韓愷，朱振夏，張付軍，李云龍，付耿，章振宇

(北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京100081)

0 引言

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

發(fā)動機(jī)采用了增壓系統(tǒng)之后，高原環(huán)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(fù)發(fā)動機(jī)功率。但為防止增壓器超速，在發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速時，常采取減油或放氣的措施，導(dǎo)致標(biāo)定功率下降。此外，最大扭矩點(diǎn)對應(yīng)發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速提高，更加惡化了發(fā)動機(jī)的使用性。總的來說，增壓柴油機(jī)在高原環(huán)境工作時常遇到的問題有［2］:

1)低速時，壓氣機(jī)增壓比升高，空氣折合流量減少，壓氣機(jī)具有喘振傾向;

2)高速時，排溫和膨脹比的升高導(dǎo)致渦輪轉(zhuǎn)速加快，易發(fā)生增壓器超速;

3)最大扭矩點(diǎn)所對應(yīng)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高，轉(zhuǎn)速適應(yīng)性系數(shù)減小。

此外，在設(shè)計高原使用的發(fā)動機(jī)時還需考慮:發(fā)動機(jī)的低溫啟動，冷卻介質(zhì)沸點(diǎn)降低，發(fā)動機(jī)熱負(fù)荷高，空氣含塵量大等問題［3］。本文提出了一種可調(diào)復(fù)合增壓柴油機(jī)高原功率恢復(fù)方案，使用仿真軟件建立了復(fù)合增壓方案模型，并對比分析了不同高原策略的發(fā)動機(jī)性能。

1 高原增壓方案的比較

高原環(huán)境下，空氣密度的下降減少了進(jìn)入缸內(nèi)的燃燒空氣，導(dǎo)致燃燒惡化，功率和效率下降。因此，大部分柴油機(jī)的高原功率恢復(fù)方案都通過研究增壓系統(tǒng)來提高柴油機(jī)的高原適應(yīng)性。常用的高原增壓技術(shù)有可變噴嘴環(huán)渦輪(VNT)、兩級增壓、相繼增壓、輔助增壓裝置和復(fù)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(lián)形式的增壓方案。國外對兩級增壓已產(chǎn)品化。但在國內(nèi)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(yōu)點(diǎn)在于可以充分利用廢氣的能量，拓寬增壓系統(tǒng)的適應(yīng)范圍。但二級渦輪會減少原渦輪的膨脹功，使得柴油機(jī)的低速扭矩特性惡化，若重新設(shè)計增壓器、增加級間中冷無疑會對原增壓系統(tǒng)改動較大。此外，采用兩級渦輪增壓的柴油機(jī)加速響應(yīng)性較差。

1.2 相繼增壓方案

相繼渦輪增壓系統(tǒng)(STC)由2 臺或2 臺以上渦輪增壓器并聯(lián)組成，根據(jù)發(fā)動機(jī)的運(yùn)行工況將增壓器逐臺切入或切出，實(shí)現(xiàn)增壓方案的切換。相繼增壓方案最早應(yīng)用于船用柴油機(jī)，德國MTU 公司首先在其商業(yè)機(jī)型上應(yīng)用了相繼增壓方案。國內(nèi)哈爾濱工程大學(xué)、上海船用柴油機(jī)研究所等在大型船用柴油機(jī)領(lǐng)域進(jìn)行過相繼增壓的研究;上海交通大學(xué)和北方車輛研究所研究了應(yīng)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(yōu)點(diǎn)在于可以擴(kuò)大增壓系統(tǒng)的適應(yīng)范圍，降低柴油機(jī)的燃油消耗。但是對于車用發(fā)動機(jī)來說，運(yùn)行轉(zhuǎn)速范圍寬且工況波動大，使得相繼增壓系統(tǒng)需要頻繁的切換工作模式，進(jìn)氣流量和壓力波動較大，易發(fā)生壓氣機(jī)喘振，造成增壓系統(tǒng)部件的損壞，同樣過渡工況響應(yīng)性較差［9］。

