減少冷凍水量，若氣體溫度超過設定溫度，則電動兩通閥自動增大開度，調節散熱能力以達到使用要求的溫度。

考慮到控制精度以及操作便利性，針對設計方案2，對空壓機和溫度控制系統進行了改進，空壓機替換為精度更高和具有遠程控制的空壓機，溫度控制系統改進為風冷冷水機組-冷凍水箱-水浴式換熱器的結構，其更加安全和溫度控制精度更高。設計方案如圖3 所示。

圖3 設計方案3Fig.3 Design Scheme 3

室內空氣經空壓機加壓后，通過過濾器過濾后的空氣經水浴式換熱器調節溫度后，達到要求的空氣流入氣缸。

考慮到合理性、實用性以及經濟性，對整體設計方案進行了適當的調整，再結合進氣空調系統設計方案3，最終定下進氣系統的設計方案。最終設計方案如圖4 所示。

圖4 最終方案Fig.4 Final plan

風冷冷水機組為系統冷源，管道加熱器為熱源，通過冷凍水箱載冷劑循環為水浴式換熱器提供控溫載冷劑，通過水浴式換熱器調節高壓空氣的溫度，設置穩壓罐作為發動機進口的穩壓裝置，通過高精度電動調壓閥泄壓后獲得指定的高壓空氣進入發動機。

3 計算與設備選型

3.1 進氣量計算流程

根據要求，空氣密度為360 m3/h，此時的壓力為 5.5 bar，對應 25 ℃時的空氣密度為0.89 kg/m3。因此體積流量為 2 120.4 kg/h，所以進氣空調的進氣量為 2 120.4/1.29=1 643 m3/h

3.2 進氣系統散熱量計算

理想氣態方程：

式中；P——氣體壓強,Pa；V——氣體體積，m3；n——氣體的物質量，mol；T——氣體的溫度，K；R——比例常數，J/(mol·K)。

空壓機進氣空氣壓力為P1、進氣體積為V1、進氣溫度為T1。空壓機出口空氣壓力為P2、出口體積為V2、出口溫度為T2。

則可得

氣體的物質量和比例常數都為固定值，因此可得

入口溫度為34.6 ℃（夏季室外干球溫度），則T1=34.6+273=307.6 K，進而可得T2=370 K，即T2（空壓機出口溫度）=370-273=97 ℃。

根據比熱容公式Q=cmΔT，進氣溫度為25℃，則ΔT=72℃，Q=42.4 kW。

3.3 設備選型

空壓機采用一臺產氣量為 38.8 Nm3/min 的水冷空壓機，冷源與制冷機組共用，過濾器使用串聯式 GHD 專用過濾器，清除壓縮空氣 0.01～1 μm以上的顆粒、油霧及水霧等。水浴式換熱器采用不銹鋼夾套式換熱器，壓縮空氣通過螺旋盤管與管外載冷劑換熱控溫，換熱功率不低于50 kW。采用風冷冷水機組，最低出水溫度-7 ℃，制冷量不低于 250 kW；采用不銹鋼管道加熱器，安裝在冷凍水循環管路上，用于氣流升溫，功率不低于36 kW。

空壓機采用變頻智能調節，可通過自身調節產氣量，同時可以加裝流量調節閥與調壓閥共同調節出氣量。電動調壓閥使用德國 SIPOS 執行器，保證排氣壓力±0.5 kPa 的調節精度。

3.4 控制系統

控制器采用一套西門子 PLC 控制器作為主控制 CPU，設置控制柜集成安裝所有電器、控制等元器件。控制屏采用10 吋西門子觸摸屏作為控制和操作界面，安裝在控制柜面板上，中文菜單、觸摸屏方式輸入設定，可設置定值運轉、程序運轉等。系統可保存實際測量的壓力、流量、溫度等參數，采樣時刻的時間、程序曲線等，最大存儲時間為 60 d。溫度傳感器的溫度控制精度±2 ℃，測量范圍-40～60 ℃。壓力傳感器的壓力控制精度±0.5 kPa，設計采用精巧型絕壓式壓力傳感器。

4 仿真模型的搭建

4.1 原機一維性能仿真模型的搭建

將整個發動機系統轉換為各個子系統，分別建模仿真。首先搭建進氣系統，其次是氣缸燃燒系統、曲軸箱系統、燃油噴射系統，最后為排氣系統。在模型搭建過程中，針對不同系統調用不同模塊，最后將各個子模型統一連接[6]。

觀察仿真圖（圖5）可以看出，元件連接順序與發動機實際連接順序一致，整個模型主要由空氣濾清器（aircleaner-1）、進氣門（InVal）、噴油裝置（di-inject-1）、氣缸（Cylinder-1）、曲軸箱（Engine），排氣門（ExVal），顆粒捕集裝置（DPF-1）等零件組成。模型中，凸輪型線控制發動機進排氣門開啟相位，噴油裝置控制仿真過程噴油量及噴油時刻。模型引導線的方向為模型中氣流的流動方向。