1.3 復(fù)合增壓方案

復(fù)合增壓指采用多種的增壓技術(shù)形成的增壓形式，目前主要的形式有機(jī)械-渦輪復(fù)合增壓、諧振復(fù)合增壓、電動輔助增壓等形式。

電動輔助增壓技術(shù)將高速電機(jī)與渦輪增壓器同軸相連，發(fā)動機(jī)在加速工況時，電機(jī)啟動迅速提高渦輪增壓器轉(zhuǎn)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(jī)難以連續(xù)工作限制了電輔助增壓在改善發(fā)動機(jī)性能方面的應(yīng)用。

機(jī)械-渦輪復(fù)合增壓在國外民用車輛上已經(jīng)開始應(yīng)用，以大眾的1.4TSI(T+S)發(fā)動機(jī)為代表的機(jī)械-渦輪汽油機(jī)復(fù)合增壓技術(shù)較為成熟。機(jī)械增壓器與發(fā)動機(jī)曲軸以固定的傳動比相連，難以在各種環(huán)境條件下都能與發(fā)動機(jī)實(shí)現(xiàn)良好的匹配［10］。

2 轉(zhuǎn)速可調(diào)復(fù)合增壓方案

2.1 方案原理

參考機(jī)械-渦輪復(fù)合增壓和電輔助增壓方案的各自優(yōu)點(diǎn)，本文提出一種可調(diào)轉(zhuǎn)速的復(fù)合增壓方案(CASP)用于高原環(huán)境下柴油機(jī)功率的恢復(fù)。

如圖1所示可調(diào)轉(zhuǎn)速的復(fù)合增壓系統(tǒng)由兩級壓氣機(jī)和一級渦輪組成。第一級壓氣機(jī)為可調(diào)增壓器，其轉(zhuǎn)速可通過電控系統(tǒng)調(diào)節(jié);第二級為渦輪增壓系統(tǒng)。在柴油機(jī)低速工況時，旁通閥關(guān)閉，兩級壓氣機(jī)串聯(lián)工作;發(fā)動機(jī)中高速工況時，旁通閥打開，控制可調(diào)增壓器停止運(yùn)轉(zhuǎn)，只有渦輪增壓系統(tǒng)工作。

2.2 方案的實(shí)現(xiàn)

經(jīng)估算，復(fù)合增壓方案中所采用的第一級可調(diào)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(jī)均能滿足這些要求［4］。

羅茨泵式壓氣機(jī)的優(yōu)點(diǎn)在于可靠性較好，工作轉(zhuǎn)速在1 000～7 500 r/min 范圍內(nèi)，基本沒有阻塞和喘振的現(xiàn)象，使用常用的電機(jī)可以直接驅(qū)動。缺點(diǎn)在于羅茨泵的容積流量、壓比和轉(zhuǎn)速之間近似成單調(diào)線性關(guān)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(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行嚴(yán)格的控制。

圖1 可調(diào)轉(zhuǎn)速的復(fù)合增壓系統(tǒng)方案圖Fig.1 Scheme of composite adjustable supercharged program

離心葉輪式壓氣機(jī)的壓比和流量的適應(yīng)范圍更為寬廣，在環(huán)境變化時下具有一定的自平衡能力，與渦輪壓氣機(jī)的工作特性類似，便于調(diào)節(jié)。目前車用的離心式壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速在10 000～100 000 r/min，常用的電機(jī)或液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)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(jī)的增速比達(dá)到12 的行星傳動機(jī)構(gòu)已商業(yè)化生產(chǎn)［11］。

在車輛上實(shí)現(xiàn)復(fù)合增壓方案時，可根據(jù)布置難度及使用成本來選擇其驅(qū)動形式，例如在機(jī)-電混合動力車輛上可采用電機(jī)驅(qū)動，而液壓傳動的車輛上可考慮使用液壓馬達(dá)。本文中采用離心葉輪式壓氣機(jī)作為復(fù)合增壓方案中的第一級可調(diào)增壓器。

2.3 方案的特點(diǎn)

可調(diào)增壓器的轉(zhuǎn)速不再受發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的約束，無論采取電機(jī)或液壓馬達(dá)等形式，均可通過電控系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)對轉(zhuǎn)速的自由調(diào)節(jié)。通過調(diào)節(jié)可調(diào)增壓器的轉(zhuǎn)速，實(shí)現(xiàn)兩級壓氣機(jī)壓比的合理分配，可有效改善發(fā)動機(jī)低速扭矩特性和加速響應(yīng)性。在發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速時，旁通閥打開，可調(diào)增壓器停轉(zhuǎn)，增壓系統(tǒng)的功耗。通過合理的設(shè)計，可調(diào)增壓器的轉(zhuǎn)速能夠隨海拔和發(fā)動機(jī)工況變化做出相應(yīng)的調(diào)整，拓寬了增壓系統(tǒng)的工作范圍，所以復(fù)合增壓方案的工況和環(huán)境適應(yīng)能力更強(qiáng)。

除了上述復(fù)合增壓方案在改善發(fā)動機(jī)外特性上的優(yōu)勢外，該方案可期的其他優(yōu)點(diǎn)主要有:

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

2)增強(qiáng)了復(fù)合增壓的可控性，合理的控制策略會使該方案可具有環(huán)境自適應(yīng)的能力。

3)可調(diào)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速隨發(fā)動機(jī)工況連續(xù)變化，不會出現(xiàn)壓力和流量的劇烈波動。

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

3 柴油機(jī)高原環(huán)境仿真建模

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

3.1 原機(jī)模型的建立與驗證

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

表1 發(fā)動機(jī)部分關(guān)鍵參數(shù)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(fā)出的功率;qmT為流經(jīng)渦輪工質(zhì)流量，其中m 表示質(zhì)量;cp為等壓比熱容;TT為渦輪進(jìn)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(yùn)行工況有關(guān);πT為渦輪的膨脹比;κ為氣體的絕熱指數(shù)。

壓氣機(jī)功耗計算公式

式中:Pb為壓氣機(jī)消耗的功率;qmb為流壓氣機(jī)輪氣體流量;cp為等壓比熱容;T01為壓氣機(jī)進(jìn)口的氣體溫度;T02為壓氣機(jī)流出氣體的絕熱壓縮溫度;πb為壓氣機(jī)壓縮比;ηb為壓氣機(jī)的等熵效率，一般ηb取0.55～0.8，與壓氣機(jī)特性和運(yùn)行工況有關(guān)。

發(fā)動機(jī)模型中采用Wiebe 半預(yù)測模型模擬缸內(nèi)的燃燒情況，由進(jìn)氣終了時刻缸內(nèi)的壓力和溫度，按多變過程算出噴油時刻的工質(zhì)狀態(tài)，據(jù)此計算燃燒的滯燃期、預(yù)混比例、燃燒持續(xù)期等參數(shù)，放熱規(guī)律能夠根據(jù)不同的進(jìn)氣狀態(tài)做出相應(yīng)的調(diào)整，使模型具有預(yù)測高原環(huán)境下缸內(nèi)燃燒情況的能力［12］。

對該柴油機(jī)開展了相關(guān)臺架試驗，將試驗數(shù)據(jù)與仿真計算結(jié)果進(jìn)行對比，如圖2所示。從發(fā)動機(jī)臺架試驗數(shù)據(jù)和仿真結(jié)果的對比可以看出，模型計算出的柴油機(jī)外特性的扭矩、功率和燃油消耗率與試驗結(jié)果接近，計算誤差≤5%，可以在此模型基礎(chǔ)上開展復(fù)合增壓方案的仿真研究。