圖5 原發動機一維仿真模型Fig.5 One-dimensional simulation model of original engine

4.2 原機一維性能仿真模型驗證

在一維模型搭建與參數設置結束后，需對模型的合理性與精確性進行校驗。在GTPower 軟件中，利用搭建好的模型，在發動機轉速 1 000～2 500 r/min 區間內，間隔150 設置10 個仿真工況點，分別對10 個工況點進行仿真分析，分析在不同運行工況下，發動機輸出扭矩、最大功率以及油耗情況，并與原機臺架實驗數據進行對比，結果分別如圖6—圖8 所示。

由圖6 可知，仿真模型扭矩與原機最大誤差在轉速 2 500 r/min 工況下，最大誤差值為 4.70%。圖7 中，仿真模型與原機功率數據最大誤差為4.35%，最大誤差出現于2 500 r/min 處。圖8 中，仿真工況下燃油消耗率與原機實際運行數據對比，所有工況下燃油消耗率誤差最大值為4.13%，最大誤差出現在轉速 1 900 r/min 工況點。

圖6 仿真結果與原機扭矩對比Fig.6 Comparison between simulation results and original torque

圖7 仿真結果與原機功率對比Fig.7 Comparison between simulation results and original power

圖8 仿真結果與原機燃油消耗率對比Fig.8 Comparison between simulation results and fuel consumption rate of original engine

綜合來看，各工況下，對比仿真結果與發動機臺架實驗測試結果，最大誤差不超過5%，處于允許范圍內。通過對比可知，搭建的發動機模型仿真結果與原機實驗數據吻合度較好，可以準確表達原機結構。仿真計算結果對原機可行性預測有一定作用，可以將此模型用于后續對原機廢氣再循環設計及性能研究中。

4.3 EGR 仿真模型的搭建

本文設計的高壓進氣系統需要穩壓筒來降低進氣系統的壓力波動，所以需要確定EGR 通到進氣系統的位置。在穩壓筒后，能夠對缸內燃燒情況快速反應，便于控制系統的開發研究，但是會導致進入氣缸的氣體波動較大，影響試驗結果。雖然可以在其后面再接入一個混合器，但是這樣也會導致成本升高；在穩壓筒前，能夠保證進入氣缸中氣體狀態，雖然對缸內燃燒的反饋相對較慢，但是該單缸試驗機的主要目的是研究燃燒技術，所以將EGR 接在穩壓筒前。廢氣再循環仿真模型是以原機仿真模型為基礎的，將原機的直通排氣管替換為三通排氣管，將缸內燃燒產生的廢氣通過三通排氣管導出，經過冷卻裝置冷卻后重新回流到氣缸內。在廢氣再循環回路中添加冷卻裝置、EGR 閥和EGR 閥控制模塊，為精確控制回流到進氣管中的廢氣量需要對EGR 閥建立數學模型[7]。對回流廢氣降溫處理，以便減小廢氣對進氣管溫度與壓力的影響。單缸試驗機EGR一維仿真模型如圖9 所示。

圖9 EGR 仿真模型Fig.9 EGR simulation model

以該模型為基礎，考慮單缸試驗機的最高工作壓力、EGR 率最大的工作情況，來確定穩壓筒容積。由前面設計的進氣空調系統提供所需的空氣，這里直接導入5.5 bar，25 ℃的空氣。已知穩壓筒容積越大其穩壓效果越好，所以只需確定滿足要求的穩壓筒的最小容積。根據計算后結果對穩壓筒容積分別取0.5，0.8，1 m3進行了仿真分析。仿真結果分別如圖10—圖12 所示。

圖10 和圖11 中的實線是穩壓筒在一個循環內的壓力波動情況，點劃線是一個循環內的氣門升程變化。通過計算得到它們的最大波動分別為14%，7.6%，都大于5%，不滿足要求。圖12 為穩壓筒容積為1 m3時的仿真結果，此時的最大壓力波動為4%，滿足要求。故可知穩壓筒的所需容積大于1 m3即可。

圖10 穩壓筒容積0.5 m3Fig.10 Pressure stabilizing cylinder’s volume of 0.5 m3

圖11 穩壓筒容積0.8 m3Fig.11 Pressure stabilizing cylinder’s volume of 0.8 m3

圖12 穩壓筒容積1 m3Fig.12 Pressure stabilizing cylinder’s volume of 1 m3

5 結論

高壓進氣系統設計難點在于進氣空調系統的設計與精度的控制以及合適的穩壓筒容積，本文所設計的進氣系統為單缸試驗機高壓進氣系統的發展與完善提供了研究參考。受制于實驗條件限制，本文對該高壓進氣系統的設計開發只進行了數學計算和GT-Power 一維仿真，并未開展發動機實機臺架實驗研究，在后期滿足實驗條件時，可以在試驗臺架上進行實機測試，對該進氣系統做進一步驗證。