圖2 仿真結(jié)果與實(shí)驗數(shù)據(jù)對比Fig.2 Comparison between simulation and experiment results

3.2 復(fù)合增壓方案模型

圖3中所示即為復(fù)合增壓方案的仿真模型，原柴油機(jī)八缸成V 字型排列，兩側(cè)各使用一臺渦輪增壓器。從盡量減少原機(jī)改動的考慮，將可調(diào)增壓系統(tǒng)安裝在空氣濾清器和渦輪增壓器的壓氣機(jī)之間，即在模型中左右側(cè)各增加一級可調(diào)增壓器和進(jìn)氣旁通閥。圖中箭頭指向為系統(tǒng)內(nèi)氣流方向，在發(fā)動機(jī)低速時，進(jìn)氣旁通閥關(guān)閉，環(huán)境空氣經(jīng)濾清器首先進(jìn)入可調(diào)增壓器，隨后進(jìn)入渦輪增壓器的壓氣機(jī)，空氣被兩次增壓后經(jīng)中冷器和進(jìn)氣道進(jìn)入氣缸。發(fā)動機(jī)中高轉(zhuǎn)速時，進(jìn)氣旁通閥打開，可調(diào)增壓器被短路停止運(yùn)轉(zhuǎn)。為了防止在高原條件下渦輪出現(xiàn)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(diào)復(fù)合增壓方案仿真模型圖Fig.3 Simulation model of CASP

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

4 仿真計算與結(jié)果分析

4.1 原機(jī)平原特性分析

圖2中的仿真結(jié)果可知，在平原條件下發(fā)動機(jī)標(biāo)定點(diǎn)轉(zhuǎn)速2 500 r/min 時功率為590 kW，發(fā)動機(jī)的最大扭矩值為2 790 N·m，對應(yīng)轉(zhuǎn)速為1 800 r/min，轉(zhuǎn)速儲備系數(shù)為1.39，轉(zhuǎn)矩儲備系數(shù)為1.21.從圖4壓氣機(jī)的運(yùn)行線上可以得出，該發(fā)動機(jī)與增壓器的匹配屬于低速匹配型，在最大扭矩點(diǎn)處壓氣機(jī)效率最高，同時此處也是發(fā)動機(jī)的最佳經(jīng)濟(jì)運(yùn)行區(qū)，見圖2.該八缸柴油機(jī)進(jìn)行過一定程度的強(qiáng)化，標(biāo)定點(diǎn)處壓氣機(jī)的增壓比余量較小，而且低速段靠近喘振線，由此可預(yù)測在高原環(huán)境下增壓器的功率補(bǔ)償能力非常有限。

圖4 平原環(huán)境原機(jī)外特性的壓氣機(jī)運(yùn)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(huán)境條件(大氣壓力70 kPa、溫度5 ℃)下，以原八缸柴油機(jī)模型為基礎(chǔ)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(xiàn)超速。策略1:發(fā)動機(jī)中低速時，減少發(fā)動機(jī)的循環(huán)供油量，保證空燃比與平原相當(dāng)，避免低速時壓氣機(jī)喘振;發(fā)動機(jī)高速時，通過控制供油量來防止渦輪超速。策略2:保證發(fā)動機(jī)的循環(huán)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(diào)節(jié)增壓壓力。

復(fù)合增壓方案的仿真計算同樣是在海拔3 000 m的環(huán)境進(jìn)行的，采用圖3中的復(fù)合增壓模型，并配合相應(yīng)的調(diào)整策略。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速低于1 800 r/min 時，進(jìn)氣旁通閥關(guān)閉，可調(diào)增壓器處于工作狀態(tài)，供油量與平原時一樣;當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速超過2 000 r/min 時，打開進(jìn)氣旁通閥，可調(diào)增壓器被短路，僅有渦輪增壓器參與工作，此時的循環(huán)供油量與平原狀態(tài)接近。

4.3 不同方案的發(fā)動機(jī)性能對比

在仿真結(jié)果的對比中，已將可調(diào)增壓器的功耗計入發(fā)動機(jī)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(yán)重，標(biāo)定功率(扭矩)僅為平原的70%，同時最大扭矩點(diǎn)對應(yīng)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速上升，轉(zhuǎn)速適應(yīng)性系數(shù)下降。策略2 的功率恢復(fù)能力最強(qiáng)，其標(biāo)定點(diǎn)功率達(dá)到了平原的95.4%，外特性扭矩形狀與平原相似。復(fù)合增壓方案標(biāo)定功率恢復(fù)至平原的89.7%，最大扭矩點(diǎn)對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由原機(jī)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(yīng)性系數(shù)由1.21 上升至1.3.在1 600 r/min 以下的轉(zhuǎn)速區(qū)間，復(fù)合增壓方案的扭矩可達(dá)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(tài)高5%～7%，高轉(zhuǎn)速的情況好于低速段。策略2 的經(jīng)濟(jì)性的惡化情況比較嚴(yán)重，尤其在低速段時油耗比平原高10%～12%.復(fù)合增壓方案的燃油經(jīng)濟(jì)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(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(qū)間內(nèi)，復(fù)合增壓的空燃比最高，甚至超過了平原狀態(tài);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(fù)合增壓方案中渦輪入口溫度的隨轉(zhuǎn)速變化較小，集中在640 ℃～710 ℃之間。

4.4 不同方案的發(fā)動機(jī)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(fù)，所以在扭矩曲線上體現(xiàn)為最高扭矩點(diǎn)轉(zhuǎn)速升高，轉(zhuǎn)速適應(yīng)性系數(shù)下降。在經(jīng)濟(jì)性方面，由于壓縮終了時缸內(nèi)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(qū)氣溫較低，渦輪入口溫度低于平原狀態(tài)，可適當(dāng)增加供油量提高策略1 的功率恢復(fù)能力。

策略2 沒有針對高原環(huán)境減少供油，標(biāo)定功率恢復(fù)能力最強(qiáng)。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(yùn)行。

復(fù)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(qū)別。低速段內(nèi)，兩級增壓器的聯(lián)合運(yùn)行提高了進(jìn)氣密度，即使噴油量與平原相當(dāng)也能獲得較高的空燃比，缸內(nèi)燃燒進(jìn)行比較充分，所以動力性和經(jīng)濟(jì)性都沒有下降。在高速段(轉(zhuǎn)速高于1 800 r/min)可調(diào)增壓器停止工作，空燃比低于平原狀態(tài)，為防止渦輪出現(xiàn)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(jīng)濟(jì)性都有所降低。高速段時渦輪增壓器獲得較充足的能量，進(jìn)氣質(zhì)量增加，保證渦輪入口溫度不超限的前提下適當(dāng)?shù)卦黾訃娪停瑯?biāo)定功率得以恢復(fù)至平原的89.7%.但是此時渦輪增壓器的轉(zhuǎn)速已接近上限，進(jìn)一步依靠增加噴油來恢復(fù)功率的潛力已經(jīng)非常有限。在發(fā)動機(jī)整個轉(zhuǎn)速區(qū)間范圍內(nèi)，渦輪入口處的廢氣溫度都在700 ℃以內(nèi)。

4.5 壓氣機(jī)工作狀態(tài)的分析

圖7中3 條運(yùn)行線自左向右依次代表策略2、復(fù)合增壓方案、策略1 渦輪壓氣機(jī)的工作狀態(tài)。與圖4原機(jī)平原狀態(tài)的運(yùn)行線比較可知，策略1 壓氣機(jī)的工作效率下降，策略2 的工作點(diǎn)更加接近喘振線，復(fù)合增壓方案的工作點(diǎn)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(jī)運(yùn)行線Fig.7 Engine operating lines on turbocharger compressor map of various schemes

策略1 中，壓氣機(jī)的空氣流量較平原有所減少，工作點(diǎn)左移?？杖急扰c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(jī)的壓比下降。總的來說，策略1 的壓氣機(jī)工作點(diǎn)往左下方移動，喘振傾向并不明顯，但壓氣機(jī)效率降低。

對于策略2 來說，高原環(huán)境下空氣密度降低，流經(jīng)壓氣機(jī)的空氣折合流量減少，聯(lián)合運(yùn)行點(diǎn)工作點(diǎn)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(zhì)量的工質(zhì)獲得更多的能量，渦輪入口處燃?xì)獾臏囟容^高，又由于環(huán)境背壓的降低，使渦輪可獲得更多的膨脹功，在壓氣機(jī)的壓比升高，運(yùn)行點(diǎn)上移。以上因素的綜合影響導(dǎo)致策略2 的聯(lián)合運(yùn)行點(diǎn)往左上方移動，更加靠近喘振線。

復(fù)合增壓方案中，由于一級可調(diào)增壓器提高了發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣流量，使得渦輪壓氣機(jī)的聯(lián)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(jìn)氣流量的增大使渦輪增壓器轉(zhuǎn)速上升，運(yùn)行點(diǎn)移向大流量和高轉(zhuǎn)速的方向，提高了發(fā)動機(jī)低速時的壓氣機(jī)效率。采用了第一級可調(diào)增壓器后，改變了原渦輪增壓器與柴油機(jī)的匹配點(diǎn)，是復(fù)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(zhuǎn)速線，被迫采取了相應(yīng)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(biāo)定功率恢復(fù)能力不足。該渦輪增壓器成了制約標(biāo)定功率恢復(fù)的瓶頸，所以進(jìn)一步改善該柴油機(jī)的高原特性，需重新匹配高壓比、高轉(zhuǎn)速的渦輪增壓器。

第一級可調(diào)增壓器在發(fā)動機(jī)外特性的運(yùn)行狀態(tài)如圖8所示?？烧{(diào)壓氣機(jī)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(jī)使用的壓氣機(jī)特性相仿。選型時可考慮選用葉片數(shù)較少、后彎角較大的壓氣機(jī)。另外，隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高，可調(diào)增壓器的流量增大，壓比并無升高的趨勢。

圖8 復(fù)合增壓方案中可調(diào)增壓器的運(yùn)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(diào)增壓器后，發(fā)動機(jī)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(diào)增壓的耗功僅約為發(fā)動機(jī)有效功率的3%左右。

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

策略1 保持了原機(jī)的空燃比，所以燃油經(jīng)濟(jì)性與原機(jī)接近，但功率下降嚴(yán)重，使用特性惡化。策略2 有較強(qiáng)的功率恢復(fù)能力，但是過高的渦輪入口溫度和嚴(yán)重的喘振傾向使策略2 難以實(shí)現(xiàn)。復(fù)合增壓方案的高原外特性燃油消耗率較低且經(jīng)濟(jì)運(yùn)行區(qū)寬廣，發(fā)動機(jī)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(diào)復(fù)合增壓方案是高原功率恢復(fù)的有效方案。復(fù)合增壓方案中第一級可調(diào)增壓器的優(yōu)勢在于提高柴油機(jī)的低速特性，渦輪增壓器需滿足高速工況對增壓系統(tǒng)高壓比的要求。

5 結(jié)論

本文通過開展復(fù)合增壓方案的仿真計算，得到以下結(jié)論:

1)可調(diào)復(fù)合增壓方案有效解決了增壓柴油機(jī)在高原環(huán)境下遇到的壓氣機(jī)喘振、超速的問題，改善了柴油機(jī)的外特性，尤其在低速段明顯地提高發(fā)動機(jī)的動力性和經(jīng)濟(jì)性。

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

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